Автор: Панов Н.И.
Теги: дороги железные дороги железнодорожное строительство автомобильные дороги дорожное строительство тепловозы
Год: 1976
Текст
ТЕПЛОВОЗЫ
КОНСТРУКЦИЯ,
ТЕОРИЯ И РАСЧЕТ
Под ред. д-ра техн, наук
| н. и. Панова]
МОСКВА ИЗДАТЕЛЬСТВО „МАШИНОСТРОЕНИЕ11
1976
УДК 625.282
Авторы книги: И. П. Бородулин, Е. Д. Бренер,
Е. С. Гречищев, В. Н. Иванов, Г. М. Ковнер,
В. Д. Кузьмич, М. С. Малинов, Б. Н. Морошкин,
Р. М. Назаров, Н. Н. Овечников, Ю. В. Ольховский,
| Н. И. Панов |, В. Б. Скоркин, В. Ф. Титаренко,
| А. П. Третьяков |, Э. Д. Фельдман, Л. В. Червова,
П. М. Чумиков
Рецензент канд. техн, наук Ю. Н. Ильин
Тепловозы. Под ред. | Н. И. Панова |. [М., Маши-
ностроение, 1976.
544 с. с ил.
Книга содержит общие сведения о магистральных
тепловозах, их теорию, расчет и конструкцию. Из-
ложено технико-экономическое обоснование выбора
основных параметров магистральных тепловозов. Рас-
смотрены основные характеристики силовых устано-
вок и тяговых передач, конструкция и расчет вспо
могательных систем, рамы кузова, тележек и рессор-
ного подвешивания. Отражены требования к устрой-
ствам санитарно-гигиенического обеспечения. Приве-
дены расчеты тяговых характеристик.
Книга предназначена для инженерно-технических
работников тепловозостроительных заводов, конструк-
торских бюро, научно-исследовательских учреждений,
занимающихся проектированием и усовершенствова-
нием тепловозов, а также для инженерно-техниче-
ских работников жел.-дор. транспорта. Табл. 65,
ил. 313. список лит. 189 назв.
© Издательство «Машиностроение», 1976 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Идея создания тепловозов и первые ее теоретические обоснования,
сопровождавшиеся эскизными проектами, были высказаны отечественными
инженерами и учеными еще в начале нынешнего столетия. Начало тепло-
возостроения в СССР было положено в первые же годы Советской власти
историческим постановлением Совета Труда и Обороны от 4 января 1922 г.,
принятым по инициативе В. И. Ленина. В 1924 г. был построен первый
в мире магистральный советский тепловоз Щел 1. В последующие годы шло
накопление опыта проектирования, постройки (Коломенский тепловозо-
строительный завод) и эксплуатации тепловозов (в 1926—1932 гг. на опытной
тепловозной базе НКПС на ст. Люблино и на Ашхабадской жел. дор.).
Решительный поворот к широкому внедрению тепловозной тяги на
жел. дор. СССР был определен решениями июльского (1955 г.) Пленума ЦК
и XX съезда КПСС. Дальнейшая конкретная программа реконструкции
тяги была определена утвержденными XXI съездом КПСС контрольными
цифрами развития народного хозяйства СССР на 1959—1965 гг., решениями
XXIII съезда КПСС и Директивами XXIV съезда КПСС по пятилетнему
плану развития народного хозяйства СССР на 1971—1975 гг., предусматри-
вавшими внедрение более мощных магистральных тепловозов и значительное
повышение доли прогрессивных средств тяги в маневровой работе жел.-дор.
транспорта.
Успешное осуществление постановлений Коммунистической партии
и Советского правительства о коренной технической реконструкции на базе
электрификации и широкого внедрения тепловозной тяги изменило весь
облик жел.-дор. транспорта. На 1 января 1975 г. практически завершен
перевод жел. дор. на электровозную и тепловозную тяги. Почти весь грузо-
оборот (99,2%) выполняют электровозы (52%) и тепловозы (47,2%). За 17 лет
(с 1956 по 1972 г.) было сэкономлено 1,5 млрд, т каменного угля. Эксплуата-
ционные расходы жел. дор. уменьшились на 25 млрд. руб.
Широкое внедрение тепловозной тяги на жел. дор. СССР при соответ-
ствующем развитии тепловозостроительной промышленности сопровожда-
лось подготовкой и переподготовкой кадров массовых профессий и инженер-
но-технических работников промышленности и жел.-дор. транспорта, интен-
сивным развитием научных исследований, разработкой вопросов теории
работы тепловозов и отдельных их устройств, разработкой новых конструк-
ций и их испытаниями, совершенствованием методов проектирования и все
возрастающим опытом эксплуатации. Результаты научных исследований,
теоретических разработок и расчетов, обобщения опыта эксплуатации тепло-
3
возов, полученные коллективами конструкторских бюро тепловозостроитель-
ных заводов, научно-исследовательских организаций жел.-дор. транспорта
и промышленности, высшими учебными заведениями, освещались в журналь-
ных статьях, сборниках, трудах научных учреждений, вузов и заводов,
монографиях, книгах, посвященных описанию конструкции тепловозов
конкретных серий, в учебниках для вузов и техникумов.
В книге систематически изложены конструкция тепловозов, теория их
работы и современные расчетные методы, применяемые в конструкторских
бюро и научно-исследовательских организациях.
Вопросы, относящиеся к силовым установкам, тяговым передачам и
системам управления работой тепловоза, изложены лишь в мере, необходимой
для освещения работы тепловоза в целом и отдельных его частей, так как
по конструкции и теории этих устройств имеются достаточно полные моногра-
фии. По этой же причине в книге не освещены вопросы динамики тепловозов.
Глава I
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ТЕПЛОВОЗОСТРОЕНИИ В СССР
И ЗА РУБЕЖОМ
§ 1. ЭТАПЫ НАЧАЛА РАЗВИТИЯ ТЕПЛОВОЗОСТРОЕНИЯ В СССР
Возникновение и развитие тепловозостроения в СССР в его практическом
аспекте неразрывно связано с именем В. И. Ленина. По его инициативе
в Совете Труда и Обороны 4 января 1922 г. было принято решение о разра-
ботке и постройке первых магистральных тепловозов. И после этого истори-
ческого совещания В. И. Ленин, несмотря на большую занятость, продолжал
оказывать действенную помощь в организации тепловозостроения и внима-
тельно следил за ходом изготовления первых дизельных локомотивов.
Первым в мире образцом магистрального тепловоза является созданный
в 1924 г. по проекту и под руководством Я. М. Гаккеля тепловоз Щэл 1 мощ-
ностью 1000 л. с. с электропередачей (рис. 1). 7 ноября 1924 г. тепловоз
совершил свою первую поездку до ст. Обухове и обратно, а 16 января 1925 г.
привел грузовой поезд из Ленинграда в Москву. Тепловоз испытывали,
подвергали переделкам, эксплуатировали, неоднократно ремонтировали
и в конце 1927 г. сняли с поездной службы с пробегом около 60 000 км [189].
Второй тепловоз с электрической передачей Ээл2, построенный по заказу
СССР в Германии по проекту, разработанному под руководством Ю. В. Ломо-
носова, прибыл в Москву в январе 1925 г. Тепловоз Ээл2 проектировали как
эквивалентный паровозу 0-5-0 серии Э, с максимальной силой тяги на ободе
15 000 кге при скорости движения 15 км/ч.
В 1927 г. прибыл тепловоз Эмх3 с механической передачей, также постро-
енный по заказу СССР в Германии. К этому времени СССР обладал наиболее
мощными тепловозами с электрической и механической передачами, объектив-
ное изучение и сравнение которых способствовало ускорению развития отече-
ственного тепловозостроения.
Всесторонние испытания и эксплуатация тепловоза Эмх2 показали, что,
несмотря на конструктивные недостатки, он является жизнеспособным локо-
мотивом, о чем свидетельствовал совершенный им пробег почти в 1 млн. км.
Опытная эксплуатация тепловоза Эмх3 не подтвердила целесообразности
применения на мощных тепловозах механической передачи данной конструк-
ции из-за следующих принципиальных недостатков: снижения силы тяги
до нуля при переключении коробки передачи; невозможности реализации
полной мощности дизеля; перемены направления движения тепловоза ревер-
сированием дизеля с остановкой тепловоза; ударов при переключении скоро-
стей коробки передач при помощи электромагнитной муфты.
В 1931 г. в эксплуатацию поступил тепловоз Ээл5, построенный также
в Германии по проекту тепловозного бюро НКПС. Он являлся конструктив-
ным развитием тепловоза Ээл2 и отличался установкой бескомпрессорного
5
Рис. 1. Тепловоз Щэл1
Рис. 2. Тепловоз Ээл5
дизеля, введением принудительной вентиляции тяговых двигателей, ограни-
чением по возбуждению при скорости движения 45 км/ч (32—35 км/ч для
тепловоза Ээл2). Тепловоз Ээл5 был принят как основной для наших дорог
(рис. 2).
Коломенский тепловозостроительный завод им. В. В. Куйбышева 1 по
заданию НКПС в 1928—1929 гг. проектирует, а затем и строит тепловозы 0эл7
с электропередачей и с осевой формулой 1 -4о-О (1930 г.) и Оэл6с осевой форму
лой 1-4-1 (1931 г.), с бескомпрессорными дизелями мощностью 600 л. с.,
предназначавшиеся для маневровой работы на крупных жел.-дор. узлах. При
проектировании этих тепловозов ставилась задача сравнения индивидуаль-
ного (Оэл7) и группового (Оэл6) приводов движущих осей.
Созданное на Коломенском заводе проектное бюро во главе с В. И. Бес-
пяткиным и Б. С. Поздняковым (при участии А. И. Козякина, Н. К. Рыбина,
А. А. Кирнарского, Б. И. Кушнера, А. С. Близнянского и др.) спроекти-
1 Далее по книге Коломенский завод.
6
Таблица 1
Наименование Тепловоз
ЩЭЛ J Ээл 2 Ээл 5 Оэл 6 Ээл 8 Ээл серийный ВМ-20
Род службы Грузо- пасса- жирский Грузовой Манев- ровый Грузо- пасса- жирский Грузо- вой Грузо- пасса- жирский
Осевая форму- ла 1-30+40+ +30-1 1-50-1 2-50-1 1-4-1 2-50-1 2-50-1 2 (2-40-1)
Мощность ди- зеля, л. с. Конструкцион- ная скорость, км/ч 1 000 1 200 1 200 600 2X825 1 050 2Х 1050
75 50 55 50 65 55 72
Сцепной вес, тс 160 92,2 98,5 73,3 106,5 98 160
Сила тяги (в кгс) при ско- рости движе- ния v = 15 км/ч 14 400 1 1 15 200 15 000 8 600 21 600 14 800 । 29 400
ровало тепловоз с электропередачей Ээл9, построенный в 1932 г. По типу
этого тепловоза с 1933 г. Коломенским заводом совместно с заводом «Динамо»
и Харьковским электромеханическим заводом начат серийный выпуск грузо-
вого тепловоза Э9Л с осевой формулой 2-50-1, четырехтактным бескомпрессор-
ным дизелем 42БМК6 мощностью 1150 л. с. при 450 об/мин, масляным охлаж-
дением поршней и пневматическим пуском.
В 1934 г. Коломенским заводом при участии завода «Динамо» и Вороши-
ловградского тепловозостроительного завода им. Октябрьской революции1
был построен мощный сочлененный тепловоз ВМ мощностью 2x1050 л. с.
Каждая секция имела осевую формулу 2-40-1 и по мощности была эквивалент-
на тепловозу Ээл9. В это же время в Германии заканчивалась постройка
тепловоза Ээл8 (последний тепловоз, построенный для СССР за границей)
мощностью 1600 л. с. с двумя дизель-генераторными установками. В 1937 г.
была прекращена постройка тепловозов, и Коломенский завод строил перед-
вижные электростанции. Основные параметры тепловозов с электропередачей,
построенных до 1941 г. даны в табл. 1.
§ 2. ТЕПЛОВОЗОСТРОЕНИЕ В СССР ПОСЛЕ 1945 г.
После 1945 г. строительство тепловозов организуется на Харьковском
заводе транспортного машиностроения им. В. А. Малышева2, который
является центром тепловозостроения до 1956 г. В соответствии с решением
июльского (1955 г.) Пленума ЦК КПСС и Директивами XX съезда партии
с 1956 г. был прекращен выпуск паровозов и начато производство тепловозов
и на других заводах страны.
Образованию в г. Харькове центра тепловозостроения способствовал
в значительной мере завод ХЭТЗ (сейчас завод «Электротяжмаш»), который
с 1947 г. становится крупнейшим поставщиком электрооборудования для
1 Далее по книге Ворошиловградский завод.
2 Далее по книге Харьковский завод транспортного машиностроения.
7
теплозозов. Большая научно-техническая помощь новому центру тепловозо-
строения была оказана учеными Харьковского политехнического института
им. В. И. Ленина, института инженеров жел.-дор. транспорта им. С. М. Ки-
рова и других вузов г. Харькова.
Хаоък:в::<:-:й завсд транспортного машиностроения вначале выпускал
.магистральные односекционные тепловозы ТЭ1 мощностью 1000 л. с. с четы-
рехтактным дизелем Д50. Несмотря на некоторые недостатки, тепловоз ТЭ1
оказался вполне работоспособным, надежным и имел к. п. д. на ободе колес,
равный 28".?. В 1948 г. заводом был спроектирован и построен двухсекцион-
ный тепловоз ТЭ2 мощностью 2000 л. с. Силовая установка каждой секции
TS2. состоящая из дизеля Д50 и генератора МПТ-84/39 мощностью 620 кВт
при частоте вращения 740 об/мин, однотипна с установленной на тепловозе
ТЭ1. Взаимозаменяемы также и другие основные узлы: тяговые двигатели,
компрессор, аккумуляторная батарея и электроаппаратура.
Испытания по воздействию на путь, проведенные ЦНИИ МПС, показали,
что тепловоз ТЭ2, имеющий двухосные короткобазовые тележки, вызывает
большие напряжения в рельсах в результате увеличенного виляния. Прове-
денная по рекомендации ЦНИИ МПС модернизация привела к заметному
улучшению ходовых свойств. С 1951 г. начат серийный выпуск тепловозов
ТЭ2, продолжавшийся до конца 1955 г., когда их постройка была прекращена
в связи с переходом на производство тепловозов ТЭЗ.
Двухсекционный тепловоз ТЭЗ мощностью 2x2000 л. с., созданный
в 1953—1954 гг., по своим техническим показателям значительно превос-
ходил тепловозы ТЭ1 и ТЭ2 (см. табл. 2). Динамические испытания этого
тепловоза выявили следующие недостатки в конструкции его экипажной
части: малую гибкость рессорного подвешивания, неудовлетворительное
воздействие на путь в кривых малого радиуса и др.
Совместными усилиями работников заводов, строивших тепловозы
ТЭЗ, а также сотрудников ВНИТИ и ЦНИИ МПС, основные дефекты экипаж-
ной части тепловоза были исключены. В последующие годы были устранены
недостатки, выявившиеся в результате эксплуатации тепловоза: поврежде-
ние блоков дизелей; прогары поршней; разжижение масла; ограничения
по охлаждающей способности холодильника и мощности тягового генератора.
В настоящее время тепловозы ТЭЗ составляют значительную часть локомо-
тивного парка жел. дор. СССР. В 1963 г. производство тепловозов ТЭЗ
было полностью передано Ворошиловградскому заводу.
В конце 1956 г. Харьковским заводом транспортного машиностроения
был построен двухсекционный пассажирский тепловоз ТЭ7, являвшийся
модификацией грузового тепловоза ТЭЗ. Рассчитан тепловоз ТЭ7 на макси-
мальную скорость 140 км/ч. Недостатком тепловоза ТЭ7 как пассажирского
локомотива является его большой вес (252 тс), составляющий примерно 25%
веса состава. Показатели воздействия на путь у тепловоза ТЭ7 оказались
в 1,5—2 раза хуже [144], чем у тепловозов ТЭП60 и электровозов ЧС.
Грузовой тепловоз ТЭ10 мощностью 3000 л. с. был построен к XXI съезду
КПСС. На первых опытных тепловозах устанавливали дизель 9Д100, являв-
шийся 12-цилиндровым усовершенствованным вариантом дизеля 2Д100.
После создания в 1960 г. 10-цилиндрового дизеля 10Д100 его стали устанавли-
вать на тепловозах ТЭ10 и их модификациях: односекционных двухкабинных
пассажирских тепловозах ТЭП10 и двухсекционных грузовых тепловозах
2ТЭ10 мощностью 2x3000 л. с. Высокие технико-экономические показатели
дизеля 10Д100 были достигнуты благодаря применению комбинированной
системы наддува (с давлением до 2,35 кгс/см2) и промежуточного охлаждения
8
Таблица 2
Тепловоз
Наименование ТЭ1 ТЭ2 ТЭЗ ТЭ7 тэю ТЭП10 2ТЭ40
Осевая формула з0-з0 2 (20-20) 2 (30-30) 2 (30-30) Зо‘Зо 3о‘3о 2 (Зп-Зо)
Мощность, л. с. 1000 2Х 1000 2Х 2000 2Х 2000 3000 3000 2Х 3000
Служебный вес, тс Удельный — вес,___ 121,6 2X85 2Х 126 2X126 129 129 2Х 126
кгс/л. с Конструкционная 121,6 85 63 63 43 . 43 42
скорость, км/ч . . Сила тяги длитель- 95 95 100 140 100 140 100
ного режима, кгс Скорость длитель- 16 000 2X 10900 2Х 20 200 2Х 11 650 25 600 18 000 2X26200
ного режима, км/ч 12 17 20,5 35,5 24, 35 24
наддувочного воздуха. В отличие от предыдущих конструкций, выпускав-
шихся Харьковским заводом транспортного машиностроения, на тепловозе
ТЭ10 и его модификациях применен сварной кузов несущей безраскосной
конструкции, обеспечивающий снижение веса тепловоза.
Новый двухсекционный магистральный грузовой тепловоз 2ТЭ40
(«Украина-2») мощностью 2x3000 л. с. был создан в 1964 г. на базе экипаж-
ной части тепловоза ТЭП10 и имел много унифицированных с ним узлов.
Главная особенность тепловоза 2ТЭ40 состоит в применении нового тепловоз-
ного дизеля Д70 (16ЧН 24/27), созданного по инициативе Н. М. Глаголева
и сотрудников ХПИ совместно с конструкторами Харьковского завода транс-
портного машиностроения. Основные характеристики тепловозов с электри-
ческой передачей, созданных Харьковским заводом транспортного машино-
строения, приведены в табл. 2.
Коломенский тепловозостроительный завод им. В. В. Куйбышева со
второй половины 1956 г. приступил к выпуску тепловозов ТЭЗ по чертежам
Харьковского завода транспортного машиностроения. Еще с конца 1955 г.
заводские конструкторы проводили поисковые работы по подготовке и орга-
низации проектирования тепловозов собственных конструкций. Исследования
показали, что наряду с освоением двухсекционных тепловозов ТЭЗ необхо-
димо приступить к созданию тепловозов мощностью 3000 л. с. в секции,
оборудованных электрической и гидравлической передачами. На основании
анализа отечественного и зарубежного дизелестроения для тепловозов мощ-
ностью 3000 л с. в секции рекомендовался четырехтактный дизель с удельным
весом 4—5 кгс/л. с., частотой вращения коленчатого вала 1000—1500 об/мин
и эффективным удельным расходом топлива 150—160 г/(л. с. ч). Одновременно
с этим были выбраны параметры гидропередач, холодильника и других узлов
тепловоза.
К концу 1958 г. была завершена постройка заводом первого грузового
тепловоза с электропередачей ТЭ50 мощностью 3000 л. с. В январе 1959 г.
новый тепловоз демонстрировался на железнодорожной выставке, посвящен-
ной XXI съезду КПСС. На тепловозе был применен новый двухтактный
V-образный 16-цилиндровый дизель Д45 (16ДН 23/30). Система охлаждения
была выполнена с трубчатым водомасляным теплообменником, впервые
примененным на отечественных тепловозах, и с автоматическим регулирова-
нием температуры воды и масла. Тепловоз ТЭ50 был построен в одном экзем-
9
Рис. 3. Пассажирок
1 — задняя кабина машиниста; 2 — резервуар противопожарной установки; 3 — гидродвигатель; 4 —
воздушные фильтры дизеля; 8 — аккумуляторный отсек; 9 — топливный бак; 10—дизель; 11 — фильтр
ния электродвигателей передней тележки; 14 — тормозной компрессор; 15 — высоково
пляре, но опыт его проектирования и эксплуатации дал много полезного для
дальнейшего развития тепловозостроения.
В соответствии с принятой специализацией тепловозостроительных
заводов в 1959 г. на Коломенском заводе был спроектирован односекционный
пассажирский тепловоз ТЭП60 мощностью 3000 л. с. (рис. 3) с электропере-
дачей, а в апреле 1960 г., в ознаменование 90-летия со дня рождения
В. И. Ленина, построен первый опытный образец. По своим технико-экономи-
ческим показателям и ряду оригинальных конструктивных решений он
значительно превосходил аналогичные тепловозы как в СССР, так и за рубе-
жом.
На тепловозе ТЭП60 установлен дизель 11Д45А (16ДН 23/30) — улуч-
шенный вариант дизеля Д45. Электрическая передача постоянного тока
разработана Харьковским заводом «Электротяжмаш» им. В. И. Ленина.
Масло дизеля охлаждается в водомасляном теплообменнике. Регулирование
температуры воды и масла дизеля — автоматическое — при помощи гидро-
объемного привода вентиляторов.
Рама и кузов представляют собой единую сварную несущую конструк-
цию. Каркас кузова — ферменного типа. Кузов установлен на двух трехос-
ных тележках с опорно-рамным подвешиванием тяговых двигателей. Бесче-
люстной буксовый узел поводкового типа работает до заводского ремонта без
износа деталей. Каждая тележка связана с рамой кузова при помощи двух
главных опор маятникового типа и четырех пружинных боковых опор.
На основании опыта эксплуатации конструкция многих узлов тепловоза
ТЭП60 совершенствовалась, повышалась надежность тепловоза в целом
10
ий тепловоз ТЭП60:
вентилятор холодильника; 5 — бак для воды; 6 — бак с фильтрами гидропривода вентиляторов; 7 —
тонкой очистки масла; 12 — вентилятор охлаждения тягового генератора; 13 — вентилятор охлажде-
льтная камера; 16 — передняя кабина машиниста; 17 — тяговый электродвигатель
В конце 1972 и 1975 гг. тепловозу был присвоен государственный Знак
качества. С 1964 г. по заказу МПС производятся небольшими партиями двух-
секционные пассажирские тепловозы 2ТЭП60 мощностью 6000 л. с. В 1962—
1963 гг. были построены два опытных односекционных пассажирских тепло-
воза ТГП50 мощностью 2x2000 л. с. с гидравлической передачей, которые
в то время были одними из наиболее мощных локомотивов в мире. При проек-
тировании тепловозов ТГП50 были использованы многие узлы кузова, теле-
жек и гидропривода вентиляторов тепловоза ТЭП60. На раме тепловоза
ТГП50 смонтированы две силовые установки, каждая из которых состоит
из двухтактного дизеля 1Д40 (12ДН 23/30), соединенного с многоциркуля-
ционной гидропередачей К32Р.
Несколько раньше (в 1961—1962 гг.) на Ворошиловградском заводе
также были созданы три опытных односекционных грузовых тепловоза
ТГ106 мощностью 2x2000 л. с. с гидропередачей. Дизели и охлаждающие
устройства у тепловозов ТГ106 и ТГП50 одинаковые (конструкция Коломен-
ского завода). Гидропередача, экипажная часть и вспомогательное оборудо-
вание — различные.
Для сравнения тепловозов ТГП50 и ТГ106 сотрудники ЦНИИ МПС
и ВНИТИ провели в 1964—1965 гг. на Октябрьской жел. дор. тягово-тепло-
технические и сравнительные эксплуатационные испытания, которые выявили
некоторые преимущества тепловоза ТГП50.
Летом 1973 г. на Коломенском заводе по заданию МПС был построен
новый односекционный пассажирский тепловоз ТЭП70 мощностью 4000 л. с.
с электрической передачей переменно-постоянного тока (рис. 4). В конце
кий тепловоз ТЭП70:
4 — водяные секции холодильника; 5 — воздушные резервуары; 6 — гидродвигатели с вентиляторами;
теплообменник; 11 — дизель; 12 — кассеты воздухоочистителя; 13 — возбудитель; 14 — стартер-гене-
выпрямительная установка; 18 — высоковольтная камера; 19 — резервуар противопожарной уста-
21 — тяговый электродвигатель
электродвигатели ЭД 119—постоянного тока с опорно-рамным подвеши-
ванием.
Расчеты показывают, что при замене тепловоза ТЭП60 тепловозом ТЭП70
и весе поезда 1000 тс может быть достигнуто увеличение маршрутной скорости
движения на 13%, производительности локомотива на 8%, сокращение парка
тепловозов и вагонов на 8%, снижение расходов на ремонт на 12% и уменьше-
ние расходов на содержание поездных бригад, отопление и освещение вагонов.
Годовой экономический эффект от использования тепловоза ТЭП70 составит
около 127 тыс. руб.
Создав первый в стране тепловоз мощностью 4000 л. с. в одной секции
с электрической передачей переменно-постоянного тока, Коломенский завод
развернул проектные и научно-исследовательские работы по созданию шести-
осного тепловоза ТЭП75 мощностью 6000 л. с. с электрической передачей
и 20-цилиндровым четырехтактным дизелем Д49. Тепловоз построен ко дню
открытия XXV съезда КПСС.
Основные параметрытепловозов, созданных Коломенским тепловозострои-
тельным заводом им. В. В. Куйбышева после 1945 г., приведены в табл. 3.
Ворошиловградский тепловозостроительный завод им. Октябрьской рево-
люции является крупнейшим в стране локомотивостроительным заводом
и занимает первое место по производству серийных грузовых тепловозов для
жел. дор. СССР и на экспорт. К XX съезду КПСС на заводе был построен
первый тепловоз ТЭЗ, а уже в 1957 г. началось их серийное производство.
Одновременно с этим завод приступил к созданию тепловозов с гидравличе-
скими передачами.
13
Рис. 4. Пассажире
/ — задняя кабина машиниста; 2 — блок питания электропневматического тормоза; 3 — радиостанция;
7 — тормозной компрессор с электроприводом; 8 — гидронасосы; 9 — глушитель; 10 — водомасляный
ратор; 15 — тяговый генератор; 16 — осевой вентилятор централизованного воздухоснабжения; 17 —
новки; 20 — передняя кабина машиниста;
1973 г. был построен второй тепловоз данной серии. В десятой пятилетке
предусматривается наращивание темпов по выпуску новых тепловозов и
соответствующее уменьшение выпуска тепловозов ТЭП60.
Силовая установка тепловоза ТЭП70 состоит из дизеля 2А-5Д49 (16ЧН
26/26) и синхронного шестифазного генератора ГС-504А с независимым
возбуждением и принудительной вентиляцией. Выпрямительная установка
УВКТ-5 укомплектована кремниевыми лавинными вентилями ВЛ-200. Пуск
дизеля осуществляется стартер-генератором СТГ-7, который получает пита-
ние от аккумуляторной батареи 48ТН-450. После пуска дизеля стартер-
генератор автоматически переходит в режим работы вспомогательного
генератора.
Для охлаждения тяговых машин и аппаратов применено централизован-
ное воздухоснабжение, осуществляемое осевым одноступенчатым вентиля-
тором.
Несущий кузов тепловоза — раскосного типа с двумя кабинами. Кон-
струкция кузова позволила осуществить блочный принцип компоновки узлов
тепловоза, что упрощает технологию сборки и позволяет применить агрегат-
ный метод ремонта. Тепловоз соответствует габариту 1-Т (ГОСТ 9238—73)
при диаметре колес 1220 мм.
Охлаждающее устройство — двухконтурное, блочного типа. Масло
дизеля охлаждается в трубчатом теплообменнике. Тормозной компрессор
ПК-5,25 имеет привод от электродвигателя постоянного тока. Кузов тепло-
воза ТЭП70 опирается на две бесчелюстные трехосные тележки, аналогичные
тележкам тепловоза ТЭП60, но с колесами диаметром 1220 мм. Тяговые
12
Таблица 3
Тепловоз
Наименование ТЭ-50 ТЭП60 ТГП50 2ТЭП60 ТЭП70
Осевая формула .... Зо-Зо Зо"Зо 3-3 2 (30-30) Зо‘Зо
Мощность, л. с 3000 3000 4000 2X3000 4000
Служебный вес, тс . . 142,8 129 135,36 2Х 129 129
Удельный вес, кгс/л. с. Конструкционная ско- 47,6 43 33,84 43 32,14
рость, км ч Сила тяги длительного 100 160 140 160 160
режима, кгс Скорость длительного ре- 25 000 12 700 32 500 2Х 12 700 17 000
жима, км/ч 25 47 21,5 47 48
В 1956—1957 гг. на заводе было построено два маневровых тепловоза
ТГМ2 мощностью 750 л. с. с легким быстроходным 4-тактным дизелем М751
и двухскоростной гидромеханической передачей. Во время эксплуатационных
испытаний на маневровой работе и на кольце ЦНИИ МПС у этих тепловозов
были обнаружены конструктивные недостатки, в связи с чем тепловоз ТГМ2
не был принят для серийного производства. С учетом этого опыта было органи-
зовано серийное производство тепловозов ТГМЗ на Людиновском 1 тепловозо-
строительном заводе 2.
Для металлургического комбината в г. Бхилаи (Индия) в 1957—1958 гг.
была построена партия маневровых тепловозов ТЭЛ с электропередачей мощ-
ностью 750 л. с. для колеи 1676 мм. Это была первая поставка тепловозов на
экспорт.
Магистральный двухсекционный грузовой тепловоз с гидропередачей
ТГ100 мощностью 2х 1500 л. с. был построен в 1959 г. В каждой секции тепло-
воза установлено два дизеля М751 мощностью по 750 л. с. Карданными валами
дизели соединены с трехскоростными коробками передач, установленными
на двухосных тележках. Вентиляторы холодильника приводились асинхрон-
ными электродвигателями. Из-за сложности и недостаточно надежной работы
гидромеханической передачи, а также трудоемкости ее изготовления завод
ограничился выпуском только одного такого тепловоза.
Опытный двухсекционный грузопассажирский тепловоз ТГ102 мощно-
стью 2x2000 л. с. с гидравлической передачей был построен в 1959—1960 гг.
В кузове секции установлены две силовые установки, каждая из которых
состоит из дизеля М756А (12ЧН 18/20) мощностью 1000 л. с., гидравлической
передачи, охлаждающего устройства и вспомогательного оборудования.
Крупная партия (154 тепловоза ТГ102) была построена в 1961—1964 гг.
на бывшем Ленинградском тепловозостроительном заводе3 (сейчас Ленин-
градский Пролетарский завод).
Тепловозы ТГ102 строили с тремя типами передач: Л60 (Ворошиловград-
ского завода), УГП750-1200 (Калужского завода) и L217 (фирмы Фойт).
Несколько тепловозов ТГ102 построено с несущими кузовами и бесшкворне-
выми тележками. Тепловозам этой модификации с гидравлическими переда-
1 Далее по книге Людиновский завод.
2 Здесь и далее по маневровым тепловозам будут даны только краткие сведения.
3 Далее по книге Ленинградский завод.
14
чами УГП присвоено наименование ТГ102К. В связи с применением гидра-
влической передачи и очень легких дизелей М756А (масса 1800 кг) тепловоз
ТГ102 оказался на 86 т легче тепловоза ТЭЗ той же мощности и позволил
сэкономить около 15 т меди. Наиболее повреждаемыми на тепловозе ТГ102
оказались дизель и гидропередача с трансмиссией.
В 1960 г. был спроектирован тепловоз ТГ105 с гидропередачей и дизелем
10Д100 мощностью 3000 л. с. Гидравлические коробки передач мощностью
1500 л. с. установлены на рамах тележек. Построен был только один опытный
тепловоз, который прошел заводские испытания.
В ознаменование XXII съезда КПСС коллектив завода в 1961 г. создал
опытный шестиосный односекционный магистральный грузовой тепловоз
ТГ106 мощностью 4000 л. с. с гидравлической передачей. Он был максимально
унифицирован с тепловозом ТГП50 той же мощности производства Коломен-
ского завода. В гидропередаче тепловоза ТГ106 применены два сдвоенных
комплексных гидротрансформатора, расположенных на двух параллельных
валах и работающих на две механические ступени. Реверс-редуктор выполнен
отдельно от гидропередачи и размещен на раме тележки. Характеристики
созданных на Ворошиловградском заводе опытных образцов тепловозов с ги-
дравлической передачей приведены в табл. 4.
Будучи заводом крупносерийного производства, Ворошиловградский
завод продолжал работать в дальнейшем только над созданием мощных тепло-
возов с электрической передачей.
На базе тепловоза ТЭЗ в 1961 г. был спроектирован грузовой двухсек-
ционный тепловоз 2ТЭ10Л мощностью 2x3000 л. с. (рис. 5) с электрической
передачей. По мере освоения и увеличения производства тепловозов 2ТЭ10Л
сокращали выпуск тепловозов ТЭЗ, и в 1973 г. прекратили их выпускать.
На тепловозе 2ТЭ10Л применены дизель 10Д100, тяговый генератор
ГП311Б и тяговые электродвигатели ЭД107 с опорно-осевой подвеской.
Основной особенностью системы охлаждения является двухконтурная
схема. Внедрение тепловозов 2ТЭ10Л повысило эффективность тепловозной
тяги: техническая скорость возросла с 41,7 до 46,5 км/ч, средний вес поездов
увеличился на 290 тс, расход топлива на измеритель сократился с 42,7
до 36,1 кг.
Ворошиловградский завод выпускал также односекционные пассажир-
ские тепловозы ТЭП10Л мощностью 3000 л. с., отличающиеся от тепловозов
2ТЭ10Л передаточным отношением осевого редуктора и применением электро-
Таблица 4
Наименование Тепловоз
ТГМ2 ТГ100 ТГ102 ТГ105 ТГ106
Осевая формула .... 2-2 2 (2-2) 2 (2-2) 3-3 3-3
Мощность, л. с 750 2Х 1500 2Х 2000 3000 4000
Служебный вес, тс . . Удельный вес, кгс/л. с. Конструкционная ско- 70 2X80 2X84 126 137
93,3 53,3 42 42 34,25
рость, км/ч Сила тяги длительного 62 120 120 100 120
режима, кгс Скорость длительного ре- 19 500 24 500 2Х 17 600 27 600 35 200
жима, км/ч 7 25 20 20 20
15
пневматических тормозов. Конструкционная скорость тепловоза составляет
140 км/ч.
Созданный в 1964 г. односекционный двухкабинный тепловоз М62
мощностью 2000 л. с. с электрической передачей постоянного тока поставля-
ется на экспорт в больших количествах (в ВНР он имеет серию М62, в ЧССР —
Т.679.1, в ГДР — 120, в ПНР — ST44 и в КНДР — К62). Тепловоз выпол-
няет как грузовые (в основном), так и пассажирские перевозки на путях
колеи 1435 мм с западно-европейским габаритом. С небольшими изменениями
экипажа его эксплуатируют и на жел. дор. СССР (здесь его серия М62С).
Силовая установка тепловоза состоит из двухтактного V-образного дизеля
14Д40 (12ДН 23/30) с прямоточной клапанно-щелевой продувкой и тягового
генератора ГП312. Тележка тепловоза М62 имеет двустороннее нажатие
тормозных колодок при четырех восьмидюймовых тормозных цилиндрах.
Подвеска тяговых двигателей ЭД107А — опорно-осевая. Двигатели соеди-
нены параллельно. Предусмотрены две ступени ослабления поля шунтирова-
нием обмоток возбуждения.
С начала 1968 г. на Ворошиловградском заводе начата постройка грузо-
вых тепловозов ТЭ109 мощностью 3000 л. с., вписанных в габарит 02-Т
(ГОСТ 9238—73) и предназначенных для эксплуатации на отечественных
железных дорогах, а также на дорогах с колеей 1435 мм. На тепловозе ТЭ109
впервые в отечественном тепловозостроении применена электрическая пере-
дача переменно-постоянного тока, разработанная НИПКТИ тяжелого элек-
тромашиностроения и изготовленная Харьковским заводом «Электротяжмаш»
им. В. И. Ленина, и установлен четырехтактный дизель 1А-5Д49 [55].
По желанию заказчика тепловоз можно оборудовать электродинамическим
тормозом и установкой для электрического отопления поезда.
Схема возбуждения генератора ГС-501 А обеспечивает полное использова-
ние свободной мощности дизеля при скоростях движения тепловоза до
90—95% конструкционной. Генератор охлаждается осевым вентилятором
с приводом от дизеля. Ток главного генератора выпрямляется в блоке крем-
ниевых выпрямителей, объединенных в выпрямительной установке УВКТ-2;
к последней параллельно подключены шесть тяговых электродвигателей
ЭД 118 или ЭД-112А.
16
Рис. 5. Тепловоз 2ТЭ10Л:
1 — кабина машиниста; 2 — центробеж-
ный нагнетатель; 3 — кузов; 4 — воздухо-
охладитель; 5 — Тяговый генератор; 6 —
дизель; 7 — турбовоздуходувка; 8 — вен-
тилятор тяговых двигателей задней те-
лежки; 9 — вентилятор холодильника;
10 — масляные секции; 11 — гидромуфта
вентилятора и угловой редуктор; 12 —
водяные секции; 13 — тяговый электро-
двигатель; 14 — шкворень тележки; 15—
поддизельная рама; 16 — топливный бак;
17 — распределительные редукторы; 18 •—
тормозной компрессор
На тепловозе серии ТЭ109 применен электрический привод всего вспомо-
гательного оборудования. Кузов тепловоза ТЭ109 несущей безраскосной
конструкции опирается на две бесчелюстные шкворневые трехосные тележки.
Рессорное подвешивание одноступенчатое, индивидуальное; тяговые двига-
тели тележек расположены «носиками» к середине тепловоза, что способствует
улучшению тяговых качеств тепловоза. Служебный вес тепловоза — 120 тс
позволяет эксплуатировать его на жел. дор., имеющих относительно слабое
верхнее строение пути.
Ко дню открытия XXIV съезда КПСС Ворошиловградский завод по-
строил первый тепловоз 2ТЭ116 (рис. 6) мощностью 2x3000 л. с. с электри-
ческой передачей переменно-постоянного тока. Тележки тепловоза трех-
осные бесчелюстные с индивидуальным рессорным подвешиванием. На тепло-
возе предусмотрена возможность установки дизель-генераторов 1А-9ДГ
с дизелями 16ЧН 26/26 или дизель-генераторов 2Д70 с дизелями 16ЧН 24/27.
В обоих случаях применен один и тот же тяговый синхронный генератор
ГС501А с независимым возбуждением и принудительной вентиляцией. Ток
генератора поступает в выпрямительную установку УВКТ-6, а от нее —
к шести тяговым электродвигателям постоянного тока ЭД-118А. Все вспомо-
гательное оборудование имеет электропривод переменного или постоянного
тока. Система охлаждения дизеля — двухконтурная, закрытая.
Тепловозы 2ТЭ116 должны быть основными грузовыми тепловозами
в десятой пятилетке. Поэтому в 1972—1973 гг. была выпущена опытно-
промышленная партия этих тепловозов, прошедших эксплуатационные
испытания и доводку конструкции. Были усовершенствованы следующие
узлы: привод распределительного вала, турбокомпрессор, охлаждающее
устройство и др. Среднеэксплуатационная экономичность тепловозов 2ТЭ116,
по данным ЦНИИ МПС, на 6% больше, чем тепловозов 2ТЭ10Л. Однако
у нового тепловоза необходимо снизить затраты мощности на привод вспомо-
гательных машин и агрегатов, а также повысить надежность некоторых узлов.
В 1971 г. Ворошиловградский завод построил два опытных грузовых
тепловоза ТЭ114 с капотным кузовом. На тепловозе применен несколько
дефорсированный дизель 1А-5Д49 (16ЧН 26/26) мощностью 2600 л. с. Пере-
дача электрическая переменно-постоянного тока. Тепловоз можно поставлять
2 П/р Панова
17
Рис. 6. Тепловоз 2ТЭ116:
/ — выпрямительная установка; 2 — двигатель-вентилятор выпрямительной установки; 3 — стартер-
генератор; 4 — вентилятор кузова; 5 — фильтр воздуха для охлаждения; 6 — дизель; 7 — глушитель;
8 — бак для воды; 9 — двигатель-вентилятор холодильника; 10 — секции холодильника; 11 — масло-
прокачивающий агрегат; 12 — топливный бак; 13 — аккумуляторный отсек; 14 — поводковая букса;
15 — бесчелюстная тележка; 16 — тяговый генератор; 17 — главный резервуар
в экспортном исполнении в страны с жарким и тропическим климатом и
большой запыленностью воздуха. В связи с этим охлаждающее устройство
дизеля рассчитано на температуру наружного воздуха 50° С, обеспечена
повышенная степень очистки воздуха, установлен кондиционер в кабине
машиниста. Испытания двух первых опытных тепловозов ТЭ114 были про-
ведены на Среднеазиатской жел. дор.
На Ворошиловградском заводе в конце 1974 г. был построен магистраль-
ный грузовой тепловоз 142 мощностью 4000 л. с. с электропередачей перемен-
но-постоянного тока. Эти тепловозы предназначены для эксплуатации в усло-
виях умеренного климата на жел. дор. колеи 1435 мм и габарита 02-Т
(ГОСТ 9238—73). На тепловозе установлен дизель-генератор 2-9ДГ, состоящий
из дизеля 16ЧН 26/26 и тягового синхронного генератора ГС-504А.
Кузов тепловоза 142 — несущий, сварной конструкции, опирается на
две трехосные тележки с односторонним расположением тяговых двигателей
ЭД-120 и опорно-осевой подвеской. Рессорное подвешивание — одноступен-
чатое с фрикционными гасителями колебаний. При установке этого же кузова
на трехосные тележки пассажирского типа с двухступенчатым рессорным
подвешиванием тепловозу присваивают серию 141 и устанавливают конструк-
ционную скорость 140 км/ч.
Тепловоз оборудован скоростным пневматическим тормозом системы
«Кнорр» и электродинамическим реостатным. Система регулирования темпе-
ратуры воды и масла — ручная и автоматическая при помощи мотор-венти-
ляторов и боковых жалюзи. От вспомогательного синхронного генератора
ГС-507 осуществлено питание цепей электрического отопления вагонов,
асинхронных двигателей вентиляторов холодильника, тяговых двигателей
и вентилятора выпрямительной установки.
Создание шестиосного тепловоза мощностью 4000 л. с. при весе 126 тс
является большим творческим достижением конструкторов.
Основные параметры магистральных тепловозов с электрической пере-
дачей, созданных Ворошиловградским заводом, приведены в табл. 5.
Брянский машиностроительный завод согласно Директивам XX съезда
КПСС и принятой специализации производит маневровые тепловозы большой
мощности. В 1958 г. был построен первый тепловоз ТЭМ1 мощностью 1000 л. с.
18
Таблица S
Наименование Тепловоз
2ТЭ10Л ТЭП10Л М62 ТЭ109 ТЭ114 2ТЭ116 142
Осевая формула 2 (Зп-30) 3о“3о Зо-Зо 3о"3о 2 (30-30) Зр-Зо
Мощность, л. с. Служебный вес, 2Х 3000 3000 2000 3000 2600 2X3000 4000
кгс Удельный вес, 2Х 129,3 129,3 116,5 120 120 2Х 138 126
кгс/л. с Конструкционная 43,1 43,1 58,25 40 46,1 46 31,4
скорость, км/ч . . Сила тяги дли- тельного режима, 100 140 100 100 (140*) 100 100 120
кгс 2X25700 18 000 20 000 26 000 (18 000)* 21 000 2X25 300 24 600’
Скорость длитель- ного режима, км/ч 23,8 35 20 24 (34,5)* 22 24,7 32,2
* Параметры в скобках соответствуют пассажирскому исполнению.
с электропередачей, а с 1965 г. начато его серийное производство. На этом
тепловозе установлен четырехтактный дизель 2Д50 производства Пензен-
ского дизельного завода х. Тележки, колесные пары и тяговые двигатели теп-
ловоза с небольшими изменениями унифицированы с соответствующими
узлами тепловоза ТЭЗ.
Дальнейшим усовершенствованием тепловоза ТЭМ1 является спроекти-
рованный заводом тепловоз ТЭМ2. На нем установлен четырехтактный
дизель ПД1М, являющийся модификацией дизеля 2Д50. В связи с повышением
давления наддува до 1,6—1,8 кгс/см2 и введением охлаждения наддувочного
воздуха мощность дизеля повышена до 1200 л. с. Дизель ПД1М экономичней
дизеля 2Д50 на 2—3%. По сравнению с тепловозом ТЭМ1, здесь применено
более мощное электрооборудование и усовершенствованная электрическая
схема, улучшены кабины машиниста, конструкция тележек, расположение
оборудования и тормозов.
Тепловозы ТЭМ4, изготовленные в 1964 г. для Кубы (колея’ 1435 мм)
на базе тепловоза ТЭМ2, имеют особенности, учитывающие климатические
условия и требования заказчика. Мощность этого универсального тепловоза
1000 л. с. В 1961 —1964 гг. заводом была изготовлена опытная партия тепло-
возов ТГМ10 мощностью 1200 л. с. с гидропередачей УГП750-1200. На
тепловозе установлен четырехтактный дизель ПД2 (6ЧН31,8/33).
В конце 1969 г’, построен опытный универсальный тепловоз с осевой
формулой 30-30 мощностью 1200 л. с. с электропередачей, которому присвоена
серия ТЭМ5. На тепловозе применен четырехтактный дизель ЗА-6Д49 и
генератор ГП319. Тепловоз ТЭМ5 имеет нагрузку от оси на рельс 21 тс; его
узлы максимально унифицированы с узлами тепловозов ТЭМ1 и ТЭМ2.
Людиновский тепловозостроительный завод приступил к организации
производства маневровых тепловозов в 1958 г., начав с постройки тепловозов
ТГМЗ (осевая формула 2-2) мощностью 750 л. с. с гидропередачей. В 1964 г.
1 Далее по книге Пензенский завод.
2*
19’
завод приступил к выпуску тепловозов ТГМЗА, являющихся модификацией
тепловоза ТГМЗ. Вместо гидропередачи с комплексным гидротрансформато-
ром на тепловозе ТГМЗА применена унифицированная гидравлическая пере-
дача УГП800-1200, имеющая два гидротрансформатора и муфту. В 1966 г.
завод выпустил партию тепловозов ТГМЗБ, которые отличаются от ТГМЗА
отсутствием гидромуфты. На тепловозах ТГМЗ и ТГМЗА установлены высоко-
оборотные четырехтактные дизели 12ЧН 18/20 (М753Б) мощностью 750 л. с.
В настоящее время завод строит тепловозы ТГМ4 мощностью 750 л. с.
с дизелем Балаковского машиностроительного завода им. Ф. Э. Дзержинского
211 Д-1 (6ЧН 21 21), которыми будут постепенно заменены тепловозы ТГМЗА
и ТГМЗБ.
В 1965 г. был построен опытный тепловоз ТГМ5, а в 1966 — тепловоз
ТГМ6, имеющие нагрузку от оси на рельс, равную 22 тс, мощность 1200 л. с.
и унифицированную гидравлическую передачу. Они предназначены для
тяжелой маневровой работы, обслуживания горок, а также для легких
перевозок по магистральным путям. По конструкции эти тепловозы отли-
чаются лишь типом примененного дизеля: на ТГМ5 — шестицилиндровый
дизель 6Д70 (6ЧН 24/27), а на ТГМ6 — восьмицилиндровый дизель ЗА6Д49
(8ЧН 26/26). В дальнейшем завод ограничился постройкой только четырех
опытных тепловозов ТГМ5, но продолжает выпускать тепловозы ТГМ6А.
Коллектив Людиновского завода ко дню 50-летия Советской власти
построил первые образцы тепловоза ТГ16. Этот двухсекционный тепловоз
с гидравлической передачей мощностью 2x 1640 л. с. и конструкционной
скоростью 85 км/ч предназначен для обслуживания жел. дор. Сахалина.
Нагрузка от оси на рельс равна 17 тс. Сила тяги длительного режима при
скорости 13 км/ч составляет 2x19 000 кгс. На главной раме, в средней
части секции, расположены две силовые установки, состоящие из дизеля
М756В (12ЧН 18/20) и унифицированной гидравлической передачи. Каждая
силовая установка имеет свой холодильник крышевого типа с гидрообъемным
приводом вентиляторов.
Муромский тепловозостроительный завод им. Ф. Э. Дзержинского 1
в 1956 г. создал промышленный тепловоз ТГМ1 мощностью 400 л. с. с гидра-
влической передачей. Тепловоз этой серии с осевой формулой 0-3-0 до 1973 г.
в большом количестве строили для нужд промышленного транспорта. На нем
установлен дизель 1Д12-400 (12ЧН 15/18) и гидравлическая трехаппаратная
передача ГП-400. Движущие колеса дышловым приводом соединены с выход-
ным валом реверс-режимного редуктора передачи.
В 1956—1959 гг. завод выпустил партию тепловозов ТГМ1 с передачей
Фойт L26st. Тепловозу ТГМ1 для поставки на экспорт была присвоена серия
ТГМ25, а для поставок в экспортном тропическом исполнении серия ТГМ25Т.
В соответствии с разработанным совместно с ВНИТИ типовым рядом
на маневровые тепловозы Муромским заводом были спроектированы и по-
строены новые унифицированные тепловозы: в 1960 г. тепловоз ТГМ21
с осевой формулой 0-2-0, мощностью 350 л. с., служебным весом 34 тс;
в 1961 г. тепловоз ТГМ23 с осевой формулой 0-3-0 мощностью 500 л. с.,
служебным весом 44 тс. Кузовы у этих тепловозов капотного типа. На обоих
тепловозах применена унифицированная гидравлическая передача УГП-500.
Увеличение мощности тепловоза ТГМ23 по сравнению с тепловозом ТГМ21
достигнуто благодаря повышению давления наддува дизеля 1Д12, мощность
которого доведена до 500 л. с.
1 Далее по книге Муромский завод.
20
§ 3. ПЕРСПЕКТИВЫ И ТЕНДЕНЦИИ РАЗВИТИЯ ОТЕЧЕСТВЕННОГО
ТЕПЛОВОЗОСТРОЕНИЯ
Характерной особенностью работы отечественного жел.-дор. транспорта
является высокая интенсивность использования его технических средств.
Дальнейший рост жел.-дор. перевозок требует повышения веса и скорости
движения поездов.
Решение задач, стоящих перед жел.-дор. транспортом, связано с созда-
нием новых типов мощных тепловозов. Исследования, выполненные ЦНИИ
МПС, показали, что уже в 1970 г. было целесообразно в общем парке локомо-
тивов иметь не менее 30% тепловозов мощностью 4000 л. с. в секции. Однако
в связи с запаздыванием производства дизелей такой мощности реализация
этой задачи началась только в 1974—1975 гг. при постепенном переходе
в тепловозостроении на новые четырехтактные дизели большой мощ-
ности.
В связи с переходом на серийное производство тепловозов с электро-
передачей переменно-постоянного тока, а также внедрением новых прогрес-
сивных конструкций, материалов и средств автоматики значительно повыша-
ется технический уровень тепловозостроения. Область применения и основ-
ные параметры магистральных тепловозов (табл. 6) должны отвечать требо-
ваниям их перспективного развития и подлежать уточнению.
При создании перспективных тепловозов мощностью 4000 л. с. пред-
полагается установка в секции одного дизеля и применение передачи
переменно-цостоянного тока как наиболее прогрессивной в настоящее время.
Значительно сложней представляется решение задачи по созданию теплово-
зов мощностью 6000—8000 л. с. в секции с электрической передачей.
В 1966—1970 гг. Коломенским и Ворошиловградским тепловозострои-
тельными заводами и Харьковским заводом «Электротяжмаш» было выпол-
нено несколько проектов тепловозов мощностью 6000 л. с., а во ВНИТИ —
проект тепловоза на 8000 л. с. с электрической передачей. Это позволило
перейти к практическому решению задачи создания тепловозов больших
мощностей.
В соответствии с заказом МПС на Коломенском заводе в 1976 г. построен
пассажирский тепловоз ТЭП75 мощностью 6000 л. с. в секции с электрической
передачей переменно-постоянного тока. Учитывая все улучшающееся состоя-
ние верхнего строения пути, нагрузку от оси на рельс принимают равной 23 тс,
а служебный вес тепловоза 138 тс при колесной формуле 3О-3О. На тепловозе
установлен 20-цилиндровый V-образный дизель Д49 (20ЧН 26/26) и тяговый
синхронный генератор. Народнохозяйственный эффект от внедрения пасса-
жирского тепловоза мощностью 6000 л. с. в секции взамен двухсекционного
тепловоза 2ТЭП60 (2x3000 л. с.) составит 397 тыс. руб.
Для сравнения с параметрами тепловоза ТЭП75 в табл. 7 приведены дан-
ные мощных тепловозов США, построенных ведущими фирмами (Дженерал
Моторе, Алко и Дженерал Электрик). Как видим, тепловоз ТЭП75 благодаря
установке одного дизеля по своим весовым и габаритным параметрам выгодно
отличается от наиболее мощных опытных тепловозов США.
Необходимость выполнения жел.-дор. транспортом непрерывно возра-
стающих объемов народнохозяйственных перевозок при минимальных расхо-
дах, связанная с повышением веса поездов и скоростей их движения, и появле-
ние новых полигонов применения тепловозног! тяги со специфическими усло-
виями эксплуатации (Байкало-Амурская магистраль) требуют дальнейшего
развития на базе имеющихся достижений и перспектив научно-технического
21
Таблица 6
Наименование Область применения тепловоза Грузовые перевозки
Грузовые перевозки Пассажирские перспоши
Мощность одной секции теп- ловоза, л. с. 8000 6000 4000 3000 8000 6000 4000 3000 2000
Количество осей 8 8; 6 6 6 8 8; 6 6 6 6
Нагрузка от колесной пары на рельсы, тс 25 * 25 * 25 * 23 ^19 ^19;22 ** ^21,5 <^21,5 19,5
Сила тяги длительного режи- ма (не менее), тс 54 *** 54 ***. 25 *** 36 *** 26 24 24; 18 17 12,7 20
Конструкционная скорость, км/ч 100— 120 **** 100— 120 **** 100— 120 **** 100 200 180; 160 160 160 100
Ширина колеи, мм 1520 (1524) 1520 (1524) 1520 (1524) 1520 (1524) 1520 (1524) 1520 (1524) 1520 (1524) 1520 (1524) 1520 (1524); 1435
Габарит по ГОСТ 9238—73 1Т 1Т 1Т 1Т 1Т 1Т 1Т 1Т 02Т
Диаметр колеса, мм 1250 1250 1250 1050 1250 (1220) 1250 (1220) 1250 (1220) 1250 (1220) 1050
Система подвешивания тяго- вых электродвигателей Опорно-рамная Опорно- рамная; опорно- осевая Опорно-рамная Опорно- осевая
Привод колесных пар Группо- вой Группо- вой; индиви- дуальный Индивидуальный Группо- вой Группо- вой; ин- дивиду- альный Индивидуальный
* По согласованию с заказчиком разрешается нагрузка от каждой пары на рельсы 27 тс.
** Для опытных образцов допускается осевая нагрузка 23 тс.
*** Данное значение соответствует конструкционной скорости 100 км/ч и нагрузке от колесной пары на рельсы 27 тс; для осевой нагрузки 25 тс
силу тяги длительного режима устанавливают по согласованию с заказчиком.
**** На тепловозах, предназначенных для грузовых перевозок с конструкционной скоростью 120 км/ч, и на тепловозах специального назначения с более
высокой конструкционной скоростью силу тяги длительного режима соответственно уменьшают.
Таблица 7
Наименование Тепловоз
ТЭП75 (Коломенский завод; DD-40X (Дженерал Моторе) Сенчури 855 (Алко) U-56 (Дженерал Электрик)
Род службы Пассажирские перевозки Грузовые перевозки
Колесная формула з0-з0 4о’4о I 20“20-20-20 2о"2о‘2о‘2о
Сцепной вес, тс 138 254 249 243
Нагрузка от колесной пары на рельсы, тс Конструкционная ско- рость, км/ч 23 31,75 31,1 30,3
160 145 112—138 118
Сила тяги длительного режима, кгс 18 000 44 258 48 000 48 000
Скорость длительного ре- жима, км/ч 71 33 27,5 27,5 ।
Дизель Д49 ' (20ЧН 26/26) 645ЕЗ-А (16ДН 23/25,4) 251-С (16ЧН 22,9/26,7) 7-FDL (16ЧН 22,9/26,7)
Мощность дизеля, л. с. 6000 2Х 3300 2Х 3050 2Х 3050
Частота вращения колен- чатого вала дизеля, об/мин 1100 900 1 1050 1000
Электрическая передача Переменно-постоянного тока Постоянного тока
Мощность генератора, кВт 4060 2Х 2200 2Х 1955 2Х 2060
Удельный вес тепловоза, кгс/л. с. 23 38,5 40,8 40
Длина тепловоза по осям автосцепок, мм 21 000 29 893 26 300 25 480
прогресса, отечественного тепловозостроения. Развитие должно идти в напра-
влениях:
повышения секционной мощности тепловозов;
увеличения их удельной мощности;
повышения надежности с целью увеличения межремонтных пробегов
(достижения пробегов между заводскими ремонтами в 1 млн. км и более);
повышения общего к. п. д. тепловоза в результате применения мощных
высокоэкономичных четырехтактных дизелей, снижения расхода мощности
на вспомогательные нужды и повышения к. п. д. тяговых передач;
расширения до экономически оправдываемых пределов унификации
и типизации применяемых узлов и деталей;
улучшения конструкции с целью снижения себестоимости постройки
и ремонта;
увеличения степени автоматизации работы отдельных агрегатов и тепло-
воза в целом;
улучшения тяговых свойств тепловозов;
широкого применения на мощных тепловозах электрической передачи
переменно-постоянного тока и дальнейшего ее усовершенствования;
разработки, а в перспективе и внедрения передачи переменного тока;
повышения нагрузок от колесной пары на рельсы при одновременном
усовершенствовании экипажной части, обеспечивающем необходимое сниже-
ние динамических воздействий на путь;
дальнейшего повышения безопасности движения, в особенности при
высоких скоростях (улучшение динамических характеристик, усиление
23
тормозных средств, в частности олагодаря введению электродинамического
торможения);
создания тепловозов, удовлетворяющих требованиям работы на новых
жел.-дор. линиях со специфическими, тяжелыми условиями эксплуатации
(Байкало-Амурская магистраль);
улучшения условий труда локомотивных бригад (уменьшение шума
и влияния вредных вибраций, улучшение видимости пути и освещенности
рабочего места, кондиционирование воздуха и т. д.).
§ 4. ТЕПЛОВОЗОСТРОЕНИЕ ЗА РУБЕЖОМ
Ведущие тепловозостроительные фирмы зарубежных стран также не-
прерывно совершенствуют конструкции выпускаемых тепловозов: повышают
секционную мощность тепловозов, улучшают их тяговые свойства, применяют
более эффективные и новые решения в устройстве агрегатов и узлов, способ-
ствующие снижению затрат металла, уменьшению удельных расходов топлива
и масла, увеличению моторесурса и надежности работы. По объему производ-
ства и значимости новых технических решений в локомотивостроении наибо-
лее существенную роль играют тепловозостроительные фирмы США, Велико-
британии, Франции и ФРГ.
США. В последнее время имеются тенденции к сокращению парка теп-
ловозов в связи с заменой четырехосных тепловозов первых выпусков мощ-
ностью 1500—2000 л. с. более мощными — 3000—6000 л. с. в секции. Выпу-
ском тепловозов в США заняты три фирмы: Дженерал Моторе (70—75%
общего объема производства); Дженерал Электрик (—15%) и Алко (10—15%).
Фирма Алко с 1971 г. прекратила выпуск тепловозов и дизелей. Вместо
нее активную роль в тепловозостроении стала играть фирма MLW Industries
(Канада), которая уже в 1972 г. увеличила выпуск тепловозов на 80% по
сравнению с 1971 г.
Фирма Дженерал Моторе с 1966 гг. начала выпускать тепловозы девяти
серий, охватывающих мощности от 1000 до 6600 л. с., с двухтактными дизе-
лями 645 V-образного исполнения, имеющими 8, 12, 16 и 20 цилиндров
(230,2x254 мм). Фирма Дженерал Моторе строит четырехосные тепловозы
GP38 и GP40 мощностью соответственно 2200 и 3300 л. с., шестиосные локо-
мотивы SD38 и SD40 такой же мощности. Все тепловозы мощностью менее
3300 л. с. имеют электрическую передачу постоянного тока.
Передача переменно-постоянного тока использована на тепловозах
GP40 и SD40 (3300 л. с.), SD45 (3600 л. с.) и их пассажирских модификациях,
имеющих одну силовую установку. На тепловозах с передачей переменно-
постоянного тока устанавливают синхронные генераторы AR10 и тяговые
двигатели D77, имеющие большой запас по мощности (соответственно 2200—
2700 и 340—620 кВт).
Фирма Дженерал Моторе (отделение этой фирмы — EMD) в 1972 г.
начала выпуск пяти модификаций грузовых магистральных тепловозов
Dash-2 капотного типа мощностью 2000—3600 л. с. Новая серия обладает
высокой надежностью в сочетании с упрощенным ремонтом, что, по мнению
американских специалистов, предпочтительнее большого запаса мощности.
У новой серии тепловозов электрическая схема цепи управления по-
строена по модульной системе, в которой отдельные модули (блоки) имеют
штепсельные разъемы. Значительно улучшены контакторы силовой цепи.
Из схемы исключено шунтирование поля тяговых электродвигателей. Внесены
также изменения в конструкцию дизеля и экипажную часть тепловоза.
24
Рис. 7. Тепловоз DD40X (США)
Взамен старых тележек SD поставлены новые трехосные тележки НТ-С,
обладающие увеличенным (на 10—15%) сцеплением с рельсами и позволяющие
лучше использовать силу тяги. Диаметр колеса увеличен с 1016 до 1067 мм.
В подвешивании тележки использованы резиновые элементы и гидравли-
ческие демпферы [107 ]. Самым мощным тепловозом фирмы Дженерал Моторе
является тепловоз серии DD40X мощностью 6600 л. с. (рис. 7); его основные
параметры были приведены ранее (см. табл. 7).
Фирма Дженерал Электрик (GE) с 1960 г. строит тепловозы с использова-
нием четырехтактного 16-цилиндрового дизеля FDL Купер-Бессемер мощ-
ностью 3050 л. с. при частоте вращения его коленчатого вала 1000 об/мин.
Тепловозы U28B и U28C с таким дизелем (В—экипаж с осевой формулой
20-20; С — соответственно с 30-30) имеют максимальную унификацию узлов
и упрощенную их конструкцию (иногда даже в ущерб экономичности).
На построенных в 1967 г. тепловозах U30B, U30C и U30CG мощностью
3300 л. с. частота вращения коленчатого вала дизеля 16FDL увеличена
до 1025 об/мин, а на тепловозах U33 (В и С) мощностью 3600 л. с. — до
1050 об/мин. Мощность тепловозов.и36 (В и С) составляет 4000 л. с. при том же
дизеле, но с частотой вращения его коленчатого вала 1100 об/мин. Выполнен
также проект грузового восьмиосного тепловоза U72 мощностью 2x4000 л. с.
в одной секции весом 240 тс.
На тепловозах мощностью 3050 л. с. установлены генераторы постоянного
тока GT598, а на тепловозах большей мощности — генераторы переменного
тока GT-A9A мощностью 2200—2700 кВт. Тележки всех тепловозов фирмы
Дженерал Электрик оборудованы тяговыми двигателями постоянного тока
GE752 мощностью 315—620 кВт.
Тепловозы серии «U» оборудованы холодильниками нагнетательного типа
с водяными секциями, расположенными в крыше, имеют централизованную
систему воздухоснабжения, причем в качестве воздуховода использована
внутренняя полость рамы.
Фирма Алко в конкурентной борьбе с другими фирмами непрерывно
обновляла свою продукцию и строила четырех-, шести- и восьмиосные тепло-
25
возы с использованием форсированного четырехтактного дизеля 251С,
частота вращения коленчатого вала которого была увеличена с 1000 до 1050
и 1100 об/мин. Серия тепловозов [163], выпущенных с данным дизелем, полу-
чила название «Сенчури» (С). В большом количестве построены четырех-
и шестиосные тепловозы С430 и С630 с электрической передачей переменно-
постоянного тока, на которых установлены 16-цилиндровые дизели 251С
мощностью 3050 л. с. при частоте вращения коленчатого вала 1050 об/мин.
На одном из наиболее мощных тепловозов С855 (см. табл. 7) мощностью 6100
л. с. установлено два таких дизеля в одной секции. z
Серийное производство тепловозов С636 с дизелем 251Е, форсированный
до 4000 (3960) л. с. при частоте вращения коленчатого вала 1100 об/мин, фирма
Алко начала с 1967 г. На этом тепловозе к дизелю прифланцован синхронный
генератор GT-A9A с выпрямительным устройством, как и на тепловозе С630.
Применены также аналогичные тяговые двигатели GE752E6. Мощность
генератора увеличена до 2700 кВт, а тяговых двигателей — до 405 кВт.
Фирмой Алко разработан также проект односекционного восьмиосного
тепловоза С872 с силовой установкой мощностью 2x4000 л. с.
Наиболее общие тенденции развития современного тепловозостроения
в США можно характеризовать следующими основными моментами.
Новые грузовые четырех-, шести- и восьмиосные тепловозы с электри-
ческой передачей переменно-постоянного тока развивают силу тяги в длитель-
ном режиме соответственно 24—26, 36—39 и 48—52 тс и имеют нагрузку от
оси на рельсы, равную 26—31,5 тс.
Секционная мощность тепловозов достигает в настоящее время 6100—
6600 л. с. Разработаны проекты тепловозов мощностью 8000 л. с. в секции
с использованием существующих дизелей мощностью 4000 л. с. В последнее
время наметилась тенденция некоторого ограничения мощности секций тепло-
возов, в связи с чем несколько изменились планы тепловозостроительных
фирм. До 1970 г. фирмы GM и GE считали, что в ближайшие 10 лет потребуются
локомотивы мощностью 6000 л. с. с одним дизелем, а теперь фирма GE
решила отложить на несколько лет постройку тепловозов мощностью 4000—
4300 л. с. [149]. К конструкциям новых тепловозов предъявляют повышенные
требования по обеспечению надежности их работы, уменьшению объема
обслуживания и ремонта.
Каждая из фирм применяет только один тип дизеля доведенной конструк-
ции с эффективным расходом топлива 160—165 г/(л. с.-ч). Быстроходные
дизели на тепловозах США не нашли применения.
Электрическая передача переменно-постоянного тока, использующая
два-три типа тяговых машин с высокими технико-экономическими показа-
телями, будет основной для тепловозов на ближайшее время. Дальнейшее
совершенствование электрической передачи связано с работами по замене
тяговых двигателей постоянного тока более надежными и легкими двига-
телями переменного тока. Новые тепловозы фирмы GM и GE оборудованы
устройствами, позволяющими испытывать их силовые установки под нагруз-
кой без использования каких-либо внешних агрегатов. Это позволяет чаще
проводить испытания для проверок, регулировок и выявления неисправно-
стей, что снижает ремонтные расходы.
Тепловозы США строят с тележками «Флексикойл» или с тележками
пенсильванского типа, имеющими опорно-осевое подвешивание тяговых
двигателей, литые рамы и челюстные буксы на роликовых подшипниках.
Такие тележки обладают большой надежностью и хорошими динамическими
качествами при максимальном использовании сцепного веса.
26
Великобритания. Локомотивостроительные фирмы Великобритании
строят тепловозы пяти стандартизованных типов. В основу типажа тепловозов
положен следующий мощностной ряд: до 1000; 1000—1500; 1500—1700;
2000—2700; свыше 3000 л. с.
В основном английские тепловозы имеют электрическую передачу.
В 1959—1963 гг. по лицензиям фирм Фойт и Майбах (ФРГ) было построено
свыше трехсот тепловозов с гидравлическими передачами и быстроходными
дизелями. В результате сравнительных испытаний тепловоза D1500 мощ-
ностью 2750 л. с. с электрической передачей и тепловоза D1000 мощностью
2700 л. с. с гидравлической передачей, а также опыта эксплуатации других
тепловозов, английскими специалистами было отдано предпочтение электри-
ческой передаче. Тепловозы с такой передачей и дизелями средней быстроход-
ности оказались более дешевыми в производстве, экономичными и надежными,
чем тепловозы с гидравлической передачей и быстроходными четырехтакт-
ными дизелями.
Большое количество тепловозов серии D1500 с осевой формулой 30-30
и мощностью 2750 л. с. построено фирмой Браш и ее лицензиатом — заводом
в Кру. Строят эти тепловозы с дизелем Зульцер 12LDA28C.
Фирмой Инглиш Электрик в 1955—1956 гг. был построен опытный
шестиосный тепловоз мощностью 3300 л. с. и служебным весом 106 тс, полу-
чивший название «Дельтик». На тепловозе установлено два двухтактных
18-цилиндровых дизеля Непир-Дельтик по 1650 л. с. при частоте вращения
коленчатого вала 1500 об/мин, каждый из которых приводит генератор посто-
янного тока. Высокая удельная мощность этих дизелей достигнута благодаря
оригинальной малогабаритной конструкции, в которой три коленчатых вала
и картеры расположены по вершинам треугольника, на каждой стороне
которого установлен шестицилиндровый блок с противоположно движущимися
поршнями. Фирма Инглиш Электрик в 1961—1962 гг. построила еще 22 тепло-
воза «Дельтик» серии D9000-9021. Служебный вес серийных тепловозов
составил 100 тс.
Наиболее существенным достижением английских локомотивостроителей
за последние годы является шестиосный тепловоз «Кестрел» мощностью
4000 л. с. с одним дизелем, созданный фирмой Браш (рис. 8). Помимо высокой
мощности «Кестрел» отличается от других английских тепловозов примене-
нием электрической передачи переменно-постоянного тока и электронных
систем управления. Он представляет собой усовершенствованный вариант
тепловозов D1500 и, несмотря на значительную мощность, длиннее тепловозов
D1500 всего на 915 мм.
Кузов тепловоза несущей ферменной конструкции. Привод вентиляторов
охлаждения тяговых двигателей и холодильника от асинхронных коротко-
замкнутых двигателей. Система охлаждения дизеля двухконтурная. Масло
дизеля охлаждается в водомасляном теплообменнике.
Основные тенденции современного магистрального тепловозостроения
в Великобритании характеризуются следующими моментами.
Ведущими английскими локомотивостроительными фирмами созданы
для пассажирского и грузового движения магистральные шестиосные тепло-
возы мощностью 2700—4000 л. с. Эти тепловозы имеют конструкционные
скорости 153—177 км/ч и нагрузки от движущих осей на рельсы, равные
18—21 тс.
Преимущественное распространение на английских тепловозах имеют
четырехтактные дизели с частотой вращения коленчатого вала 800—1100
об/мин, поставляемые фирмами Зульцер, Инглиш Электрик, Паксман и Мир-
27
6
Рис. 8. Тепловоз «Кестрел» (Великобритания):
1 — вентилятор холодильника; 2 — блок сопротивлений динамиче-
ского тормоза; 3 — дизель; 4 — тяговый генератор; 5 — нагнета-
тельный вентилятор; 6 — генератор поездного отопления; 7 — стар-
тер-генератор; 8 — тяговый электродвигатель, 9 — редуктор; 10 - -
тормозной компрессор, 11 — эксгаустер, 12 — высоковольтная каме-
ра, 13 - приводной механизм ручного тормоз^
лис. Как исключение, на тепловозах «Дельтик» применяют быстроходные
двухтактные дизели Непир-Дельтик. Все фирмы проводят работы по дальней-
шему наращиванию мощностей дизелей при одновременном повышении их
надежности и моторесурса.
В настоящее время принято решение о сокращении количества исполь-
зуемых локомотивов различных типов примерно вдвое в результате изъятия
тепловозов с низкой надежностью и высокими эксплуатационными расходами.
Признано целесообразным строить в будущем четырехосные тепловозы для
грузовой службы (скорости движения до 130 км/ч) и шестиосные тепловозы
для пассажирской службы (скорости движения до 200 км/ч). Четырехосные
тепловозы со служебным весом 80—86 тс будут иметь мощность до 3000 л. с.,
а шестиосные тепловозы со служебным весом до 120 тс — мощность 4000—
6000 л. с. Тепловозы будут оборудованы для работы по системе многих
единиц. Серийная постройка таких тепловозов может начаться с 1977 г. [ 149 ].
Тележки с челюстными буксами и люлечным подвешиванием остаются
пока традиционными для английских тепловозов, хотя имеются отдельные
конструкции и по типу тележек Альстом. Разрабатываются проекты моно-
моторных тележек, хотя фирма Браш и считает их применение пока эконо-
мически не оправданным. Все тяговые двигатели имеют опорно-осевую или
опорно-центровую подвески.
Мощные тепловозы имеют кузова ферменного и оболочкового типов
с двумя кабинами. Широко применены стеклопластики, алюминий и облег-
ченные профили из стали повышенной прочности.
Охлаждающие устройства тепловозов имеют двухконтурную циркуля-
цию с охлаждением масла в трубчатых водомасляных теплообменниках.
На мощных тепловозах применена закрытая система охлаждения, работаю-
щая при избыточном давлении 0,4; 0,75 и 1 кгс/см2. Вентиляторы холодиль-
ников имеют электропривод на переменном или постоянном токе. Иногда
применяют гидрообъемный привод.
Франция. В течение 1963—1966 гг. Национальное общество жел. дор.
Франции (SNCF) получило от локомотивостроительной промышленности
несколько новых магистральных тепловозов следующих серий: ВВ67000,
А1А-А1А 68000, ВВ69000, СС70000, ВВ67036 и СС72000.
Тепловоз серии 67000 мощностью 2400 л. с. оборудован электрической
передачей постоянного тока. На нем установлен высокооборотный четырех-
тактный дизель SEMT-16PA4. Чтобы обеспечить служебный вес тепловоза
80 тс, его кузов изготовляют из гнутых стальных листов толщиной 5 мм.
Центральная часть рамы использована в качестве топливного бака.
Мономоторная двухосная тележка фирмы Крезо аналогична тележке
электровоза серии 9400. В редукторе передачи имеются две ступени, обеспе-
чивающие грузовой (скорость движения 90 км/ч) и пассажирский (скорость
движения 135 км/ч) режимы. Кузов опирается на тележки при помощи маят-
никовых подвесок. На тепловозе преобладает механический привод вспомога-
тельного оборудования. Система охлаждения работает под давлением
1,68 кгс/см2. Вентиляторы холодильника приводятся от дизеля при помощи
асинхронных муфт.
Тепловозы серий 67000 и 68000 имеют унифицированные систему охлаж-
дения, кабину, пульт управления и компрессор. Широко применены пласт-
массы. Идентичность системы управления позволяет использовать эти тепло-
возы для работы по системе многих единиц. Два тепловоза 69000 (осевая
формула 2-2) мощностью 2x2400 л. с. с гидравлической передачей построены
на заводах Крезо в 1964 г. Служебный вес тепловоза, равный 84 тс, был
29
•обеспечен применением ферменного кузова, быстроходных дизелей SEMT-
16РА4 и гидравлической передачи Фойт L821gr, установленной на тележках
специальной конструкции.
Тепловоз СС70000 также имеют мощность 2x2400 л. с. и на нем впервые
применена силовая установка, состоящая из двух дизелей SEMT-16PA4
и биротативного трехфазного генератора с относительной частотой вращения
3000 об/мин. Генератор вместе с возбудителем, вентилятором и муфтами сцеп-
ления имеет вес 7730 кгс, что на 40% меньше веса обычной двухгенераторной
установки.
На тепловозе 67036, созданном на базе тепловоза 67000, применена
электрическая передача переменно-постоянного тока. Дизель, холодильники,
тележки, кузов и многие другие узлы у тепловозов обеих серий взаимозаме-
няемы. Тяговый трехфазный генератор имеет две обмотки статора, каждая
из которых через выпрямительный мост питает один тяговый двигатель. От
тягового генератора получает питание также система электрического отопле-
ния поезда. В дальнейшем тепловозы аналогичной конструкции стали выпу-
скать под серией 67300.
Постройка грузо-пассажирских тепловозов СС72000 с электрической пе-
редачей переменно-постоянного тока (рис. 9) была начата в 1967 г. Устано-
вленный на тепловозе 16-цилиндровый четырехтактный дизель SACMAGOV16
имеет кратковременную мощность 4000 л. с. при номинальной мощности
3600 л. с. Дизель имеет высокотемпературное охлаждение и пневматический
пуск. Благодаря «сверхсцеплению», наличию мономоторных тележек и
автоматических противобуксовочных устройств при трогании реализуется
коэффициент сцепления, равный 0,31—0,33. Рама, боковые стенки, кабины
и другие элементы тепловоза унифицированы с элементами кузовов вновь
строящихся электровозов. Внутри кузова поддерживается повышенное
давление. В 1973 г. начались испытания тепловоза СС72000 с новым 12-цилин-
дровым дизелем SEMT РА6-280 мощностью 4200 л. с.
Основные тенденции развития тепловозостроения во Франции следующие.
Локомотивный парк французских национальных дорог (SNCF) попол-
няется магистральными тепловозами мощностью 1400, 2400, 2700 и 3600
(4000) л. с. В ближайшем будущем секционная мощность тепловозов может
возрасти до 5000—5500 л. с. при однодизельной силовой установке. При
.30
Рис. 9. Тепловоз СС72000
(Франция):
/ — секции холодильника; 2 — вен-
тиляторы холодильника; 3 — бак
для воды; 4 — электромагнитная
муфта; 5 — глушитель; 6 — топ-
ливный бак; 7 — дизель; 8 — тя-
говый генератор переменного
тока; 9 — тяговый электродвига-
тель с редуктором; 10 — высоко-
вольтная камера; 11 — тележка;
12 — пульт управления
заказе новых тепловозов SNCF стремится к снижению строительных и эксплу-
атационных расходов, приобретая универсальные тепловозы с одним дизелем
в секции, а также максимально унифицируя узлы и агрегаты тепловозов и
электровозов.
На тепловозах SNCF применяют только четырехтактные дизели. На-
ибольшее распространение имеют дизели AGO (12ЧН 23/22 и 16ЧН 23/22)
мощностью 2700 и 3600 л. с. при частоте вращения коленчатого вала
1350 об/мин, а также SEMT (12ЧН 18,5/21 и 16ЧН 18,5/21) мощностью 1800
и 2400 л. с. при частоте вращения коленчатого вала 1500 об/мин. Фирмой
SEMT-Пильстик создан новый ряд четырехтактных дизелей РА6-280 с цилин-
дровой мощностью 350 л. с. Дизелестроительные фирмы уделяют серьезное
внимание повышению моторесурса дизелей. Так, ресурс представленных на
выставке «Подвижной состав железных дорог — 71» дизелей 12РА6-280
мощностью 4200 л. с. и AGO-240 V 20 мощностью 5000 л. с. составляет до
выемки поршней 8000—15 000 ч и до капитального ремонта 24 000—32 000 ч
[46]. Системы охлаждения дизелей мощных французских тепловозов выпол-
няют закрытыми, с температурой охлаждающей воды 110° С.
После успешного испытания на опытных тепловозах 67036 и 70000
передача переменно-постоянного тока получила широкое распространение
на французских тепловозах. При работе трехфазного генератора с кремние-
выми выпрямителями обеспечивается к. п. д., равный 95%. Все генераторы,
применяемые на тепловозах, спроектированы для фланцевого соединения
с дизелем.
На тепловозах и электровозах применяют унифицированные двух- и
трехосные тележки с групповым приводом осей от одного тягового электро-
двигателя и опорно-рамным подвешиванием.
Для тепловозов и электровозов разрабатывают унифицированные ку-
зовы. Такой кузов создан, например, для тепловоза мощностью 4000 л. с. и
электровоза мощностью 8000 л. с. При изготовлении кузовов широко приме-
няют пластические материалы, из которых изготавливают крыши, кабины
машиниста, пульты управления и другие узлы.
ФРГ. Период 1955—1965 гг. характеризуется массовым выпуском
маневровых и магистральных тепловозов с гидравлической передачей. При
всем многообразии модификаций построенных тепловозов они образуют мощ-
31
ностной ряд, состоящий из шести серий: четыре серии магистральных (212,
216, 218 и 221) и две серии маневрово-поездных тепловозов (260 и 290).
В настоящее время основным типом тепловозного парка является тепло-
воз 216 (V160) мощностью 1900 л. с., который строит фирма Крупп с 1960 г.
В 1967—1970 гг. жел. дор. ФРГ заказали партию тепловозов серии 218 с дизе-
лями фирмы MTU типа MA12V956 мощностью 2500 л. с. при частоте вращения
коленчатого вала 1500 об/мин и гидравлическими передачами Мекидро
K252SUBB и Фойт L820Brs. В 1974 г. парк этих тепловозов достиг 210 еди-
ниц и будет увеличиваться в дальнейшем.
Особую группу составляют тепловозы с бустером в виде газовой турбины
(турботепловозы). Построены восемь таких локомотивов серии 210 и один
серии 219. Главный дизель Майбах MD870/1B, установленный на тепловозе
серии 219, развивает мощность 2150 л. с. при частоте вращения коленчатого
вала 1600 об/мин. Дополнительная мощность развивается двухвальным
газотурбинным двигателем мощностью 900 л. с. На тепловозе серии 210 уста-
новлен 12-цилиндровый дизель МАН типа V6V23/23TL мощностью 2500 л. с.
В качестве вспомогательного тягового агрегата применена двухвальная
газовая турбина мощностью 1170 л. с.
Фирма Хеншель в 1972—1973 гг. поставляла для дорог КНР шестиосные
тепловозы с гидравлической передачей. На десяти таких тепловозах мощ-
ностью 4600 л. с. установлено по два дизеля MB16V625, а на двадцати дру-
гих мощностью 5400 л. с. — по два дизеля MA12V956.
Все тепловозы фирмы Краусс—Маффей мощностью 4000 л. с. оборудованы
дизелями Майбах MD870. Тепловозы, поставляемые в Бразилию, имеют пере-
дачу Фойт L830rs, а четырехосные тепловозы М4000ВВ, построенные совме-
стно с фирмой Бабкок и Вилькокс для испанских железных дорог, — пере-
дачу Майбах—Мекидро К184В с гидравлическим тормозом.
В развитии магистрального тепловозостроения ФРГ можно отметить
следующие основные тенденции.
Тепловозы в основном строят с гидравлическими передачами и быстро-
ходными 12- и 16-цилиндровыми дизелями. Благодаря этому имеется возмож-
ность строить односекционные локомотивы мощностью 3000—4000 л. с.
в четырех- и шестиосном исполнении с максимальной нагрузкой от оси на
рельс 20—21 тс. Ведущими фирмами разработаны проекты тепловозов с мощ-
ностью в секции 6000—8000 л. с. и также с гидравлической передачей.
Получают развитие тепловозы, оборудованные бустерной газовой тур-
биной.
Основным типом дизеля, в связи с применением гидравлической передачи,
стал быстроходный V-образный четырехтактный двигатель, приспособленный
для совместной работы с гидравлическими аппаратами и удовлетворяющий
требованиям эксплуатации на железнодорожном транспорте. Дизелестрои-
тельные фирмы проводят большой объем работ по повышению моторесурса
двигателей. На некоторых дизелях выемку поршней проводят через 15 тыс. ч
работы. Применение масел со специальными присадками способствует увели-
чению моторесурса дизелей.
Гидравлические передачи фирмы ФРГ выпускают в виде мощностных
рядов, в основу которых положена широкая унификация и взаимозаменяе-
мость. Передачи Фойт и Майбах—Мекидро на тепловозах одинаковой мощ-
ности взаимозаменяемы. Одновременно с увеличением мощности дизелей
возрастают мощности и гидравлических передач. Фирма Майбах разработала
новую передачу К252, рассчитанную на мощность 2500 л. с., а фирма Фойт —
передачу L920 на входную мощность 3000—3300 л. с.
32
Тепловозные холодильники выполняют в виде блочных (чаще всего
V-образного исполнения) конструкций. Холодильники фирмы Бэр имеют
гидрообъемный привод вентиляторов, а фирмы Фойт — гидромуфту перемен-
ного наполнения. Масло дизеля и передачи охлаждается в трубчатых водо-
масляных теплообменниках.
Кузова тепловозов выполняют в виде единой несущей конструкции решет-
чатого или оболочкового типов. Большое внимание уделяют вентиляции
и звукоизоляции кузова. Тележки имеют сварные коробчатые рамы, двух-
ступенчатое рессорное подвешивание и дисковые или рельсовые тормоза.
Бесшкворневые и бесчелюстные тележки обладают высокими динамическими
качествами.
Несмотря на применение на тепловозах ФРГ только гидравлической
передачи, локомотивостроительные и электротехнические фирмы ведут разра-
ботку электрических передач. В настоящее время проходит опытную про-
верку созданный в 1971 г. фирмами Геншель и Броун-Бовери шестиосный
тепловоз DE2500 мощностью 2500 л. с., на котором применена электрическая
передача переменного трехфазного тока.
'р И с нова
Глава II
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ
ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ МАГИСТРАЛЬНЫХ ТЕПЛОВОЗОВ
НА ПЕРСПЕКТИВУ
§ 5. ИСХОДНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Эффективность применения на сети жел. дор. различных видов тяги,
в частности тепловозной, определяется комплексом как транспортных, так
и общегосударственных, народнохозяйственных факторов. К их числу,
в первую очередь относят следующие:
эксплуатационно-технические условия работы жел. дор.;
технически возможные и практически осуществимые в рассматривае-
мый период времени на перспективу типы локомотивов, представляющие
каждый вид тяги;
техническое оснащение жел. дор., определяющее возможность использо-
вания особенностей и преимуществ различных типов локомотивов;
топливно-энергетические условия района, полигона или сети жел. дор.
и потребность в топливе локомотивов различных типов;
оптово-отпускные цены и заработная плата.
Сравнительная технико-экономическая эффективность видов тяги в зна-
чительной мере зависит от основных качественных показателей работы,
обеспечиваемых локомотивами различных типов. От того, насколько обосно-
ванными являются конструктивные особенности, параметры, тепловая
экономичность этих локомотивов, насколько полно они отражают теорети-
ческие возможности соответствующего вида тяги, практические достижения
локомотивостроения и эксплуатационные требования по обеспечению на-
илучших технико-экономических показателей работы, зависят и эффектив-
ность данного вида тяги и перспективы его дальнейшего развития и внедрения
на сети жел. дор.
Установление оптимальных параметров локомотивов должно предусма-
тривать возможность реализации наивыгоднейших, в экономическом отноше-
нии, весов и скоростей движения поездов и освоение заданного объема пере-
возок с наименьшей затратой материальных и денежных средств.
Значительное влияние на практически осуществимые параметры локо-
мотивов, а следовательно, и на степень использования возможностей и
сравнительную эффективность данного вида тяги оказывают эксплуатацион-
но-технические условия работы жел. дор.: продольный профиль и план пути;
техническая вооруженность дороги; объем грузовых и пассажирских пере-
возок; темп роста перевозок в современных условиях и на перспективу.
Если целью технико-экономических расчетов является планирование
экономически наиболее эффективного размещения локомотивов различных
типов на ближайший или более отдаленный период времени, то в основу их
сравнительной оценки должны быть положены эксплуатационно-технические
34
условия работы конкретных жел.-дор. направлений,- полностью и тщательно
учитывающие их специфические особенности. Если же задача заключается
в оценке предположительной эффективности внедрения локомотивов нового
типа на сети жел. дор., в определении технически и экономически целесооб-
разных условий применения этих локомотивов и в обосновании наиболее
целесообразных их параметров, то исходные эксплуатационно-технические
характеристики должны соответствовать наиболее типичным перспективным
(в известной мере, осредненным) условиям и как можно более полно отражать
многообразие действительных условий работы сети жел. дор. Этим требова-
нием п определяется набор подлежащих рассмотрению типовых участков
сети.
Наиболее сложной является задача типизации продольного профиля
пути. Определение тягового-энергетических показателей на реальных про-
филях пути требует очень длительных и трудоемких расчетов, а также весьма
осложняет обобщение полученных данных, установление степени влияния
основных характеристик продольного профиля на вес и скорость движения
поездов, расход топлива для тяги при локомотивах различных типов. В связи
с этим большое значение приобретает классификация участков сети по
продольному профилю пути, позволяющая установить наиболее типичные
сочетания элементов профиля (по их крутизне и протяжению) и отнести,
на основании достаточно простых классификационных признаков, конкрет-
ную линию к определенному типу профиля пути. Тогда, используя вариант-
ные тягово-энергетические расчеты, можно оценить влияние профиля пути
на эффективность тяги рассматриваемого вида.
В настоящее время широкое применение получила классификация про-
дольного профиля, разработанная ЦНИИ МПС. Анализ профиля пути для
основных направлений сети жел. дор. показал возможность установления
четырех типов продольного профиля пути. Основными классификационными
признаками явились величина расчетного подъема гр и отношение апл про-
тяжения легких элементов профиля с уклонами от +3 до —3700 к общей
длине участка. Значения этих классификационных признаков следующие:
Тип профиля пути I II
Расчетный подъем /р,
°/00 .............. 4—7 5-9
Отношение апя . . . >0,61 0,41—0,6
III
7—10
0,31—0,4
IV
9—12
<0,3
Каждому типу профиля соответствует определенная группировка его
элементов различной крутизны и разного удельного (в % к общей длине
участка) протяжения (табл. 8). Протяжение участков с различным типом
профиля (I—IV) составило:
I -II III IV Всего
Электровозная тяга........... 26,5 22,8 37,6 13,1 100,0
Тепловозная тяга............. 31,5 45,0 17,5 6,0 100,0
Проведенная по указанной классификации характеристика продоль-
ного профиля полигонов электровозной и тепловозной тяги показала, что
последняя размещена в основном на участках с относительно легким (типы I
?: II) профилем пути.
Обобщение данных о распределении расчетных подъемов на линиях,
обслуживаемых тепловозной тягой, свидетельствует о том, что здесь наиболее
характерны расчетные подъемы от 6,0 до 9°/00. Примерно треть рассмотрен-
ных линий, обслуживаемых тепловозной тягой, имеет расчетные подъемы
д: 6’ (0 (что соответствует приведенным данным об удельном весе участков
35
Таблица 8
Н эйненование
Тип профиля пути
Д.~я .“сгких элементов
прсфиля ---------3е со) , %
I II
> 61 41 — 60
4
7
9
7
III
30 — 40
Расчетный подъем, °/оо
10
10 ' 11
Группировка элементов про-
филя (в % к общей длине
участка):
подъемов
12° оо
п°/оо
10°/ оо
9°/оо
8°/оо
7°/оо
6°/оо
5°/оо
4°/оо
2°/оо
площадок
спусков
—2°/оо
-4°/оо
5°/оо
—6°/оо
-7°/оо
—8°/оо
—9°/оо
—1О°/оо
-И°/оо
-12°/оо
4 i — , — i 6
— — I 6 I 5 — . 10 1 12 1
—! 5' 1 —! 9 3 —
6] 5’ 6’ 7 16 131 9 ;
17' 16 15 14 13; 12 10 ..
50 । 45 I 42 I 40 I 30 30 i 28 ; 26 25
5 — . — 10 3
8 — ' 13 14 11
- 13 5
9 14 12
_ — 1 — 1--------I —
7 1 7 i 11 I 7 ! 5 , 5
10 101 ni n! A
11 14
3 15 6
1 15 13
5| 4
‘ 7
14
19 ’18 ' 17 ' 15 10
8i 3, 6
- 8
22
9
10
13
10 10
10; 7
3
12
10
10
13
8;
14
-I
6!
17
9, 9 9 9
20120'20' 18'
5i 5 б! б’ 5
"
12, 8
и I и
4| 5! 3
21
— 12 ! 14
— 4
4
6
14
7; 7 5
9 20 i 12
—! Ю
10
4
6
14
4 j
3
5|
8
4
6
14
9 1
3 —
8
13: 5 —
6
8
7
6
9
8
6
5
3
9
8
6
4
5
7
4
3
4
7
6
8
с профилем пути I типа) и только 15% линий имеют расчетные подъемы
более 9°/оо- В связи с этим для технико-экономической оценки тепловозной
тяги можно принять, что ею в основном обслуживаются участки с профилем
пути трех типов: I — с ip = 5°/00; П — с ip = 7°/00 и III — с ip = 9°/00-
Следует подчеркнуть, что типовой профиль пути не отражает инерцион-
ных свойств участка, возможности повышения веса и скорости движения
поездов благодаря реализации живой силы поезда и зависимости режима
работы локомотива от характера профиля пути. Поэтому для обобщенной
оценки типов локомотивов кроме расчетов по типовым участкам весьма
важно сравнение основных показателей, полученных для наиболее типич-
ных конкретных участков. Отнесение этих участков к типовым и сопостав-
ление полученных результатов позволяет судить о степени влияния конкрет-
ных условий и общности выводов.
Современные линии, обслуживаемые тепловозной тягой, являются
в основном однопутными, оборудованными полуавтоматической блокиров-
кой. Однако перспективными планами реконструкции жел. дор. предусмо-
трено увеличение удельного веса двухпутных линий и более совершенных
устройств СЦБ (диспетчерской централизации и автоблокировки). В связи
с этим для выбора типа и параметров тепловозов на перспективу следует
36
принимать типовые однопутные и двухпутные участки, оборудованные соот-
ветственно диспетчерской централизацией и автоблокировкой.
Полезная длина приемо-отправочных путей на линиях, обслуживаемых
тепловозной тягой, для условий близкой перспективы в основном равна
850 м. Для учета влияния длины станционных путей сравнительную оценку
эффективности различных видов тяги необходимо проводить как при расчет-
ных весах поездов, определяемых тяговыми характеристиками локомоти-
вов, так и при ограничении веса поезда по длине путей и условиям унифи-
кации весовых норм на данном направлении.
Весьма существенное влияние на сравнительную эффективность локо-
мотивов различных типов, их оптимальные параметры и условия применения
оказывают размеры подлежащей освоению перевозочной работы. Для оценки
эффективности внедрения поездных локомотивов новых типов весьма важен
учет влияния размеров грузооборота и пассажирооборота линии в доста-
точно широком диапазоне его возможных и типичных значений.
Анализ фактически выполненных и намеченных на перспективу объемов
перевозок показывает, что около 60—70% протяжения однопутных и двух-
путных линий, обслуживаемых тепловозной тягой, имеют грузопотоки
в груженом направлении соответственно до 10 и 20 млн. ткм/км, а размеры
пассажирского движения — до 6 и 14 пар поездов в сутки. В то же время
10—15% протяжения этих линий в груженом направлении характеризуются
густотой перевозок 14—20 млн. ткм/км и 30—60 млн. ткм/км, соответственно
на однопутных и двухпутных линиях. Размеры пассажирского движения
составляют 10—20 пар поездов в сутки на однопутных линиях и 20—35 пар
поездов в сутки на двухпутных грузонапряженных линиях.
Эти данные определяют и те градации грузо- и пассажирооборота,
которые должны быть положены в основу определения экономически целе-
сообразных параметров и типов перспективных тепловозов.
Таким образом, для сравнительной оценки эффективности эксплуатации
(профиль пути — I с i'р = 5°/00, II с zp = 7°/00 и III с zp = 9°/00) тепловозов
на перспективу можно принять следующие исходные эксплуатационно-
технические условия:
Однопутные Двухпутные
участки 1 участки 2
Участок обращения локомотивов, км . . 500 500
Грузонапряженность линии в груженом
направлении, млн. ткм/км в год .... 5—20 30—60
Пассажирооборот, млн. человек в год 1,2—3 4—8
Размеры пассажирского движения (число
пар поездов в сутки)................. 4—11 14—30
1 При диспетчерской централизации.
2 При автоблокировке.
Основные технико-экономические показатели работы перспективных
тепловозов различных типов, рассчитанные для указанных исходных усло-
вий эксплуатации, позволяют оценить сравнительную эффективность исполь-
зования таких локомотивов на весьма разнообразных по характеру и объему
заботы жел. дор. линиях, сформулировать требования к их параметрам
и установить экономически наиболее целесообразную структуру требуемого
варка.
37
§ 6. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ МЕТОДИКИ РАСЧЕТА ТЕХНИКО-
ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ МАГИСТРАЛЬНЫХ ТЕПЛОВОЗОВ
Технико-экономическая оценка сравнительной эффективности локомо-
тивов различных типов базируется на определении, анализе и сопоставле-
нии трех следующих групп важнейших качественных натурных и денежных
показателей: тягово-энергетических; эксплуатационных; экономических.
К тягово-энергетическим показателям работы поездных локомотивов
относят:
веса пассажирских и грузовых поездов, определяемые в зависимости от
характера профиля пути, сцепного веса и установленной силы тяги локо-
мотива (расчетные веса) или от длин станционных путей и пассажирских
платформ, погонной нагрузки и условий организации перевозок (унифи-
цированные веса), или от обеспечиваемого уровня затрат на освоение пере-
возок (оптимальные веса);
ходовые скорости движения, реализуемые рассматриваемыми локомо-
тивами;
расход топлива на тягу поездов, зависящий от коэффициента полезного
действия, режима работы и условий эксплуатации рассматриваемых локо-
мотивов и на простой локомотивов в рабочем состоянии.
Реализуемые при различных типах локомотивов веса поездов и их
скорости движения оказывают непосредственное влияние на следующие
важнейшие эксплуатационные показатели:
пропускную и провозную способности линии, характеризующие макси-
мальное суточное количество пар поездов и тонн груза, которое может быть
пропущено на рассматриваемом участке при данном техническом оснащении
(количестве главных путей, размещении раздельных пунктов, устройствах
СЦБ и т. д.), и принятых весах и скоростях движения поездов;
размеры движения при заданном объеме перевозок;
участковую скорость движения поездов, особенно на однопутных линиях,
где с введением новых мощных локомотивов сокращается не только время
хода поезда по участку без учета остановок, но и необходимое количество
остановок для скрещения и обгона поездов в пути следования;
парк, необходимый для освоения заданного объема перевозок, и произ-
водительность грузовых и пассажирских локомотивов',
изменение потребности в вагонном, парке, определяемое различием
скорости движения поездов при рассматриваемых локомотивах.
Эксплуатационные показатели, совместно с тягово-энергетическими,
в значительной мере определяют экономические показатели, по существу
являющиеся результирующими. К экономическим показателям относят
следующие:
размеры капиталовложений К, необходимых для введения на участке
обращения локомотива нового типа;
эксплуатационные расходы С при данном локомотиве и определяемую
ими себестоимость перевозок Стк;
годовые суммарные затраты Эа, учитывающие приведенные к соизме-
римому виду единовременные и текущие расходы по освоению перевозок
при каждом из рассматриваемых типов локомотивов;
производительность труда, достигаемую при введении новых локомо-
тивов.
38
Каждый из перечисленных показателей отражает конструктивные
свойства и особенности рассматриваемых локомотивов и оказывает непосред-
ственное влияние на их сравнительную эффективность.
В основу сравнительной экономической оценки эффективности локомо-
тивов различных типов при заданном объеме перевозок и одноэтапных
капиталовложениях могут быть положены анализ и сопоставление приве-
денных годовых затрат:
ЭП = С + £НК, (О
где £н — нормативный коэффициент эффективности капиталовложений.
Согласно Типовой методике определения эффективности капитальных
вложений и новой техники в народном хозяйстве СССР коэффициент Ен =
= 0,12, а для крупных реконструктивных мероприятий на железнодорож-
ном транспорте £н = 0,1.
Зависимость Эп от условий, объема и характера работы линий устанав-
ливают на основе аналитически выраженной связи отдельных групп расхо-
дов с важнейшими качественными и количественными измерителями работы.
При этом значения указанных измерителей, столь же непосредственно зави-
сящие от условий, объема и характера работы линий, как и приведенные
расходы, должны быть также выражены аналитически, а затем могут быть
найдены предварительно и подставлены в уравнение Эп = f (Q, vx1 Г, ппс,. . .)
в виде величин, соответствующих определенным условиям эксплуатации,
или непосредственно включены в это уравнение. В последнем случае это
уравнение представит собой в самом общем виде аналитическое выражение
зависимости расходов от веса Q и скорости vx движения поездов, размеров Г
перевозок и других факторов. Первый способ расчета затрат Эп позво-
ляет наиболее точно установить влияние конкретных условий на эту вели-
чину.
Второй способ открывает возможность полностью аналитического
выражения этой зависимости (без предварительных отдельных расчетов)
и позволяет, определив минимум функции, математически строго установить
оптимальные значения веса, скорости движения поездов, параметров локо-
мотивов, соответствующих им, и т. д.
Для определения сравнительной технико-экономической эффективности
перспективных типов локомотивов применение первого способа расчета Эп
обеспечивает необходимую в данном случае детальную и всестороннюю оценку
специфических особенностей локомотива каждого типа, позволяет установить
характер и степень влияния важнейших параметров локомотива на уровень
приведенных годовых затрат и дает возможность выразить зависимость
этих затрат от условий и объема работы линий, что особенно важно для
правильного размещения локомотивов на сети жел. дор.
Определение наиболее эффективных, с экономической точки зрения,
сфер применения локомотивов различных типов обычно основано на их
сравнительной оценке при заданном объеме перевозок. Однако при сопостав-
лении локомотивов, резко различающихся по мощности, а следовательно, и
по обеспечиваемому ими уровню пропускной способности линий существен-
ное значение приобретает учет влияния не только абсолютных размеров пере-
возок, но и темпов их возрастания. Достигаемое с введением мощных поезд-
ных локомотивов увеличение пропускной способности линии позволяет
отдалить значительные капиталовложения на ее развитие тем дальше, чем,
при прочих равных условиях, меньше темп возрастания перевозок на данной
линии.
39
Рис. 10. Зависимость этапности раз-
вития линии от темпов роста пере-
возок:
— период, г; ппс — число пар пасса-
жирских поездов в сутки; F — темп роста
перевозок; / — F = 2 млн. т/г; 2 — F = 1
млн. т/г; 3 — F — 0,5 млн. т/г; 4 — 2ТЭ10;
5 — 2ТЭ121 (мощность 4000 л. с. в секции,
0 колес 1250 мм)
Влияние темпов увеличения грузооборота на возможное отдаление за-
трат для укладки двухпутных вставок при введении на однопутной линии
более мощных, чем эксплуатируемые, тепловозов отражено в зависимостях,
приведенных на рис. 10 для среднего по трудности профиля пути участка
(Zp = 9°/00, III тип) при сохранении унифицированного веса грузовых поез-
дов (Qy = 4400 тс). Как видим, замена двухсекционных тепловозов мощ-
ностью 6 тыс. л. с. такими же тепловозами мощностью 8 тыс. л. с. может
отдалить необходимость дальнейшего увеличения провозной способности
линии при высоком темпе возрастания перевозок примерно на два года, а при
относительно слабом темпе — на шесть—семь лет.
Суммарные приведенные расходы, с учетом разновременных затрат на
развитие линии при поездных локомотивах различных типов
т Г
Эп = Кпс + Xi (С + АКцс) Л + А’вст'Пг + Ъ (Свст + С' + Д/Спс) Л»
1 т
Кпс — первоначальные капиталовложения в подвижной состав; Т —
период от исходного года до укладки двухпутных вставок, зависящий от
темпа увеличения перевозок и достигаемой при данном поездном локомотиве
и техническом оснащении пропускной способности однопутной линии; С
и С' — эксплуатационные расходы по передвижению поездов, соответственно
до и после укладки двухпутных вставок; АКПС и A/Gc — ежегодные измене-
ния капиталовложений в парк подвижного состава, соответственно до и после
укладки двухпутных вставок; г] = [1/(1 ф- ЕНТ1У ] —текущее значение коэф-
фициента эффективности отдаления затрат; i]T — значение коэффициента
отдаления затрат на год начала введения новой техники; Енп — норматив
для приведения разновременных затрат, согласно Типовой методике; Екп=
= 0,08; t — период времени приведения в годах (считая год, к которому
приводят затраты, за нулевой); Квст — капиталовложения на укладку
двухпутных вставок; Свст — ежегодные расходы по содержанию и ремонту
двухпутных вставок.
Определению суммарных приведенных затрат, являющихся основой
сравнительной экономической оценки локомотивов различных типов, дол-
жен предшествовать детальный расчет необходимых капиталовложений
и эксплуатационных расходов.
40
В подлежащие учету при сравнении типов локомотивов капиталовло-
жения входят:
стоимость локомотивного парка, необходимого для освоения заданного
объема перевозок;
изменение стоимости необходимого парка вагонов и суммы оборотных
средств народного хозяйства, находящихся в процессе транспортирования,
в связи с различием скорости движения поездов при рассматриваемых локо-
мотивах;
стоимость необходимой реконструкции деповских и экипировочных
устройств при изменении типа локомотива;
изменение затрат, необходимых для дальнейшего развития пропуск-
ной способности линий (преимущественно однопутных), в связи с введением
новых, более мощных поездных локомотивов.
В эксплуатационных расходах можно учитывать лишь затраты, наибо-
лее резко и непосредственно изменяющиеся в зависимости от типа поездного
локомотива. К этой группе затрат относят:
расходы по передвижению и простою подвижного состава — содержание
локомотивных и поездных бригад, технический осмотр, смазка, ремонт и
реновация локомотивов и вагонов, расход топлива на тягу поездов, текущее
содержание и ремонт верхнего строения пути (в части, зависящей от размеров
движения);
расходы по содержанию, ремонту и реновации постоянных устройству
необходимых для нормальной эксплуатации локомотивов различных
типов — объектов локомотивного хозяйства, устройств СЦБ и связи, стан-
ционных путей и т. п.
Связывая эти расходы с основными измерителями работы, получаем
возможность не только рассчитать общую сумму эксплуатационных затрат
на передвижение поездов, но и проанализировать влияние на них типа и ре-
жима работы поездного локомотива, его параметров, структуры парка ваго-
нов, характера и объема перевозок, веса и скорости движения поездов
и т. д.
Структура системы измерителей, предусматриваемая ею детализация
расходов и обеспечиваемая степень точности расчетов зависят от их назначе-
ния, характера решаемых задач и специфических особенностей рассматри-
ваемых мероприятий. Принятая в настоящее время проектными организа-
циями система измерителей для определения расходов по передвижению
поездов при сравнительной оценке эффективности различных видов тяги,
типов локомотивов, обосновании экономически наиболее целесообразных
их параметров и т. п. состоит из следующих измерителей:
зависящих от пробега—вагоно-осе-километры, локомотиво-километры,
тонно-километры брутто, с которыми увязывают расходы по ремонту ходовых
частей вагонов и локомотивов и не зависящую от скорости движения поездов
часть расходов по ремонту и амортизации верхнего строения пути;
временных — бригадо-часы, учитывающие затраты на содержание локо-
мотивных бригад, вагоно-осе-часы и локомотиво-часы, к которым относят
расходы по ремонту кузова, пола, крыши вагона, его окраске и т. п., дости-
гающие примерно трети затрат на ремонт грузовых вагонов, и расходы на
ремонт кузова локомотива, аппаратуры и пр., составляющие 10—15% об-
щих затрат на ремонт локомотивов всех типов;
энергетических — механическая работа локомотива и сил сопротивления
движению (в системе измерителей, принятой ЦНИИ МПС, — расход топлива
или электроэнергии на тягу поездов), с которыми увязывают остальную часть
41
расходов по ремонту локомотивов и верхнего строения пути, а также затраты
непосредственно на топливо и электроэнергию для тяги поездов.
Отнесенные на единицу каждого измерителя соответствующие затраты
представляют собой «расходные» нормы — е, на основе которых определяют
эксплуатационные расходы на передвижение поездов C^s при различном
техническом оснащении жел.-дор. линий.
Общие эксплуатационные расходы, кроме расходов по передвижению
и простою поездов, должны учитывать затраты Спр>в, связанные с простоем
вагонов на станциях для накопления и переработки, расходы Сс на простой
локомотивов в депо и затраты Спост на текущее содержание и ремонт посто-
янных устройств.
Для определения суммарных эксплуатационных расходов затраты по
передвижению и простою могут быть рассчитаны или отдельно для груженых
поездов в груженом и порожнем направлениях, порожних поездов и одиноч-
ных локомотивов, или только для груженого направления с учетом соотно-
шения расходов по направлениям. В последнем случае суммарные эксплуа-
тационные расходы с достаточной степенью точности можно определить как
Соб = £грО + со) + Спрв + Сс + Сиост,
где Сгр — расходы по передвижению и простою подвижного состава в гру-
женом направлении; со — соотношение расходов в порожнем и груженом на-
правлениях, равное
« = (1,25 — 0,25₽пн) Тгр + 0,55(1- Тгр) (2 - .
\ ''^ПОр/ '“пор
Здесь |3ПН и угр — соотношения соответственно весов поездов и грузопотоков
в порожнем и груженом направлениях; тгр и тпор — число осей соответственно
груженого и порожнего поездов.
В наиболее типичных условиях работы линий жел. дор., обслуживаемых
тепловозной тягой, угр = 0,5-т-0,55, рпн = 0,75-4-0,8, откуда со = 1,784-
-н1,83 (в среднем со = 1,8).
При сравнении пассажирских локомотивов различного типа для оценки
народнохозяйственного эффекта от ускорения продвижения пассажиров
необходимо также учитывать условно относимые к эксплуатационным рас-
ходам затраты, связанные с потерей рабочего времени пассажирами в пути
следования. Эти затраты в известной мере можно оценить стоимостью пасса-
жиро-часа и определить как
Срвр = 2Спч^-^-Я-365,
Ии Ан пс
где Спч — стоимость пассажиро-часа; Lp — длина расчетного участка, км;
vM — маршрутная скорость движения пассажирского поезда, км/ч; /гпс —
суточное количество пассажирских поездов на участке в месяц максималь-
ных перевозок; Кнпс — коэффициент неравномерности пассажирского дви-
жения; Н — средняя населенность поезда.
Единая методика денежной оценки пассажиро-часа пока еще не
разработана, хотя стоимость Спч в весьма значительной мере влияет на опти-
мальную скорость движения пассажирских поездов и оптимальную мощность
пассажирских локомотивов. В настоящее время стоимость пассажиро-часа
в прямом пассажирском сообщении принимают в среднем равной 0,1 р.
Однако эта величина условна и требует серьезного уточнения на основе
специального всестороннего исследования экономической эффективности
сокращения времени нахождения пассажиров в пути следования.
42
Суммарные приведенные расходы на освоение перевозок при поездных
локомотивах различных типов могут быть определены в соответствии с ана-
литическими выражениями зависимости затраты измерителей от условий
и режима работы локомотивов.
Расходы на освоение заданного объема грузовых и пассажирских пере-
возок приведены соответственно в табл. 9 и 10. Расходные нормы (в коп/из-
меритель) для определения эксплуатационных расходов, рассчитанные по
данным Гипротранстэи МПС для современных тепловозов, приведены
в табл. 11.
В табл. 9—11 приняты следующие условные обозначения:
пгр — количество грузовых поездов в груженом направлении;
Q — вес состава поезда брутто, тс;
р — нагрузка на ось вагона нетто, тс;
q — тара вагона, приходящаяся на ось, тс;
vy4 — участковая скорость движения поезда, км/ч;
/уч и /в — простой транзитных поездов, соответственно на участковых
станциях и станциях смены бригад внутри участка обраще-
ния локомотива [3], ч;
Ауч и Ав — количество соответственно участковых станций и смены бри-
гад внутри участка обращения локомотива на рассматриваемой
линии;
ат — доля транзитного поездопотока, проходящего через участковые
станции линии (в среднем 70% общего поездопотока);
Ггр — грузопоток в груженом направлении, млн. ткм/км в год;
т — средняя осность грузовых вагонов;
Тпр Сд — продолжительность приема и сдачи локомотива бригадой, ч;
Ск — коэффициент кратной тяги;
/об — простой (ч) локомотива на конечных пунктах оборота за сутки;
= Г trn + (^техн + /ож) *об + (^гехи + (1 - <ХТ) 2/<п ] ,
L ЬОсм J ьуол
/тн— время, необходимое для технического осмотра и экипировки
локомотива (принято равным 1 ч);
Ьуол — протяжение участка обращения локомотива, км;
L0CM — пробег локомотива между техническими осмотрами (для тепло-
возов принят равным 1,0—1,1 тыс. км);
/техн — технологическая норма нахождения локомотива в пунктах
оборота (без технического осмотра), равная для тепловозов 1 ч;
гэж и ^ож — дополнительное время нахождения локомотива на границах
участка обращения в ожидании «нитки» графика, ч;
для двухпутных линий
12 12
/ож = «гр + Ппс(1 + с/р"пс); /ож = (1—ат) «группе (1 +- с/р"пс);
Л — величина расчетного межпоездного интервала, мин;
/ = 0,047 — для участков с автоблокировкой;
_ = 0,023 — для участков с различными средствами СЦБ, кроме автобло-
кировки;
для однопутных линий
24 , 94
*ож = ^- + 1; = .. +1;
Дгр (* ™т)
43
Таблица 9
Наименование измерителя Годовая затрата измерителя на расчетном участке Расходные нормы в грузовом движении
Эксплуатационные расходы
Осе-км Осе-часы: | Уч “ 365иГр£р (1 -f- со) ——— ens
в движении У пН' = УуЧ СпН
в простое на участко- вых станциях пН" = 730nrp/y^y4aT _А_ епн
под накоплением и переработкой «//"' = 8,7бГгрт (0.004Q 30) Lp еМН май епн-] — ппер
Бригадо-часы локомо- тивные:
в движении S Mh' = 365nrp (1 -r co) + T j \ ууч / eMh
в простое на станциях смены Уч Mh ~~ 730пГр^уЧ7<уЧатСк eMh
в простое на конеч- ных пунктах оборота Mh,,f = 365nrp/o6CK ^Mh
Локомотиво-км У, Ms ~ 365nrp (1 co) LpCK eMs
Локомотиво-часы:
в движении в простое на станциях смены бригад внутри участка обращения У Ms S MH' = 2 MH — 730/iIp/BABccTCK емн ?мн
в простое на конечных пунктах оборота S MH'" = 365nr|/o0CK емн
Ткм брутто S Г^бР =; 365nrp (1 4- CO) (P + Q) LPCK ^тк
Расход условного Топ-' лива
на тягу Вобщ = 365nrp (1 + co) x £уТ + еТ
x ГbNs + --xx (—! i \ 1 л c
L NS± vx \₽y4
на разгон на стоянках в депо и на участковых стан- циях Бра?г = 365nrpKOCT (1 + co) A (P 4- Q) u;pCK ^np — 365пГрВхх (t0^ -|- 2^6/QjaT) CK ^разг + ^т вут -р
Развернутая длина стан- ционных путей, завися- щая от размеров парка вагонов LCt = 2пи/б eL ^ст
44
Продолжение табл. 9
Наименование измерителя Годовая затрата измерителя на расчетном участке Расходные нормы в грузовом движении
Отчисления на ренова- цию: локомотивов вагонов £ = клмп Кв — 7рен. л <7рен. в
Капитальные вложения
»И= (1 4-ав)Кн X
Парк вагонов (инвен-
тарный)
Развернутая длина стан-
ционных путей, завися-
щая от размеров парка
вагонов
Размеры грузовой массы
«на колесах»
Парк локомотивов
2rrp-10’Lp
qHVy48760
£,ст — 2пи/в
/1и
(1 -ав^н “гр
1,1Кв
Кет. п
7/гр
Кл
+ 2 пН" ' S пИ"'
Примечание. Годовые расходы по отдельным пунктам определяют как произведение данных
граф 2 и 3.
Таблица 10
Наименование измерителя
Годовая затрата измерителей на расчетном участке
Расходные
нормы в пас-
сажирском
движении
Эксплуатационные расходы
Осе-км ^snc — 730nnc/TzBnocLp ens
Осе-часы:
в движении s ™M ^nH
в простое / Тцрсд Тн.к \ 2^ пс L6p + 2Lyo6j CnH
Бригадо-часы локомотив-
ные:
в движении S 4c = 730nnctp + -П71) eMh
в простое V? w" г I 7пРсД , ^'дептТ'ож^ L— 2Lyo6> )
Локомотиво-км Tj — 730ftncLp ^Ms
45
Продолжение табл. 10
Наименование измерителя Годовая затрата измерителей на расчетном участке Расходные нормы в пас- сажирском движении
Л окомотиво-часы:
в движении
в простое ?МН
Ткм брутто 2 Т'^бр = 730nncLp (Р + Q)nc атк
Расход условного топ- лива:
на тягу на стоянках на станциях в депо и оборота ^общ — 730nncLp £ B/vs -j- р 1 J В - 730п В ( Гпрсд + Гдеп + Гож еут + еТ вуТ + ет
£>пр /OUnnc£>xX 1 г 1 QT 1 \ *-*бр ^^уобр /
на разгон бразг = 730ппс(Р + <2)пс^ЛХост £разг + ет
Рабочее время ров Отчисления на цию: пассажи- ренова- Тпс — 730nncLp vMAnnc Спч
локомотивов 2 кл = <7рен. л
вагонов 2 *в = ^вПи <7рен. в
Капитальные вложения
Парк вагонов ли — (1 + осв) ТСн^пс^в^р Хв
24
X 1 fj_+. Tj ^ст 7*Прсд Тнк \
«X Lp 1 L6p 2Ly. обр у
Парк локомотивов Ми = - (1 + Рл) »В^Сн у* 8760 мнпс кл
Примечание. Годовые расходы по отдельным пунктам определяют как произведение данных
граф 2 и 3.
Таблица 11
Наименование измерителя ТЭЗ (две секции) 2ТЭ10 2ТЭ121 * 2ТЭП10 2ТЭП60
Осе-км ens 0,118 0,118 0,118 0,146 0,146
Осе-часы епн 1,227 1,227 1,227 18,0 18,0
Бригадо-часы емн • • • 312 312 312 328 328
46
Продолжение табл. 11
Наименование измерителя тэз (две секции) 2ТЭ10 2ТЭ121 * 2ТЭП10 2ТЭП60
Ткм брутто етк .... 0,0228 0,0228 0,0217 0,0228 0,0228
Локомотиво-км e^s • • 4,9 6,1 5,9 2,5 4,3
Локомотиво-часы емн • • 36 51 55,2 75 130
Расход условного топ- лива:
на тягу еут 1,455 ** 1,545 1,464 1,405 1,313 1,876
на разгон еразг • • • 4,37 ** 4,72 4,60 4,01 4,2 4,98
* Тепловоз на перспективу (мощность 4000 л. с. в секции, диаметр колес 1250 мм)
** В числителе — при эффективном удельном расходе топлива 175 г/(л. с. «ч), в знаменателе — при
169 г/(л. с.-ч), как и для всех грузовых тепловозов.
Кп 11 Коб — количество пунктов соответственно перецепки и оборота
локомотива на участке его обращения;
Р — вес локомотива, тс;
BNs — расход условного топлива (кг) для тяги поездов на
1 поездо-км, определяемый в соответствии с правилами
тяговых расчетов (ПТР);
Вхх — расход условного топлива на стоянках, принимаемый
по данным ПТР, кг/ч;
vx — ходовая скорость движения поездов, определяемая в соот-
ветствии с ПТР, км/ч;
Руч — коэффициент участковой скорости [21;
А — коэффициент для расчета расхода топлива на разгон;
для тепловозов А = 14 BWK-10~9;
B/NK —часовой расход условного топлива, кг/л. с.;
утр — оптимальная скорость начала торможения; в типовых
условиях vTp = 50 км/ч;
пи — инвентарный парк вагонов;
1Ъ — средневзвешенная длина вагона, м;
Кл — цена тепловоза, р;
Ми — инвентарный парк тепловозов;
Кв — средневзвешенная цена вагона, р;
4рьН. л> ^рен. в — установленные квоты реновации соответственно локомоти-
вов и вагонов;
ал и ав — коэффициенты, учитывающие неисправные тепловозы
и вагоны, принимаемые соответственно равными 0,12 и 0,1;
Кн — коэффициент неравномерности перевозок, равный 1,1;
7в — средний вес вагона (нетто), тс;
агр — доля груженых вагонов в вагонообороте, равная 0,75
при среднем соотношении (угр = 0,5) грузопотоков по
направлениям;
Рл — коэффициент вспомогательного пробега тепловозов, при-
нимаемый равным 0,1;
/л — простой локомотива за время оборота, ч;
47
е — расходные нормы на измерители (е с различными индек-
сами);
ет — цена 1 кг условного топлива;
ипер — количество вагонов, перерабатываемых за 1 ч работы
маневрового локомотива;
Кст — стоимость 1 км станционного пути;
Дгр — средняя цена 1 т груза;
тв — количество вагонов в пассажирском поезде;
пос — среднее количество осей пассажирского вагона;
Тн. к — простой в начальном и конечном пунктах следования пас-
сажирских поездов, ч;
^у.обр — протяжение участка работы локомотивной бригады, км.
Предположительную цену на перспективу для грузовых тепловозов
различной мощности можно определить анализом современных цен на те-
пловозы с электрической передачей и на их основные узлы (экипажную
часть, передачу, дизель с топливной аппаратурой, системой охлаждения и
смазки). Тогда (в тыс. руб. на секцию)
Кк = 0.42Р + 24ЛГЭ - + 30, (2>
где N 3 — эффективная номинальная мощность тепловоза по дизелю, тыс. л. с.
Установленные таким образом значения необходимых капиталовложений,
эксплуатационных расходов и приведенных суммарных годовых затрат яв-
ляются основой технико-экономической оценки сравнительной эффектив-
ности технически возможных типов локомотивов на перспективу и экономи-
чески обоснованного выбора их важнейших параметров.
§ 7. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
МАГИСТРАЛЬНЫХ ТЕПЛОВОЗОВ НА ПЕРСПЕКТИВУ
Общие положения. Важнейшим параметром локомотива, практически
оказывающим решающее влияние на все показатели работы линии, является
реализуемая им мощность.
Современное состояние локомотивостроения позволяет уже сейчас со-
здать локомотивы высокой единичной мощности. Однако технологическая
возможность создания таких локомотивов не может рассматриваться в отрыве
от тщательно и всесторонне обоснованной эксплуатационной целесообраз-
ности и экономической эффективности их применения. Разработке конструк-
ции локомотива должно предшествовать установление необходимых по усло-
виям нормальной эксплуатации жел. дор. основных параметров, обеспечи-
вающих минимальные затраты на освоение заданного объема перевозок.
Вопросам выбора оптимальных параметров локомотивов посвящены много-
численные исследования. Большинство из них основано на предварительном
определении наивыгоднейших в экономическом отношении значений веса
и скорости движения грузовых и пассажирских поездов в функции размеров,
перевозок, характера профиля пути, технического оснащения однопутных
и двухпутных линий.
Аналитическое выражение зависимости суммарных приведенных затрат
Эп от веса и скорости движения поездов в различных (а в большинстве работ
определенных, наиболее близких к среднесетевым) условиях эксплуатации
позволяет авторам этих исследований, определив минимум функции, уста-
новить оптимальные значения веса QonT и скорости vonT движения поездов
48
и на их основе сформулировать эксплуатационные требования к силе тяги
и мощности локомотивов на перспективу. В самом общем виде эту зависимость
можно представить в виде
*ЭП = aQ + -Q - + ф- + dv2 + ev + + h.
Если в соответствии с принятой методикой расчета приведенных затрат
выразить значения каждой группы расхода соответствующей формулой, то-
суммарные затраты в грузовом движении на тяговом участке составят
О __/1 I пй ^Р^гр Г Q . I епН \ I CMh + ?MH ,
+ eMs + еТ1! (Р + Q) + (еут + ej BNS + + емн +
ГОЧ 1 г
+ +1>4 (0’004Q+30) 1(п +1ем”++
+ Д (Йг + п"с) + [ (^ч + 4’4(2 •10-3 + 28) Ггр +
+ 6.6Q. 10-3] Lp. 10-3 + ЕИХКЛ Q +
+£нжДл(4+5°-М’
где у — отношение веса поезда нетто к весу брутто; Д — расходы по содер-
жанию постоянных устройств, р\ /стп — полезная длина станционных пу-
тей, м; 2 Кудл — стоимость удлинения станционных путей.
Однако в этой формуле зависимость отдельных слагаемых от веса и ско-
рости движения поездов раскрыта не до конца. Известно, что коэффициент
участковой скорости Руч и связанное с ним количество остановок поездов на
участке Кост определяются, особенно для однопутной линии, размерами дви-
жения и пропускной способностью участка, которые, в свою очередь, за-
висят от веса и скорости движения поездов. Кроме того, стоимость локомо-
тива непосредственно связана с его мощностью и, следовательно, с реализуе-
мым весом и скоростью движения поездов, а с изменением мощности локо-
мотива изменяются и расходные нормы по его ремонту (^s, емн, еут, £разг).
Все эти зависимости сами по себе достаточно сложны и выражаются
многочленными формулами, введение которых в общее уравнение Эп =
= f (Q, v) весьма осложняет его аналитическое решение. К тому же неиз-
бежное в этом случае упрощение зависимостей (например, затраты на удли-
нение станционных путей, весьма значительно влияющие на величину опти-
мального веса поезда, принимают в виде непрерывной функции веса поезда,
а тактически они изменяются скачкообразно) существенно сказывается на
результатах расчета QonT и уопт.
И, наконец, определяемые полученными аналитически значениями QonT
£ тС7Т необходимые сила тяги и касательная мощность локомотива заметно
сличаются от тех, которые можно реально осуществить, вследствие дискрет-
э:сти многих параметров, принимаемых непрерывными при определении
:-р?:мума функции Эп = f (Q, v). В связи со всем сказанным более целесо-
х разным представляется графоаналитический путь решения этой задачи.
: Тзнова
49
Прогнозирование технически возможных и практически осуществимых
в определенной перспективе проектных характеристик локомотивов с раз-
личными параметрами (мощностью, сцепным весом, к. п. д. и т. д.) и деталь-
ные технико-экономические расчеты для каждого из этих локомотивов с гра-
фическим изображением функции приведенных затрат, рассчитанных по
соответствующим аналитическим выражениям (см. табл. 9 и 10), позволяют
установить экономически наиболее эффективные, обеспечивающие минимум
затрат на освоение перевозок, параметры тепловозов. Кроме того, графо-
аналитический путь расчета дает возможность учесть при экономической
оценке параметров локомотива эффективность отдаления дополнительных
затрат на развитие пропускной и провозной способностей линий, обеспечи-
ваемого повышением мощности поездных локомотивов.
В связи с этим в основу сравнительной оценки эффективности повышения
мощности тепловозов могут быть положены тягово-энергетические, эксплуа-
тационные и экономические показатели работы односекционных тепловозов
мощностью 3000, 4000, 6000 и 8000 л. с. в шестиосном и восьмиосном испол-
нениях и двухсекционных шестиосных тепловозов мощностью 2x2000,
2x3000, 2X4000 и 2x6000 л. с.
Чтобы поставить в равные условия рассматриваемые локомотивы,
их к. п. д. предусмотрен одинаковым для всех машин и удельный расход
дизельного топлива принят равным 155г/(л. с. -ч) (в исходном варианте) для
всех тепловозов как на перспективу, так и современных типа ТЭ10 (мощно-
стью 3000 л. с. в секции) и ТЭЗ (2000 л. с. в секции). Соотношение касательной
мощности тепловоза и эффективной номинальной мощности дизелей этих
тепловозов также принято одинаковым и равным 0,8. В данном параграфе
все расчеты приведенных затрат являются ориентировочными.
Грузовые тепловозы. Приведенные на рис. 11, а и б для наиболее типич-
ных условий работы однопутных и двухпутных линий, обслуживаемых тепло-
возами, зависимости Спр = f (Q, Г) рассчитаны для перспективного уровня
затрат. Эти зависимости показывают, что при отсутствии ограничений веса
поезда наиболее эффективными являются двухсекционные тепловозы суммар-
ной мощностью 8000 л. с., а при значительных грузопотоках — и мощностью
10 000—12 000 л. с. Однако увеличение веса поезда на большинстве маги-
стралей сети, как правило, связано с необходимостью удлинения станцион-
ных путей.
Многочисленные исследования [2, 156, 176, 182], посвященные установ-
лению оптимального веса грузовых поездов, показывают, что практически
в любых условиях (кроме перевозок высокоценных грузов) экономически
наиболее целесообразный вес поезда соответствует полному использованию
полезной длины станционных путей и определяется главным образом вели-
чиной затрат, необходимых для удлинения путей.
Проведенные расчеты показывают, что при небольшой стоимости удли-
нения путей (120—150 тыс. руб/км) и характерных для линий жел. дор.,
обслуживаемых тепловозами, размерах перевозок наивыгоднейший по эко-
номическим показателям вес поезда при погонной нагрузке 4,5 тс/м состав-
ляет 5—6 тыс. тс, а при повышении стоимости удлинения путей вдвое сни-
жается — до 3,5—4,5 тыс. тс.
При ограничении веса поезда длиной станционных путей в зависимости
от устанавливаемого при этом уровня весовых норм экономически целесо-
образными могут оказаться и двухсекционные и односекционные тепловозы.
Естественно, что в условиях, позволяющих реализовать установленную ве-
совую норму односекционным шестиосным тепловозом той же мощности,
<50
что и более тяжелые восьмиосные и двухсекционные тепловозы, применение
последних экономически себя не оправдывает. Если же с введением более
тяжелых тепловозов может быть соответственно повышена весовая норма,
то это, практически, всегда обеспечивает снижение суммарных затрат на
освоение перевозок.
Установленная с учетом необходимых затрат на удлинение станци-
онных путей оптимальная мощность грузовых тепловозов, при пер-
спективном уровне цен на топливо и локомотивы в относительно
легких условиях эксплуатации, составляет 4—6 тыс. л. с., а в более
трудных условиях, близких к типичным для линий, обслуживаемых тепло-
возами, 8—9 тыс. л. с.
К тем же выводам приводят и расчеты, выполненные с учетом современ-
ных ограничений силы тяги тепловозов, веса и максимально допустимой
Рис. 11. Зависимость го-
довых приведенных затрат
СПр (коп/ткм) от веса,
состава и мощности гру-
зовых тепловозов:
а — однопутная линия,
tp = 5°/00» I тип профиля
пути, итах = 100 км/ч;
б — двухпутная линия,
ишах = 100 км/4 (ЦИФРЫ на
кривых — мощность тепло-
воза, тыс. л. с.)
51
скорости движения поездов. Принятые для этих условий исходные данные
предусматривают следующее:
соотношение касательной мощности тепловоза и эффективной номиналь-
ной мощности дизелей тепловозов типа ТЭ10 равным 0,74, а тепловозов
остальных типов — 0,78;
сцепной вес односекционных тепловозов мощностью 3000 л. с. равным
129 тс, мощностью 4000 л. с. — 132 тс и мощностью 6000 л. с. — 138 тс;
коэффициент тяги, представляющий собой отношение расчетной силы
тяги к сцепному весу, для тепловозов типа ТЭ10 равным 0,20, а для тепло-
возов мощностью 4000 и 6000 л. с. в секции 0,23;
удельный эффективный расход дизельного топлива при расчетном ре-
жиме равным 155 г/(л. с. -ч) для тепловозов всех типов;
максимально-допустимую скорость движения поездов — в двух вариан-
тах, т. е. утах = 100 и 80 км/ч;
веса грузовых поездов в двух вариантах — унифицированный вес, соот-
ветствующий оптимальному с учетом затрат на удлинение станционных путей
для двухсекционных тепловозов, Qy = 4500 тс, и расчетный вес, соответст-
вующий принятому коэффициенту тяги и составляющий на участке с /р =
= 9°/00 для двухсекционных тепловозов мощностью 2X3000 л. с. — Qp =
= 4750 тс; мощностью 2X4000 л. с. — Qp = 5450 тс и мощностью 2Х
Х6000 л. с. — Qp = 5620 тс.
На рис. 12 приведены зависимости Спр = f (А/э, Q, утах), полученные
с учетом изложенных предпосылок при перспективном уровне цен, совре-
менной цене топлива и грузовой массы на однопутном участке с профилем
пути III типа, /р = 9°/оо и грузооборотом 10 млн. ткм/км в год в груженом
направлении. Как видим, при унифицированном весе поезда и утах =
= 80 км/ч в этих, близких к наиболее типичным, условиях, экономически
наиболее эффективными являются тепловозы мощностью 2x4000 л. с.
Повышение максимально допустимой скорости движения до 100 км/ч
сдвигает оптимальную точку в сторону увеличения N3 примерно на 1 —
1,5 тыс. л. с. Еще существеннее возрастает оптимальная мощность теплово-
зов с увеличением веса грузовых поездов. При расчетных весах поездов,
в данном случае превышающих примерно на 1000 тс унифицированный вес,
и скоростях итах = 100 км/ч минимальные затраты на освоение перевозок
обеспечиваются уже двухсекционным тепловозом мощностью 10 000—
12 000 л.с.
Многообразие условий работы локомотивов на сети жел. дор., непрерыв-
ное совершенствование конструкции и методов эксплуатации подвижного
состава, перспективы дальнейшего улучшения качественных показателей
деятельности жел. дор. определяют необходимость оценки и учета возможных
изменений основных факторов, влияющих на экономически наиболее целе-
сообразные параметры поездных локомотивов. К числу таких факторов от-
носят:
технические — возможное увеличение к. п. д. двигателя и локомотива,
а также улучшение топливных характеристик, определяющих зависимость
расхода топлива от скорости движения и реализуемой мощности локомотива;
экономические — возможные изменения цен на топливо, ремонт и пост-
ройку локомотивов, заработной платы бригад, стоимости груза, находя-
щегося в процессе перевозки, загрузки локомотивов и степени использования
их мощности;
эксплуатационные — учет действующих стандартов длин станционных
путей, возможного повышения средних погонных нагрузок, расширения про-
52
пускной и провозной способности линий с введением новых мощных локомо-
тивов.
Увеличение к. п. д. дизелей и снижение удельного расхода топлива
тепловоза как при расчетном режиме, так и при частичных нагрузках и хо-
лостом ходу являются важным условием повышения эффективности мощных
локомотивов.
Например, снижение удельного эффективного расхода дизельного
топлива со 155 до 145 г/(л. с.-ч), т. е. всего на 6,5%, способствует (рис. 13)
повышению оптимальной мощности тепловозов примерно на 500 л. с. Весьма
существенно сказываются на соотношении затрат при локомотивах различ-
ной мощности цены на дизельное топливо. Снижение стоимости топлива
вдвое обеспечивает дополнительное сокращение суммарных затрат и повы-
шение оптимальной мощности локомотивов примерно на 1500—2000 л. с.
Анализ структуры зависящих от типа локомотива суммарных затрат
для тепловозов различной мощности показал, что расход топлива на передви-
жение поездов с повышением мощности локомотива возрастает. Так, при
поездов требуется примерно на 6—10%
больше топлива, чем при односекци-
онном тепловозе мощностью 4000 л. с.,
реализующем в среднем на 20% мень-
шую скорость движения. В связи
Рис. 12. Зависимость годовых приведенных затрат Спр от мощности W грузовых тепловозов
и их максимальной скорости:
J — при унифицированном весе поезда = 4400 тс; б — при расчетном весе поезда Qp, равном для
тепловозов мощностью 2X3 тыс. л. с. — 4730 тс; 2X5 тыс л. с — 5530 тс; 2X4 тыс. л. с.— 5450 тс;
2X6 тыс. л. с.— 5690 тс:
/и II — соответственно при современных и перспективных ценах; 1 — ^тах — 80 км/ч; 2 — Утах =
= 100 км/ч
Рис. 13. Зависимость годовых приведенных затрат Спр от мощности N грузовых тепловозов,
удельного расхода и цены топлива при Qy = 4400 тс и цтах = 100 км/ч:
и б — соответственно для цен дизельного топлива 72 р/т и 36 р/т; ge — удельный эффективный расход
топлива, г/л. с ч.:
1 - ge = 175; 2 - ge= 155; 3 - ge = 145
53
Рис. 14. Зависимость годовых приведенных затрат Спр от длины /ст станционных путей
при различной мощности двухсекционных тепловозов (цифры на кривых — мощность тепло-
воза в тыс. л. с.):
а — Г= 10 млн. ткм/км в год; i? = 5°/00; I тип профиля; б — Г — 20 млн. ткм/км в год; ip = 5°/00;
I тип профиля; в — Г = 10 млн. ткм/км в год; ip = 9°/00; III тип профиля
с этим снижение стоимости топлива (равно, как и повышение к. п. д локо-
мотива) оказывает, естественно, значительное влияние на эффективность
локомотивов повышенной мощности.
Принимаемая в расчетах непрерывная функциональная зависимость
необходимых затрат на удлинение приемо-отправочных путей от веса поезда
весьма условна. В действительности удлиняют пути в строгом соответствии
с установленными градациями стандартов полезных длин, в связи с чем за-
траты на эти работы изменяются скачкообразно с увеличением веса поезда.
Степень влияния этого обстоятельства на изменение удельных суммарных
расходов по мере повышения весовых норм на участке характеризуют за-
висимости, приведенные на рис. 14 (для однопутных линий с легким и сред-
ним по трудности профилем пути и с размерами грузооборота 10 и 20 млн. тс
в год в груженом направлении).
Выполненные для различных условий расчеты показывают, что учет
дополнительных затрат на удлинение путей (по установленным градациям
их длин) необходим для теоретически правильного (отражающего действитель-
ные условия эксплуатации) определения оптимального веса грузовых поез-
дов, а следовательно, и мощности поездных локомотивов.
Существенно увеличивается эффективность тепловозов повышенной
мощности в условиях, требующих развития пропускной способности линий
для овладения возрастающим объемом перевозок. Возможность отдаления
значительных капиталовложений в развитие постоянных устройств одно-
путных линий, возникающая в связи с введением на участке мощных поезд-
ных локомотивов, весьма существенно повышает экономическую эффектив-
ность последних. Степень достигаемого при этом повышения экономически
целесообразной мощности локомотива зависит от многих факторов: темпов
роста перевозок на рассматриваемых направлениях, уровня загрузки этих
линий, прироста пропускной способности, обеспечиваемого локомотивами
различной мощности, стоимости укладки двухпутных вставок, общего уровня
цен, определяющего размеры перевозочных расходов, и др.
На абсолютную величину суммарных приведенных затрат помимо пере-
численных факторов оказывает влияние также характер продольного профиля
дуги и техническое оснащение рассматриваемых линий.
Результаты выполненных расчетов (рис. 15) для наиболее типичных
условий работы жел.-дор. линий, обслуживаемых тепловозами, свидетель-
ствуют о том, что в условиях, обеспечивающих нормальную эксплуатацию
однопутных линий при относительно небольших исходных размерах движе-
ния и темпах роста перевозок, экономически эффективная суммарная мощ-
ность двухсекционных тепловозов достигает 10 000 л. с., а при высокой сто-
- части двухпутных вставок — и 12 000 л. с.
Условия эксплуатации линий существенно сказываются на таком важ-
показателе, как степень использования расчетной мощности локомотива,
в значительной мере определяющей технико-экономические результаты вне-
дрения магистральных локомотивов рассматриваемых типов.
Полное (стопроцентное) использование для тяги поездов расчетной мощ-
ности локомотива, находящегося в эксплуатации, невозможно. Не говоря
55
Рис. 15. Зависимость сум-
марных годовых расходов
с учетом отдаления затрат
на укладку двухпутных вста-
вок от мощности грузовых
тепловозов для однопутной
линии с ip = 9%0, профилем
пути III типа, Ру=4400 тс^
^тах = 80 км/ч, Дпгр = 1,5
пары поездов в сутки в сред-
нем за год (сплошные кривые)
для Пиех = 23 пары поездов
в сутки; штриховые кри-
вые — для писх = 15 пар
поездов в сутки
о технологически необходимых простоях локомотива в депо и на промежу-
точных станциях, даже при передвижении по тяговому участку неизбежно
неполное использование расчетной мощности локомотива. Наличие на уча-
стке «вредных» спусков определяет необходимость холостого хода локомо-
тива, а «безвредных» спусков и других относительно легких элементов про-
филя, на которых для движения поезда с максимально допустимой скоростью
не требуется реализация расчетной мощности, — необходимость работы при
частичных нагрузках. Даже при больших весах поездов и высоких скоростях
движения средняя реализованная за время движения по участку мощ-
ность локомотива всегда ниже расчетной.
Степень использования мощности оказывается тем ниже, чем легче про-
филь пути на участке, больше доля работы дизеля при холостом ходе, ниже
веса и максимально допустимые скорости движения поездов и выше расчет-
ная мощность локомотива. Так, при движении поезда по участку с легким
профилем пути (fp = 5°/00; I тип профиля) степень использования расчетной
мощности тепловоза составляет около 90% при удельной касательной мощно-
сти NJ(P + Q) = 1 л. с./тс и примерно 65% при NJ(P + Q) = 2 л. с./тс.
В более трудных условиях (например, гр = 90/00’» П1 тип профиля) степень
использования расчетной мощности изменяется от 98 до 85% при удельной
касательной мощности, равной соответственно 1 и 2 л. с. на 1 тс веса поезда.
С учетом простоев локомотива на станциях и в депо, зависящих от объема
и характера перевозок на участке, степень использования расчетной мощ-
ности поездного локомотива, естественно, еще ниже.
Необходимо подчеркнуть, что определяемое (при прочих равных усло-
виях) повышением расчетной мощности локомотива снижение максимально
возможной степени ее использования не может служить аргументом в пользу
маломощных локомотивов.
Обеспечиваемое увеличением мощности грузовых локомотивов повыше-
ние скорости движения на подъемах и в среднем по участку способствует
увеличению пропускной и провозной способности жел. дор. и ускорению пе-
ревозок, что определяет значительную эффективность внедрения мощных
локомотивов. В пассажирском движении достигаемое с повышением мощ-
56
мости локомотива, а следовательно, и скорости движения поездов, сокраще-
ние времени нахождения пассажиров в пути следования обеспечивает высо-
кий народнохозяйственный эффект.
То обстоятельство, что повышение расчетной мощности локомотива
сопровождается кроме улучшения важнейших эксплуатационных показа-
телей и снижением степени использования мощности, а в связи с этим и соот-
ветствующим ухудшением энергетических показателей, определяет важность
всестороннего учета экономических (результирующих) показателей, по
которым устанавливают наиболее эффективную, оптимальную, мощность
локомотива.
Анализ влияния основных качественных и количественных показателей
работы на оптимальную мощность локомотива показал, что повышение
мощности секции тепловоза до 4000—6000 л. с. является в настоящее время
весьма актуальным и экономически высоко эффективным мероприятием.
Замена двухсекционных тепловозов мощностью 6000 л. с. тепловозами
суммарной мощности 8000 л. с. в условиях, позволяющих использовать
расчетные веса поездов, обеспечит повышение скорости движения при t>max =
= 100 км/ч на 15—20%, пропускной способности участка — на 10—15%,
а провозной способности линии — на 25—27%. При сохранении установлен-
ной унифицированной весовой нормы с введением двухсекционных теплово-
зов мощностью 8000 л. с. можно ожидать прирост скорости движения при-
мерно на 27—28%, а пропускной и провозной способности — на 15—20%.
Примерно в такой же степени изменяются эти показатели при сопоставлении
двухсекционных тепловозов мощностью 2x4000 и 2x6000 л. с.
Улучшение основных качественных показателей работы локомотивов
обеспечивает и соответствующее снижение затрат на освоение заданного
объема перевозок.
Экспериментальные исследования и изучение зарубежной практики
показывают, что шестиосный тепловоз с мощностью секции 4000 л. с. может
уже сейчас занять одно из ведущих мест в нашем тепловозном парке. Что
же касается грузового тепловоза мощностью 6000 л. с. в секции, то его созда-
ние должно стать задачей ближайшей перспективы. Одновременно необхо-
димо решать и вопрос о повышении осевых нагрузок грузовых тепловозов.
Вес грузовых поездов, как правило, определяется сейчас полезной
длиной станционных путей и расчетной погонной нагрузкой, зависящей
от структуры грузооборота и парка вагонов. Однако на многих направлениях
сети жел. дор. лимитирующим вес поезда становится недостаток сцепного
веса локомотивов, вызывающий необходимость применения кратной тяги
с низким использованием суммарной мощности и силы тяги локомотивов.
Осуществляемое в настоящее время повышение осевых нагрузок тепло-
возов 2ТЭ10Л до 23 тс позволит примерно на 7—8% увеличить расчетные
весовые нормы грузовых поездов. Для магистральных тепловозов, более
мощных, чем ТЭК), нагрузка от колесной пары на рельсы, рекомендуемая
Министерством путей сообщения, составляет 25 тс, а для опытных образцов
27 тс. Повышение этой нагрузки с 23 до 25 тс при тепловозе мощностью
6000 л. с. в секции на однопутном участке с густотой перевозок
15 млн. тс-км/км в груженом направлении в год и удельном весе в поездо-
потоке поездов расчетного веса, равном х/3, обеспечивает в современных усло-
виях снижение годовых приведенных затрат примерно на 50—60 тыс. руб/км.
Чем выше в'поездопотоке участка доля поездов расчетного веса, определяе-
мого сцепным весом локомотива, тем больше эффективность увеличения на-
грузки от колесной пары на рельсы. Установление оптимальных значений
57
нагрузок от колесной пары на рельсы для локомотивов является сложной
технико-экономической проблемой.
Создание локомотивов с наиболее совершенными динамическими и
прочностными характеристиками экипажной части, с повышенными осевой
мощностью и нагрузкой от колесной пары на рельсы позволит увеличить
вес и скорость движения поездов, а следовательно, и пропускную и провоз-
ную способности линий, сократить буксование локомотивов, унифицировать
экипажи тепловозов и электровозов. Все это обеспечит существенную эко-
номию средств на освоение возрастающих перевозок. В то же время увели-
чение нагрузок от колесной пары на рельсы приводит к повышению динами-
ческого воздействия локомотивов на путь, а следовательно, и к увеличению
выхода из строя рельсов и возрастанию расходов по текущему содержанию
и ремонтам пути.
В связи с этим детальное исследование (с опытной проверкой) характера
и степени воздействия на путь локомотивов с повышенными нагрузками от
колесной пары на рельсы является необходимым условием всесторонне обо-
снованного выбора оптимальной конструкции экипажной части и осевых
нагрузок.
Важное технико-экономическое значение имеет предусматриваемое уве-
личение диаметра колес грузовых тепловозов с 1050 до 1250 мм, обеспечиваю-
щее снижение расходов по ремонту экипажной части, улучшение воздей-
ствия на путь и соответствующее сокращение затрат на содержание и ремонт
верхнего строения пути.
Проведенные ЦНИИ МПС расчеты для тепловозов мощностью 4000 л. с.
в секции показали, что увеличение диаметра колес тепловоза мощностью
2x4000 л. с. до 1250 мм будет способствовать сокращению расходов по
ремонту верхнего строения пути в среднем на 2 тыс. руб. и по ремонту эки-
пажной части тепловоза — на 1,5 тыс. руб. в год на каждую секцию. Если
отнести это сокращение расходов на единицу соответствующего измерителя
работы локомотива, то снижение расходных норм для определения эксплуа-
тационных расходов при тепловозе с диаметром колес 1250 мм составит 3%
расходной нормы на тс*км брутто (етк), 22% расходной нормы на локомо-
тиво-км (e^s) и 11% расходной нормы на разгон поезда (еразг).
Подставив откорректированные расходные нормы для тепловоза с диа-
метром колес 1250 и 1050 мм в аналитические выражения (см. табл. 9), по-
лучим, что для принятых условий работы жел.-дор. линий, обслуживаемых
тепловозами, такое увеличение диаметра колес тепловозов мощностью 2Х
Х4000 л. с. при их годовом выпуске в 1000 секций может обеспечить эконо-
мию примерно 20 млн. руб.
Таким образом, экономически наиболее целесообразными грузовыми
тепловозами на относительно близкую перспективу являются тепловозы
мощностью 4000 и 6000 л. с. в секции с диаметром колес 1250 мм, нагрузками
от колесной пары на рельсы 25 тс (для опытных образцов 27 тс) и конструк-
ционной скоростью 100—120 км/ч.
Пассажирские тепловозы. Эксплуатационные требования к параметрам
пассажирских локомотивов, как и к параметрам грузовых, в основном опре-
деляются оптимальными значениями веса и скорости движения поездов,
обеспечивающими минимальные приведенные годовые затраты на освоение
заданного объема перевозок. Максимально допустимая скорость движения
пассажирских поездов на участках, не относящихся к линиям скоростного
движения, не превышает 160 км/ч, а на значительной части направлений сети
жел. дор. из-за наличия кривых малого радиуса составляет 120 км/ч. В связи
58
с этим для сравнительных расчетов можно принять три варианта максималь-
ной скорости движения пассажирских локомотивов: 120, 140 и 160 км/ч,
которые допускаются в кривых радиусом соответственно 680, 930 и 1200 м.
Максимально допустимый вес пассажирских поездов зависит от длины
пассажирских путей и платформ и от погонной нагрузки эксплуатируемого
вагонного парка. В современных условиях при установленной Техническими
условиями проектирования и сооружения железных дорог полезной длине
путей и платформ, равной 400 м, и средней погонной нагрузке цельнометал-
лических вагонов 2,5 тс/м наибольший вес пассажирского поезда соста-
вляет 1000 тс.
Исследования, связанные с определением оптимального веса пассажир-
ских поездов, показали, что снижение веса поезда в условиях более или менее
близкой перспективы влечет за собой увеличение годовых затрат на освоение
перевозок пассажиров, а повышение веса поезда благодаря удлинению при-
емо-отправочных путей и платформ требует весьма значительных единовре-
менных затрат и в большинстве случаев экономически себя не оправдывает.
Таким образом, наивыгоднейшим по технико-экономическим показателям
весом пассажирского поезда (Qnc) является соответствующий установленной
длине путей и платформ наибольший вес; в современных условиях Qnc =
= 1000 тс.
Определение экономически наиболее целесообразной мощности пасса-
жирских локомотивов, обеспечивающей при данном оптимальном весе поезда
минимальные затраты на освоение перевозок, основано, как и для грузовых
тепловозов, на исследовании зависимости приведенных годовых расходов
от веса и скорости движения поездов, а следовательно, и от мощности локо-
мотивов. Суммарные приведенные расходы можно определить по аналити-
ческим выражениям (см. табл. 10). Подставляя в эти выражения натурные
и стоимостные показатели, соответствующие тепловозам различной мощности,
получаем возможность установить минимум функции Эп (N3), а следовательно,
и экономически наиболее эффективную мощность локомотива.
В данном случае, как и для грузового движения, исходными поездными
тепловозами, подлежащими исследованию, явились пассажирские тепловозы
мощностью 3000, 4000, 6000 и 8000 л. с. (условный локомотив) в секции
с удельным эффективным расходом дизельного топлива 155 г/(л. с. *ч).
Пассажирские тепловозы рассматривали только в шестиосном исполнении,
в соответствии с выполненными в отделении эксплуатации жел. дор. ЦНИИ
МПС специальными исследованиями, показавшими, что в условиях обозри-
мой перспективы для нашей сети жел. дор. следует строить шестиосные пас-
сажирские локомотивы. Такое количество осей необходимо для обеспечения
работы с составами из находящихся в эксплуатации цельнометаллических
вагонов необлегченной конструкции, а также по условиям реализации вы-
соких значений мощности при нагрузках от оси на рельс не более 20—21 тс,
так как уже при этих нагрузках контактная прочность рабочей поверхности
и усталостная прочность головки рельсов Р50 и Р65 недостаточны.
В более дальней перспективе, в результате уменьшения необходимого
веса локомотива на единицу его мощности, а также снижения тары пасса-
жирских вагонов, веса пассажирских поездов в отличие от грузовых будут
меньше современных, что, возможно, позволит использовать в пассажирском
движении четырехосные локомотивы.
Требования значительного повышения скорости пассажирских перевозок
определили в настоящее время необходимость обслуживания пассажирских
поездов двухсекционными поездными тепловозами, реализующими на ободе
59
Таблица 12
Наименование Эффективная мощность локомотива (в л. с) при скорости движения Наименование Эффективная мощность локомотива (в л. с.) при скорости движения
120 км/ч 140 км/ч | 160 км/ч 120 км/ч | 140 км/ч | 160 км/ч
Профиль пути I типа . ip = 5°/ 00 Профиль пути III типа, /р = 9°, 00
Вес пассажирско- го поезда, тс: 600 4 000 6 000 i 6 500 Вес пассажирско- го поезда, тс: 600 5 000 7 000 ’ 9 000
800 4 000 6 000 8 000 800 7 000 9 000 11 000
1000 4 000 6 500 10 000 1000 8 000 I 11 000 ! 13 000
колес немногим более 3000 л. с. (ТЭ7) и 4500 л. с. (2ТЭП60) в двенадцатиос-
ном исполнении (2x6 осей). Естественно, что при весах пассажирских поез-
дов 800—1000 тс использование локомотивов весом более 250 тс приводит
к существенному ухудшению эксплуатационных и экономических показателей
их работы.
Необходимость повышения мощности поездных локомотивов для уско-
рения пассажирских перевозок совершенно очевидна. Приведенные в табл. 12
данные о требуемой мощности пассажирских локомотивов для обеспечения
среднерасходных скоростей движения поездов, равных 120—160 км/ч, на-
глядно иллюстрируют это положение.
Выполненные с учетом условий, наиболее типичных для линий, обслу-
живаемых тепловозами, технико-экономические расчеты по освоению за-
данного объема пассажирских перевозок тепловозами различной мощности
(при ценах современных и на перспективу) ориентировочно показали, что
уже сейчас при максимально допустимой скорости движения, не превышаю-
щей 120 км/ч, экономически целесообразно существенное повышение мощно-
сти секции тепловоза. На участках с легким профилем пути минимальные при-
веденные годовые затраты имеют место (рис. 16) для тепловозов мощностью
около 5000 л. с. при итах = 120 км/ч, а мощностью 6000—6500 л. с. — при
Утах = 160 км/ч.
В более трудных условиях (на участках с расчетными подъемами около
9°/00) для обеспечения минимальных затрат на освоение перевозок требуются
еще более мощные тепловозы. Даже при ограничении максимальной скорости
движения 120 км/ч экономически целесообразная мощность тепловоза в этих
условиях составляет примерно 7000—8000 л. с. (по дизелю). Приведенные
значения оптимальной мощности получены в среднесетевых условиях
для тепловозов с параметрами, технически реальными на более близкую
перспективу.
В пассажирском движении, как и в грузовом, к числу факторов, наиболее
существенно влияющих на оптимальную мощность локомотивов, относят:
к. п. д. и топливную характеристику локомотива, уровень заработной платы
бригад, а также затраты, связанные с потерей рабочего времени пассажирами
в пути следования.
Анализ структуры суммарных годовых затрат показывает, что основное
влияние на эффективность увеличения мощности пассажирских локомотивов
оказывают народнохозяйственный эффект от сокращения времени нахожде-
ния пассажиров в пути, затраты на топливо и расходы по содержанию локо-
мотивных и поездных бригад.
60
Повышение к. п. д. дизеля пассажирских тепловозов снижает суммар-
ные затраты на освоение перевозок и способствует этим соответствующему
повышению экономически целесообразной мощности локомотива.
Зависимости Спр (N3) в средних по трудности профиля пути условиях
при различном уровне к. п. д. дизеля и стоимости топлива свидетельствуют
(рис. 17) о том, что снижение удельного эффективного часового расхода ди-
зельного топлива со 178 г/(л. с. *ч), (что характерно для современных тепло-
возов) до 145 г/(л. с. *ч) способствует повышению экономически целесооб-
разной мощности тепловоза при скорости игоах = 160 км/ч более чем на
1000 л. с. Дополнительное повышение оптимальной мощности обеспечивает
снижение цены топлива для тяги поездов. Как видим, при цене дизельного
топлива вдвое ниже современной (36 р/т) экономически целесообразная мощ-
ность тепловоза возрастает примерно на 1500 л. с. в секции.
Еще более резко сказываются на оптимальной мощности локомотива
размеры народнохозяйственного эффекта от ускорения перевозки пассажи-
ров, учитываемого в настоящее время через стоимость пассажиро-часа Спч.
Если, как это ясно при рассмотрении зависимостей рис. 18, построенных для
цен на перспективу при Спч = 0, т. е. без учета эффекта от ускорения пере-
Рис. 16. Зависимость годовых приведенных затрат Спр от мощности N3 и максимальной ско-
рости итах движения пассажирских тепловозов:
= 5°/оо I профиль пути I типа; б — tp = 9°/00, профиль пути III типа; 1 — ^тах = 120 км/ч;
2 — £>тах = 160 км/ч; I — при современных ценах; II — при перспективных ценах
Рис. 17. Зависимость годовых приведенных затрат Спр от мощности N3 пассажирских тепло-
возов, удельного расхода и цены топлива для участка с ip = 9%0 и профилем пути III типа
при vmax = 160 км/ч (удельный расход дизельного топлива ge — BlN3):
- б цена дизельного топлива, соответственно 72 р/т и 36 р/т; 1 — ge — 178 г/(л. с. ч); 2 — ge =
= 155 г/(л. с. ч); 3 — ge = 145 г/(л. с*ч).
61
Рис. 18. Зависимость экономически целесообразной мощности N пассажирского тепловоза
от стоимости Спч пассажиро-часа:
- профиль пути I типа, Гр == 5°/00 и утах == 120 км/ч; б — профиль пути I типа, ip = 5°/00 и Утах =
— 160 км/ч; в — профиль пути III типа, др = 9°/оо и утах = 120]км/ч; г — профиль пути III типа,
гр = 9°/00 и итах = 160 км/ч
возки пассажиров, оптимальная мощность тепловоза в любом случае не пре-
вышает 4000—4500 л. с. в секции, то уже при Спч =0,1 р. что в среднем
примерно соответствует условиям дальних пассажирских перевозок, она
возрастет до 6000—8000 л. с. в зависимости от профиля пути. С повышением
стоимости пассажиро-часа до 0,3 р. оптимальная мощность пассажирского
тепловоза при утах == 160 км/ч уже превышает 8000 л. с. Столь значительное
влияние величины Спч на экономически наиболее целесообразные параметры
пассажирского тепловоза, а в сущности и на всю систему организации пасса-
жирских перевозок в целом, определяет особую важность специального
исследования и всестороннего обоснования подлежащего денежному учету
народнохозяйственного эффекта от сокращения времени нахождения пасса-
жиров в пути следования.
Анализ влияния различных факторов на экономически целесообразную
мощность пассажирских тепловозов дает основание считать наиболее эффек-
тивным использование на магистральных направлениях с легким профилем
пути тепловозов мощностью 4000 л. с. и в более трудных условиях по про-
филю — мощностью 6000—8000 л. с.
Учитывая возможность реализации на многих участках сети максималь-
ных скоростей движения, превышающих 120 км/ч, и принимая во внимание
общую тенденцию к дальнейшему увеличению максимальных скоростей на
сети жел. дор., а также относительно небольшое при этом удорожание ло-
комотива, целесообразно установить максимально допустимую скорость пас-
сажирских тепловозов (за исключением предназначенных для скоростного
движения), равную скорости пассажирских вагонов, т. е. 140—160 км/ч.
62
Таким образом, исследование экономически целесообразной мощности
тепловозов показало, что в настоящее время и на ближайшую перспективу
наиболее эффективными являются тепловозы мощностью 4000 и 6000 л. с.
в секции как для грузового, так и для пассажирского движения. В'наиболее
типичных для линий, обслуживаемых тепловозами, условиях высокую эф-
фективность могли бы обеспечить односекционные пассажирские тепловозы
и большей мощности (8000—10 000 л. с.). Однако технические трудности
создания такого тепловоза осложняют решение этой задачи в ближайшее
время. Тем более важным в связи с этим становится создание тепловозов
мощностью 6000 л. с. в секции как для пассажирского, так и для грузового
движения. Использование таких тепловозов в одно- и двухсекционном испол-
нении позволит существенно снизить затраты на освоение заданного объема
грузовых и пассажирских перевозок и обеспечить благодаря повышению ско-
рости движения и пропускной способности участков нормальные условия
эксплуатации на грузонапряженных направлениях. Последнее обстоятель-
ство имеет существенное значение для успешной работы не только линий,
обслуживаемых тепловозной тягой, но и всей сети жел. дор. в целом. Двух-
секционные грузовые тепловозы высокой мощности обеспечат на~линиях,
обслуживаемых тепловозной тягой, примерно такие же эксплуатационные
показатели, как и электровозы на линиях, предназначенных для электри-
ческой тяги, что будет способствовать существенному улучшению работы
не только многочисленных стыковых участков, но и всего жел.-дор. тран-
спорта в целом. Что касается тепловозов мощностью 4000 л. с. в секции, то
экономическая эффективность их создания доказана уже многочисленными
исследованиями. Технические параметры и конструкция таких тепловозов
в целом достаточно отработаны, поэтому основной задачей сейчас является
организация их серийного выпуска и широкое внедрение в эксплуатацию.
Следует подчеркнуть особую важность обеспечения высокой надежности
всех узлов и тепловоза в целом, в значительной мере определяющей нормаль-
ные условия работы и эффективность использования новых локомотивов на
сети жел. дор.
Глава III
СИЛОВЫЕ УСТАНОВКИ
§ 8. ТРЕБОВАНИЯ К СИЛОВЫМ УСТАНОВКАМ
АВТОНОМНЫХ ЛОКОМОТИВОВ
Многолетний опыт эксплуатации автономных локомотивов показывает,
что их силовые установки должны отвечать весьма разнообразным требова-
ниям. Силовые установки характеризуются:
требуемой величиной эффективной мощности при габаритных размерах
и весовых показателях, приемлемых для локомотивов, и наличием возможно-
сти ее повышения на перспективу;
возможностью осуществления необходимой тяговой характеристики
локомотива при простейшей передаче к движущим осям, обеспечивающей
наиболее приемлемые технико-экономические показатели комплекса силовая
установка —движущие оси;
оптимальной надежностью;
высокой экономичностью по расходу топлива и смазочных материалов
в широком диапазоне рабочих режимов (от холостого хода до номинального
режима) и особенно в режимах, преимущественно осуществляемых в экс-
плуатации;
возможностью работы на дешевых, низкосортных топливах;
рациональностью, технологичностью и простотой конструкции, обеспе-
чивающей низкую стоимость и удобство изготовления, монтажа, демонтажа,
ремонта и обслуживания в эксплуатации;
минимальными массами и габаритными размерами вспомогательных
систем (очистки воздуха, охлаждения и т. д.), а также минимальными рас-
ходами мощности на их функционирование;
безотказностью пуска при минимальном расходе энергии;
возможностью быстрого изменения режима работы;
возможностью создания мощностного ряда, обеспечивающего потреб-
ности жел.-дор. транспорта в различных по мощности автономных локомоти-
вах, с целью максимальной унификации конструкций отдельных узлов и де-
талей, приводящей к снижению стоимости изготовления, ремонта и обслу-
живания локомотивов;
наиболее полной автоматизацией работы, исключающей возникновение
аварийных режимов и обеспечивающей минимальный уход за силовой уста-
новкой со стороны локомотивной бригады;
минимальной передачей динамических сил и вибраций на раму локомо-
тива;
отсутствием вредного воздействия на локомотивную бригаду (шум, ви-
брации, загрязнения атмосферы, высокая температура окружающего воз-
духа, вредные для здоровья излучения);
безопасностью локомотивной бригады в процессе обслуживания.
64
Требования, предъявляемые к силовым установкам автономных локомо-
тивов, разнообразны и противоречивы (например, высокая мощность при
заданных габаритных размерах и массе и большой моторесурс); их одновре-
менное и достаточно полное выполнение представляет трудную техническую
проблему, но является стимулом технического прогресса.
Дизельные силовые установки, характеризующиеся высокой тепловой
экономичностью (эффективный к. п. д. достигает 40—42%), приемлемой на-
дежностью, удовлетворительными массой и габаритными размерами, высо-
кой степенью автоматизации управления и т. д., в настоящее время более
полно, по сравнению с установками других типов, отвечают приведенным
требованиям. Это обеспечило широкое использование таких установок на
автономных локомотивах (тепловозах). *
Анализ силовых установок различных типов, применение которых воз-
можно на автономных локомотивах, показывает, что на ближайшую перспек-
тиву в отдельных специфических условиях эксплуатации конкурентоспособ-
ными по отношению к дизельным являются газотурбинные установки (ГТУ).
Газовые турбины уже широко применяются в современных тепловозных ди-
зелях с газотурбинным наддувом, что существенно изменило характеристики
классических поршневых ДВС, привело к увеличению их топливной эконо-
мичности на 3—4% и значительному возрастанию агрегатной мощности при
почти неизменных габаритных размерах и весе. Все это дало основание выде-
лить данный тип двигателей в особую группу — турбопоршневых.
Отечественный и зарубежный опыт локомотивостроения [4, 113], а так-
же теоретические и проектные изыскания показывают целесообразность при-
менения ГТУ при высокоскоростном движении (турбопоезда) и эксплуатации
газотурбовозов на ограниченном участке жел.-дор. сети. Однако в течение
значительного отрезка времени в качестве основной, наиболее распростра-
ненной силовой установки автономных локомотивов сохранится дизель.
§ 9. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ И ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ
ПОКАЗАТЕЛИ ДИЗЕЛЕЙ
При создании новых и модернизации эксплуатирующихся тепловозов
дизели выбирают из числа серийно выпускаемых или подготавливаемых к вы-
пуску дизелестроительной промышленностью по таким основным показате-
лям, как мощность, надежность, топливная экономичность, тактность, габа-
ритные размеры, масса и стоимость единицы производимой тепловозом работы.
Эффективная мощность единичного тепловозного дизеля при номиналь-
ном режиме определяется требуемой расчетной касательной мощностью
тепловоза, т. е.
N, = Л' ,
тле —расчетная касательная мощность тепловоза, л. с.; а —число сек-
ций тепловоза; b —число дизелей в каждой секции, используемых для тяги;
— доля эффективной мощности дизелей, используемая непосредственно
дли тяги; т]п —к. п. д. тяговой передачи.
Обоснование оптимальных секционных мощностей (по номинальной эф-
тет.тивной мощности дизелей) магистральных тепловозов для железных дорог
1ZCP было приведено в гл. II, где также показано, что снижение секционно-
тепловозов (при заданной общей мощности) ведет к снижению суммарных
:22ходов [141].
Панов а
65
Практика эксплуатации доказала, что экономически более целесообразно
иметь в секции тепловоза один дизель (меньшие расходы на ремонт, более
удобное обслуживание, меньше занято места). К постановке двух дизелей
в секции прибегают в тех случах, когда необходимая секционная мощность
больше, чем номинальная мощность дизелей, выпускаемых промышленно-
стью, или когда этого требует специфика применяемых тяговых передач.
В случае постановки двух дизелей в секции и ограниченной допускаемой на-
грузки от оси тепловоза на рельсы выбирают дизели с высокой частотой
вращения коленчатого вала, отличающиеся более низкими значениями
удельных весов и меньшими габаритными размерами.
Четкая тенденция к повышению секционной мощности тепловозов
вызывает необходимость увеличения агрегатной эффективной мощности ди-
зелей. В настоящее время отечественная и зарубежная промышленности
выпускают дизели мощностью 4000 л. с. (табл. 13) в 16-цилиндровом испол-
нении и создают опытные образцы мощностью 5000 и 6000 л. с. в 18—
20-цилиндровом исполнении.
Эффективная мощность (л. с.) единичного дизеля зависит от его геометри-
ческих размеров и режимов работы, т. е.
дг _ ^D2sznpe
е— 0,9/ ’ ' >
где D —диаметр цилиндра дизеля, м; s —ход поршня, м; г —число ци-
линдров в двигателе; п—частота вращения коленчатого вала, об/мин;
ре —среднее эффективное давление за цикл, кгс/см2; i —тактность дизеля
(число тактов в цикле).
Анализ путей повышения агрегатной мощности тепловозных дизелей
[72, 85, 141] показывает, что основным направлением является повышение
величины среднего эффективного давления в результате увеличения давле-
ния наддувочного воздуха (рк) и его промежуточного охлаждения, некоторого
увеличения суммарного рабочего объема цилиндров и, в отдельных случаях,
повышения частоты вращения коленчатого вала.
Величина среднего эффективного давления при номинальном режиме
работы для современных четырехтактных тепловозных дизелей достигла
значений ре = 16н-18,5 кгс/см2. Идут работы по созданию дизелей с
ре = 25-^28 кгс/см2. В течение ближайшего десятилетия величина ре
для четырехтактных тепловозных дизелей серийного производства может
достигнуть 25 кгс/см2 [95] и выше, что, однако, сопряжено с решением мно-
гих сложных задач (совершенствование систем наддува, улучшение показате-
лей работы дизеля в широком диапазоне режимов, повышение надежности).
Для двухтактных дизелей максимальная величина ре достигает 9—
10 кгс/см2 (комбинированный наддув и промежуточное охлаждение надду-
вочного воздуха). На перспективу считают возможным получить ре = 12-ь
-4—14 кгс/см2. <
Увеличение мощности тепловозных дизелей в результате применения
высокого наддува и охлаждения наддувочного воздуха сопровождается рез-
ким улучшением таких важных для транспортных двигателей характеристик,
как удельные масса и объем, удельный эффективный расход топлива при рас-
четном режиме. Однако необходимо учитывать, что дизели магистральных
тепловозов работают преимущественно при частичных нагрузках и значи-
тельную часть времени в режиме переходных процессов. В среднем число
изменений величины мощности в течение часа составляет [174] более 20
66
Страна, завод-изготовитель
(фирма)
СССР
Харьковский завод транспорт- 2Д100 10ДНгЙк
ного машиностроения им.
В. А. Малышева 20 7
10Д100 10ДН2Х25,4
2Д70 16ЧН-|у-
ЗД70 16ЧН>
Коломенский тепловозострои- 11Д45А 16ДН
тельный завод им. В. В. Куй- 30
бышева 26
1А-5Д49 16ЧН 2Ь
2А-5Д49 26 16ЧН Ре-
20ДГ гочи
(опытный) 26
Балаковский машинострои- проект 10 91 16ЧН
тельный завод им. Ф. Э. Дзер- 21
жинского
О
Таблица 13
' Мощность Nau, л. с. 1 ен Частота вращения 1 п, об/мин Среднее эффектив- , ное давление pg, кгс/см2 Средняя скорость поршня ст, м/с Удельные эффективные расходы Вес двигателя Габаритные размеры, мм
топлива ge, г/(л. С-4) масла gM, г/(л- С-Ч) общий, тс удельный эф- фективный, кгс/л. с. длина L j ширина В ; высота Н i
2000 850 6,20 7,2 170 — 19,3 9,5 6015 1440 3110
3000 850 9,30 7,2 160 з,о 19,3 6,40 6182 1730 3210
3000 1000 13,8 9,0 150 2,85 18,0 6,00 5560 1610 2470
4000 1000 18,4 9,0 150 — 14,7 4,6 5560 1610 2470
3000 750 9,1 7,5 167 4,0 13,79 4,60 4347 1950 2600
3000 1000 12,2 8,67 150 2,5 17,5 5,8 4853 1550 278Q
4000 1000 16,4 8,67 155 2,5 18,5 4,6 4902 1550 2780
6000 1100 17,8 9,53 150 — 19,5 3,25 — —• —
3000 1500 16,5 10,5 150 i 1 3 7,5 2,5 3160 1350 1900 1
89
СП оо со VR Р-200 16CSVT FDL-16 38D 251F 251С 16-645ЕЗ 20-645ЕЗ Марка дизеля
Ь—A Ь_А ^-4. to
СП ►—А СП to СП СП СП о
X СП СП X )X X х )Х
х X х X X I I X X X X Обозначение по
to to to to to to to to ьо ГОСТу
СП 4^ tol — — | СО Оо| tO О СП СП ГО to -° СП to СП tO к £ to 00 СП
СП -О СП 00 СП 00 СП Оо
СП СП| Сп| 4^ -Q СП СП СП 4^ (о 4^ to
оо ОО 00 to 00 00 оо со 00 ।
о о Ь"* СП со 00 оо СП to Мощность Neii, л. с.
о о 00 О о О О О о to
о о О О о О О О О СП
со ел СО О 00 СО COI 00 Частота вращения
о о о о О О 8 8 О О о о СП О о о OI о п, об/мин
►— Оо| 00 Среднее эффектив-
X СП CO 00 Си СО ное давление рп, '
о 4^ "СО 00 оо to ОО 4^ оо СП S| ~ у е 1 кгс см2 1
00 О СО СО -х] со СО 00 Средняя скорость 1
о 00 СП W to 00 00 О СП ,8 63 поршня ст, м/с |
1 1 к L — — топлива ап, X
1 1 1 1 1 СП СП 1 СП
ol 00 г/(л. с-ч)
- £ 3 S
О S 0*
1 j 1 1 1 1 масла gM, § » §
1 1 1 г/(л. с-ч) Е °
СП to
|мв« ЬчмяА
1 ОО 00 1 I СО со I О общий, ТС 5
о to >—* 00 —
и
оо СП СП 0П СП удельный эф-‘ 7 Л'
1 to 1 1 со 00 1 Ьо Q фективный, I ь
СП to КГС, Л . С. Iх
СП to СП , СП СП СП СП СП 1 —
Ь"* СП со СО СП о 00 4^
00 о О >—* О СП О длина L 1
to о о to о О о
_* к к к , . . .
00 00 СП — —«sj СП СП
to ел 00 to О СП to о о ширина В х
СО о О to О 4^ ьо ьо
to to to to to to to to СО 2
оо о 00 to О
ГТ) СП •**s] 00 СП 00 00 СП высота Н 1 -с )
* \Э о о СП СП О 00 СО О
Продолжение табл. 13
69
n п s= Е > & 2 - Z. "О ст о g А £ е s § 2? TI я х *ч J= СП S Л> so я Страна, завод-изготовитель (фирма)
£ О О О Ъ Ъ Ъ ио ио £2 о ус х:0 > > > — — 2о So So о ф- ф- аг to М М Q <- <- CZ) Ю (/) ГО СЛ>— га S га ю о ag ag ag g 8 “ g 8 эт° л° л01 Марка дизеля 1
*— — ьо О tO О О О 00 00 ОО над: Обозначение по ГОСТу
ГО tO tO tO tO w w w w co !£ tolco i»|s ^|р? ~!о Sis 1 old olo ol О О1СЛ
4^ CO СЛ О О СИ о о о о о о сл co co ООО ООО ООО to о со to СЛ СО — О О О СЛ О о о о со Мощность NeW л. с.
СЛ СЛ 4^ О О о о о о со S о сл сл •— ООО 1500 1500 1050 1600 Частота вращения п, об/мин j
сл Р О1 41 "-ч 1о О О 00 Ф- О 00 о о сл сл I О ОО "со "со Среднее эффектив- ное давление р£, кгс/см2
"сл сл to 00 СО СО СО СО СО "со 15° .Р Р Р Го ~ СЛ СЛ сл Средняя скорость | поршня ст, м/с
155 о I о о -ч ' О 1 СЛ Ф- >- топлива gg, г/(л. с ч) Удельные эффективные расходы
to to 1 ь= 1 1,0 масла gM, г/(л. с ч)
—- — —* to О j4 00 "Ч о 00 "4 | O 00 О ОО О "-Ч О ~CD СЛ *4 сл to -J общий, тс Вес двигателя
to to co О О "tO O to -J СО 4^ о 9^ 4- tO tO -«> g Ч ъ удельный эф- фективный, кгс/л с.
CO to СЛ 4^ CO СЛ CO CO 4^ О О tO О О 4^ 4^ ] to — о о о сл to to 1 4^ •— О О О О 05 О J длина L Габаритные размеры, мм
СЛ СЛ ОО •Ч 4^ •Ч -4 41 1 to to о СЛ О 00 О О о о о о о о to ГО | ширина В
1 to to to to —* to •— <— СЛ 4^ •— — 4 4^ ОО CO CO 4 ГО ГО СЛ ОО о to сл о о о о о со — высота И
Продолжение табл. 13
0Z
Примечания: 1. Для отечественных дизелей допуск на величину удельного эффективного расхода топлива равен 5%.
2. В общий вес отечественных дизелей входит вес поддизельной рамы.
я w е 2 ta о с х со к Я » Е н о\ g •о £« к ь s >g х S - ся Е 2 В1 1 5 * г я § 1 S’© § 1 а я » к Страна, завод-изготовитель (фирма)
2 2 й ~ w Н П со 00 00 00 XJ < to - £ о со ГО о © ££ ©со Ф? й СЛ со й w о Jg СЛ 00 ю Марка дизеля
>— _ to •— — — — © © © © © о о ►С Дч Дч Дм Дч Дч Дч Я SC sc SC SC ЯД to to to to! to tol to tol to to £ to •— Ф- oo 1 Ф- -q| oo *ч| oo oo| — o|.® oo| co Обозначение ГОСТу ПО I л. с.
\ 2100 2500 3000 3600 4500 4000 4000 Мощность N.. 1 1
1500 1600 1500 1100 1100 1050 1050 Частота вращения п, об/мин
Ca © JSD O', 4^ © bO 4^ CD 'ф- 4^ Среднее эфф< ное давление кгс 'см2 гктив- ре- ;
o 5° 5° 5° ~ S 7- Vj 00 CD CD * „ © СЛ СП 1 Средняя ск< | поршня Ст, м эрость 1 [/С
g g 1 1 2 1 gj топлива ge, г/(л. с«ч) УдeJ эффек1 рас?
Ъ 1 III 1 « масла е>М ’ г/(л. с-ч) тьные тивные соды
oc oo I [ 5° 5я 0 01 ! 1 j общий, ТС В двиг
.* 1 1 “ to .0» w 3 1 1 S ’*= 3 удельный эф- фективный, кгс/л. с. ес ателя
3 fe 8 £; 1 *3 2 О О О CD 1 -0 —* О О О О © О длина L Г a6api
to — — — — _ СЛ tO © © 1 CD 4^ © СЛ © © СП © ширина В 1тные р; мм
to to to to to to po to to 1 to to co 00 © СЛ 1 co © О © © © СП СП 1 высота И 1 W 2 Е
Продолжение табл. 13
Время работы дизеля (%) при различных относительных мощностях следу-
ющее:
Относительная мощность Тепловоз ТЭЗ Тепловоз 2ТЭ10Л
0 (холостой ход). . 34,4 38,4
0—0,25 2,0 3,8
0,26—0,50 11,2 7,5
0,51—0,75 19,2 23,1
0,76—0,99 26,4 23,8
1,0 (номинальный ре- жим) 6,8 3,4
При высоком газотурбинном наддуве работа при частичных нагрузках
приводит к ограничению возможности работы по внешней характеристике
в значительной части рабочего диапазона частот вращения коленчатого вала
(ограничение по температурам), ухудшению показателей при режимах частич-
ных мощностей и особенно в переходных режимах при повышении нагрузки
(увеличение длительности переходных режимов, дымление, возрастание
удельного расхода топлива, повышение температур). Причиной этих нежела-
тельных явлений в дизелях, имеющих в системе наддува свободный нерегу-
лируемый турбокомпрессор, является несоответствие воздухоснабжения
подачам топлива: при увеличении нагрузки в течение переходных режимов-
часто максимальные подачи топлива имеют место при давлении наддува,
существенно меньшем номинального. Это приводит к значительному умень-
шению коэффициента избытка воздуха, неполноте сгорания топлива и повы-
шению теплонапряженности многих ответственных деталей.
Форсирование тепловозных дизелей повышением ре приводит к возра-
станию механической и тепловой напряженности деталей цилиндро-поршне-
вой группы и кривошипно-шатунного механизма, что осложняет решение-
проблемы повышения их надежности.
Увеличение номинальной мощности тепловозных дизелей в результате
возрастания давления наддува должно сопровождаться разработкой си-
стем, обеспечивающих соответствующее согласование воздухо- и топливопо-
дачи, и мер, повышающих надежность.
В зарубежной технической литературе высказываются мнения о целе-
сообразности применения на магистральных тепловозах дизелей с ограничен-
ным давлением наддува, а на маневровых —даже дизелей без наддува.
В США на некоторых тепловозах средней мощности применяют дизели без
турбонагнетателей, что приводит к снижению эксплуатационных расходов
(главным образом на ремонт) и упрощению цепей управления. Возможность,
применения дефорсированных дизелей должна определяться габаритными
размерами и весом тепловоза в целом.
Повышение агрегатной мощности тепловозных дизелей в ограниченных,
пределах возможно в результате увеличения диаметра цилиндров и их чи-
сла, т. е. суммарного рабочего объема цилиндров.
Диаметры цилиндров серийно выпускаемых мощных тепловозных ди-
зелей со средней величиной частоты вращения (п = 900ч-1100 об/мин)
равны 210—260 мм, а при высокой частоте вращения (п = 1400ч-1600 об/мин)
составляют 185—230 мм. Имеется тенденция к повышению диаметра цилинд-
ров до 280—300 мм для дизелей со средней частотой вращения коленчатого
зала (см. табл. 13). При прочих равных условиях, увеличение диаметра ци-
линдров ограничено величиной суммарных сил, действующих в кривошипно-
шатунном механизме, и повышением температуры металла в центре днища
поршня (по причине увеличения термического сопротивления тепловому по-
71
току через поршень к гильзе), допустимыми весом и габаритными размерами
дизеля. В некоторых исследованиях отмечается, что при этом происходит
небольшое увеличение износа гильзы цилиндра.
Повышение мощности дизеля можно обеспечить в некоторых пределах
увеличением числа цилиндров. В четырехтактных дизелях мощностью свыше
4000 л. с. (отечественные 20ДГ и французские РА6-280), а также в двухтакт-
ных мощностью 4000 л. с. (США—20-645ЕЗ) число цилиндров доходит до
20. Повышение мощности дизелей в результате дальнейшего существенного
увеличения числа цилиндров является маловероятным, так как сопряжено
со значительными затруднениями конструктивного и технологического по-
рядка, а также с ограничениями по весу и габаритным размерам. Возрастание
числа цилиндров в дизеле снижает надежность его работы и связано с увели-
чением расходов в эксплуатации (главным образом на ремонт).
Частота вращения коленчатого вала при номинальном режиме характе-
ризуется широким диапазоном, т. е. п = 650-^-1600 об/мин. Для двухтакт-
ных дизелей частота п = 900-^950 об/мин. Выбор оптимального значения
п — весьма сложная технико-экономическая задача, решение которой зави-
сит от большого числа факторов (тактность двигателя, его допустимые габа-
ритные размеры и вес, тип и свойства тяговой передачи, расход топлива
и др.). Выбор значения п непосредственно влияет на надежность дизеля.
Увеличение частоты п без предусмотрения специальных мер ведет к сниже-
нию надежности и топливной экономичности дизелей.
В отечественном тепловозостроении нашли преимущественное приме-
нение дизели средней быстроходности, но на некоторых тепловозах (ТГ102
и ТГ16) с гидравлической передачей установлены быстроходные четырехтакт-
ные дизели М756А. Практика эксплуатации тепловозов, а также технико-
экономические расчеты, проведенные ЦНИИ МПС [141], показывают, что
в случае, когда применение быстроходных дизелей не оправдывается огра-
ничениями по габаритным размерам и весу или особенностями тяговой пере-
дачи, целесообразнее применять дизели средней быстроходности.
В европейских странах (ФРГ, Франция, частично Великобритания)
широкое применение нашли быстроходные дизели, что объясняется стремле-
нием к созданию тепловозов с высокой секционной мощностью при ограни-
ченной величине нагрузки от оси на рельсы (17—20 тс), а также применением
гидравлической передачи (ФРГ).
Следовательно, для тепловозных дизелей необходимо выбирать мини-
мальную частоту вращения, при которой обеспечиваются необходимые
габаритные размеры и вес как дизеля, так и применяемой тяговой передачи.
Комплексным подбором величин среднего эффективного давления, рабочего
объема цилиндра и частоты вращения коленчатого вала, при которых обеспе-
чивается удовлетворительная надежность, величина эффективной мощности,
развиваемой в одном цилиндре тепловозного дизеля, доведена до 250 л. с.
Во Франции в опытной эксплуатации находится дизель РА6-280 с эффектив-
ной мощностью одного цилиндра 350 л. с. и идут работы по ее повышению
до 500 л. с. В направлении существенного повышения развиваемой в цилин-
дре дизеля мощности при больших базовых размерах цилиндра (32/30 и
39/30) идут работы в отечественном дизелестроении.
Очень существенным требованием, предъявляемым к тепловозным ди-
зелям, является их принадлежность к мощностному ряду, под которым по-
нимают совокупность однотипных дизелей, имеющих цилиндры одинаковых
размеров, максимально возможную унификацию агрегатов, узлов и деталей.
Диапазон мощностей дизелей, входящих в такой ряд, полностью или ча-
72
Таблица 14
Наименование Дизель
ЗА-6Д49 2-6Д49 1А-5Д49 2А-5Д49 20ДГ
Номинальная эффектив- ная мощность Ne, л. с. 1200 1500 3000 4000 6000
Частота вращения колен- чатого вала при номи- нальном режиме п, об/мин 1000 1000 1000 1000 1100
Число цилиндров . . . 8 8 16 16 20
Давление наддува рк, кгс/см2 2,2 2,45 2,35 2,9
Среднее эффективное да- вление при номинальном режиме ре, кгс/см2 . . 9,8 12,2 12,2 16,4 16,5
стично должен соответствовать мощностному ряду тепловозов как эксплуати-
рующихся на жел.-дор. транспорте, так и проектируемых на перспективу.
Дизели, составляющие мощностной ряд, могут различаться числом цилинд-
ров, частотой вращения коленчатого вала, степенью наддува и охлаждения
наддувочного воздуха. Примером мощностного ряда (табл. 14) может слу-
жить создаваемый Коломенским заводом ряд дизелей с размерностью 26/26
(тип Д49).
Исследования [85] показывают, что для различных модификаций мощ-
ностного ряда можно унифицировать 75—85% деталей и 90% технологичес-
кой оснастки, применяющейся при изготовлении дизелей. Широкое исполь-
зование на тепловозах дизелей различных модификаций, но одного мощ-
ностного ряда позволяет значительно снизить приведенные эксплуатацион-
ные расходы (капитальные затраты, расходы на все виды ремонта, средства,
вкладываемые в запасные части) и сократить номенклатуру используемых
смазок.
Наиболее важным технико-экономическим показателем, количественно
характеризующим качество тепловозных дизелей и оказывающим весьма
существенное влияние на эффективность тепловозной тяги, является надеж-
ность дизелей [77, 95, 101].
Надежность (свойство изделия выполнять заданные функции, сохраняя
свои эксплуатационные показатели в заданных пределах в течение требуе-
мого промежутка времени или требуемой наработки) тепловозных дизелей
определяет величину их моторесурса, под которым понимают время непре-
рывной работы (с экономически оправданным уровнем вероятности безот-
казности) до переборки или капитального ремонта, выраженное в ч работы
или в км пробега тепловоза.
Ресурс до переборки ограничен надежностью цилиндро-поршневой
группы и является одним из факторов, определяющих периодичность наибо-
лее тяжелых видов деповского ремонта тепловозов (большого периодичес-
кого или подъемочного).
Ресурс до капитального ремонта ограничен надежностью коленчатого
зала и его подшипников и определяет периодичность заводского ремонта те-
пловозов. В связи с общей тенденцией к увеличению пробега тепловозов
.между заводскими ремонтами с 690 тыс. до 1 млн. км и более, соответствую-
щие требования необходимо предъявлять и к тепловозным дизелям. Для
73
Рис. 20. Зависимость удельного эффективного расхода топлива ge от отношения Ne/NeB
для дизелей, работающих по генераторной характеристике:
I — 2Д100; 2 - 10Д100; 3 — Д70 (^н = 300 0 л. с.; пн = 1000 об/мин); 4 - 12Д70 (ЛГен = 2000 л. с.;
пн = 850 об/мин)
Рис. 19. Зависимость т]е/т]ен = f (п/пн) для дизелей типа Д100 (т]е — текущее значение эффек-
тивного к. п. д.; Т)еН — эффективный к. п. д. номинального режима):
1 — дизель 1 ОД 100; 2 — дизель 2Д100
дизелей средней быстроходности ресурс до капитального ремонта должен
быть не менее 25 000—30 000 ч, а для быстроходных — 15 000—18 000 ч.
Повышение надежности, а следовательно, и моторесурса дизелей дости-
гается комплексом конструктивных, технологических и эксплуатационных
мероприятий (подбор новых материалов, повышение усталостной прочности,
износной и кавитационной стойкости деталей, совершенствование техноло-
гии изготовления и ремонта, улучшение очистки воздуха, поступающего
в дизель, повышение качества смазочного масла и его фильтрации).
Долговечность (свойство изделия сохранять работоспособность до пре-
дельного состояния с необходимыми перерывами для технического обслужи-
вания и ремонтов) дизелей тепловозов целесообразно доводить до срока слу-
жбы тепловоза в целом (25 лет). Практика эксплуатации показывает, что
повышение надежности двухтактных тепловозных дизелей обеспечить зна-
чительно труднее, чем четырехтактных.
Топливная экономичность дизелей, характеризуемая величиной эффек-
тивности к. п. д. или удельного эффективного расхода топлива ge сущест-
венно сказывается на экономике тепловозной тяги, так как расходы на то-
пливо составляют —40% всех эксплуатационных расходов. Топливная эко-
номичность (рис. 19) существенно зависит от режима работы дизеля, поэтому
•ее следует оценивать не по данным номинального режима, как это часто де-
лают, а по средневзвешенным величинам, реализуемым в эксплуатации,
•с учетом холостого хода и переходных режимов.
Средний удельный эффективный расход топлива [в г/(л. с.-ч)] брутто
в условиях эксплуатации
kNea^Nege^xn + Е&х • 1000
где k — коэффициент, учитывающий влияние переходных режимов на рас-
ход топлива; NeH—эффективная номинальная мощность дизеля, л. с.;
Ne = (NeINeH) —относительная эффективная мощность дизеля, реализуе-
74
мая в течение времени Дтн при данной относительной частоте вращения ко-
ленчатого вала п = (п/пн); ge —удельный эффективный расход топлива при
соответствующих Ne и и, г/(л. с.-ч); Дтн = (Дтн/тн) —относительное время
работы дизеля под нагрузкой при соответствущих режимах (при Ne и п);
6Х — расход топлива при холостом ходе и реализуемой частоте вращения
коленчатого вала кг/ч; Дтх — время работы дизеля при холостом ходе
и частоте вращения их, ч; тн — полное время работы дизеля под нагрузкой, ч.
Минимальные эффективные удельные расходы топлива современных че-
тырехтактных тепловозных дизелей средней быстроходности при номиналь-
ном режиме составляют 150—155 г/(л. с.-ч), а двухтактных 160—
170 г/(л. с.-ч), т. е. на 10—15 г/(л. с.-ч) выше (рис. 20). По исследованиям
ЦНИИ МПС [141] это преимущество четырехтактных дизелей реализуется
при всех режимах работы и при холостом ходе. Существенного повышения
топливной экономичности тепловозных дизелей можно достигнуть, получив,
характеристики, обеспечивающие минимальные удельные расходы при ре-
жимах, преобладающих в эксплуатации. На ближайшее десятилетие постав-
лена задача снижения минимального удельного расхода четырехтактных те-
пловозных дизелей до 140—145г/(л. с. -ч). Уже сейчас при стендовых испыта-
ниях дизеля 12Д70 было получено ge = 143-И44 г/(л. с.-ч) при Ne =
= 2000 л. с. и п = 800 об/мин [159].
Для тепловозных дизелей существенным преимуществом могла бы
явиться их топливная универсальность, особенно возможность применения
низкосортных топлив; однако при высокой форсированности тепловозных,
дизелей, этому препятствует резкое снижение их надежности и моторесурса.
На величину эксплуатационных расходов заметное влияние оказывает
удельный эффективный расход смазки, так как стоимость смазки в 3—4 раза
выше стоимости топлива. Лучшие тепловозные дизели характеризуются удель-
ным эффективным расходом смазки на угар, равным 1—1,5 г/(л. с.-ч). Рас-
ход смазки можно снизить, совершенствуя конструкцию цилиндро-поршне-
вой группы, масляных систем и применяя высокоэффективные многофунк-
циональные присадки к смазочному маслу.
Тактность предопределяется преимуществами четырехтактных дизелей,
заключающимися в больших возможностях их форсирования по ре и п,
повышения надежности, а также в меньших расходах^топлива. Существен-
ным для тепловозных дизелей является то, что суммарное тепловыделение
в охлаждающую воду и масло в двухтактных дизелях выше, чем в четырех-
тактных равной мощности. Это ведет к увеличению веса и габаритных раз-
меров охлаждающих устройств и повышению затрат мощности на их функцио-
нирование. Однако при выборе тактности дизелей учитывают также возмож-
ности дизелестроительной промышленности. В настоящее время отечествен-
ное тепловозостроение переходит на выпуск тепловозов новых серий с четырех-
тактными дизелями. Применение двухтактных дизелей на тепловозах США,,
объясняется возможностями и традициями тепловозостроительных фирм и
спецификой взаимоотношений между ними и железнодорожными компаниями,,
которые часто являются не собственниками, а арендаторами тепловозов.
Удельный вес дизеля (отношение его веса к номинальной мощности)
в значительной мере определяет характеристики тепловоза. Можно показать,,
что скорость (км/ч) порога
270рЛп
\bNeH^N,J^
75
где Nen —номинальная эффективная мощность дизеля, л. с.; Р' —вес
секции тепловоза, за вычетом веса установленных в ней дизелей, кгс; Рд —
вес дизеля, кгс; фк —расчетная величина коэффициента сцепления.
При постоянных значениях Р' и Nen с увеличением удельного веса
дизеля PpjNen несколько уменьшается величина скорости порога. Про-
веденные исследования [141] показали, что для грузовых тепловозов удельный
вес составляет 4,5 кгс/л. с., а для пассажирских тепловозов 3 кгс/л. с. Ком-
плексным показателем, наиболее полно характеризующим тепловозные ди-
зели, является сумма приведенных расходов, зависящих от дизеля, отне-
сенная к единице транспортной работы (104тс-км брутто перевозимого груза).
§ 10. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДИЗЕЛЕЙ
Конструкция тепловозов в целом, тип и конструкция тяговых передач,
тяговые характеристики и экономичность тепловоза во многом определяются
технико-эксплуатационными показателями применяемых дизелей, для оценки
которых пользуются так называемыми характеристиками, устанавливаю-
щими связи между основными параметрами, определяющими работу дизелей
при различных условиях эксплуатации.
Характеристиками тепловозных дизелей называют зависимости показа-
телей их работы (эффективной мощности Nе, крутящего момента на коленча-
том валу Ме, эффективного к. п. д. т^, удельного эффективного расхода топ-
лива ge и др.) от изменения одной из основных величин, характеризующих
режим работы (частоты вращения коленчатого вала п или мощности Ne).
Основными характеристиками дизелей являются следующие: скоростные;
ограничительные; нагрузочные; универсальные; экономические; регулиро-
вочные; регуляторные.
Тепловозный дизель непосредственно связан с тяговой передачей, по-
этому ее максимальными возможностями может быть ограничено поле воз-
можных эксплуатационных режимов дизеля. В связи с этим рассмотрим
генераторные и винтовые характеристики, являющиеся одновременно харак-
теристиками как тяговой передачи, так и дизеля.
Скоростными характеристиками дизеля называют изменение любого
из параметров его работы (Ne, Ме, г]е и т. д.) в зависимости от частоты п
вращения коленчатого вала при условии постоянства величины подачи топ-
лива за один цикл. Практически скоростные характеристики определяют
при условии постоянства положения органа, регулирующего величину по-
дачи за цикл (рейки топливного насоса). На большинстве тепловозных дизе-
лей применяют топливные насосы плунжерно-золотникового типа, у которых
подача топлива за цикл (при постоянном фиксированном положении рейки)
несколько увеличивается при возрастании частоты вращения коленчатого
вала.
Скоростную характеристику, проходящую через точку номинального
режима А (рис. 21), называют внешней (рейки топливных насосов при этом
находятся на упоре). Для тепловозных дизелей внешняя скоростная харак-
теристика является одновременно характеристикой максимальных эксплуа-
тационных мощностей, если отсутствуют какие-либо другие ограничения.
Семейство скоростных характеристик, расположенных под внешней (с мень-
шей величиной £ц), называют частичными.
Эффективную мощность [формула (4) ] дизеля можно представить в виде
Ne = Cpen,
где С = (aD2sz/0,9i) — постоянная для данного дизеля величина.
76
Если среднее эффективное давление за цикл ре не зависит от частоты вра-
щения и, то величина Ne по внешней и частичным характеристикам будет
изменяться по линейному закону (внешняя характеристика — прямая О А).
Однако величина среднего эффективного давления является функцией не-
скольких параметров, зависящих от п. Характер изменения ре по внешней
характеристике определяется наличием наддува, его видом и типом применяе-
мого нагнетателя. Для безнаддувных дизелей величина ре по внешней харак-
теристике обычно несколько ‘ возрастает при уменьшении частоты враще-
ния п от номинальной величины до некоторого значения, а затем (при даль-
нейшем снижении п) уменьшается. Это определяется главным образом соот-
ветствующим изменением коэффициента наполнения г]н по внешней характе-
ристике. Поэтому действительная внешняя характеристика представлена
не прямой ОА, а кривой 2.
Для дизелей с наддувом от приводного нагнетателя характер измене-
ния ре по внешней характеристике обычно остается таким же, как и для без-
наддувного дизеля. Однако при высоком газотурбинном наддуве, характер-
ном для современных тепловозных дизелей, среднее эффективное давле-
ние ре по внешней характеристике снижается по мере уменьшения частоты п.
Крутящий момент (в кгс-м) на коленчатом валу дизеля
Ме = 716,2^ = 716,2Срс
изменяется по внешней характеристике так же, как и ре (кривая /). Отно-
шение величины максимального крутящего момента, взятого по внешней
характеристике, к величине крутящего момента при номинальном режиме
называют коэффициентом приспособляемости. Величина этого коэффициента
характеризует способность дизеля к
саморегулированию режима работы под
влиянием изменения внешней нагрузки:
снижению частоты вращения коленча-
того вала и увеличению крутящего
момента при возрастании внешней на-
грузки; увеличению частоты вращения
коленчатого вала и уменьшению кру-
тящего момента при ее снижении. Для
дизелей, в лучшем случае, 1,15-4-1,25
(по внешней характеристике). Тепло-
возные дизели с высоким газотурбин-
ным наддувом имеют k 1, т. е. свой-
ством саморегулирования не обладают.
Весьма низкие значения коэффициента
приспособляемости или полное отсут-
ствие приспособляемости у современ-
ных тепловозных дизелей является
одной из основных причин необходи-
Рис. 21. Характеристики дизеля:
1 И 2 — внешняя; 3 — ограничительная; C'D' — ге-
нераторная; C"D' — винтовая
77
Рис. 22. Зависимость отношения крутящего момента на
коленчатом валу четырехтактного тепловозного дизеля
с высоким наддувом к номинальному моменту от отноше-
ния Лд/лдн (ограничительная характеристика)
мости сложных тяговых передач между колен-
чатым валом дизеля и движущими осями тепло-
воза, на которые возлагается не только пе-
редача, но и трансформация величины крутя-
щего момента.
Тепловозные дизели с высоким наддувом
и приводным центробежным или газотурбинным
нагнетателем обычно не могут работать по
внешней характеристике во всем диапазоне
рабочих частот вращения, так как с пониже-
нием п существенно уменьшается величина коэффициента избытка воз-
духа а, повышаются максимальные температуры процесса горения, увели-
чивается теплонапряженность деталей цилиндро-поршневой группы, которая
может достигнуть недопустимых (по величине моторесурса и надежности ра-
боты) величин. Одновременно температура отработанных газов повышается
до пределов, недопустимых по условиям работы газовой турбины нагнета-
теля. В связи с этим для таких дизелей установлена ограничительная харак-
теристика 3, которая в некотором интервале п расположена ниже внешней.
Поле возможных режимов дизеля в этом случае ограничено площадью-
О'CD А А
Характер изменения эффективного крутящего момента на коленчатом
валу от его частоты вращения по ограничительной характеристике (рис. 22)
для одного из современных мощных высоконаддувных четырехтактных
дизелей показывает отсутствие приспособляемости (k 1).
Нагрузочной характеристикой называют изменение любого из пара-
метров работы двигателя в зависимости от показателя его нагрузки (Ne,
или ре) при условии постоянства частоты вращения п коленчатого вала.
При работе по нагрузочной характеристике увеличение нагрузки на дизель
сопровождается значительным снижением коэффициента избытка воздуха,.
некоторым уменьшением индикаторного к. п. д. и существенным повышением
механического к. п. д., что приводит к соответствующим изменениям всех
других параметров. Такой характер изменения параметров работы (рис. 23)
присущ как дизелям без наддува, так и дизелям с наддувом от приводного-
или газотурбинного нагнетателя.
К универсальным или многопараметровым характеристикам (рис. 24)
относят такие, в которых одновременно устанавливаются функциональные
связи двух или более параметров работы дизеля от частоты вращения его-
коленчатого вала.
Экономической характеристикой дизеля называют графическую зависи-
мость эффективной мощности от частоты вращения коленчатого вала, которая
характеризуется минимальными величинами удельного эффективного рас-
хода топлива при каждой заданной величине частоты вращения (кривая 2).
Под регулировочными характеристиками понимают зависимость вели-
чины среднего эффективного давления ре или удельного эффективного рас-
хода топлива ge от отдельных регулировочных величин (углов опережения
или запаздывания открытия или закрытия клапанов, угла опережения,
впрыска топлива, давления отрыва иглы форсунки и т. д.) при заданном ре-
78
жиме работы дизеля. Такие характеристики позволяют установить оптималь-
ные регулировочные параметры.
Современные дизели оборудуют автоматическими регуляторами, пред-
назначенными для поддержания частоты вращения коленчатого вала постоян-
ной или отклоняющейся при произвольно изменяющейся внешней нагрузке
в очень узком диапазоне. Если дизель оборудован статическим регулятором,
то изменение его внешней нагрузки сопровождается некоторым изменением
частоты вращения коленчатого вала при постоянной настройке регулятора
(обычно при снижении нагрузки частота вращения коленчатого вала не-
сколько увеличивается). Зависимость крутящего момента, эффективной мощ-
ности дизеля или часового расхода топлива от частоты вращения п колен-
чатого вала в случае изменения внешней нагрузки от нуля до максимальной
и управления подачей топлива регулятором (при фиксированном положении
•его органа настройки) называют регуляторной характеристикой (зависи-
мости 1—2, 3—4, 5—6, 7—8, см. рис. 25).
На дизелях тепловозов обычно используют астатические (изодромные)
всережимные регуляторы, которые позволяют в установившихся режимах
поддерживать, при заданной настройке, постоянную частоту вращения колен-
чатого вала при изменении внешней нагрузки от нуля до максимума. Дизель
в этом случае работает строго по нагрузочной характеристике, совпадающей
с регуляторной. Настройка таких регуляторов (степень натяжения всере-
жимной пружины) ступенчато изменяется в зависимости от положения ру-
коятки контроллера машиниста. Это позволяет ступенчато изменять частоту
вращения коленчатого вала, т. е. дизель может работать по нагрузочным
характеристикам O'C, II, III. . . А0А в установившихся режимах не при
любой частоте вращения от nmln до ин, а только при ее фиксированных зна-
Рис. 23. Нагрузочные характеристики четырехтактного тепловозного дизеля с высоким
газотурбинным наддувом:
pz — максимальное давление сгорания; tr — температура газов перед турбиной газотурбонагнетателя;
ре — среднее эффективное давление; — суммарный коэффициент избытка воздуха; ge — удельный
эффективный расход топлива; рк — давление наддувочного воздуха
Рис. 24. Универсальные характеристики тепловозного четырехтактного дизеля:
J. — ограничительная характеристика; 2 — экономическая характеристика; DA — участок внешней
характеристики (цифры на кривых — удельные эффективные расходы топлива)
79
Рис. 25. Зависимость эффективной мощности
дизеля от частоты вращения коленчатого вала
при работе дизеля по регуляторной характе-
ристике
чениях nmin, пи, пш , . . п„ (см.
рис. 21), соответствующих определен-
ным позициям контроллера.
Возможность реализации тех или
иных установившихся режимов дизе-
лями тепловозов зависит не только от
характеристик собственно дизеля, но
также определяется свойствами (харак-
теристикой) тяговой передачи.
Характеристикой тяговой пере-
дачи называют зависимость максималь-
ной мощности, которую может воспринять передача, от частоты вращения п
коленчатого вала дизеля в рабочем диапазоне частот. Желательно, чтобы
тяговая передача позволяла полностью использовать эффективную мощность
дизеля (с учетом отбора мощности на вспомогательные нужды) во всем рабо-
чем диапазоне частот вращения коленчатого вала и обеспечивала возможность
реализации номинальной мощности дизеля. Характеристика тяговой пере-
дачи определяется типом и параметрами последней.
Характеристику электрической передачи, определяющую зависимость
максимальной мощности, которую может воспринять генератор, от частоты
вращения п коленчатого вала дизеля, называют генераторной. Если генера-
торная характеристика представлена линией C'D' (см. рис. 21), то при уста-
новившихся режимах более высокие мощности для целей тяги использовать
невозможно. При гидравлических передачах максимальные мощности, вос-
принимаемые ее входным валом, изменяются в зависимости от частоты вра-
щения коленчатого вала дизеля примерно по закону кубической параболы
Ne = ап3 (кривая C'D'). Эту характеристику называют винтовой. В данном
случае при установившихся режимах для целей тяги можно использовать
только мощности, соответствующие винтовой характеристике, или меньшие
мощности.
Наличие характеристик дизелей позволяет при проектировании и экс-
плуатации тепловозов решать следующие вопросы:
находить оптимальные параметры тяговой передачи;
определять предполагаемые тяговые характеристики тепловоза и его
экономичность;
оценивать состояние дизеля в эксплуатации и проводить необходимые
регулировки при ремонте;
выбирать оптимальные режимы работы тепловоза.
§ 11. УСТАНОВКА ДИЗЕЛЯ НА РАМЕ ТЕПЛОВОЗА
Дизель или дизель-генератор крепят на главной раме тепловоза таким
образом, чтобы их продольная ось совмещалась с продольной осью тепловоза.
На тепловозах с электрической передачей дизель и главный генератор уста-
навливают на общей поддизельной раме, прикрепленной к раме тепловоза,
или гЛавный генератор прифланцовывают к торцовой части остова дизеля.
Прифланцовка генератора к остову дизеля более эффективна, так как при
80
этом исключается расцентровка коленчатого вала дизеля и якоря генератора^
отпадает необходимость в специальной поддизельной раме и уменьшается
общая длина дизель-генератора.
При работе дизеля возникают периодически изменяющиеся неуравно-
вешенные силы (от давления газов на поршень и инерционные) и их моменты
[62], передающиеся на фундамент (главную раму тепловоза). Полностью
уравновесить дизель невозможно; в частности, момент, опрокидывающий ди-
зель в перпендикулярном его продольной оси направлении и численно рав-
ный крутящему моменту на коленчатом валу, остается всегда неуравнове-
шенным.
Различают внутреннюю и внешнюю неуравновешенности. Внутренняя
неуравновешенность приводит к возникновению дополнительных механиче-
ских напряжений в деталях остова дизелей. Внешняя неуравновешенность
определяет сложные периодические линейные и угловые перемещения (виб-
рации) дизеля, передающиеся на его фундамент (раму тепловоза). Вибрации
рамы тепловоза, вызванные работающим дизелем, могут приводить к допол-
нительным знакопеременным напряжениям в раме и элементах кузова,,
а также воздействовать на локомотивную бригаду непосредственно или в виде
шума (структурный шум). Кроме того, вибрации дизеля передаются деталям
присоединенных к нему вспомогательных систем (водяной, масляной, топ-
ливной, выпускной и т. д.) и механизмов, что может привести к нарушению
их нормальной работы.
Дизель, в свою очередь, получает периодические импульсы от рамы тепло-
воза, первопричиной которых являются удары колес тележек о рельсы на их
стыках и на неровностях. Вибрации дизеля и соприкасающихся с ним си-
стем могут стать особенно опасными, когда наступает резонанс — совпадение
частот собственных колебаний системы с вынужденными.
Проектируя крепление дизеля к раме тепловоза, необходимо учитывать,
что при ускорении тепловоза (разгон или торможение) на дизель действует
дополнительная сила инерции и ее момент, которые стремятся сдвинуть и
перевернуть дизель в направлении его продольной оси, а при прохождении
кривых участков пути на дизель действует центробежная сила и ее момент,
стремящиеся сдвинуть и перевернуть дизель в направлении его попереч-
ной оси.
Крепление дизеля к раме тепловоза должно быть достаточно прочным
и надежным (чтобы противостоять силам и моментам, стремящимся изменить
положение дизеля), обеспечивать его надежную фиксацию и одновременно
препятствовать передаче вибраций на раму и кузов тепловоза, а также смяг-
чать воздействие на дизель импульсов и деформаций со стороны рамы. Креп-
ление дизеля конструктивно осуществляют или как непосредственное, жест-
кое, или при помощи амортизаторов (пружинных, резино-металлических).
Различия в конструкциях крепления вызываются особенностями кон-
струкции рам тепловозов, поддизельных рам, а также величиной мощности
и степенью уравновешенности дизелей. В случае выпуска промышленностью
нескольких конструктивных модификаций тепловозных дизелей одной и
той же мощности желательна унификация по конструкции их крепления
к раме тепловоза, габаритным и присоединительным размерам. На большин-
стве отечественных тепловозов дизели жестко крепят к раме тепловоза
[153, 164].
Жесткое крепление к раме тепловоза уменьшает линейные и угловые
перемещения дизеля, но приводит к увеличению вибраций рамы и кузова,
особенно если частоты их собственных колебаний совпадают с частотами воз-
П/р Панова
81
мущающих импульсов от работающего дизеля. Исследование вертикальных
вибраций тепловозов 2ТЭ10Л и 2ТЭ10 [16, 17 ] выявило наличие в рамах ярко
выраженных зон резонанса. Для передней части рамы тепловоза 2ТЭ10Л были
обнаружены две зоны резонанса: для первой зоны (резонансные частоты
8,0—8,5 Гц) амплитуды перемещений составляли 0,113—0,160 мм, а ампли-
туды ускорений 0,31—0,42 м/с2; для второй зоны (частоты 10,2—10,8 Гц) —
амплитуды перемещений были равны 0,213—0,286 мм, а амплитуды ускоре-
ний составляли 0,86—1,22 м/с2, что превосходит допустимые нормы. Анало-
гичные данные характерны и для тепловоза 2ТЭ10. При жестком креплении
дизелей также усиливается структурный шум.
Исследованиями ВНИТИ [151, 129, 152] установлено, что при снижении
жесткости соединения дизеля с рамой (введение эластичных прокладок)
вибрации последней снижаются. Правильно спроектированные амортизаторы
тепловозных дизелей позволяют снизить вибрации рамы и кузова тепловоза,
смягчить импульсы, действующие со стороны рамы на дизель, и снизить
уровень структурного шума. Амортизация приводит к положительному эф-
фекту тогда, когда частота собственных колебаний амортизированного дви-
гателя существенно меньше частоты возмущающих импульсов, а амортиза-
торы достаточно податливы [104]. Однако следует учитывать, что уменьше-
ние жесткости крепления (постановка более мягких амортизаторов) сопро-
вождается возрастанием виброперемещений дизеля, что может привести к раз-
рушению трубопроводов, связывающих дизель со вспомогательными систе-
мами. Амортизацию дизелей применяют на тепловозах ТЭП60 (дизель 11Д45)
и ТГМ6 (дизель 3-6Д49).
На тепловозе ТЭП60 [125] опорные (рис. 26, а) и упорные (рис. 26, б)
амортизаторы состоят из трех элементов: двух стальных и одного резинового
(толщиной 30 мм), находящегося между ними. Стальные элементы с резино-
вым соединены при помощи вулканизации. Применяемая резина — синте-
тическая, масло- и морозостойкая, способная работать в диапазоне темпера-
тур от —30 до 4-70~ С. Для выравнивания положения опорных амортиза-
торов применяют регулировочные пластины 5 (рис. 26, а) — до четырех
Рис. 26. Резино-металлические амортизаторы дизель-генератор ной установки тепловоза
ТЭП60:
а —Гопорный амортизатор; б — упорный амортизатор; / и 6 — рамы тепловоза; 2 и 10 — стальные
элементы амортизатора; 3 и 11 — резиновые элементы амортизатора; 4 — подрамник; 5 и 8 регули-
* ровочные пластины; 7 — упор; 9 — стопорная планка
*82
Рис. 27. Расчетная схема полностью
амортизированного тела
под каждый амортизатор. Для
регулирования упорных аморти-
заторов используют регулировоч-
ные планки 8 (рис. 26, б)
Расчет, частот и амплитуд
свободных колебаний амортизиро-
ванных механизмов выполняют
с использованием дифференциаль-
ных уравнений их движения.
В общем случае свободных коле-
баний амортизированного меха-
низма, имеющего шесть степеней
свободы (рис. 27), система дифференциальных уравнений движения может
быть записана в виде [104]
РЛи -|~ Схи — U’уу -|- U $ — 0;
Mv + Суо — Vza + Vxy = 0;
Мы + 0—0 + Wya = 0;
j‘d + Cxxa — Vzv + Wyw — Czxy—CxyP> = 0;
+ Cyfi — Wxw + Uzu — Cxya — Cyzy = 0;
J iy + Czz у — Uyu + Vxv — Cy$ — Czxa = Q.
Здесь M — масса амортизируемого механизма (дизеля, дизель-генера-
тора); и, v и w — перемещения центра тяжести амортизируемого механизма
п п п
в направлении осей ох, оу, oz; Сх= J} cxi; Су = Т cyi и Сг = сг1 —
1 1 1
линейные жесткости амортизирующего крепления в направлении осей ох,
оу, oz; cxi, cyi, czi — линейные жесткости (реакции при единичном поступа-
тельном перемещении тела) r-го амортизатора в направлении соответствую-
щих осей; Uy= '^icxiyi, Uz='ZiCxizi, Vx=Yicyixi, Vz=^cyiZit Wx =
n n
= 1jczixi и Wy = Zj cziyi —линейно-поворотные жесткости аморти-
зирующего крепления (сумма статических моментов реакций амортизаторов
относительно какой-либо координатной плоскости при единичном поступа-
тельном перемещении тела в направлении одной из осей, лежащих в данной
координатной плоскости); xh yt и zt — координаты точки крепления i-ro
амортизатора к амортизируемому телу; а, р и у — углы поворота вокруг
осей ох, оу, oz; Jx, Jу и Jz — моменты инерции тела относительно осей ох,
СУ> OZ, Схх = (kx{ -J- CyiZi 4“ Cziyt), C^yy—— (kyi 4“ Cxi^i 4" Czixi) И Czz —
n
= X (kzt 4" cxiy2i 4- cyixl) — крутильные жесткости амортизирующего кре-
пления (моменты реакций амортизаторов относительно одной из коорди-
6*
83
натных осей при единичном вращательном перемещении тела вокруг той же
оси); kxi = mci a, kyi = myi р, kzi = mziiy — крутильные жесткости f-ro
амортизатора; tnyi, tnzi — реактивные моменты, соответствующие углам
поворота а, р и у для i-ro амортизатора, приведенные к точке его крепления
п п п
К ТеЛ\ , Сху Сух Сyz zy CxiUiZii ^zx xz Cyi^i-^
— гироскопические жесткости амортизирующего крепления (центробеж-
ные моменты реакций амортизаторов, возникающих при единичных
перемещениях тела в направлении координатных осей).
При выводе уравнений (5) принято, что координатные оси ох, оу и о?
совпадают с главными центральными осями инерции амортизируемого тела
в тот момент, когда оно находится в покое, а перемещение тела вдоль одной
из координатных осей не вызывает реакции вдоль двух других осей. При
известных параметрах /И, Jx, Jуу Jz, cxii cyi, czi, kxi, kyi, kzi и количестве амор-
тизаторов n система уравнений (5) позволяет определить перемещения и, v,
w, а, Р и у. В наиболее общем случае, когда все жесткости, входящие в си-
стему (5), имеют конечные значения, искомые перемещения взаимосвязаны
(каждое из шести перемещений вызывает другие пять), и решение уравне-
ния (5) в общем виде затруднено. В конкретных случаях расчета амортизиро-
ванных дизель-генераторных установок при некоторых упрощающих пред-
посылках можно определять перемещения центра тяжести и отдельных точек
установки, частоты свободных колебаний, их формы, а также силовое воз-
действие на раму тепловоза.
Упрощенный расчет амортизации дизель-генераторной установки, вы-
полненный для тепловоза ТЭП60 Коломенского завода, сводится к сопостав-
лению частот собственных колебаний дизель-генератора с частотами его вы-
нужденных колебаний во избежание их резонанса и к определению макси-
мальных амплитуд деформации опорных и упорных амортизаторов при услов-
ном допущении, что главная рама тепловоза является абсолютно жесткой
и не имеет перемещений. Предварительно намечают расположение опорных
и упорных амортизаторов, веса отдельных частей дизель-генератора и поло-
жение их центров тяжести (рис. 28). Координаты (в см) центра тяжести ди-
Рис. 28. К определению центра тяжести дизель-генераторной установки
S4
зель-генератора относительно произвольно выбранных взаимно перпенди-
кулярных линий XX и ZZ, находящихся в вертикальной плоскости, которая
проходит через продольную ось дизель-генератора, при условии симметрич-
ности последнего определяют по выражениям
s G<z> 2 Gil'i
%ц> т £ И 2ц т — ,
где G — вес i-й части дизель-генератора, кгс; /z — расстояние от центра
тяжести i-й части дизель-генератора до линии ZZ, см; п' — число отдельных
частей дизель-генератора; G — общий вес дизель-генератора, кгс; — рас-
стояние от центра тяжести i-й части дизель-генератора до линии XX, см.
Систему координат выбирают так, чтобы ее центр О совпадал с центром
тяжести дизель-генератора, а ось OZ0 была вертикальной, т. е. координатные
оси являлись бы главными центральными осями инерции дизель-генератора.
Главные центральные моменты инерции массы дизель-генератора опреде-
ляют суммированием моментов инерции (в кгс-см-с2) отдельных частей уста-
новки относительно ее главных центральных осей инерции, равных
п' п' и'
JxQ = Az”, JyQ— X J yb Xl Ao
1 1 1
где Jxi, Jyi, Jzi — моменты инерции массы Z-го агрегата дизель-генератора
относительно осей ОХ0, OY Q и OZ0, подсчитываемые по зависимостям
А; = А; + М J yi = Joi ~T MiPi, Jzi = J Qi + MiXi-
Здесь Jqi, JQi, J Qi — моменты инерции массы f-го агрегата дизель-гене-
ратора относительно собственных главных осей; -= (Gy %) — масса Гго
агрегата дизель-генератора, кгс-с?/см; zz, xz — координаты центра тяжести
i-го агрегата, см; pz = ]/%z-ф zz — расстояние от центра тяжести i-ro агре-
гата до оси 0Yq, см.
Для упрощения расчетов реальные формы отдельных частей дизель-
генератора заменяют простыми геометрическими телами (например, тяго-
вый генератор — сплошным цилиндром, поддизельную раму — прямоуголь-
ным параллелепипедом и т. д.).
Наивыгоднейший угол 0 установки амортизаторов (угол, составляемый
осью амортизатора с горизонтальной плоскостью) определяют из условия
прохождения линии действия реакции амортизаторов через центр тяжести
дизель-генератора (точка О, рис. 29). Это обеспечивает равенство нулю ста-
тических моментов реакций относительно координатных плоскостей X^OZ^
и YqOZq при поступательных перемещениях в направлении осей OZ0 и 0Y0
(колебания в плоскости Х0ОУ0 разделяются, а в плоскостях X0OZ0 и YqOZq
становятся двухсвязными), т. е.
где Ъ — расстояние от плоскости Z0OX0 до амортизатора; Лц т — расстоя-
ние от плоскости присоединения амортизаторов до центра тяжести дизель-
генератора; k (С2Д/С^Д); С2д, Cy^ — суммарные линейные динамические
жесткости опорных амортизаторов в направлении осей 0Z и 0Y.
85
2,
Рис. 29. К определению наивыгоднейшего
угла 0 установки амортизаторов
Получить значение 90ПТ (совме-
щение центра жесткости и центра
тяжести) можно при выполнении
условия
Статические и динамические
жесткости опорных амортизаторов
с учетом их наклона определяют по
выражениям
Czi = Czot cos2 9 + CyOi sin2 9;
Cyi = c^ cos2 0 + c2rtz sin2 0;
Cyi -- CxQj,
где c2;, c^, cxi — статические (c21- CT,
cw-cr, с«ст) или динамические (с2Гд,
сХ4д) жесткости единичных
опорных амортизаторов с учетом их наклона; с20cyQh cxQi—то же, но
без учета наклона амортизаторов; 0 — принятый угол наклона амортиза-
торов.
Статические (с2 0 г ст, су 0 z ст, сх 0 г ст) и динамические (с2 0 г д, су 0д, сх 0; д)
жесткости амортизаторов (без учета их наклона) определяют эксперимен-
тально для каждого применяемого их типа. Суммарные линейные статические
и динамические жесткости подсчитывают по следующим формулам:
по пу
СХ == Уд Ссгоп Н” / j £х/уп>
1 1
по пу
Су = Уз cyion Уд Cyiyw
1 1
по пу
Ci—2 Е Czion Уд Cziyiv
1 1
Здесь cxZon, cyi on и c2Zon— статические или динамические жесткости
единичных опорных амортизаторов с учетом их наклона; по — число опор-
ных амортизаторов; cxZyn, cyi уп, czi уп — статические или динамические
жесткости единичных упорных амортизаторов; пу — число упорных аморти-
заторов.
Далее определяют координаты центров жесткости, которыми называют
точки пересечения осей жесткости амортизированной системы. Осями жест-
кости называют линии пересечения плоскостей, параллельных координатным.
Эти оси определяют положение составляющей суммарной реакции амортиза-
торов относительно координатных осей. Так, координата плоскости, парал-
86
Рис. 30. К определению осей и центров
жесткости
лельной координатной плоскости
Y0OZq, в которой расположена
проекция равнодействующей п
произвольно расположенных амор-
тизаторов (рис. 30),
п
Ti cyiRxi
^ = "4------’
а координата плоскости, парал-
лельной координатной плоскости
Х0ОУ0,
и
cyiRzi
^ly г *
С*/Д
Линию пересечения этих пло-
скостей У, параллельную коорди-
натной оси OYq и являющуюся
линией действия реакции С^д, называют осью жесткости. Ось жесткости X,
параллельная координатной оси ОХ0, имеет координаты
п
cxi^zi
J________
С*д
Ось жесткости Z, параллельная координатной оси OZ0, имеет координаты
п
czijiyi
J
п
"S cziRxi
= ---------
С2Д
Если все три оси жесткости пересекаются в одной точке, то ее называют
главным центром жесткости. Главный центр жесткости системы имеет место
тогда, когда амортизаторы расположены в одной плоскости и имеют две
взаимно перпендикулярные плоскости симметрии. Если пересекаются только
две любые оси жесткости, то точку их пересечения называют центром жест-
кости или частным центром жесткости. Возможно существование одновре-
менно двух центров жесткости. Если оси жесткости не пересекаются, то си-
стема не имеет центра жесткости.
Ось жесткости, по отношению к которой гироскопические жесткости равны
нулю, называют главной. Если главная ось жесткости проходит через центр
жесткости системы, то ее называют главной центральной.
Центры жесткости образуются в трех случаях:
Лх = T)z/ — пересекаются оси жесткости X и Y\
Zx = Z2 — » » » Хи z;
= 'Q2 — » » » Y и z.
87
Определение относительного расположения центра жесткости группы
амортизаторов и центра тяжести амортизируемого механизма, а также осей
жесткости и осей инерции позволяет конкретизировать систему уравнений
движения и решить вопрос о возможности разделения перемещений. Чтобы
установить, какие из осей жесткости являются главными, определяют гиро-
скопические жесткости по отношению к этим осям. С точки зрения числа
возможных резонансов системы наиболее выгоден случай совпадения главных
центральных осей инерции амортизируемого механизма с главными цен-
тральными осями жесткости амортизации.
Если центр жесткости группы амортизаторов и центр тяжести аморти-
зируемого механизма не совпадают, то возможны следующие случаи [104]:
одна из главных центральных осей жесткости одновременно является
одной из главных, но нецентральных осей инерции;
все главные центральные оси жесткости совпадают с главными, но не-
центральными осями инерции;
главные центральные оси жесткости совпадают с главными, но нецен-
тральными осями инерции, а центр жесткости расположен на одной из глав-
ных плоскостей инерции;
две главные центральные оси жесткости являются главными, но нецен-
тральными осями инерции, причем третья главная центральная ось жест-
кости является главной центральной осью инерции.
При амортизации тепловозных дизель-генераторных установок по схеме
центром тяжести дизель-генератора.
рис. 31 центр жесткости не совпадает с
Опорные амортизаторы
дизель-генераторов обычно
располагают в одной плоско-
сти X2O2Y2, отстоящей от
плоскости XqOYq на неко-
торое расстояние гоп (см.
рис. 30 и 31), а упорные
амортизаторы — в плоскости
X LO! Y т, отстоящей от плоско-
сти Х0ОЕ0на расстояние гуп.
Опорные и упорные амор-
Рис. 31. Схема расположения амортизаторов
дизель-генератора
88
тизаторы располагают симметрично относительно плоскости Z0O2X.,. В рас-
четах обычно принимают, что жесткости опорных амортизаторов, так же
как и упорных, соответственно одинаковы. Для рассматриваемого случая
координаты осей жесткости определяют по формулам
по пу
Су ОП Д^4 ОП Т Су уп Д^4 уП
?х = 0; 1У = -------------; ^ = 0;
с*/д
„ ___посх оп дгоп пусх уп дгуп . __on д^оп пусу уп д2уп .
Чх — р ’ Чу — р >
ихд ^уд
пу
cz on дх1 оп + / | cz уп дх1 уп
Так как £х = £2, имеет место пересечение осей жесткости X и Y, и центр
жесткости находится в плоскости Х0ОУ0. Расположение осей и центра жест-
кости может не соответствовать (ввиду несимметричности размещения амор-
тизаторов относительно плоскости ZqOYq) так называемым типичным слу-
чаям, приводящим к простым решениям. Если оси жесткости X и Y пере-
секаются (тщ = = т]) или отстоят на небольшое расстояние друг от друга
(щ т]), а ось жесткости Z проходит через центр тяжести О (q2 = 0)
или расположена вблизи него, то расчет сводится к четвертому случаю, при
котором перемещения в плоскостях XQOZQ и YQOZQ будут двухсвязными,
а перемещения в направлении и вокруг оси OZ0 — раздельными. Расчет более
сложных случаев описан в технической литературе [104 и др. ].
Составляющие крутильной динамической жесткости амортизирующего
крепления (без учета собственной крутильной жесткости амортизаторов,
имеющих в большинстве случаев незначительную величину) определяют по
следующим зависимостям:
относительно оси ОХ0
СXX СXX ОП 4~ Схх уп’
где Сххоп и Сххуп — крутильные динамические жесткости опорных и упор-
ных ‘амортизаторов относительно оси OXQ\
схх оп = поСу 0 оп Г (b sin 0 + /гц. т cos 0)2 + (/гц. т sin 0 — b cos 0)21;
L 4о д J
С XX уп 72уп£у О^уп 4“ ^У^ХОУуПУ
относительно оси OYQ
С — С I с
^УУ УУ оп Г ^уу уп»
2 °
Суу оп =: ^оСхд^оп 4“ Cz Д ^4
2 П\
Суу уп = ftyCz о д^уп 4~ Сх 0 д (^’ уп)2
89
Рис. 32. К расчету центробежной силы, действующей на дизель
при прохождении тепловозом кривых участков пути
относительно оси OZ0
^22 Сzz эп 4” Czz уп;
ЛО
С22 оп == Су Д aZj (-^z on) “Г ’
пу 9 2
Czzyv. — G/0 (^iyn) 4“ ЯуСхО^/уп*
Частоты свободных колебаний (в Гц) дизель-
генераторной установки на амортизаторах опреде-
ляют по следующим выражениям:
для поступательных колебаний вдоль оси OZ0
для вращательных колебаний вокруг оси OZ0
f __ 1 "1 / С 22 .
/v“ 2л Г Jz ’
для двухсвязных колебаний в плоскости Z0OX0 (поступательных вдоль
оси ОХ0 и вращательных вокруг оси OY0)
для двухсвязных колебаний в плоскости Z0OYQ (поступательных вдоль
оси OYq и вращательных вокруг оси ОХ0)
Полученные шесть частот свободных колебаний дизель-генераторной
установки для установления степени отстройки от резонансных режимов со-
поставляют с диапазоном частот возмущающих сил I порядка (в рабочем
диапазоне частот вращения коленчатого вала дизеля от /гн до nmin), ограни-
чиваемого значениями (в Гц)
f пч „ f nmln
/max — 30j И /min— 30/ ,
где i — тактность дизеля (для двухтактных дизелей i = 2; для четырехтакт-
ных i =4).
Амплитуда (в см) вертикальных вынужденных колебаний
где /в — частота действия возмущающей силы Pz\ f2 — частота свободных
поступательных колебаний вдоль оси OZ0; Pz — неуравновешенная возму-
щающая сила, действующая по оси OZ0.
90
Подробные расчеты силового воздействия на раму тепловоза не разра-
ботаны, но их можно выполнять по аналогии с имеющимися расчетами для
судовых установок [104].
Упорные амортизаторы рассчитывают на силу, возникающую при тор-
можении тепловоза. Исходными величинами являются значения скорости
тепловоза в момент начала торможения (v0, км/ч) и действительного пути
торможения (§д, м).
Замедление (в см/с) движения на участке действительного пути тормо-
жения а = 3,86t>o/sA.
Сила инерции (в кгс), приложенная к центру тяжести дизель-генератор-
ной установки: F = Ма.
Деформация (в см) упорных амортизаторов в продольном направлении
6 = F, (095п,уС2)9 где с2— жесткость одного упорного амортизатора.
При движении тепловоза в кривой, имеющей радиус R (в м), с макси-
мальной допустимой скоростью v# (в км/ч), к центру тяжести дизель-генера-
тора будет приложена центробежная сила (в кгс) С = 7J2Mv2r/R (без учета
возвышения наружного рельса).
Дополнительная нагрузка (в кгс) на каждый опорный амортизатор со-
ставит 2С7п0.
Опрокидывающий момент (в кгс-см) от центробежной силы /Иопр =
= С/?ц т должен быть значительно больше восстанавливающего момента
Мвос = Gb (рис. 32).
Следует отметить схематичность применяющихся расчетов установки
амортизируемых дизель-генераторов на рамы тепловозов. Достаточно досто-
верные и точные данные о перемещениях амортизированной дизель-генера-
торной установки с учетом перемещений и деформаций рамы, а особенно
о влиянии амортизаторов на величину структурного шума и вибраций в ка-
бине машиниста, могут быть получены при специальных экспериментальных
исследованиях.
В настоящее время во ВНИТИ и конструкторских бюро тепловозострои-
тельных заводов ведется разработка более совершенной методики расчета
амортизаторов дизель-генераторных установок.
Глава IV
ТЯГОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ ТЕПЛОВОЗОВ
§ 12. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ.
ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К НИМ
Для перемещения поезда с заданной скоростью тепловоз должен разви-
вать касательную мощность (в л. с.)
А'. = ~ЙЬ . (7)
где Ек — касательная сила тяги, кгс; v — скорость движения, км/ч.
Зависимость FK (и), называемая тяговой характеристикой тепловоза,
имеет три ограничения.
Во-первых, сила тяги (в кгс) не должна превышать силу сцепления колес
с рельсами, т. е. должно иметь место соотношение
шах 1000Рсцфк, (8)
где Рсц — сцепной вес тепловоза, тс; грк — расчетное значение коэффициента
сцепления.
Для тепловозов [137]
Фк = 0>25+ 100... 2ц.. • (9)
При FKmax > 1000Р Сцфк нарушается сцепление колес с рельсами, и на-
чинается буксование. На рис. 294 ограничение силы тяги по сцеплению по-
казано кривой АВ.
Во-вторых, для каждого тепловоза устанавливают максимальную (кон-
струкционную) скорость движения ^тах, ограниченную прочностью экипаж-
ной части и условиями безопасности движения. Это ограничение показано на
рис. 294 прямой ВС.
Для увеличения провозной и пропускной способности жел. дор. жела-
тельно, чтобы тепловоз развивал максимальную по сцеплению силу тяги при
наибольшей скорости движения. Это обеспечило бы вождение поездов макси-
мального веса с наибольшей скоростью. Мощность (в л. с.), развиваемая
в этом случае и соответствующая точке В тяговой характеристики,
Л7 ____ max^max
*vk max — 270
Например, тепловоз, имеющий Рсц = 132 тс и cjmax = 120 км/ч, должен
был бы развивать мощность Мктах, приблизительно равную 15 000 л. с.
Тепловоз такой мощности невозможно вписать в существующие для подвиж-
ного состава габаритные размеры. Если же это и удалось бы сделать, то пол-
92
ная мощность тепловоза использовалась бы лишь в одной точке В тяговой
характеристики, а при всех других режимах недоиспользовалась. Это при-
вело бы к резкому увеличению стоимости постройки тепловоза и к снижению
его экономической эффективности в условиях эксплуатации. Итак, реали-
зация силы тяги по сцеплению во всем диапазоне скоростей технически не-
осуществима и экономически нецелесообразна.
Очевидно, в-третьих, рациональная тяговая характеристика должна
иметь ограничение по мощности силовой установки. Эту ограниченную мощ-
ность необходимо использовать полностью во всем рабочем диапазоне изме-
F v
нения скоростей движения. Возникает условие Мк = = const, отвечаю-
щее уравнению гиперболы, к которой и должна максимально приближаться
кривая А'С' (см. рис. 294).
Таким образом, возможная область работы тепловоза ограничена сцеп-
лением колес с рельсами (кривая ЛЛ'), мощностью силовой установки (кри-
вая Л'С') и конструкционной скоростью (кривая С'С). В области, ограничен-
ной линией АА'С'С и осями координат, тепловоз должен реализовать любые
возможные значения силы тяги при всех скоростях движения.
Обычно для магистральных тепловозов в пределах участка характери-
стики, отвечающего постоянной мощности, как скорость, так и сила тяги
изменяются в 5—6 раз. Реализация такой тяговой характеристики тепловоза
при передаче с постоянным передаточным отношением возможна только
тогда, когда дизель имеет коэффициент приспособляемости k = 5-нб и широ-
кий диапазон частот вращения коленчатого вала. В действительности харак-
теристики дизеля (см. гл. III) не соответствуют поставленным условиям, что
заставляет отказаться от применения передач с постоянным передаточным
отношением. Задачу решают, применяя специальные передачи мощности,
основным назначением которых является приспособление характеристик
дизеля к условиям тяги благодаря непрерывному автоматическому измене-
нию передаточного отношения.
Наиболее рационально использовать дизель при постоянной величине
крутящего момента, но режим ведения поезда непрерывно меняется. Поэтому
к передаче предъявляют требование «непрозрачности», т. е. изменение мо-
мента на выходном валу передачи, непосредственно связанном с колесами,
не должно передаваться на входной вал, соединенный с дизелем. Желательно,
чтобы сила тяги изменялась автоматически в зависимости от профиля пути,
и при этом во всех режимах обеспечивалось использование полной мощности
дизеля.
Дизель нельзя пустить под нагрузкой. Поэтому на период пуска пере-
дача должна обеспечивать возможность отключения от дизеля тяговой на-
грузки. Разъединение дизеля и движущих колесных пар часто бывает не-
обходимо и при движении тепловоза. Поэтому передача должна обеспечи-
вать возможность плавного включения нагрузки как при трогании с места,
так и после движения на выбеге.
На тепловозах устанавливают нереверсивные дизели, а локомотив дол-
жен иметь возможность двигаться в обоих направлениях. В связи с этим
к передаче предъявляют требование обеспечения реверсирования движения
тепловоза.
Мощность дизеля может изменяться в зависимости от атмосферных
условий, состояния дизеля, качества топлива и других факторов. Поэтому
целесообразно, чтобы передача автоматически обеспечивала режим работы,
который может реализовать дизель в данных конкретных условиях.
93
Усложнение конструкции тепловоза и функций, выполняемых машини-
стом, приводит к необходимости автоматизации работы отдельных агрегатов
и тепловоза в целом. Передача должна допускать такую автоматизацию.
Увеличение мощности современных тепловозов при ограниченном сцеп-
ном весе увеличивает вероятность буксования колесных пар. Передача не-
посредственно не может предотвратить нарушения сцепления колес с рель-
сами и возникновения буксования. Однако известно, что коэффициент сцеп-
ления резко снижается с увеличением скорости скольжения колеса, поэтому
передача должна иметь такие характеристики, которые исключали бы воз-
можность резкого увеличения частоты вращения колесной пары при нару-
шении сцепления (разносное буксование). Такими характеристиками обла-
дают, например, тяговые двигатели независимого возбуждения или асин-
хронные тяговые двигатели. Обычно на передачу возлагают задачу обнару-
жения возникающего буксования и автоматического его прекращения. Одно-
временно машинист должен получать сигнал о начавшемся буксовании.
Возрастание скоростей движения все острее ставит проблемы доста-
точного обеспечения поездов тормозными средствами и автоматизации про-
цессов торможения. Поэтому в последние годы к передачам стали предъявлять
требование обеспечения дополнительного тормозного усилия (реостатный
тормоз при электрической передаче и гидравлический — при гидравличе-
ской). Передача должна также обеспечивать возможность управления с од-
ного поста несколькими секциями или тепловозами.
Кроме перечисленных требований, связанных со специфическими усло-
виями работы тепловоза, передача должна удовлетворять и общим требо-
ваниям, предъявляемым к механизмам или машинам. К ним прежде всего
относят требования высокой экономичности, что особенно важно при уве-
личении мощности тепловозов. Должен быть обеспечен достаточно высокий
к. п. д. передачи при всех эксплуатационных режимах работы.
Жесткие габаритные размеры подвижного состава и ограниченные на-
грузки на ось заставляют предъявлять высокие требования к размерам и
массе передачи. Это прежде всего относится к агрегатам, устанавливаемым
непосредственно на оси колесной пары или на раме тележки. Немалое зна-
чение имеют и вопросы стоимости, массы расходуемых цветных и легирован-
ных металлов и др.
Анализ развития тепловозостроения показывает непрерывную тенден-
цию к усложнению основного и вспомогательного оборудования, к повыше-
нию степени автоматизации работы тепловоза. В связи с этим особое значение
приобретает надежность тепловоза, так как любой его отказ, вызвавший
срыв графика движения, приводит к значительным народнохозяйственным
потерям. Для рациональной эксплуатации тепловозов весьма важно обеспе-
чить простоту их обслуживания и ремонта.
При выборе типа передачи ее оценивают на основе указанных требова-
ний. Сложность и разносторонность этих требований привели к значитель-
ному разнообразию принципиальных схем и конструкций элементов пере-
дачи.
В зависимости от способа и средств передачи энергии от дизеля к движу-
щим осям на тепловозах можно применять следующие передачи мощ-
ности:
механическую — энергия от входного вала к выходному передается
через главную муфту, многоступенчатую коробку передач и отдельные меха-
нические звенья, а регулирование работы осуществляют переключением сту-
пеней передач;
94
Рис. 33. Принципиальная схема силовой установки тепло-
воза с электрической передачей:
1 — дизель; 2 — тяговый генератор; 3 — тяговый электродвига-
тель; 4 и 5 — зубчатые колеса; 6 — движущие колеса
Рис. 34. Принципиальная схема силовой установки тепло-
воза с гидравлической передачей:
1 — дизель; 2 — повышающий редуктор; 3 — гидромуфта; 4 — гид*
ротрансформатор; 5 и 6 — зубчатые передачи
гидравлическую — передача энергии осуществляется при помощи гидрав-
лических насосов и турбин (двигателей), а изменение передаваемого момента
обеспечивают главным образом выбором естественных характеристик гидрав-
лических машин;
гидромеханическую (сочетание двух указанных передач) — регулирова-
ние передачи осуществляется обоими способами; в некоторых случаях та
или иная передача действует в определенных зонах, разграниченных вели-
чиной передаваемой мощности;
электрическую •— при помощи электрического генератора осуществляется
преобразование мёханической энергии дизеля в электрическую, которая
вновь тяговыми электродвигателями преобразуется в механическую, пере-
даваемую движущим осям; требуемые характеристики тепловоза обеспечи-
ваются соответствующим регулированием электрических машин;
электромеханическую — мощность передается частично или полностью
то только механическим способом, то с преобразованием механической энер-
гии в электрическую и наоборот;
электр огидравлическую — энергия последовательно передается через
электрические и гидравлические элементы;
газовую (воздушную) — энергия передается при помощи газообразных
тел (воздуха, продуктов сгорания топлива, водяного пара или их смесей).
Газовую (воздушную) передачу в на-
стоящее время на тепловозах не применяют.
В отношении электрогидравлической пере-
дачи пока ведут только проектные разра-
ботки. Электромеханическую передачу раз-
рабатывают главным образом применительно
к тяжелым тракторам. На рис. 33, 34, 35
приведены принципиальные схемы соответ-
Рис. 35. Принципиальная схема силовой установки
тепловоза с механической передачей:
/ и 2 — валы коробки передач; 3 — выходной вал коробки
передач;
Д — дизель; ГМ — главная муфта; М lt М2 и М3 — муфты
переключения скоростей; /, 11, 111, IV и V — пары ци-
линдрических и конических зубчатых колес
95
’ственно электрической, гидравлической и механической передач, получив-
ших наибольшее распространение.
Выбор типа передачи при проектировании тепловоза осуществляют
следующим образом. Рассчитывают несколько вариантов передач и по сравни-
тельным данным, учитывая перечисленные требования, принимают тот или
иной вариант. Часто за основной параметр, определяющий выбор передачи,
принимают передаваемую мощность. Так, в большинстве стран мира меха-
нические передачи применяют для мощностей, не превышающих 300 л. с.
(мотовозы и автодрезины). Гидравлические передачи обычно применяют при
мощностях, не превышающих 1000 л. с., но иногда строят и магистральные
мощные тепловозы с гидравлической передачей. Например, с 1966 г. и по
настоящее время в ФРГ строят на экспорт небольшие партии тепловозов с ги-
дравлической передачей, имеющих секционную мощность 4000, 4600 и
5500 л. с. (при двух дизелях). Электрическая передача по большинству основ-
ных показателей (надежность, к. п. д., межремонтные пробеги и др.) превос-
ходит гидравлическую передачу и поэтому получила преимущественное рас-
пространение.
§ 13. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Основные характеристики электрических передач. Возможны следующие
электрические передачи:
постоянного тока — использованы главный генератор и тяговые дви-
гатели постоянного тока;
переменно-постоянного тока — генератор переменного тока через вы-
прямитель подает питание тяговым двигателям постоянного тока;
переменного тока — в качестве главного генератора и тяговых двига-
телей использованы машины переменного тока.
Передачи постоянного тока в настоящее время имеют наибольшее рас-
пространение, так как легко регулируются, имеют большую перегрузочную
способность, позволяют наиболее просто автоматизировать процессы управ-
ления и регулирования. Однако этим передачам присущи и недостатки, глав-
ный из которых — ограничение мощности главного генератора по коммута-
ции. Машинная постоянная генератора
С А = 6’Ь103 = Р*/яПг , (10)
аВ64 РГ v '
где а — коэффициент полюсного перекрытия; В6 — среднее значение индук-
ции в воздушном зазоре, Вб/м2; А — линейная нагрузка якоря, А/м; £>я —
диаметр якоря генератора, м; /я — активная длина якоря генератора, м;
пг — частота вращения якоря, об/мин; Рг — мощность генератора, кВт.
Окружная скорость якоря (в м/с)
______________________________л£)яяг
я ~ 60 ’
Среднее значение межламельного напряжения (в В)
еср = 2Вб/яг?ядаса-10’6,
где wc—число витков в секции обмотки якоря (обычно wc = 1).
Используя формулы (10), (11) и (12), можно получить
р ___________________________ 2
г ~ т
(11)
(12)
96
Приняв максимально допустимые значения уя 70 м/с, А 6 • 104 А/м
и еср 21 В, получаем Ргтахпг 2,43 • Ю6.
Фирма Ганц-Электрик рекомендует формулу Ргтахпг = 2,65-106. В оте-
чественной литературе указано, что при двухходовых обмотках якоря вели-
чина Prmaxnr = (2ч-2,2)106 [128]. Если принять максимальную частоту
вращения якоря пг = 1000н-1100 об/мин, то Ргтах = 2200-4-2400 кВт.
При больших значениях мощности обеспечить надежную работу тягового
генератора постоянного тока не удается. Именно поэтому генератор мощ-
ностью 2700 кВт при частоте вращения 1000 об/мин был построен Харьков-
ским заводом «Электротяжмаш» только в виде опытного образца.
Кроме ограничения по мощности передача постоянного тока имеет не-
которые недостатки, связанные с использованием генераторов постоянного
тока. Прежде всего — ограничение по частоте вращения якоря генератора,
определяемое нарушением щеточного контакта при больших окружных ско-
ростях коллектора и прочностью отдельных элементов конструкции якоря.
Наличие коллектора и щеточного аппарата отрицательно сказывается на
надежности генератора и на расходе цветных металлов. По многим причинам
(ограничение межламельных напряжений на коллекторах, насыщение маг-
нитной системы и др.) максимальное напряжение главного генератора огра-
ничено 750—900 В, что при увеличении мощности тепловозов приводит к воз-
растанию токовых нагрузок и, следовательно, к повышенному расходу цвет-
ных металлов.
Синхронные генераторы переменного тока не имеют указанных недостат-
ков, но их использование на тепловозах до недавнего времени тормозилось
в связи с отсутствием достаточно надежных мощных выпрямителей. Развитие
полупроводниковой техники позволило решить эту проблему, и в настоящее
время тепловозы ТЭ109, 2ТЭ116, ТЭП70 и 130 имеют передачу переменно-
постоянного тока. К. п. д. этой передачи примерно равен к. п. д. передачи
постоянного тока. Объясняется это тем, что хотя к. п. д. синхронного генера-
тора на 1,5—2% выше, чем к. п. д. генератора постоянного тока, в энерге-
тическую цепь введен новый элемент (выпрямительная установка), имеющий
к. п. д. г) = 0,98-^0,985.
Сейчас, на начальном этапе применения синхронных генераторов, можно
считать, что при одинаковой мощности и частоте вращения ротора, синхрон-
ный генератор ГС504, по сравнению с генератором постоянного тока ГП313Б,
имеет следующие преимущества: уменьшилась масса меди якоря на 40%,
меди индуктора на 36% и коллекторной (легированной серебром или кадмием)
меди на 100%; снизился расход высоколегированной электротехнической
стали на 25%. Лишь по расходу латуни и низколегированной стали синхрон-
ный генератор немного уступает генератору постоянного тока.
Масса металла, приходящаяся на единицу мощности, развиваемой гене-
ратором, снизилась на 22% (с 3,33 до 2,72 кг/кВт). Общая масса генератора
снижается примерно на 20%. Дальнейшее уменьшение массы генератора
возможно при увеличении его быстроходности. Таким образом, применение
синхронных генераторов практически снимает ограничение по мощности
главных генераторов.
Однако в передаче переменно-постоянного тока остается еще одна ма-
шина постоянного тока — тяговый электродвигатель. Обладая всеми пре-
имуществами и недостатками, присущими машинам постоянного тока, тя-
говый электродвигатель, кроме того, имеет крайне ограниченные габаритные
размеры и работает в исключительно тяжелых условиях (большие динамиче-
ские нагрузки, значительная загрязненность, резкие колебания температур
' П/р. Панова
97
Рис. 36. Принципиальная схема передачи переменного тока с синхронным генератором и
асинхронными тяговыми двигателями:
д — дизель; СГ — синхронный генератор; ПЧ — преобразователь частоты; АД — асинхронные тя-
говые двигатели
и т. д.). Предельные параметры тягового двигателя постоянного тока с опорно-
осевым подвешиванием ограничены соотношением [128]
РП^ ^(1,о -1,1). 10е,
где Р — мощность тягового электродвигателя, кВт; ятах — максимальная
частота вращения якоря, об/мин.
При реализуемой в настоящее время максимальной частоте вращения
nmax = 2300н-2400 об/мин максимальная мощность тягового двигателя по-
стоянного тока может составлять Pmax = 415-М35 кВт, что при шестиосном
экипаже соответствует мощности дизеля около 4000 л. с. Для тепловозов
мощностью более 4000 л. с. в секции придется применять или восьмиосные
экипажи, или существенно усложнять конструкцию тяговых двигателей(свар-
ные остовы, шихтованные станины, применение компенсационных обмоток
и т. д.).
Дальнейшее увеличение мощности тепловозов возможно при исполь-
зовании тяговых электродвигателей переменного тока. Из многих схем пере-
дач переменного тока в настоящее время наиболее перспективна передача
с асинхронными короткозамкнутыми тяговыми двигателями и статическим
преобразователем частоты (рис. 36). Преимущества асинхронных коротко-
замкнутых двигателей общеизвестны (простота, надежность, высокая удель-
ная мощность, жесткая характеристика, сравнительно малая стоимость
и др.). Однако их применение на тепловозах сдерживалось отсутствием на-
дежных и экономичных преобразователей частоты переменного тока. Дело
в том, что частоту вращения ротора асинхронного двигателя можно регули-
ровать, изменяя частоту питающего напряжения или число полюсов. Первый
способ рациональнее, но при этом для устойчивой работы асинхронного ко-
роткозамкнутого двигателя необходимо выдерживать соотношение Костенко
1 __ fi _ if 1
иД2 h У Мд2’
где (7Д — напряжение питания двигателя; f—частота переменного тока;
А4Д — момент на валу двигателя.
Следовательно, одновременно с изменением частоты необходимо регу-
лировать и напряжение: при /Ид = const по закону ((/д1/{/д2) = (/\//2) =
= const, а при = const, что соответствует режиму постоянной мощ-
ности, — по закону ([/д1/(/д2) — V (fffz)- Выполнение таких условий до
недавнего времени не представлялось возможным, но сейчас развитие ста-
тических полупроводниковых преобразователей частоты уже позволяет ре-
шить эту задачу. На Октябрьской железной дороге по разработкам ЛИИЖТа
оборудован тепловоз серии ВМЭ. Ворошиловградским тепловозостроительным
заводом, заводом «Электротяжмаш» и Таллинским электромеханическим
заводом им М. И. Калинина разработан проект и построен опытный тепло-
воз ТЭ120 мощностью 4000 л. с. с передачей переменного тока.
98
В ФРГ построены тепловозы DE2500 с электрической передачей пере-
менного тока. Восьмиполюсный синхронный тяговый генератор развивает
мощность 1800 кВА при частоте вращения ротора 1500 об/мин. Система воз-
буждения тягового генератора при трогании с места получает питание от
аккумуляторной батареи, а после разгона — от звена постоянного тока пре-
образователя частоты. Переменное напряжение, вырабатываемое генерато-
ром, преобразуется в постоянное при помощи мостового выпрямителя (про-
межуточное звено). Четыре инвертора, подключенные параллельно к общей
шине постоянного тока, преобразуют постоянное напряжение в трехфазное
переменное с плавно регулируемыми частотой и амплитудой. Это напряжение
подается на шесть асинхронных тяговых двигателей мощностью 250 кВт
каждый. Максимальная частота вращения роторов тяговых двигателей
3750 об/мин. Защита от перенапряжений системы обеспечена наличием звена
постоянного тока, ограничивающего возможность появления чрезмерных
амплитуд выпрямленного напряжения. Для поглощения энергии при элек-
трическом торможении в промежуточную цепь постоянного тока включены
тормозные резисторы. Описанная система обеспечивает повышенную устой-
чивость сцепления колес с рельсами и быстрое восстановление сцепления
при начавшемся буксовании.
Выбор основных параметров тяговых машин и тягового редуктора.
Тяговые генераторы. Мощность (в кВт) тягового генератора
Л = 0,736(^-Мсл)Лг,
где Ne — эффективная мощность дизеля, л. с.; А/сл — расход мощности на
служебные нужды, л. с.; г|г —к. п. д. генератора. Обычно Л/сл = (0,1ч-
-4-0,15) Ne.
Максимальное напряжение на тяговом генераторе Z7rmax = 800-4-900 В
для всех схем подключения тяговых двигателей к выпрямительной установке
или к тяговому генератору (кроме параллельной схемы) и Z7rmax = 650ч-
ч-750 В — для схемы с параллельным подключением тяговых двигателей.
Длительное (расчетное) напряжение (в В) тягового генератора
II________ Ur шах
Ureo— 1>44_ 1>6 •
С учетом габаритных ограничений рекомендуется принимать коэффи-
циент саморегулирования тягового генератора (диапазон изменения тока и
напряжения) в пределах гиперболической части внешней характеристики
= /ртах = ^rmax = j >8 2>2
* г mln ь/г mln
Исходя из условия постоянства мощности тягового генератора Рг =
= 7г(/г-10~3 = const, определяют основные параметры генератора по току
и напряжению:
т _Д-Ю3. __ Рг-103 . J _f/rmax. г __ Рг-Ю3
Гт1п~‘ДгтаХ ’ ГС°“ ’ rmin~ kr > /гтах- ^гтш •
Определяя габаритные размеры тягового генератора,следует учитывать,
что при вписывании тепловоза в габарит 1 Т максимально возможный диа-
метр расточки статора синхронного генератора равен 1230 мм, диаметр ро-
тора Рятах = 1219 мм и наружный диаметр статора DCTmax = 1600 мм.
Соответственно, при тех же условиях, для генератора постоянного тока
^ятах = 1200 мм и £>ст max = 1600 мм. В последнем случае значение £>я,
полученное расчетом, уточняют по нормалям, предусматривающим мини-
7*
99
мальные отходы при штамповке шихты якоря из стандартных листов электро-
технической стали. Тогда Оя = 660; 740; 850 и 990 мм. Если 7)я > 990 мм,
шихту выполняют секционированной. Кроме того, 7)я проверяют по усло-
виям прочности — окружная скорость якоря уяг, найденная по формуле (11),
не должна превышать 70 м/с для генератора постоянного тока и 180—200 м/с
для синхронного генератора. Длина активной части якоря тягового генера-
тора определяется из формулы (10):
; _ 6,1-10зрг
яг~ а^ЛР2яиг ‘
При этом для предварительного расчета рекомендуется принимать:
для машин постоянного тока а = 0,68н-0,72; А = 5 • 104-4-5,5 104 А/м;
Въ = 0,65-4-0,75 Вб/м2;
для машин переменного тока <х = 0,72-4-0,74; А = 6- 104-:6,8- 104А/м2;
Вб = 0,62-4-0,7 Вб/м2.
Синхронные генераторы для тепловозов обычно выполняют двенадцати-
полюсными, а генераторы постоянного тока восьми- и десятиполюсными.
Тяговые двигатели. Мощность (в кВт) на валу тягового двигателя
где т—число тяговых двигателей, подключенных к тяговому генератору;
т]д — к. п. д. двигателя.
При индивидуальном приводе т равно числу движущих осей. При груп-
повом приводе т равно числу движущих осей, деленному на количество осей,
приводимых одним двигателем.
Параметры тягового двигателя по току и напряжению, определяют из
следующих соотношений:
т ____ со е j _______ ^гтах . т ____ min .
7Д со— , /д max а > 1 р, min а ’
г _____ СО , 7 J ____max . г J ____________mln
Д со — j > и д max — d ’ U Дmln d ’
где a — число параллельных ветвей в цепях подключения тяговых двига-
телей к тяговому генератору; d — число тяговых двигателей, соединенных
последовательно в одной параллельной ветви.
Тяговые двигатели могут быть подключены к тяговому генератору по-
следовательно, последовательно-параллельно и параллельно. На современ-
ных мощных тепловозах подавляющее распространение получило параллель-
ное подключение. При определении габаритных размеров тяговых двигателей
рекомендованы следующие возможные пределы для выбора параметров
(рис. 37): а = 130-4-150 мм; А = 120н-130 мм; с = 18-н25 мм и е = 15 мм.
Принимая определенное значение зазора а между поверхностью рельса и
нижней точкой станины тягового двигателя, определяют возможный габарит-
ный размер станины:
Н — DK — 2а 2е.
Практикой тягового электромашиностроения установлены следующие
соотношения:
для четырехполюсной машины при восьмигранной станине — (H/D*) =
= 1,5-4-1,6;
для шестиполюсной машины при круглой станине — (ЯАОя) = 1,4-4-1,5.
100
Рис. 37. Схема колесно-моторного блока при
опорно-осевом подвешивании тяговых двигате-
лей:
Dz и dz — диаметры делительных окружностей зуб-
чатых д<олес тягового редуктора; Ц — централь
редуктора; е — дезоксиал; К — кожух зубчатого
редуктора; И — габаритный размер станины тягового
двигателя; а — расстояние от поверхности рельса до
нижней точки станины двигателя; А — расстояние
от поверхности рельса до нижней точки кожуха тя-
гового редуктора; с — расстояние от нижней точки
кожуха редуктора до делительной окружности зубча-
того колеса; D — диаметр колеса тепловоза
Определив из этих соотношений возможное значение £>я, его уточняют
по нормальному ряду диаметров: £>я = 327, 368, 423, 493, 560, . . ., 990 мм.
Обычно при DK = 1050 мм получают #тах = 780-н820 мм и Ьятах = 485н-
ч-585 мм. С учетом рационального раскроя листов электротехнической стали
для четырехполюсной машины /)ятах = 493 мм.
Легко показать, что при ширине колеи 1520 мм и опорно-осевом подве-
шивании тяговых двигателей максимально возможная активная длина якоря
тягового двигателя /ятах = 460-М95 мм. При плоской укладке проводников
в пазу якоря эти размеры надо еще уменьшить на 20—25 мм, учитывая пере-
гиб проводников обмотки перед петушками коллекторных пластин.
При расчете тягового двигателя большое значение имеет выбор основных
параметров тягового редуктора: диаметров делительных окружностей ше-
стерен Dz и dZi модуля зуборезного инструмента т; передаточного отноше-
ния р = Dzldz, момента 7ИД передаваемого редуктором в длительном ре-
жиме.
Обычно стремятся реализовать возможно большие значения р, так как
при этом получаются меньшие габаритные размеры тяговых двигателей благо-
дар^увеличению их быстроходности. Однако величина р ограничена, с одной
стороны, максимально возможным значением Dzmax = DK — 2 А — 2с,
а с другой — минимально возможным значением d2min = ^mlnm, гДе гтт —
минимальное число зубьев шестерни. Обычно zmln = 15-4-17 зубьев при два-
дцатиградусном эвольвентном зацеплении, ат = 10-ь12 мм— по условиям
прочности зуба. Выбрав предварительно значения А, с, zmin и т, опреде-
ляют Dzmax и d2min, а затем и исходное значение р. Частота вращения колес
тепловоза в расчетном режиме
п — -
ко° 0,188Z)K’
где vp — скорость движения тепловоза в расчетном режиме.
Частота вращения якоря тягового двигателя в том же режиме пдСО =
= якоор. Теперь можно определить 7Ид00 = 974 (РДООМД «,). Рекомендуемые
значения т и dz следующие:
Мд оо, кгс«м
/и, мм . . .
dZi мм . . .
100
. 8,5—10,5
. 120—170
200
9—11
135-190
300
9,5—11,5
150—210
400
10,5—12
165—230
500 и более
11—12,5
190-250
Далее вновь определяют величины р и пд00. Если новое значение ,г/гдсо
существенно отличается от ранее полученного, то следует корректировать
исходное значение р и повторять расчет. Максимальная частота вращения
якоря тягового двигателя
max — ^д со
^шах
101
Максимальная окружная скорость" якоря тягового двигателя
_ лОяПд max 7л ,
ия max — эд / и м/с.
После определения централи зубчатой передачи Ц = (Dz + dz)/2 про-
веряют отношение (Ря/Ц) 1,15. Определив р. и пд00 и приняв а = 0,68-s-
-4-0,72, по уравнению (10) находят основные электромагнитные параметры
двигателя
м=Л!_^д.,
aD Ann со
Допускаются следующие значения магнитной индукции и линейной на-
грузки: В6 = 0,86-^1,02 Вб/м2; А = 5,5-10*4-6.10* А/м.
Размещение электрической передачи на тепловозе. Вал якоря тягового
генератора соединен с коленчатым валом дизеля жестко (фланцевое соедине-
ние) или при помощи полужесткой муфты. В первом случае корпус станины
генератора прикреплен непосредственно к остову дизеля, а центровка осу-
ществлена благодаря расточке в корпусе дизеля; вал якоря генератора имеет
одну опору в подшипниковом щите, а в качестве второй опоры использован
крайний подшипник коленчатого вала. Во втором случае станина генератора
опирается на поддизельную раму. Тяговый генератор установлен в машинном
помещении тепловоза, где он хорошо защищен от внешних воздействий.
Тяговые двигатели размещены на тележках тепловоза, что обусловли-
вает тяжелые условия их работы (большие динамические нагрузки, запыле-
ние, загрязнение воздушных трактов и щеточно-коллекторного узла и т. д.).
Большая часть электрической аппаратуры размещена в специальных высоко-
вольтных камерах, устанавливаемых в кузове тепловоза.
§ 14. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Гидравлические передачи делят на гидрообъемные и гидродинамические.
Гидрообъемные передачи используют на отечественных тепловозах только
в приводах вспомогательных механизмов. Для тяговых передач на теплово-
зах в настоящее время применяют только одно- и многоциркуляционные ги-
дродинамические передачи. В одноциркуляционных передачах обычно бы-
вает использован один гидротрансформатор в сочетании с многоступенчатой
механической коробкой. Многоциркуляционная передача характеризуется
применением различных комбинаций нескольких последовательно работаю-
щих гидроаппаратов: два или три гидротрансформатора; гидротрансформатор
и одна или две гидромуфты; два гидротрансформатора и одна гидромуфта.
В гидравлическую передачу входят следующие механизмы и устройства,
связывающие коленчатый вал дизеля и колеса тепловоза: соединение вала
дизеля с гидравлической коробкой передач; коробка передач; реверс-режим-
ный механизм; устройства, связывающие выходной вал гидравлической ко-
робки передач с колесами тепловоза. В коробку передач входят гидротранс-
форматоры, гидромуфты, повышающий редуктор и шестерни. Необходимый
вид тяговой характеристики тепловоза обеспечивает гидравлическая коробка
передач, выбор которой определяет тип и тягово-экономические параметры
гидравлической передачи.
Как показала практика проектирования и эксплуатации тепловозов,
наиболее надежными являются однопоточные гидравлические передачи, в ко-
торых вся мощность передается через гидравлические аппараты без ее раз-
деления в планетарных механизмах, присущих двухпоточным схемам.
102
Рабочий диапазон одного гидротрансформатора или одной гидромуфты
не может обеспечить использование всего интервала скоростей движения теп-
ловоза с достаточно высоким к. п. д. Поэтому в гидравлической передаче
используют много- или одноциркуляционные передачи.
В одноциркуляционных гидравлических передачах ступени скорости
переключаются при помощи фрикционных или кулачковых муфт. Эти гидро-
передачи по своим экономическим и габаритным параметрам превосходят
многоциркуляционные, но уступают последним по эксплуатационной на-
дежности. Поэтому одноциркуляционные гидравлические передачи приме-
няют преимущественно на тепловозах малой мощности (до 300 л. с.).
Наибольшее распространение получили многоциркуляционные гидрав-
лические передачи. В этих передачах ступени скорости при движении тепло-
воза переключаются благодаря заполнению рабочей жидкостью одного гидро-
аппарата при одновременном опорожнении другого. Многоциркуляционная
гидравлическая передача с одним гидротрансформатором и двумя гидромуф-
тами имеет наибольший эксплуатационный к. п. д. Однако применение гидро-
муфт приводит к недоиспользованию мощности дизеля и к ступенчатым
изменениям силы тяги. Поэтому такие передачи применяют преимущественно
на тепловозах мощностью до 500 л. с.
Гидравлические передачи с двумя гидротрансформаторами и одной гидро-
муфтой позволяют лучше использовать мощность дизеля в больше^ части
диапазона скоростей, а переключение ступеней происходит более плавно.
Наличие гидромуфты в третьей ступени позволяет повысить к. п. д. передачи
при движении с высокими скоростями. Эту схему применяют с силовыми
установками мощностью 750—1200 л. с. Гидравлические передачи с тремя
гидротрансформаторами позволяют получить тяговую характеристику без
«провалов» силы тяги во всем диапазоне скоростей и наиболее полно исполь-
зовать мощность дизеля. Однако эти передачи более громоздки и сложны
и их применяют при мощностях 1400—2000 л. с. В тех случаях, когда отно-
шение максимальной скорости к длительной не превышает 3,5—4 (дизель-
поезда и тепловозы узкой колеи), используют гидравлические передачи
с двумя гидротрансформаторами, имеющие наименьший удельный вес.
Частота вращения коленчатого вала тепловозных дизелей пд = 800-4-
-4-1500 об/мин. Для передачи мощностей, которые приняты на современных
тепловозах, необходимо, чтобы частота вращения насосных колес гидроап-
паратов пн = 20004-3000 об/мин, поэтому между дизелем и гидроаппаратами
устанавливают повышающий редуктор. Выбор его передаточного числа /пр =
= (пд/пн) определяется мощностью, на которую рассчитывают гидравличе-
скую передачу. Так, изменяя /пр, можно использовать одну унифицирован-
ную схему гидравлической передачи для тепловозов различной мощности и
назначения. Минимальные значения /пр ограничены допустимой окружной
скоростью рабочих колес гидроаппаратов и условиями охлаждения рабочей
жидкости при значительном уменьшении размеров гидравлической пере-
дачи.
Конструкция и расчет гидравлических коробок передач, а также расчет
размеров гидроаппаратов и построение их характеристик подробно описаны
в литературе [128, 154].
Расположение узлов и агрегатов гидравлической передачи на тепловозе
определяется типом привода движущих осей. Гидравлическую коробку пере-
дач в одном блоке с повышающим редуктором и реверс-режимным механиз-
мом устанавливают на раме тележки или на раме тепловоза. В современных
конструкциях тепловозов предпочтительна вторая схема, позволяющая
103
Рис. 38. Схема при-
вода движущих осей
для экипажа с жест-
кой рамой:
1 — дизель; 2 — вал с
гибкими элементами;
3 — реверс-режимный
механизм; 4 — дышло;
5 — кривошип выходного
вала коробки передач;
6 — колесная пара; 7 —
вал с зубчатыми муфтами;
8 — гидравлическая пе-
редача
Рис. 39. Схемы при-
вода движущих осей
для тележечного эки-
пажа:
1 _ дизель; 2 — гидрав-
лическая передача; 3 —
реверс-режимный меха-
низм; 4 — осевой редук-
тор; 5 — карданный вал;
6 — раздаточный редук-
тор; 7 —- колесная пара
0)
упростить конструкцию экипажной части, улучшить условия работы гидрав-
лической передачи, упростить ее обслуживание и ремонт. Насосы, обеспечи-
вающие рабочей жидкостью гидроаппараты и работу гидравлической части
системы автоматического управления, расположены внутри корпуса коробки
передач и имеют привод от входного вала. На корпусе коробки смонтиро-
ваны пневматические цилиндры привода реверс-режимного механизма, мас-
ляные фильтры, золотники, клапаны и регуляторы системы автоматического
управления гидравлической передачей. Рабочая жидкость охлаждается
в масловоздушных секциях шахты холодильника тепловоза или в водомасля-
ных теплообменниках.
На маневровых и промышленных тепловозах передача крутящего- мо-
мента от выходного вала гидравлической коробки передач к колесам осуще-
ствлена при помощи дышловых механизмов простой конструкции, которые
надежны в работе и обслуживании. Наиболее рациональная схема с распо-
ложением отбойного вала между движущими осями (рис. 38) позволяет равно-
мерно распределить крутящий момент и нагрузку между колесными парами
тепловоза. Однако использование такого привода возможно только в эки-
пажах с жесткой рамой, что позволяет применять их на тепловозах мощ-
ностью до 500 л. с.
Наибольшее распространение получили карданные приводы движущих
осей тепловозов. При выборе кинематической схемы карданного привода не-
обходимо стремиться к тому, чтобы при горизонтальных и вертикальных
104
колебаниях тележки изменение угла наклона оси карданного вала относи-
тельно осей сцепленных с ним валов было минимальным.
Карданные приводы должны быть максимально унифицированы, иметь
однотипную конструкцию карданных валов, раздаточных и осевых редук-
торов. При большом многообразии схем карданных приводов для тепловозов
с двухосными тележками более предпочтительны схемы, показанные на
рис. 39, а и б. Они позволяют жестко соединить все колесные пары, что улуч-
шает использование сцепного веса тепловоза. Для тепловозов с трехосными
тележками более рациональна схема, приведенная на рис. 39, в, так как она
позволяет исключить промежуточный редуктор.
При расчете узлов привода движущих осей тепловоза прежде всего вы-
бирают кинематическую схему привода, затем распределяют общее переда-
точное число между отдельными агрегатами на основании технических и
эксплуатационных требований, а также с учетом возможностей производства.
Это позволяет определить схему нагружения деталей, по которой и рассчи-
тывают их основные размеры.
При расчете всех элементов привода движущих осей тепловоза необ-
ходимо учитывать динамические нагрузки, возникающие при передаче мощ-
ности. Динамические нагрузки в элементах тягового привода возникают в ре-
зультате колебаний надрессорного строения, наличия углов перекоса кар-
данных соединений и вибраций, сопровождающих работу зубчатых зацепле-
ний. Тяговый привод колесных пар должен работать при температуре окру-
жающей среды от —40 до +40° С. Кроме того, он подвергается воздействию
пыли, снега, воды и пр.
Большие динамические нагрузки возникают при буксовании. Так, мо-
мент, появляющийся при буксовании, вдвое-втрое превышает момент, рас-
считанный по сцеплению колес с рельсами. Поэтому ВНИТИ рекомендует
рассчитывать карданные валы по утроенному крутящему моменту. Расчет
осевых редукторов состоит из расчета шестерен, валов, подшипников, корпу-
сов и реактивных тяг. Для изготовления шестерен применяют легирован-
ные стали 40Х, 18ХГТ, 35ХГТ, 45ХН, 12Х2Н4А и 12ХНЗ. Для упрочнения
шестерен применяют цементирование и закалку поверхности зубьев токами
высокой частоты.
Правильно выбранные размеры и материал валов редукторов определяют
надежность шестерен и подшипников. Основным требованием, предъявляе-
мым к валам, является их жесткость, которая в первую очередь обеспечивает
нормальное зацепление шестерен. Схема нагружения вала определяется
выбранной схемой редуктора. Валы передают крутящий момент и, кроме
того, работают на изгиб.
В осевых и раздаточных редукторах применяют в основном роликовые
и шариковые подшипники. Предпочтительно применение подшипников с ко-
роткими роликами, так как они менее чувствительны к деформациям. При
подборе подшипника время его работы до появления питтинга принимают
6000 ч. Выбрав тип подшипника и определив коэффициент его работо-
способности, по каталогу подбирают серию и размер подшипника в зависи-
мости от диаметра цапфы вала.
Корпус редуктора должен обладать жесткостью, исключающей возмож-
ность перекоса валов и подшипников, и герметичностью, исключающей
утечку масла и попадание пыли. Корпуса редукторов отливают из стали 25Л,
стремясь получить минимально возможную толщину стенок. Для обеспече-
ния жесткости, а также для улучшения охлаждения предусматривают ребра
жесткости. Нижнюю часть корпуса занимает масляная ванна. Смазку тру^
105
Рис. 40. Схема карданного привода:
/ — карданный вал; 2 — реактивная тяга;
3 — осевой редуктор; 4 — выходной вал
гидравлической передачи
щихся поверхностей осуществляют
разбрызгиванием или под давле-
нием. Значительную часть кре-
пежных деталей редукторов (бол-
ты, гайки, шпильки), подвергаю-
щихся большим динамическим воздействиям, изготовляют из сталей
38ХС, 40Х и 40.
Для нормальной работы карданного привода важное значение имеет
угол перекоса у = а — р (рис. 40). Передаточное отношение карданного вала
со3________________cos a cos р____________
сох sin2 фх cos2 а + cos2 <рх cos2 р ’
где <рх — угол поворота ведущего вала; сох и со3 — угловые скорости веду-
щего и ведомого валов.
При а = Р передаточное отношение i = 1 и угловые скорости ведущего
и ведомого валов равны. Если а / Р, то передаточное отношение i изменяется
от Zmin = (cos а/cos Р) до fmax = (cos p/cos а), в результате чего на систему
действуют дополнительные нагрузки и возможно возникновение крутильных
колебаний. Поэтому при проектировании карданного привода необходимо
соблюдать условие а = р в наиболее вероятных эксплуатационных режимах.
По условиям долговечности карданных валов допустимый угол перекоса
у = а— Р < 1,5°.
Величина угла перекоса карданного вала в значительной мере зависит
от длины реактивной тяги и точки ее закрепления. При движении тепловоза
по неровностям пути подрессоренные части тепловоза совершают вертикаль-
ные перемещения на величину h. Если обозначить длину реактивной тяги Л,
а расстояние точки ее закрепления от оси колесной пары Н, то при Z-образ-
ной схеме карданной передачи угол перекоса карданного вала у =
= №I(2LH). Поэтому для уменьшения величины углов перекоса кардан-
ного вала в вертикальной плоскости длину реактивной тяги L и расстояние
точки ее закрепления от оси необходимо выбирать максимально возможными
при заданной конструктивной схеме.
В карданном приводе рассчитывают карданный вал, вилки и кресто-
вины по величине максимального крутящего момента выходного вала ре-
верс-режимного устройства. Этот вал в силовой передаче является наиболее
нагруженным. Валы, соединяющие осевые редукторы, передают часть мощ-
ности тепловоза, поэтому для них выполняют только поверочный расчет на
дополнительные нагрузки, возникающие вследствие неравенства диаметров
отдельных колес и при движении тепловоза в кривых.
Карданный вал рассчитывают на кручение, проверяют на критическую
частоту вращения и определяют величину угла закручивания. Максималь-
ное напряжение кручения (в кгс/см2) для трубчатого вала
_ 1600М&Н
где М — момент, приложенный к валу, кгс см; DK — наружный диаметр
вала, см; DB — внутренний диаметр вала, см.
106
Допускаемое напряжение т 1000-4-3000 кгс/см2. Угол закручивания
трубчатого вала:
м 32-180Л4£каРд
где Лкард — длина вала, м; G = 850 000 кгс/см2 — модуль упругости при
кручении.
Величина угла закручивания не должна превышать 3—9° на 1 м длины
вала. Критическая частота вращения (об/мин)
сплошного вала
лКр = 10 250 000 (<О/^кард)>
трубчатого вала
!/ £)2 _ D2
пкр = 10 250 000 .
^кард
Максимально возможная в эксплуатации частота вращения вала должна
быть в 1,5—2 раза меньше критической; в ином случае необходимо увели-
чить диаметр вала или сократить расчетную длину, используя промежуточ-
ные опоры.
Карданные валы для тепловозов изготовляют из стали 38ХС и 40ХС.
Вилку кардана рассчитывают на изгиб и кручение. В наиболее опасном
сечении АА (рис. 41) напряжения изгиба и кручения (в кгс/см2):
__ Мизг Ма . _ Мкр _ Mb
аизг— Г1 — кр“ Г2 2RbW2’
где М — момент, приложенный к валу, кгс-см; а—расстояние от точки
приложения окружной силы до сечения А А, см; Rb — расстояние от оси
вилки до точки приложения окружной силы, см; b — расстояние от точки
приложения окружной силы до оси вилки, см; Wr и W2— соответственно
момент сопротивления и полярный момент сечения А А, см3.
Эквивалентное напряжение (в кгс/см2)
Оэкв — Оизг 4“ 4ткр.
Допускаемое напряжение
[°экв1 = 700-т- 1200 кгс/см2.
Рис. 41. Схема для расчета вилки
кардана
Рис. 42. Схема для расчета цапфы
крестовины
107
Таблица 15
Наименование Типоразмер карданного вала Наименование Типоразмер карданного вала
I п Ш I II ш
Тепловоз ТГ106, ТГМ5, ТГМ10 ТГ102, ТГ16, ТГМ5, ТГМ10 ТГК2 Диаметр цилин- дрической части, мм Диаметр трубы, мм 130 215 88 142 68
Тип подшипников Игольчатые Диаметр цапф, мм 75 60 45
Наружный диа- метр фланцев, мм 450 325 230 Номинальный крутящий мо- мент, кгс-м 3000 1500 900
Цапфы крестовин кардана рассчитывают на изгиб, срез и смятие. На-
пряжение изгиба (в кгс/см2)
где Рц— сила, действующая на цапфу, кгс (рис. 42); /ц — расстояние от
точки приложения силы до основания цапфы, см; — диаметр цапфы, см.
Напряжение среза (в кгс/см2)
т -^2-
СР л4ц •
Напряжение смятия (в кгс/см2)
а =
см Л /
При расчетах принимают аизг 3500 кгс/см2; тср 1700 кгс/см2 и
°см кгс/см2.
Вилки кардана изготовляют из сталей 35, 40 и 40ХНМА, крестовины —
из сталей 20Х2Н4А, 20ХГНР и ЗОХГТ. Основные характеристики кардан-
ных валов приведены в табл. 15.
§ 15. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Тепловозы с механической передачей (см. рис. 35) характеризуются
постоянной жесткой кинематической связью коленчатого вала дизеля с дви-
жущими осями локомотива в определенном интервале скоростей движения.
Эта связь осуществлена при помощи конических и цилиндрических зубчатых
колес (/, //, III и т. д.) и муфт сцепления (ТИх, Л42, М3 и т. д.). Число сту-
пеней передачи, доходящее до восьми, зависит от рода службы тепловоза,
характеристики дизеля, профиля пути и пр. Для обеспечения простоты пере-
ключения ступеней передачи рекомендуется определять интервалы скоростей
из условия, соответствующего геометрической прогрессии
(У1/у2) = (у2/^з) = (^4) = с = const,
где с = 0,45-5-0,7.
Характерная особенность механических передач — снижение силы
тяги FK до нуля во время переключения ступеней скорости (точки с', е',
рис. 43). Поэтому тяговая характеристика тепловоза с такой передачей полу-
чается ступенчатой и каждому интервалу скорости соответствует лишь одна
108
Рис. 43. Тяговая характеристика тепловоза
с механической передачей
точка (Ь, d, f или ft), лежащая на желае-
мой гиперболической характеристике.
После переключения ступени скорости
сила тяги скачком изменяется до нового
значения, но при этом происходит неко-
торая потеря скорости (точки с", е", g").
Снижения силы тяги до нуля при пере-
ключении скоростей создают большие
динамические нагрузки на валу дизеля
и продольные усилия в поезде, которые
могут привести к обрыву поезда, осо-
бенно при реализации большой силы
тяги.
При трогании с места муфта ГМ (см. рис. 35) работает в режиме сколь-
жения, и частота вращения коленчатого вала дизеля увеличивается от пд min
ДО^дтах (кривая ab, см. рис. 43).
Для дальнейшего увеличения скорости v необходимо выполнить пере-
ключение в коробке передач. Машинист включает муфты ГМ и Л/11 (см.
рис. 35), что обеспечивает работу с максимальным передаточным отноше-
нием ртах. Прежде чем включить муфту ГМ, машинист снижает частоту
вращения коленчатого вала дизеля до величины, которая при новом переда-
точном отношении будет соответствовать скорости движения тепловоза.
Новый режим определяет точка с. Дальнейшее увеличение скорости проис-
ходит аналогично по ломаной линии cdefgh (см. рис. 43) в результате того,
что машинист включает и выключает муфты М±, М2 или М3 (см. рис. 35)
в определенной последовательности, синхронизируя каждый раз частоту
вращения коленчатого вала дизеля и скорость движения тепловоза.
К достоинствам механической передачи можно отнести: высокий к. п. д.
т] = 0,84-0,9 (потери в зубчатых зацеплениях при наличии масляной ванны
малы), небольшую исходную стоимость, использование только черных метал-
лов, сравнительно небольшую массу. Однако механическая передача имеет
и очень серьезные недостатки.
Действительная тяговая характеристика 2 (см. рис. 43) не соответствует
характеристике 1 постоянной мощности, в результате полная мощность
дизеля используется только в отдельных точках (b, d, f, h), т. е. только при
трех-четырех конкретных значениях скорости движения (у1? v2, у3). Про-
цесс регулирования скорости труден и сопровождается резкими изменениями
силы тяги. Передача «прозрачна» при всех режимах работы.
Перечисленное привело к тому, что механическую передачу применяют,
как правило, только на тепловозах малой мощности, предназначенных для
легкой маневровой работы на промышленном транспорте (мотовозы, авто-
дрезины и др.). Эти локомотивы оборудованы, как правило, автомобильными
или тракторными двигателями внутреннего сгорания. Кроме механических
на них применяют и гидромеханические передачи. Мотовозы развивают силу
тяги 2000—6000 кгс. Они предназначены для работы на станциях, промыш-
ленных предприятиях, подъездных путях и дистанциях связи. Строят мото-
возы как для широкой, так и для узкой колеи.
Глава V
СОГЛАСОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ДИЗЕЛЯ И ТЯГОВОЙ
ПЕРЕДАЧИ ТЕПЛОВОЗА
§ 16. ВЗАИМОСВЯЗЬ ПАРАМЕТРОВ ТЕПЛОВОЗА,
ДИЗЕЛЯ И ПЕРЕДАЧИ
Тяговые и экономические характеристики тепловоза в значительной
степени зависят от правильного согласования характеристик тепловоза,
дизеля и передачи. Общим параметром является касательная мощность,
определяемая по формуле (3). Мощности дизеля и вспомогательных агрега-
тов не являются постоянными и зависят от многих случайных факторов
(атмосферные условия, длина поезда и др.), поэтому передачу рассчитывают
на входную мощность, равную максимально возможной.
Размеры передачи во многом определяются величиной крутящего момента
на входе в нее. Увеличение частоты вращения коленчатого вала дизеля при-
водит к уменьшению габаритных размеров и массы не только дизеля, но и
передачи. Максимальная частота вращения коленчатого вала дизеля огра-
ничена надежностью, к. п. д. и другими характеристиками дизеля.
При электрической передаче постоянного тока лимитирующей является
и конструкция тягового генератора. В передаче переменно-постоянного
тока этого ограничения нет. Наоборот, синхронный генератор целесообразно
выполнять на большую частоту вращения якоря. Для гидравлических пере-
дач оптимальной является такая частота вращения входного вала, которая
не приемлема для дизеля. В таких случаях между валом дизеля и передачей
устанавливают повышающий зубчатый редуктор. Однако при больших мощ-
ностях в одной силовой установке габаритные размеры и масса повышаю-
щего редуктора могут свести на нет выигрыш от увеличения быстроходности
основной передачи. Одновременно возникают трудности и с обеспечением
надежности.
Для устойчивой совместной работы дизеля и передачи зависимость
момента сопротивления Мс на входе в передачу от частоты вращения вход-
ного вала должна иметь определенный характер. Нетрудно показать [128],
что устойчивая совместная работа дизеля и передачи обеспечена при условии
(13)
где ТИд — вращающий момент на валу дизеля; п — частота вращения вала
дизеля и входного вала передачи.
Это условие является необходимым, если дизель не имеет автоматиче-
ского регулятора частоты вращения, а при наличии регулятора — если
дизель работает при максимальной подаче топлива. В случае электрической
передачи при объединенном регуляторе частоты вращения и мощности, воз-
действующем как на подачу топлива, так и на момент сопротивления гене-
110
ратора, условие (13) не является обязательным. Однако при его выполнении
существенно улучшается качество переходных процессов в системе дизель—
генератор при различных возмущениях. В гидравлической передаче усло-
вие (13) обеспечивается естественными характеристиками насосов гидро-
аппаратов.
Параметры выходного элемента передачи, связанного непосредственно
с колесной парой, определяются заданными характеристиками тепловоза:
силой тяги и скоростью длительного режима, максимальной скоростью дви-
жения тепловоза. Длительным называется предельный режим, в котором
тепловоз может работать без ограничения времени. Определяющий пара-
метр — сила тяги, так как от ее величины зависят нагрев тягового электро-
двигателя при электрической и нагрев масла — при гидравлической пере-
дачах.
В общем случае сила тяги длительного режима должна равняться силе
тяги по сцеплению, но при этом резко увеличиваются размеры и масса выход-
ного элемента и передачи в целом. Возрастает и мощность, затрачиваемая
на охлаждение передачи. Кроме того, максимальную по сцеплению силу тяги
используют относительно редко и в течение короткого времени (трогание
с места, движение по тяжелым подъемам, которые обычно имеют небольшую
протяженность, и т. д.). Поэтому, как правило, величину силы тяги длитель-
ного режима ГкдЛ выбирают меньшей максимальной. Коэффициент тяги
ф = [FK дл/(1000Рсц) ] для отечественных грузовых тепловозов ф = 0,194-
-^-0,24, для пассажирских ф = 0,114-0,14 и для маневровых ф = 0,154-0,17
[128]. С увеличением мощности тепловозов при постоянном сцепном весе
коэффициент тяги несколько увеличивается.
Размеры передачи в значительной степени определяются и коэффи-
циентом кратности изменения скорости при номинальной мощности:
£ __ ^тах FK дл
С ^дл Рк min
где утах и удл — соответственно максимальная и длительная скорости;
fKmin — СИЛа ТЯГИ ПРИ СКОрОСТИ Утах.
Передача должна, с одной стороны, развивать длительную силу тяги,
а с другой стороны — обеспечивать использование полной мощности дизеля
при максимальной скорости движения. Поэтому размеры и масса передачи
определяются [128] не мощностью дизеля AL, а расчетной мощностью =
- kcN*.
Для современных грузовых тепловозов коэффициент kc = 3,54-5 и
уменьшается с увеличением мощности при постоянной максимальной ско-
рости. Для пассажирских тепловозов kc = 1,54-2,2, поэтому для мощных
пассажирских тепловозов целесообразно проектировать специальную пере-
дачу, а не ограничиваться простым уменьшением передаточного отношения
между выходным элементом передачи и колесной парой, как это делают
в настоящее время. Использование специально спроектированной передачи
позволит уменьшить массу передачи и общую массу тепловоза и, следова-
тельно, улучшить его динамические характеристики, что особенно важно
для пассажирских тепловозов. Для маневровых тепловозов kc = 64-Ц.
Параметры длительного режима и максимальную скорость движения тепло-
воза выбирают на основании подробных технико-экономических расчетов.
При выборе типа дизеля в зависимости от назначения тепловоза (гру-
зовой, пассажирский или маневровый) необходимо учитывать форму эко-
номической характеристики дизеля. Так, при характеристике, соответствую-
111
Рис. 44. Формы экономических характеристик
дизелей
щей кривой 1 (рис. 44), мощность дизеля
быстро нарастает в зоне малых частот
вращения коленчатого вала. Это целесо-
образно для маневрового тепловоза, где
необходимо быстро развить мощность,
обеспечивающую большое ускорение по-
езда. В то же время в зоне больших
значений Ne и пд маневровый тепловоз
работает сравнительно редко. Такая ха-
рактеристика позволяет использовать
дизель преимущественно в режимах малых величин пд, что в большин-
стве случаев обеспечивает снижение износов основных деталей дизеля.
Дизель, имеющий экономическую характеристику, соответствующую
кривой 5, не целесообразно применять на локомотивах, так как даже на манев-
ровом локомотиве большую часть времени его придется использовать при
повышенных значениях /Гц, что снизит срок службы. Для магистральных
грузовых тепловозов, работающих в широком диапазоне мощностей, наи-
более целесообразна экономическая характеристика, соответствующая кри-
вой 2, так как в этом случае обеспечивается равномерное распределение
мощностей по позициям контроллера машиниста.
При выборе дизеля для локомотива важную роль играет и зона распо-
ложения максимальных значений к. п. д. Для пассажирских тепловозов,
максимум экономичности должен быть при мощностях, близких к номиналь-
ным, так как эти тепловозы по условиям эксплуатации относительно мало
времени работают при частичных нагрузках. Дизель магистрального грузо-
вого тепловоза должен иметь максимальный к. п. д. в возможно большем
диапазоне мощностей (как минимум от 0,5 до 1,0А^н), а дизель маневрового —
в диапазоне сравнительно малых мощностей.
§ 17. СОГЛАСОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ДИЗЕЛЯ И ПЕРЕДАЧИ
Для тепловозов с электрической и гидравлической передачами имеются
специфические особенности в согласовании характеристик дизелей, опре-
деляемые в основном принятой системой регулирования мощности дизеля
и передачи.
При электрической передаче возможны два варианта регулирования —
раздельное и объединенное. Под раздельным понимают такое регулирование,,
когда дизель и передача имеют отдельные регуляторы, связанные только
через объект регулирования — через дизель-генератор. Такие системы
применены на тепловозах ТЭ1, ТЭМ2 и ТЭ2, а на тепловозе ТЭЗ раздельное
регулирование получается при выключенном узле регулирования мощности.
Изодромный регулятор дизеля поддерживает заданную частоту вращения
коленчатого вала дизеля независимо от изменения нагрузки. Система регу-
лирования тягового генератора обеспечивает постоянство его мощности и
заданные ограничения по току и напряжению.
Такие системы получаются простыми и обеспечивают динамическую
устойчивость, особенно по передаче. К недостаткам систем раздельного регу-
лирования прежде всего относят неполное использование свободной мощ-
112
ности дизеля: при отключении вспомогательных нагрузок освободившаяся
мощность дизеля не используется для тяги. Аналогичная картина получается
при уменьшении мощности генератора из-за нагрева его обмотки независи-
мого возбуждения. В этих случаях регулятор скорости дизеля уменьшает
подачу на соответствующую величину.
Дизель крайне чувствителен к перегрузкам, поэтому мощность генера-
тора устанавливают минимальной с учетом всех факторов. Но даже и в этом
случае не исключена возможность перегрузок дизеля, например, при изме-
нении атмосферных условий или качества топлива, отказе топливнрй аппа-
ратуры и т. д. В результате снижается экономичность и долговечность дизеля
и производительность тепловоза.
Определенные трудности возникают и с точки зрения работы дизеля по
экономической характеристике. Совмещение характеристик дизеля и пере-
дачи обеспечивает система регулирования передачи, которая не всегда может
стабильно выдерживать требуемый закон нагружения дизеля. При раздель-
ном регулировании не достигается полная непрозрачность передачи.
Указанные недостатки отсутствуют в системах объединенного регули-
рования, где регулятор дизеля обеспечивает регулирование не только ско-
рости, но и нагрузки. Схема функциональных связей такой системы показана
на рис. 45. Действительная частота вращения коленчатого вала дизеля пд
в измерительном органе ИО сравнивается с сигналом заданной частоты пд0,
поступающим с контроллера машиниста КМ. Одновременно в задающем
устройстве ЗУ формируется сигнал задания цикловой подачи топлива т0,
при которой обеспечивается работа дизеля с мощностью Ne, соответствую-
щей экономической характеристике при заданной частоте вращения пд0.
При отклонении частоты вращения пд от заданной величины сигнал
рассогласования Д/г поступает в серводвигатель СМС, изменяющий соответ-
ствующим образом подачу топлива т. В результате изменяется момент дизеля
Л4д и восстанавливается заданная частота вращения /гд0. Одновременно вели-
чина действительной подачи топлива т в измерителе момента ИМ сравни-
вается с заданной т0, и сигнал рассогласования А/n через серводвигатель
момента СММ поступает в систему возбуждения СВ тягового генератора.
Система возбуждения воздействует на ток возбуждения /в и, косвенно, на ток
якоря /г тягового генератора Г и изменяет его момент МТ так, чтобы вызвать
обратное по знаку рассогласование Ап. В результате серводвигатель СМС
вновь изменяет подачу топлива, и процесс продолжается до тех пор, пока
частота вращения /гд и подача топлива т не достигнут заданных значений.
Описанная система объединенного регулирования, использованная
на тепловозах 2ТЭ10Л, ТЭП60, ТЭП70, 2ТЭ116, обеспечивает компенсацию
любых возмущений, возникших как в самой системе (изменение мощности
вспомогательных механизмов и температуры обмотки возбуждения тягового
Рис. 45. Схема функциональных связей объединенного регулятора скорости и нагрузки
8 П/р» Панова 113
генератора, отказ топливной аппаратуры и т. д.), так и вне ее (изменение
атмосферных условий или профиля пути и т. д.).
Однако для обеспечения динамической устойчивости системы приходится
резко увеличивать постоянную времени серводвигателя момента. В резуль-
тате возрастает время переходного процесса, и дизель, по существу, боль-
шую часть времени работает в нестабильных режимах. Кроме того, описан-
ная система, являясь типичной системой программного регулирования,
обеспечивает совмещение характеристики передачи с номинальной эконо-
мической характеристикой дизеля и не может учитывать изменений пара-
метров дизеля в процессе эксплуатации. Недостатком системы является и
то, что при любом отклонении частоты вращения коленчатого вала дизеля
прежде всего вступает в действие регулятор частоты вращения, изменяю-
щий подачу топлива, а уже затем регулятор момента.
Однако при использовании объединенной системы регулирования, обеспе-
чивается лучшее совмещение характеристик дизеля и передачи, чем при
раздельном регулировании.
В оптимальном варианте процесс регулирования должен был бы проис-
ходить следующим образом: при отклонении под воздействием какого-либо
возмущения частоты вращения коленчатого вала дизеля от заданной вели-
чины вступает в работу регулятор нагрузки, стремящийся восстановить задан-
ную частоту вращения соответствующим изменением величины нагрузки.
Подача топлива в этом случае остается постоянной. Только после того, как
регулятор нагрузки исчерпал свои возможности, должен начинать действо-
вать регулятор частоты. В этой системе дизель большую часть времени будет
работать в стационарных режимах. Для создания таких систем необходимо
•обеспечить высокое быстродействие системы регулирования тягового гене-
ратора, чего достичь пока не удается.
При объединенном регулировании обеспечивается полная непрозрачность
передачи, за исключением участков ограничения напряжения и тока внеш-
ней характеристики тягового генератора. Однако в зоне ограничения тока
тепловоз работает только в режиме пуска или при движении по особо тяже-
лым подъемам, а в зоне ограничения напряжения — только при движении
с большими скоростями при частичных нагрузках дизеля.
В последние годы многие ведущие зарубежные дизелестроительные
фирмы большое внимание уделяют созданию электронных систем регулиро-
вания дизелей. Эти исследования ведут в основном по двум направлениям:
создание электронных регуляторов для традиционных систем подачи
топлива взамен механических или гидромеханических регуляторов;
создание систем электронного управления впрыском топлива.
Электронные регуляторы, воздействующие на положение рейки топлив-
ного насоса, обладают следующими преимуществами по сравнению с гидро-
механическими: высокой стабильностью характеристик в процессе эксплуа-
тации; автоматической защитой и ограничением режимов работы дизеля
по многим параметрам (температуре, нагрузке, частоте вращения и т. д.);
оптимизацией подачи топлива в зависимости от многих факторов и др. Такие
системы позволяют относительно просто согласовать работу дизеля
с нагрузкой.
Схема функциональных связей электронного регулятора скорости
фирмы Бош показана на рис. 46. Основной контур регулирования состоит
из датчика 1 частоты вращения коленчатого вала, сигнал которого в узле 2
преобразуется в напряжение и подводится к усилителю 3 функционального
преобразователя 4. Напряжение с выхода преобразователя через усилитель 5
114
Рис. 46. Схема функциональных связей
электронного регулятора скорости
и устройство 6 подводится к элек-
трическому установочному меха-
низму 7, воздействующему на рейку
топливного насоса 8. Узел 6 служит
для ограничения максимальной ча-
стоты вращения, фактическое значе-
ние которой контролируется датчи-
ком 1.
. Частота вращения задается уст-
ройством 12, выходной сигнал кото-
рого вводится в функциональный преобразователь 4 через узел ограничива-
ющий максимальную величину задаваемой скорости. В зависимости от вели-
чины и знака рассогласования заданной и действительной скорости преобра-
зователь 4 вырабатывает сигнал управления подачей топлива. Блок 9, пре-
образующий положение рейки топливного насоса в электрический сигнал,
обеспечивает обратную связь по величине подачи топлива и может быть
связан с усилителем 5 или непосредственно с функциональным преобразова-
телем 4. Блоки 9 и 12 получают питание от источника 10 переменного тока.
В этой системе преобразователь 4 может выполнять самые различные
функции: обеспечивать определенную связь между заданной частотой вра-
щения коленчатого вала и подачей топлива, учитывать при этом температур-
ный режим дизеля и атмосферные условия, ограничивать подачу топлива
при предельных значениях заданных параметров и т. д. Для этого необхо-
димы датчики, обеспечивающие преобразование контролируемых параме-
тров в электрические сигналы, и соответствующие функциональные и логи-
ческие связи непосредственно в преобразователе.
В системах электронного управления впрыском топлива сигналы с выхода
регулятора воздействуют уже не на общий регулирующий орган (рейку
топливного насоса), а непосредственно на форсунку, имеющую электромаг-
нитное управление. В таких системах появляется возможность воздейство-
вать на подачу топлива в каждый цилиндр в отдельности при каждом цикле,
что дает значительные преимущества. Системы электронного управления
впрыском топлива начинают получать широкое применение на автомобиль-
ных двигателях. Эти системы для тепловозных дизелей пока еще не вышли
из стадии экспериментальных разработок.
В гидравлической передаче вал насоса гидротрансформатора или гидро-
муфты связан с коленчатым валом через повышающий редуктор. Для уста-
новившихся режимов справедливы следующие равенства:
•^дЛпрР М»
где — мощность дизеля; г]пр — к. п. д. повышающего редуктора; NH —
мощность, воспринимаемая валом насоса; |3 — коэффициент свободной мощ-
ности, показывающий долю эффективной мощности дизеля, используемую
для целей тяги;
^дфцЛпрР === ^н^н»
где 7ИД и (од — соответственно момент и угловая скорость дизеля; Мн и
..Е — соответственно момент и угловая скорость насоса.
115
Момент на валу дизеля Мл определяется его скоростной характеристикой
Л4д (Пд). Момент насоса, приведенный к валу дизеля,
М = М _______—___=____—____
НД Шд11прр fnpt)npP ,
где inp = сод/сон — передаточное число повышающего редуктора.
Момент, воспринимаемый валом насоса, определяется согласно законам
подобия как
2ИН
где у%н — энергоемкость гидроаппарата; Da — активный диаметр гидро-
аппарата; пн — частота вращения колеса насоса. Тогда
М = _ У^иДа «н _ У^н£>а »Д ,. ..
ВД ‘прПпрР ‘прПпрР ‘прПпрР ’ 1 '
Для непрозрачного гидротрансформатора энергоемкость у%н остается
постоянной при любом режиме работы. При установившемся режиме момент
на валу дизеля уравновешивается моментом сопротивления. Этот режим
соответствует точке пересечения скоростной характеристики дизеля Л4Д (пд)
и параболы нагружения 7ИНД (пд), определяемой по уравнению (14), т. е.
для каждого значения частоты вращения коленчатого вала имеется един-
ственный установившийся режим совместной работы дизеля с гидравличе-
ской передачей.
Непрозрачные гидротрансформаторы обеспечивают постоянный режим
работы дизеля независимо от скорости движения тепловоза, что, безусловно,
способствует увеличению долговечности силовой установки. При частичных
нагрузках парабола нагружения, как правило, не совпадает с экономиче-
ской характеристикой транспортных дизелей. Следовательно, выбирая точку
согласованной работы, соответствующую режиму номинальной мощности,
приходится заведомо идти на некоторое ухудшение показателей по расходу
топлива при частичных нагрузках.
В настоящее время уже созданы дизели [141 ] с экономическими характе-
ристиками, приближающимися к параболе нагружения непрозрачного гидро-
трансформатора.
Рис. 47. Безразмерные характеристики гидротрансформаторов:
л — с прямой прозрачностью; б — с обратной прозрачностью; л — к. п. д.; k — коэффициент трансфор-
мации; у%н — энергоемкость; i — передаточное отношение
116
Рис. 48. к согласованию характеристик дизеля и гидротрансформатора:
а и б — гидротрансформаторы соответственно с прямой и обратной прозрачностями; М — момент на
валу дизеля; Пд — частота вращения коленчатого вала дизеля; 1, 2 и 3 — регуляторные характеристики;
J, II и III — параболы нагружения гидротрансформаторов, соответственно при i* и i8; ge — удельный
эффективный расход топлива
У прозрачных гидротрансформаторов энергоемкость уХн изменяется
в широких пределах в зависимости от передаточного отношения г, каждому
значению уХн соответствует своя парабола нагружения. У гидротрансфор-
маторов с прямой прозрачностью величина уХн уменьшается при увеличении
передаточного отношения i (рис. 47, а), а у гидротрансформаторов с обрат-
ной прозрачностью величина уХн возрастает при увеличении передаточного
отношения i (рис. 47, б). Так же как и для непрозрачных гидротрансформа-
торов характеристики дизеля и передачи совмещаются при передаточном
отношении /*, обеспечивающем наибольший к. п. д. Парабола нагружения,
определяемая величиной (кривая //, рис. 48), должна проходить через
точку А, соответствующую режиму номинальной мощности дизеля.
В этом случае у трансформаторов с прямой прозрачностью при передаточ-
ном отношении < i* парабола нагружения проходит более круто (кривая /,
рис. 48, а). Такие трансформаторы позволяют более полно нагружать дизель
при малых скоростях движения тепловоза, и поэтому их целесообразно
использовать в качестве пусковых ступеней гидропередачи.
У гидротрансформаторов с обратной прозрачностью парабола нагру-
жения при i i>i* (кривая III, рис. 48, б) проходит выше, чем парабола //,
соответствующая i = /*, и поэтому их более целесообразно использовать
в качестве поездных ступеней гидропередач.
Нагружающая способность гидромуфты зависит от режима работы,
поэтому область режимов ее совместной работы с дизелем определяется пуч-
ком парабол нагружения, так же как и в случае с прозрачными гидротранс-
форматорами. Необходимое совмещение характеристик дизеля и гидроаппа-
ратов достигается подбором активного диаметра Da и передаточного числа
1пр исходя из равенства (14). При увеличении Da и уменьшении inp крутизна
парабол нагружения увеличивается, и точки совместной работы дизеля и
гидромуфты смещаются по внешней скоростной характеристике дизеля
в область режимов с максимальным крутящим моментом. При уменьшении
Da и увеличении гпр крутизна парабол уменьшается, и точки совместной
работы дизеля и гидроаппаратов смещаются по внешней скоростной характе-
ристике дизеля в область режимов максимальной мощности. В условиях
производства, когда изменение деталей гидропередачи затруднено, довольно
эффективным средством согласования характеристик является изменение
117
параметров рабочих колес гидротрансформатора (радиуса колеса насоса,
угла наклона и длины лопаток направляющего аппарата).
Критериями оптимальности совмещения характеристик являются макси-
мальные значения коэффициента отдачи мощности ф и коэффициента расхода
топлива фд. Коэффициент отдачи мощности ф показывает, какая часть мощ-
ности может быть передана на вал турбины в рабочем диапазоне скоростей:
J NTdi
(*2 — 11)
где NT — мощность на валу турбины; NR — максимальная мощность дизеля;
i2—— область передаточных отношений гидроаппаратов, характеризую-
щая их рабочий диапазон.
Коэффициент расхода топлива показывает отношение среднего удельного
эффективного расхода топлива ge ср в рабочем диапазоне к удельному расходу
топлива при номинальном режиме geH, т. е.
Рабочий диапазон гидротрансформаторов тепловозных гидропередач
ограничен передаточными отношениями и i2, при которых к. п. д. гидро-
трансформатора достигает т] = 0,8, что определяется допустимым сниже-
нием к. п. д. тепловоза. Рабочий диапазон гидромуфты ограничен переда-
точными отношениями iv= 0,8 и i2 = 0,95.
Для оценки распределения нагрузки в рабочем диапазоне применяют
вероятностные методы.
Как показали исследования дизель-гидравлических агрегатов, лучшее
согласование по экстремальным значениям коэффициента отдачи мощности
и коэффициента расхода топлива для транспортных дизелей обеспечивают
гидротрансформаторы.
Глава VI
СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ РАБОТОЙ ТЕПЛОВОЗА
Целью управления движением поезда заданного веса является соблю-
дение графика движения при минимальном уровне энергетических затрат.
При этом должны быть учтены многие факторы и ограничения как постоянно
действующие (ограничение по мощности локомотива или по максимальной
силе тяги, профиль пути, допустимые скорости движения и т. д.), так и слу-
чайные (ограничения скорости, вес поезда, атмосферные условия и др.).
Ускорение движущегося поезда в каждый момент времени определяется
суммой сил, действующих на него (силы тяги и силы сопротивления движе-
нию). При необходимости снижения скорости поезда к силе сопротивления
движению могут добавляться силы торможения. Силы сопротивления дви-
жению являются внешними по отношению к поезду и определяются факто-
рами, не поддающимися управлению (весом поезда, профилем пути, атмос-
ферными условиями). Следовательно, регулирование скорости движения
поезда возможно только изменением силы тяги или силы торможения, т. е.
управлением локомотивом.
Задачи, возникающие при управлении локомотивом, можно разделить
на две группы. К первой группе относят задачи, связанные с выбором режима
движения (вперед или назад, тяговый режим или тормозной, уровень ско-
рости движения или мощности силовой установки и т. д.). В настоящее время
эти задачи решают машинисты, хотя уже ведутся работы по автоматизации
процессов движения поезда.
Ко второй группе относят задачи, связанные с поддержанием выбран-
ного режима работы (скорости движения, частоты вращения или мощности
дизеля, давления воздуха в резервуарах, температуры воды и масла в систе-
мах дизеля и т. д.). Как правило, уже в настоящее время эти задачи решаются
при помощи автоматических устройств. Четкую границу между этими груп-
пами задач провести, естественно, сложно.
§ 18. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К СИСТЕМАМ УПРАВЛЕНИЯ,
И КЛАССИФИКАЦИЯ ЭТИХ СИСТЕМ
При определенной, в каждый момент времени, скорости движения для
изменения силы тяги необходимо регулировать мощность дизеля тепловоза.
Мощность от нуля и до номинального значения можно регулировать плавно
или ступенчато. В последнем случае число ступеней должно быть достаточ-
ным, чтобы исключить резкие броски силы тяги и дать машинисту возмож-
ность в любых конкретных условиях движения устанавливать необходимую
119
скорость. Аналогичные требования предъявляются и к системе управления
силой торможения. При этом должны быть предусмотрены устройства, исклю-
чающие возможность одновременного включения тягового и тормозного
режимов.
В настоящее время на локомотивах кроме пневматических дополни-
тельно устанавливают и другие виды тормозов (электрические, гидродинами-
ческие и т. д.). При совместном действии двух или более систем торможения
возможно нарушение сцепления колес с рельсом — юз, который опасен
из-за появления ползунов на бандажах колес и повышенного износа рельсов.
Поэтому в систему управления тормозами должны быть включены устройства»
исключающие возможность юза.
В связи с повышением скоростей движения задача управления локомо-
тивом непрерывно усложняется. Для повышения безопасности движения
вводят устройства, которые помогают машинисту управлять поездом, а при
неправильных действиях машиниста — исключают возможность аварии.
К этим устройствам относят локомотивную сигнализацию, дублирующую
показания путевых сигналов, автостоп, предупреждающий машиниста о при-
ближении к запрещающему сигналу и останавливающий поезд, если маши-
нист не предпринимает необходимых мер, и систему бдительности, остана-
вливающую поезд, если машинист по каким-либо причинам не может выпол-
нять свои функции. Система управления локомотивом должна обеспечивать
правильное взаимодействие с указанными устройствами.
На перспективу предусматривается увеличение скоростей движения
поездов до 200 км/ч и более. В связи с этим появится необходимость введения
полной автоматизации управления движением поезда — системы «автома-
шинист». Задачи частичной автоматизации управления движением поезда
решают уже сейчас. Так, на тепловозах 2ТЭ116 система управления элек-
тродинамическим тормозом должна обеспечить поддержание заданной ско-
рости поезда при его движении по уклону. Таким образом, система управле-
ния локомотива должна предусматривать возможность частичной или полной
автоматизации.
С увеличением объема перевозок, скоростей движения и мощности локо-
мотивов непрерывно возрастают энергетические затраты, поэтому их сниже-
ние является важнейшей народнохозяйственной задачей. Одним из основных
решений этой задачи является разработка систем оптимального управления
движением поезда.
Во многих случаях провозная способность железнодорожных линий
может быть повышена, если есть возможность сочленения нескольких локо-
мотивов, рассредоточенной постановки их в поезде и управления ими с одного
поста, т. е. при обеспечении возможности управления по системе многих
единиц. В этом случае все локомотивы должны работать в идентичных усло-
виях, их системы управления не оказывать взаимного влияния, а неисправ-
ность любого из локомотивов не влиять на работу остальных.
Управление локомотивом должно быть максимально простым при мини-
мальном количестве органов управления. Все вспомогательные операции
необходимо по возможности автоматизировать, чтобы не отвлекать машиниста
от основной задачи — управления движением поезда. Это особенно важно
при внедрении современной системы управления локомотивом одним лицом.
Последовательность операций управления должна быть простой, легко запо-
минающейся, а органы управления — удобно расположены. При этом необ-
ходимо предусмотреть защиту при возможных неправильных действиях
машиниста. Неисправности в системе управления не должны вызывать опас-
120
ных режимов (самопроизвольное движение, движение не в заданном напра-
влении, изменение направления движения при работе под нагрузкой и т. д.)
И, наконец, необходимо обеспечить возможность управления локомотивом
заданным числом лиц. Для этого предусматривают все необходимые устрой-
ства (систему бдительности, дополнительные посты управления и т. д.).
Кроме ведения поезда, система управления локомотивом должна также
обеспечивать возможность управления вспомогательными устройствами, без
которых невозможно нормальное функционирование локомотива. На тепло-
возах к этим устройствам относят систему охлаждения, передачу, тормозной
компрессор и др.
Систему управления вспомогательными устройствами необходимо ма-
ксимально автоматизировать. Это позволит облегчить условия работы локо-
мотивных бригад и даст им возможность сосредоточить внимание на упра-
влении движением поезда. В систему управления следует включать устрой-
ства защиты, обеспечивающие отключение механизмов или ограничение соот-
ветствующих параметров в случае отказа системы автоматики, невниматель-
ности машиниста или возникновения аварийной ситуации.
Таким образом, система управления локомотивом должна удовлетво-
рять следующим требованиям:
обеспечивать возможность регулирования мощности дизеля от нуля
до номинальной для поддержания заданной скорости при любых условиях
движения поезда;
допускать возможность изменения тормозной силы от нуля до макси-
мума, исключать возникновение юза и одновременную работу тепловоза
в тяговом и тормозном режимах;
обеспечивать заданное взаимодействие с системами локомотивной сигна-
лизации, автостопа и бдительности;
предусматривать максимально возможный уровень автоматизации упра-
вления движением тепловоза (вплоть до применения автомашиниста и опти-
мального управления), силовой установкой и вспомогательными механизмами
при минимальном количестве органов управления и несложной, легко запо-
минающейся последовательности операций;
обеспечивать возможность управления локомотивом заданным числом
лиц;
допускать управление несколькими локомотивами по системе многих
единиц;
исключать возможность возникновения опасных режимов при неисправ-
ностях системы управления;
иметь устройства, необходимые для защиты силовой установки и вспо-
могательных механизмов при возникновении аварийных ситуаций.
Системы управления можно классифицировать по многим признакам,
основными из которых являются метод выбора и поддержания режимов
движения (автоматическое, ручное и смешанное управления) и тип привода
исполнительных механизмов (непосредственный, дистанционный и сме-
шанный).
При автоматическом управлении все операции, начиная с выбора пара-
метров движения в каждый данный момент времени и кончая обеспечением
реализации этих параметров в течение необходимого интервала времени осу-
ществляются автоматически. Высшей формой такой системы является система
оптимального управления, при которой весь процесс управления движением
поезда подчиняется задаче оптимизации одного или нескольких параметров
(времени движения, энергетических затрат, себестоимости перевозок и т. д.).
121
При этом машинист контролирует работу системы управления, вмешиваясь
в ее функции в случае появления неисправности или непредвиденных обстоя-
тельств.
Движение поезда определяется многими факторами, большая часть
которых является случайными, поэтому задача автоматического управления
движением поезда, особенно оптимального управления, является очень
сложной. Решение этой задачи возможно только при помощи современных
вычислительных машин.
При ручном управлении все функции выполняет непосредственно маши-
нист. Сложность и многообразие функций по управлению многочисленными
механизмами современных тепловозов, делают ручное управление практи-
чески невозможным, и поэтому такие системы не применяют.
Наиболее распространенной является смешанная система управления,
при которой основные параметры работы локомотива выбирает и задает
машинист, а система управления поддерживает заданные значения этих
параметров. Например, для торможения поезда машинист тормозным краном
устанавливает давление воздуха в тормозной магистрали, которое затем
автоматически поддерживается постоянным при помощи того же тормозного
крана. При пуске дизеля часть операций машинист осуществляет вручную,
а остальные операции выполняются автоматически. Некоторые параметры
работы локомотива (давление воздуха в главных резервуарах, напряжение
питания цепей управления), установленные при проектировании, поддер-
живаются постоянными при помощи автоматических регуляторов.
Применение систем управления с непосредственным приводом в настоя-
щее время исключено ввиду многочисленности исполнительных механизмов,
расположения их в разных местах тепловоза и больших усилий, необходимых
для привода некоторых из них. Системы с непосредственным приводом
сильно усложняют, а иногда и исключают возможность автоматизации упра-
вления, и при них невозможно управление по системе многих единиц.
Применение только дистанционного привода во многих случаях также
оказывается практически нецелесообразным, так как имеется достаточно
большая группа механизмов разового действия (рубильники, выключатели,
механизм аварийной остановки дизеля и др.), а часть механизмов исключает
возможность использования дистанционного привода (контроллер, тормоз-
ные краны и др.). Поэтому в настоящее время преимущественное распро-
странение имеет смешанная система приводов. Как правило, применяют сле-
дующие дистанционные приводы:
электромагнитные — усилие исполнительного механизма, необходимое
для перемещения рабочего органа, создается магнитным потоком, возникаю-
щим при протекании тока по катушке с сердечником (электромагнитные кон-
такторы и реле, механизм управления регулятором частоты вращения колен-
чатого вала дизелей 10Д100, Д70, Д49 и др.);
электропневматические — усилие, необходимое для перемещения испол-
нительного механизма, создается сжатым воздухом, впускаемым в рабочий
цилиндр электропневматическим клапаном (механизмы управления жалюзи
холодильника тепловозов, регуляторы частоты вращения коленчатого вала
дизелей 2Д50 и 2Д100, реверсоры и др.);
гидравлические или электрогидравлические — усилие для перемещения
рабочего органа исполнительного механизма создается давлением жидкости,
впускаемой в цилиндр гидравлическим или электрогидравлическим клапа-
ном (управление гидравлическими приводами вентиляторов холодильника
тепловозов ТЭП60 и 2ТЭ10Л, управление гидропередачами);
122
пневматические, используемые в основном для управления тормозами.
Частью механизмов машинист управляет при помощи непосредственных
приводов.
§ 19. УПРАВЛЕНИЕ ЛОКОМОТИВОМ
Принципы управления. Для управления локомотивом необходимо иметь
органы контроля, дающие машинисту информацию об условиях движения
и состоянии механизмов локомотива, на основании которой он принимает
решение о необходимости выполнения определенных операций управления,
и органы управления, помогающие осуществлять необходимые операции.
Вопрос об объеме информации, необходимой машинисту для управления
движением поезда и о конструкции систем контроля, является дискуссион-
ным. Согласно одной из точек зрения машинист должен иметь максимум
непрерывной информации как об условиях движения (показания путевых
сигналов, место нахождения поезда, скорость движения, ограничения ско-
рости и т. д.), так и о состоянии локомотива (частота вращения коленчатого
вала дизеля, температуры воды и масла дизеля, давление воздуха в тормоз-
ной магистрали и т. д.) независимо от наличия автоматических регуляторов
тех или иных параметров. В этом случае машинист должен перерабатывать
большой объем информации, выбирать из нее определяющую и принимать
те или иные решения. Естественно, что внимание машиниста рассредотачи-
вается, отвлекается от главного (условий движения) и ускоряется его утом-
ляемость. К преимуществам этой, наиболее распространенной в настоящее
время, системы относят возможность контролировать в любой момент вре-
мени состояние основных узлов тепловоза.
Согласно другой точке зрения машинист должен непрерывно получать
только информацию об условиях движения, а работу всех агрегатов и меха-
низмов локомотива должны, по возможности, контролировать автоматиче-
ские устройства. Если значение какого-либо из контролируемых параметров
приближается к критическому, то автоматическое устройство должно вна-
чале подать предупредительный сигнал с указанием места (а если возможно,
то и причины) возникновения неисправности. Если же отклонение заданного
параметра от нормы продолжает увеличиваться, то устройство должно отклю-
чить неисправный агрегат или подать машинисту сигнал аварии, или сделать
и то и другое.
При такой системе машинист может полностью сосредоточить внимание
на условиях движения поезда, что позволит повысить безопасность движения,
особенно при намечающемся увеличении скоростей движения. Использова-
ние описанной системы централизованного контроля и управления предпо-
лагает высокий уровень автоматизации работы основных агрегатов локо-
мотива.
На современных тепловозах машинисты непосредственно контролируют
следующие основные параметры: время и скорость движения; пройденный
путь; показания путевых сигналов; давление воздуха в главных и уравни-
тельных резервуарах, в тормозной магистрали и тормозных цилиндрах;
частоту вращения коленчатого вала дизеля; температуру воды и масла дизеля;
давление в системе смазки дизеля; нагрузку тягового генератора (при элек-
трической передаче); ток заряда аккумуляторной батареи.
Для необходимого изменения режима работы локомотива машинисты
воздействуют на два основных органа управления.
1. Контроллер, которым регулируют мощность дизеля, и, следовательно,
скорость движения. Кроме главной контроллер имеет реверсивную руко-
123
ятку, перемещая которую устанавливают нужное направление движения.
Главная и реверсивная рукоятки сблокированы так, чтобы исключить воз-
можность реверса при тяговом режиме работы локомотива.
2. Тормозной кран, которым регулируют тормозное усилие как поезда,
так и локомотива. Имеется дополнительный тормозной кран, воздействую-
щий только на тормоза локомотива.
Для управления вспомогательным оборудованием предусмотрены тум-
блеры включения вентилятора и жалюзи холодильника, кнопка включения
системы пуска дизеля и выключатели сигнального освещения локомотива.
Перечисленные органы управления необходимы для всех тепловозов и
дизель-поездов и не зависят от типа передачи, что позволяет создать пульт
управления, унифицированный для всех тепловозов.
Управление локомотивом состоит из трех основных операций: управле-
ние в тяговом режиме; управление в тормозном режиме; управление вспомо-
гательными механизмами. Кроме того, на тепловозах перед началом движе-
ния должна быть выполнена вспомогательная операция — пуск дизеля.
Другие вспомогательные операции, которые необходимо осуществить перед
началом движения (экипировка, прогрев дизеля, наполнение тормозной маги-
страли и др.), не относятся непосредственно к процессу управления локо-
мотивом.
Для пуска дизеля необходимо раскрутить его коленчатый вал до частоты,
обеспечивающей самовоспламенение топлива в цилиндрах. На большинстве
совоеменных тепловозов используется электрическая система пуска, при
которой коленчатый вал дизеля во время пуска вращается электродвигате-
лем (стартером), получающим питание от аккумуляторной батареи. Для
уменьшения степени разряда аккумуляторной батареи процесс пуска огра-
ничен по времени.
Перед началом пуска выполняют подготовительные операции: подачу
топлива из бака к коллектору насосов высокого давления и прокачивание
маслом системы смазки дизеля. Последнее необходимо для уменьшения износа
трущихся дет алей и снижения момента сопротивления в начале вращения
коленчатого вала. Прокачивание выполняют специальным насосом до дости-
жения определенной величины давления масла в системе или в течение задан-
ного отрезка времени. Сигналом окончания пуска дизеля служит появление
давления в системе смазки дизеля. Если через определенный промежуток
времени давление масла не достигнет заданной величины, то стартер необ-
ходимо немедленно отключить от аккумуляторной батареи.
Принципиальная схема системы управления пуском дизеля тепловоза*
2ТЭ116 приведена на рис. 49. При пуске вручную сначала включают рубиль-
ник ВБ аккумуляторной батареи, а затем автомат «Дизель». При этом напря-
жение батареи подается к катушке контактора топливоподкачивающего
насоса КТН. Контактор КТН включается и подает питание к электродви-
гателю вспомогательного насоса TH (автомат «Топливный насос» включен).
TH подает топливо из бака в коллектор насосов высокого давления; после
этого включают кнопку ПД пуска дизеля. Дальнейший процесс пуска —
автоматический.
После включения кнопки ПД напряжение батареи через контакт КМ
контроллера, замкнутый только на нулевой позиции, размыкающую бло-
кировку реле управления РУ9 и блок пуска дизеля БПД подается к катушке
КМН контактора маслопрокачивающего насоса. Контактор включается и
подает питание к электродвигателю МН маслопрокачивающего насоса, обес-
печивая прокачку масла перед началом пуска дизеля. Одновременно замы.
124
кающий блок-контакт КМН через блок-контакты КТН и РУ 8 обеспечивает
питание катушки контактора КМН. минуя кнопку ПД. Другой блоккон-
такт КМН через блок-контакт КТН подает питание к катушке МР6 электро-
магнита, подготавливающего к работе регулятор частоты вращения колен-
чатого вала дизеля.
Весь процесс пуска контролируется блоком БПД и реле давления масла
РДМЗ и РДМ4. Прокачка масла продолжается до тех пор, пока давление
масла в системе смазки не достигнет заданной величины в течение определен-
ного промежутка времени, иначе блок пуска дизеля выключит контактор
КМН. и пуск прекратится. При заданном давлении масла замыкается кон-
такт РДМЗ и подает сигнал в блок пуска дизеля БПД. который через блок-
контакт 105 валоповоротного устройства подает питание к катушке Д2
пускового контактора. Этот контактор подключает стартер к аккумулятор-
ной батарее. Если за заданный промежуток времени дизель начнет работать,
то давление масла в системе замкнет блок-контакт реле РДМ4. и включится
реле управления РУ9. Размыкающий блок-контакт этого реле выключит
контактор КМН и блок пуска БПД и прекратит пуск. Одновременно замы-
кающий блок-контакт РУ9 обеспечит питание катушки МР6 и, тем самым,
работу регулятора частоты вращения коленчатого вала дизеля, минуя блок-
контакт контактора КМН. Если через определенное время дизель не начнет
работать, то блок пуска БПД прекратит пуск, выключив контактор Д2.
Управление локомотивом в тяговом режиме. Управляют движением
поезда, изменяя силу тяги. При данной скорости движения сила тяги про-
порциональна мощности силовой установки. На тепловозах мощность дизеля
при электрической передаче определяется частотой вращения коленчатого
вала при неизменной величине подачи топлива. При гидравлической пере-
Рис, 49. Принципиальная схема системы управления пуском дизеля
125
Рис. 50. Принципиальная схема управления тяговым режимом при электрической передаче
даче мощность дизеля зависит и от характеристик передачи. Поэтому обще-
принятым является такой метод управления, при котором машинист задает
частоту вращения коленчатого вала дизеля, а объединенный регулятор под-
держивает эту частоту вращения и соответствующую ей мощность
(см. гл. V).
Управление дизелем (как правило ступенчатое) осуществляется при
помощи контроллера машиниста. Контроллер имеет «нулевую» позицию
холостого хода и 15—16 позиций, обеспечивающих достаточно плавное регу-
лирование мощности в тяговом режиме или изменение частоты вращения
коленчатого вала при холостом ходе. Применяют также системы плавного
бесступенчатого регулирования.
Перед началом движения выбирают его направление и реверсивную
рукоятку контроллера устанавливают в нужное положение. Главную руко-
ятку контроллера последовательно переводят с позиции на позицию, начи-
ная с первой, до тех пор, пока поезд не тронется с места и не достигнет необ-
ходимой скорости движения. Машинист, учитывая показания путевых сигна-
лов, профиль пути, вес поезда, график движения, ограничения скорости и
другие условия движения, устанавливает рукоятку контроллера на позицию,
обеспечивающую движение с требуемой скоростью.
Операции по управлению тепловозом в тяговом режиме не зависят
от типа передачи, установленной на локомотиве, но методы исполнения подан-
ных команд различны.
При электрической передаче (рис. 50) реверсивной рукояткой включают
контакты контроллера В (вперед) и Н (назад). Когда главная рукоятка кон-
троллера установлена на первую позицию, замкнут контакт 1 и напряжение
цепи управления подведено к катушке электропневматического клапана
реверса В или Н (автоматы «управление» А У и «управление тепловозом»
126
УТ включены). Реверсор переключает контакты Р в цепи обмоток возбужде-
ния тяговых двигателей так, чтобы обеспечить заданное направление враще-
ния тяговых двигателей. После переключения реверсора замыкаются его
блок-контакты В (или И) и включаются контакторы П1—П6, подключающие
тяговые двигатели 1—6 к тяговому генератору Г, и контактор КВ, включаю-
щий возбуждение тягового генератора, что обеспечивает передачу мощности
от дизеля к колесным парам.
В процессе перемещения рукоятки контроллера по позициям в опре-
деленной последовательности, в соответствии с разверткой контроллера, замы-
каются контакты 2—5, включающие электромагниты МР1—MP4 регуля-
тора частоты вращения дизеля. Каждой комбинации включенных магнитов
соответствует определенная частота вращения коленчатого вала и мощность
дизеля. На нулевой позиции все аппараты управления передачей выклю-
чены, что обеспечивает холостой ход дизеля. Если выключен автомат УТ,
то можно установить главную рукоятку контроллера на любую позицию-
при выключенных аппаратах управления передачей, т. е. при работе дизеля
без нагрузки. Все остальные операции по управлению передачей (переклю-
чение тяговых двигателей, изменение их магнитного потока и др.) осуществля-
ются автоматически при помощи специальных реле.
При гидравлической передаче с реверс-режимной коробкой машинист,,
кроме выбора направления движения (вперед или назад), должен задать и
режим работы передачи (поездной или маневровый). При этом происходит
соответствующее изменение передаточного отношения реверс-режимного
механизма передачи. Заданное направление движения также обеспечивается
комбинацией включения шестерен этого редуктора, которые переключаются
электропневматическим механизмом. На случай остановки шестерен в поло-
жении «зуб против зуба» механизмы реверса и переключения режима снаб-
жены специальными устройствами, обеспечивающими возможность допол-
нительного поворота и зацепления шестерен.
Поток мощности передается в результате заполнения гидроаппаратов
передачи рабочей жидкостью. При установке рукоятки контроллера на пер-
вую позицию система автоматического управления передачей (САУ) напра-
вляет поток жидкости от циркуляционного насоса в соответствующий гидро-
аппарат. В гидравлической передаче для обеспечения высокого к. п. д.
во всем диапазоне скоростей движения используют несколько последова-
тельно работающих гидроаппаратов (многоциркуляционные передачи) или
один гидротрансформатор с многоступенчатой механической коробкой ско-
ростей (одноциркуляционные передачи). Переключение ступеней передачи
осуществляется автоматически. Так же как и при электрической передаче,
необходимая скорость движения поддерживается изменением при помощи
контроллера частоты вращения коленчатого вала и, следовательно, мощности
дизеля.
Характеристики тепловозов с гидравлической передачей в значительной
степени зависят от системы управления, которая должна:
обеспечивать оптимальную программу переключений по ступеням,
удовлетворяющую заданным требованиям по тяговым и экономическим пара-
метрам тепловоза;
иметь достаточную эксплуатационную надежность (простота конструк-
ции и обслуживания, максимально возможная степень унификации узлов);
допускать работу по системе многих единиц;
иметь минимальные интервалы времени переключения ступеней (для
сокращения резких изменений силы тяги и к. п. д. тепловоза);
127
обеспечивать стабильность настройки САУ в течение длительного периода
в условиях неблагоприятного воздействия вибраций, повышенных темпера-
тур и минеральных масел;
допускать регулировку отдельных узлов простыми средствами.
На тепловозах применяют гидромеханические и электрогидравличе-
ские САУ. В гидромеханических САУ датчиками являются центробежные
регуляторы, все остальные элементы—гидравлические. Гидромеханические
САУ имеют тепловозы ТГМ1, ТГМ23 и гидравлическая передача L-217.
Эти системы просты и надежны в работе. Центробежные регуляторы создают
силу, достаточную для перемещения золотников, регулирующих поток жидко-
сти, но в то же время имеют низкую чувствительность. При этих системах
труднее осуществлять работу по системе многих единиц.
Наиболее полно перечисленным требованиям удовлетворяют электро-
гидравлические САУ, в которых датчиками скорости являются электриче-
ские тахогенераторы. Часть каскадов усиления САУ — электрические; испол-
нительные механизмы и остальные каскады усиления — гидравлические.
Электрогидравлические САУ имеют гидравлические передачи УГП780-1200,
УГП800-1200 и ГДП1000. Эти системы имеют высокую стабильность харак-
теристик, позволяют получить любую характеристику переключения и
хорошо приспособлены для работы по системе многих единиц. Их недостат-
ками являются сложность, более высокая стоимость и несколько меньшая,
по сравнению с другими САУ надежность. Тепловозы средней и большой
мощности имеют электрогидравлические САУ.
САУ гидравлических передач тепловозов бывают одноимпульсные
(передачи переключаются в зависимости от частоты вращения вала турбины)
и двухимпульсные (передачи переключаются в зависимости от частоты вра-
щения валов турбины и насоса).
В одноимпульсных САУ ступени переключаются при достижении тепло-
возом определенной скорости, независимо от положения рукоятки контрол-
лера. Одноимпульсная схема проста по устройству и регулировке, надежна
в работе и обеспечивает необходимую тяговую характеристику при режиме
номинальной мощности дизеля. Однако основной ее недостаток — резкие
изменения силы тяги и к. п. д. при режимах частичной мощности.
В двухимпульсных САУ ступени переключаются в зависимости от ско-
рости тепловоза и частоты вращения коленчатого вала дизеля. Это позволяет
обеспечить нужный закон изменения моментов переключения ступеней при
частичных режимах.
Примером двухимпульсной электрогидравлической САУ служит*' САУ
гидравлической передачи УГП800-1200, принципиальная схема которой
показана на рис. 51. Сигналом обратной связи служит вырабатываемое гене-
ратором 1 напряжение, пропорциональное скорости движения тепловоза
или угловой скорости со 2 выходного вала гидропередачи.
Задающим воздействием является перемещение х рукоятки контроллера,
связанное через регулятор частоты вращения коленчатого вала дизеля с угло-
вой скоростью со2 входного вала гидравлической передачи. Корректор 2
суммирует задающее воздействие и сигнал обратной связи.
Таким образом обеспечивается зависимость момента переключения сту-
пеней от сочетания угловых скоростей колес турбины и насоса. Управляю-
щий сигнал с корректора 2 передается на реле перехода 3 и 4, а затем на вход
реле повторителей 7 и 8. Усиленный сигнал от реле повторителей поступает
к электрогидравлическим вентилям 9, 10 и 11, которые через рабочую жид-
кость g воздействуют на распределительный золотник 12. Этот золотник
128
Рис. 51. Принципиальная схема двухимпульсной электрогидравли-
ческой САУ гидропередачей
направляет поток жидкости Q к трансформаторам 13 и 14 или к гидро-
муфте 15. Колеса турбин гидроаппаратов связаны с выходным валом 16
гидропередачи. Для исключения режима звонковой работы в схеме преду-
смотрены реле времени 5 и 6. Выключатель 17 отключает питание реле-повто-
рителей, чем обеспечивает режим холостого хода при всех позициях кон-
троллера.
Кроме автоматического переключения ступеней САУ гидравлических
передач имеют устройства, выполняющие переключение и блокировку
реверс-режимного механизма, дополнительный поворот валов муфт переклю-
чения реверса и режима в случае попадания в положение «зуб на зуб», защиту
от превышения температуры рабочей жидкости, сигнализацию буксования
и др.
Повышение надежности и стабильности характеристик электрогидравли-
ческих САУ возможно при широком использовании полупроводниковых
приборов в качестве усилительных элементов, что позволит сократить число
каскадов промежуточного усиления. Для сокращения времени реверсиро-
вания и времени перехода со ступени на ступень эффективным средством
является увеличение сливных отверстий и установка дренажных клапанов
для пропуска воздуха в гидроаппараты.
Управление в тормозном режиме. Для замедления движения поезда
применяют различные системы тормозов. В СССР принят пневматический
тормоз.
В настоящее время на тепловозах с электрической передачей все чаще
применяют электродинамическое торможение. Такой тормоз установлен
на тепловозах ТЭ109, 2ТЭ116 и будет использован на всех вновь проектируе-
мых тепловозах. Одним из достоинств электродинамического тормоза явля-
ется большая гибкость управления и возможность автоматизации регулиро-
вания величины тормозной силы. Это позволяет повысить скорость движения
поезда. При пневматическом тормозе, когда скорость поезда i/(рис. 52)
достигает максимальной для данного участка величины утах, машинист
включает торможение, и скорость снижается до величины ymln.
9 П/р. Панова
129
Рис. 52. Диаграмма изменения скорости движения
поезда при пневматическом торможении
После прекращения торможения, если
поезд находится на уклоне, скорость
через какое-то время снова увеличится
до ^шах, и машинист должен повторить
торможение. В результате средняя ско-
рость движения цср получается меньше,
чем допустимая на данном участке. Такой
режим торможения при пневматическом
тормозе обусловлен большой инерционностью тормоза и невозможностью
отрегулировать тормозную силу так, чтобы она была равна ускоряющей
силе, а только в этом случае возможно движение поезда с постоянной ско-
ростью V = Цтах.
При электродинамическом тормозе возможно построение замкнутой
системы, автоматического регулирования, обеспечивающей поддержание
заданной скорости движения с учетом ограничений непосредственно по тор-
мозу. Схема функциональных связей такой системы показана на рис. 53.
В режиме реостатного торможения тяговые двигатели переводят в генератор-
ный режим. Для этого якори тяговых двигателей Д1—Дп отключают от тяго-
вого генератора и подключают к тормозным сопротивлениям R1—Rn. Об-
мотки возбуждения 0В1—ОВп тяговых двигателей соединяют последова-
тельно и подключают к возбудителю В.
Скорость движения задает машинист при помощи узла задания УЗ,
и соответствующий сигнал поступает в функциональный преобразователь
ФП. Сюда же поступают сигналы фактической скорости движения от дат-
чика скорости ДС, датчика тока якоря двигателя ДТД и датчика тока воз-
буждения ДТВ. При рассогласовании величин действительной и заданной
скоростей функциональный преобразователь выдает команду возбудителю
на соответствующее изменение тока возбуждения /в, чем регулируется ток
якоря /я, а следовательно, и тормозное усилие В (1Я, /в). При этом учиты-
вают ограничения по мощности тормозных сопротивлений, пропорциональ-
ной /1, по максимальному току якоря /я или току возбуждения /в и ограни-
чение по коммутации, зависящее от скорости, тока якоря и тока возбуждения.
Реостатным тормозом управляют при помощи тех же органов, что и
пневматическим тормозом. При торможении поезда краном машиниста
Рис. 53. Схема функциональных связей САУ электродинамическим тормозом
130
на локомотиве включается электрический тормоз, причем величина тормоз-
ной силы пропорциональна величине разрядки тормозной магистрали. При
экстренном торможении электрический тормоз включается на полную мощ-
ность с учетом ограничений. При торможении вспомогательным краном
включается только электрический тормоз, причем тормозная сила, как и
при пневматическом торможении, определяется положением рукоятки
крана. При отпуске воздушного тормоза выключается и электрический.
Всякая неисправность электрического тормоза приводит к автоматическому
включению пневматического тормоза. На локомотиве для исключения юза
не допускается одновременная работа электрического и воздушного тор-
мозов.
Управление вспомогательными механизмами. Работой тормозного ком-
прессора управляет автоматический регулятор, поддерживающий давление
в главных резервуарах в заданных пределах включением и выключением
компрессора. Работу регулятора контролируют по показаниям манометра,
установленного на пульте машиниста.
Давление масла, топлива и воздуха в системе вспомогательного воздухо-
провода регулируют специальными клапанами. Давление масла контроли-
руют при помощи реле давления масла и по манометрам, установленным
на пульте машиниста и в дизельном помещении, а давление топлива и воз-
духа в магистралях и резервуарах — по манометрам, находящимся в дизель-
ном помещении.
Регулятор напряжения поддерживает постоянным напряжение питания
цепей управления во всем диапазоне нагрузок и частот вращения якоря.
Напряжение контролируют по показаниям вольтметра. Ток заряда батареи
устанавливается автоматически в зависимости от состояния батареи; ток
заряда контролируют по показаниям амперметра. Управление песочницами
осуществляется машинистом или автоматически при срабатывании системы
обнаружения буксования.
Таким образом, на современных тепловозах машинист фактически осво-
божден от управления вспомогательными устройствами, но за ним полно-
стью сохранены функции контроля работы этих устройств.
Устройства защиты. Одновременно с использованием автоматических
регуляторов для поддержания заданной величины параметров, а также при-
боров для контроля их действительных значений, на локомотивах устанавли-
вают устройства защиты, срабатывающие в случае превышения контролируе-
мым параметром его предельной величины. К таким устройствам прежде
всего относят автостоп. При подъезде к запрещающему путевому сигналу
автостоп подает звуковой сигнал и, если в течение определенного промежутка
времени машинист не принимает необходимых мер, включает экстренное
торможение поезда.
Большая группа устройств обеспечивает защиту дизеля:
при превышении максимальной частоты вращения коленчатого вала
(отключается подача топлива в цилиндры, а иногда и подача воздуха);
при снижении давления масла (вначале отключается нагрузка, а затем —
останавливается дизель);
в случае превышения допустимой температуры воды и масла (отключается
нагрузка дизеля);
по давлению в картере дизеля (останавливается дизель при повышении
давления в картере).
Во всех случаях при снятии нагрузки и остановке дизеля на пульте
управления машиниста включается световой сигнал. Большое количество
9*
131
защитных устройств связано с работой пневматической системы и тормозов:
предохранительные клапаны обеспечивают защиту системы в случае превы-
шения давления; реле давления воздуха исключает возможность включения
тягового режима, если давление в главных резервуарах ниже заданного;
при резком снижении давления в тормозной магистрали (обрыв магистрали
или экстренное торможение) отключается нагрузка тягового генератора
и т. д. Предусмотрена и защита электрической передачи: при пробое изоля-
ции на корпус срабатывает реле заземления и отключает нагрузку генера-
тора; то же самое происходит при пробое вентилей выпрямительной уста-
новки; для защиты от коротких замыканий в цепях управления установлены
автоматические выключатели или предохранители.
На всех тепловозах предусмотрена защита от буксования колесных
пар. При электрической передаче эта защита воздействует на мощность
тягового генератора, а при гидравлической — на дизель или передачу.
Одновременно машинисту подается звуковой сигнал, а в некоторых систе-
мах — включаются песочницы или предусмотрено подтормаживание колес-
ных пар локомотива.
Защитные устройства, как правило, преобразуют контролируемые пара-
метры в электрические сигналы и воздействуют на систему управления
локомотива.
§ 20. АВТОМАТИЗАЦИЯ УПРАВЛЕНИЯ ЛОКОМОТИВОМ
В настоящее время автоматизированы многие процессы управления
локомотивом и, прежде всего, управление силовой установкой и вспомога-
тельными механизмами. Однако автоматизация, выполняемая для отдельных
агрегатов или систем, не носит комплексного характера. Это приводит
к большому количеству разнотипных элементов и конструктивных решений,
что, в свою очередь, связано с усложнением и снижением надежности систем
в целом. Кроме того, машинист не освобождается от необходимости система-
тически воздействовать на многие органы управления и контролировать
показания большого количества приборов. Рассеивание внимания маши-
ниста на многие объекты снижает безопасность движения. Все это приобре-
тает особое значение в условиях увеличения скоростей движения. При руч-
ном управлении невозможно обеспечить необходимый анализ всех условий
движения и правильный выбор оптимального варианта, гарантирующего
экономичный режим ведения поезда.
Выполнение всех указанных требований возможно при комплексной
автоматизации процессов управления локомотивом с использованием совре-
менной вычислительной техники. Такие системы в настоящее врёмя при-
меняют в других видах транспорта: автопилоты — в авиации, автоматиче-
ское управление движения судов и др.
Наиболее просто формализуемым, а следовательно, и поддающимся
автоматизации является процесс управления силовой установкой локомо-
тива. В настоящее время на двух дизель-поездах ДР-1 проходит испыта-
ния машина «Дельта» централизованного контроля и управления (МЦКУ).
Эта машина предназначена для преобразования потока информации в удоб-
ную для автоматизации форму и формирования команд управления. Через
исполнительные устройства машина осуществляет защиту агрегатов и меха-
низмов при отклонении контролируемых параметров от заданных норм,
позиционное регулирование заданных параметров и логические операции
по управлению силовыми механизмами.
132
Машина «Дельта» может измерять до 20 параметров (температура, давле-
ние, скорость, уровень жидкости, постоянный и переменный ток, напря-
жение и др.) и сигнализировать об отклонении 30 параметров от заданных
значений. Сигнализация предусмотрена предупредительная с указанием
адреса отклонения (мигание лампы и звуковой сигнал) и аварийная (непре-
рывное горение лампы, звуковой сигнал и появление на цифровом табло
номера силовой установки, номера точки отклонения и фактической вели-
чины аварийного параметра в цифровом изображении и абсолютных еди-
ницах). При отклонении нескольких параметров от нормы машина указы-
вает фактическую последовательность выхода параметров, что позволяет
сразу определить первопричину неисправности. В машине предусмотрен
релейный выход для управления защитным устройством.
По команде машиниста машина «Дельта» может представлять информа-
цию в цифровом виде и абсолютных единицах по любому из контролируемых
параметров. Скорость опроса контролируемых величин — 30 точек в се-
кунду. Предусмотрена параллельная работа машин (до четырех) с соответ-
ствующим увеличением объема перерабатываемой информации. В машине
заложена логика управления системой пуска дизеля и управления котлом-
подогревателем. Машина осуществляет автоматический и оперативный кон-
троль исправности своих узлов, а в случае возникновения неисправности
указывает ее адрес. В машине «Дельта» использован универсальный гибрид-
ный пленочный логический элемент 2ЛБ102 (ЛЗ-З). Машина выполнена в виде
отдельных секций с выносным пультом управления.
Функции, выполняемые машиной, могут быть существенно расширены.
Например, предполагается возложить на машину следующие операции:
запись параметров движения поезда (скорость, время, путь, показания сиг-
налов, силу торможения и т. д.); автоматическое переключение аппаратов
гидравлической передачи; определение степени загрузки вагонов дизель-
поезда и выдачу сигналов в тормозную систему; защиту от буксования и юза;
управление системой регулирования температуры воздуха в салонах дизель-
поезда; запись некоторых параметров в течение длительного времени для
оценки динамики их изменения и диагностики состояния контролируемых
узлов.
Таким образом, уже первая попытка создания машины централизован-
ного контроля и управления позволила освободить машиниста от многих
функций контроля и управления.
К недостаткам машины «Дельта» следует отнести большие габаритные
размеры и массу (около 500 кг), а также высокую стоимость. Однако появле-
ние новых конструктивных элементов и развитие вычислительной техники
позволят исключить и эти недостатки. Внедрение МЦКУ и расширение
ее функций в настоящее время сдерживаются также отсутствием полного
комплекта датчиков измеряемых параметров с унифицированным вы-
ходом.
В условиях повышения скоростей движения особое внимание привле-
кают системы автоматического регулирования скорости. При наличии на локо-
мотиве такой системы машинист задает устройству нужную скорость движе-
ния, которая поддерживается автоматически с заданной точностью измене-
нием режима работы силовой установки или включением торможения с уче-
том ограничений по мощности, нагреванию, сцеплению и т. д. Подобные
устройства полностью особождают машиниста от необходимости контроля
за скоростью, нагрузкой и другими параметрами и позволяют сосредоточить
все внимание на наблюдении за сигналами и состоянием пути.
133
Рис. 54. Схема функциональных связей системы автоматической стабилизации скорости
движения поезда:
1 — пульт машиниста; 2 — корректор; 3 — следящее устройство; 4 — блок выбора режима; 5 — кор-
ректирующее устройство; 6 — силовая установка; 7 — система торможения; 8 — датчик скорости
В настоящее время устройствами регулирования скорости оборудованы
[1 ] многие французские электровозы и электропоезда, все электровозы серии
ЕОЗ и частично ЕЮ (ФРГ), электровозы с тиристорным регулированием
напряжения (Швеция), четырехсистемный электроподвижной состав транс-
европейских линий (Швейцария). На тепловозе М1200 фирмы Краусс—
Маффай (ФРГ) использована система управления, обеспечивающая автома-
тический разгон, движение, торможение, защиту от буксования и юза, защиту
по уровню и температуре воды и давлению масла в системах дизеля и по тем-
пературе масла гидравлической передачи.
Устройства регулирования скорости представляют собой автоматиче-
ские системы, работающие в следящем режиме. В общем случае 1лтакая система
должна содержать узлы задания скорости ЗС (рис. 54), ускорения ЗУ и за-
медления 33, >при помощи которых машинист задает нужную скорость
движения и уровень ускорения или замедления.
Сигналы с выхода задатчиков поступают в корректор 2, сглаживающий
резкие отклонения входных сигналов при изменении положения органов
управления задатчиков. Это необходимо во избежание больших ускорений
при изменении режима движения. Сигнал заданной скорости v3 на выходе
корректора сравнивается с сигналом фактической скорости уф, поступаю-
щим отдатчика скорости <$, и рассогласование Ду через блок 4 выбора режима
поступает в систему управления силовой установки 6, вызывая в зависимости
от знака Ду увеличение или уменьшение мощности А/с. у силовой установки.
Если при положительном Ду мощность Nc. у = 0, то блок 4 выбора режима
направляет сигнал управления в систему торможения 7. Корректирующее
устройство 5 следит за режимом работы силовой установки, вводя заданные
ограничения.
Таким образом, система управления стремится обеспечить режим дви-
жения, при котором Уф = у3 с установленной степенью точности Ду. Обычно
принимают Ду = 1ч-3 км/ч.
Наиболее сложной является задача стабилизации скорости, исключаю-
щей затухающие колебания в процессе регулирования. Для этого системе
задают определенную степень нечувствительности, обеспечивают нужный
закон изменения у3 на выходе корректора и вводят корректирующие связи,
например, по скорости изменения сигнала рассогласования Ду и т. д.
1 Феоктистов В. П., Шапкин Н. И. Автоматическое регулирование скорости электро-
подвижного состава.— «Железнодорожный транспорт», 1968, № 3, с. 86—91.
134
Конструктивно устройства регулирования скорости обычно выполняют
в виде аналоговых счетно-решающих устройств. Применение полупроводни-
ковых приборов, интегральных схем и прогрессивных конструкций позво-
ляет создать достаточно надежные устройства. Во всех схемах предусма-
тривают возможность перехода на ручное управление. Устройства регули-
рования скорости являются основными в системах автоматического управле-
ния движением поезда — системах автомашиниста.
Серьезным препятствием для внедрения подобных устройств на тепло-
возах является присущее им более частое изменение режима работы сило-
вой установки по сравнению с ручным управлением. Для дизеля это может
привести к снижению экономичности и повышению износов. Однако частота
переключений зависит от заданной величины статической ошибки Av,
поэтому вероятно и здесь можно найти оптимальное соотношение.
Автоматические системы управления локомотивом (автомашинист)
должны обеспечить повышение безопасности движения и пропускной спо-
собности жел. дор., снижение эксплуатационных расходов в результате
сокращения численности локомотивных бригад и уменьшения расхода
топлива, облегчить условия работы локомотивных бригад. Такие системы
могут быть выполнены программными и самонастраивающимися.
Программная система обеспечивает режим ведения поезда в соответствии
с заранее разработанной и введенной в систему программой, движущейся
синхронно с локомотивом. Программу ведения поезда заранее рассчитывают
для разных весов поездов исходя из условия выполнения заданного графика
движения и минимального расхода топлива. Получив сведения о фактиче-
ском весе, машинист включает соответствующую программу, по которой и
осуществляется весь процесс управления. Коррекцию программы в условиях
сложной конкретной ситуации в этом случае выполняет машинист. Такие
системы достаточно просты, однако не обеспечивают полного выполнения
указанных требований. Очевидно, что программные системы могут быть
целесообразны только в тех случаях, когда тепловозы в эксплуатации боль-
шую часть времени работают при частичных нагрузках. Если по условиям
движения (профиль пути, вес поезда и др.) тепловоз в основном работает
с полной мощностью, то программная система получается ограниченной
в возможных вариантах и может не дать экономического эффекта.
На движение поезда влияет большое количество различных случайных
факторов: состояние пути и подвижного состава, атмосферные условия,
которые оказывают влияние не только на сопротивление движению поезда,
но и на характеристики силовой установки, и другие. Машинист не может
учесть все эти случайные возмущения и ввести соответствующие коррективы
в программу движения. Если необходимая коррекция вводится в систему
автоматического управления (САУ) автоматически, то получается самона-
страивающаяся САУ. Такая САУ, получая оперативную информацию от ком-
плекса датчиков, выполняет тяговые расчеты и выбирает оптимальный режим
движения. Самонастраивающиеся САУ могут быть выполнены только
на основе электронных вычислительных машин. В настоящее время такие
системы еще слишком сложны и громоздки и не находят практического при-
менения.
Первая попытка использования на тепловозе системы автоматического
управления была выполнена в ЛИИЖТе, где на основании теоретических
и экспериментальных исследований разработана и испытана программно-
поисковая система автоматического управления тепловозом в грузовом дви-
жении [105], предназначенная для экономического программного управле-
135
Рис. 55. Схема функциональных связей САУ тепловозом:
1 — оперативный блок; 2 — блок автоматической остановки; 3 — блок постоянных программ; 4 —
переключение постоянных программ; 5 — узел логического выбора программ; 6 — линейные сигналы;
7 — блок автоматического разгона; 8 — блок торможения; 9 — блок сравнения параметров s, и и i;
10 — узел обработки информации датчиков; 11 — датчики
ния движением поездов различного веса с соблюдением установленного
графика.
Программы для САУ рассчитывали на ЭЦВМ для различных весов
поездов с учетом изменения сопротивления движению из-за метеорологиче-
ских условий, рода поезда (груженый, порожний), отклонений характери-
стик тепловоза, фактического тормозного коэффициента и т. д.
Схема функциональных связей САУ показана на рис. 55. В блоке
постоянных программ 3 хранятся программы экономического управления
на выбранном участке обращения для нескольких весов поезда. Режим упра-
вления записывается на ленте в виде времени движения тепловоза на фикси-
рованной позиции контроллера или времени движения на одной из ступе-
ней торможения. Лента программного устройства движется синхронно
с поездом. Кроме того, в блок постоянной программы поступают данные
об ограничении скорости и времени движения по графику с интервалом
3—5 мин.
Перед отправлением поезда машинист при помощи блока переключения
постоянной программы устанавливает программу, соответствующую факти-
ческому весу поезда. При установке рукоятки контроллера на первую пози-
цию включается блок 7 автоматического разгона по времени, подающий
команды в оперативный блок /, который выполняет функции контроллера
машиниста и осуществляет необходимые переключения в цепях управления
тепловозом. При достижении заданной скорости управление автоматически
переключается с блока разгона на блок постоянных программ. В блоке срав-
нения 9 действительные значения пройденного пути s, скорости v и времени t
сравниваются с информацией, записанной в программе. Величины s, v и /,
полученные с соответствующих датчиков, в блоке обработки информации
10 преобразуются в электрические сигналы, удобные для сравнения.
Если действительное время t больше времени /пр, записанного в про-
грамме, то блок логического выбора программы совместно с блоком пере-
ключения переводит блок постоянной программы в режим, соответствующий
большему весу поезда, т. е. большей мощности локомотива. Этот режим сохра-
няется до начала следующего участка программы, при вступлении на кото-
рый вновь сравниваются действительное и программное время. При повтор-
136
ных отставаниях по времени мощность локомотива и далее будет увеличи-
ваться вплоть до достижения максимальной. При опережении по времени
аналогично происходит снижение мощности.
САУ следит не только за временем движения, но и за скоростью. Если
скорость превышает заданную, то автоматически включается тормозной
блок. Эта система не противоречит системе слежения за временем, которая
является определяющей. Подтормаживание включается и при получении
через блок линейных сигналов, предупредительного сигнала от локомотив-
ной сигнализации. При запрещающем сигнале через оперативный блок осу-
ществляется сброс нагрузки, а если машинист не примет необходимых мер,
то и торможение до полной остановки поезда.
Блок управления контролирует синхронность перемещения программы.
Он содержит устройство, которое в момент прохождения светофоров коррек-
тирует перемещение программ в соответствии с фактически пройденным
путем. Блок автоматической остановки выполняет остановку поезда в зара-
нее указанном месте.
Таким образом, разработанная САУ представляет собой программную
систему со слежением за временем и скоростью, осуществляющую поиск
оптимальной программы для выполнения графика движения. Опытная САУ
была установлена на тепловозе ТЭЗ и испытана в грузовом движении на
Октябрьской жел. дор. Испытания показали, что разработанная САУ обе-
спечивает реализацию заложенной в нее оптимальной программы ведения
поезда. В настоящее время ведут работы по ее дальнейшему совершенство-
ванию.
Наиболее полно все преимущества автоматического управления движе-
нием поезда могут проявиться при решении задачи так называемого опти-
мального управления, т. е. управления, целью которого является обеспече-
ние оптимума (максимума или минимума) какого-либо параметра, выбран-
ного в качестве критерия оптимальности. Выбор этого критерия определяется
поставленной целью.
Для управления локомотивом основной задачей является обеспечение
минимальных народнохозяйственных издержек на перевозку грузов, так
как расписание движения, т. е. время отправления и прибытия, обычно бы-
вает задано. В этом случае минимальные затраты на перевозку часто совпа-
дают с минимальным расходом топлива локомотивом, так как остальные
составляющие (амортизация транспортных средств, зарплата, потери на
отвлечение грузов из оборота на время перевозки и др.) определяются
только временем движения, а расход топлива зависит не только от времени
работы локомотива, но и от закона изменения мощности силовой установки
в функции пути или времени движения. Определив закон движения, при
котором обеспечивается минимальный расход топлива, можно тем самым
обеспечить и минимальные издержки на транспортировку груза. Поэтому
критерий минимального расхода топлива часто используется для оптималь-
ного управления движением транспортных средств.
Следует подчеркнуть разницу между оптимальным по расходу топлива
управлением локомотивом и силовой установкой. В первом случае целью
управления является реализация такого закона изменения мощности в функ-
ции пути или времени, при котором для заданного времени движения обес-
печивается минимальный расход топлива. Во втором случае целью управ-
ления является выбор такого режима работы силовой установки, при кото-
ром для заданной мощности обеспечивается минимальный удельный рас-
ход топлива.
137
Другим критерием оптимального управления может быть, например,
критерий минимального времени достижения пункта назначения. Такое
управление обеспечивает максимальную пропускную способность.
При оптимальном управлении по любому из выбранных критериев
необходимо учитывать существующие ограничения (по пути, скорости,
мощности силовой установки и т. д.). Вопросы оптимального управления
движением транспортных средств подробно исследованы при помощи вариа-
ционных методов [105, 130, 131]. Определение оптимального по расходу
топлива закона распределения скорости при заданном времени движения Т
и длине перегона Lo в случае тепловозной тяги осложняется тем, что при-
ходится учитывать характеристики всех элементов силовой установки
тепловоза (дизеля, передачи) и законы изменения сопротивления движению
поезда.
Для тепловозных дизелей, с достаточной степенью точности, можно
принять зависимость удельного расхода топлива [130] g = 1 4- alp, где р —
мощность дизеля в относительных единицах, а — постоянный коэффициент.
Интенсивность расхода топлива аппроксимируется зависимостью
? = gP = Р + а- Уравнение движения поезда можно записать в виде
^-^-(s')2 + ffi’s'==nP, (15)
где m — масса поезда; s' — первая производная пути по времени — ско-
рость поезда; w — сопротивление движению поезда; т] — к. п. д. передачи,
принимаемый постоянным.
В тяговых расчетах сопротивление движению поезда разделяют на зави-
сящее только от координаты поезда (s) и только от скорости w2 =
= k (s')2 + fei (s')3, где k и k± — постоянные коэффициенты. Тогда в без-
размерном виде уравнение (15) движения поезда принимает вид
s"s' + s' + k (s')2 4" К (s')3 = ЛР»
где s" — вторая производная пути по времени — ускорение поезда.
Расход топлива на прохождение перегона за время Т
т т т
G = j qdt = — J [s"s' 4- w±s' 4~ k (s')2 + kx (s')3] dt + j cl dt.
0^0 0
Оптимальным будет закон управления s (/), доставляющий минимум
функционалу
т
J = J [s"s' + wxs' 4- k (s')2 + К (s')3] dt. (16)
0
Эти функции s (t) находят из уравнения Эйлера—Пуассона, которое
для функционала (16) имеет вид s" (2k + &k1s") = 0. Отсюда s" = 0 и
2/? + 6V = 0- (17^
Из уравнения (17) следует, что s' = const.
Таким образом, оптимальным по расходу топлива является движение
€ постоянной скоростью. Это условие не зависит от профиля пути и действи-
тельно для любой зависимости сил сопротивления движению от пути. Если
сопротивление движению не является постоянной величиной, то закон
s' = const может быть выполнен лишь в результате изменения мощности
силовой установки. Отметим, что для силовой установки оптимальным по
расходу топлива является закон р = const при g = gmin-
138
Рис. 56. Зависимости оптимального режима дви-
жения поезда при отсутствии крутых уклонов
Следовательно, оптимальным является
закон движения, показанный в виде
кривой ОАВС на рис. 56. Однако на этот
закон накладывают ограничения, опреде-
ляемые условиями движения и характе-
ристиками локомотива. С учетом этих
ограничений, если уклоны не являются крутыми, оптимальным будет сле-
дующий режим движения:
разгон при максимальном ускорении s" = s'max, определяемом по усло-
виям сцепления и характеристикам передачи (участок ОА'), и разгон при
максимальной мощности силовой установки р = ртах (участок Л'Л");
движение с постоянной скоростью s' = v0 (участок Д"В');
движение на выбеге р = 0 перед остановкой (участок В'В"),
торможение при ускорении s" = Smax, определяемом отсутствием юза
(участок В "С).
Величину и0 выбирают так, чтобы средняя скорость движения по пере-
гону иср = j v dt = , так как только в этом случае выполняется
о
заданное расписанием время движения по перегону.
Если на перегоне имеются крутые уклоны, то возможны случаи, когда
движение при v = v0 невозможно из-за ограничения по мощности силовой
установки р ртах. Тогда, при условии выполнения графика движения,
оптимальным будет закон, показанный на рис. 57, а. Перед входом на подъем
скорость должна быть увеличена на Av, равное снижению скорости Aи
при движении на подъеме. Если увеличение скорости на A v невозможно
из-за ограничения по максимальной скорости v vmax, то скорость должна
быть увеличена так, чтобы заштрихованные площади были равны
(рис. 57, б).
Для реализации оптимального по расходу топлива управления необхо-
димо знать скорость vQ, которую определяют на основании тяговых расчетов
при условии, что средняя скорость движения равна заданной по распи-
санию.
Экспериментальная проверка подтвердила, что минимальный расход
топлива получается при постоянной скорости [106].
Рис. 57. Зависимости оптимального режима движения поезда при наличии крутых уклонов:
а и б — соответственно без ограничения и с ограничением по максимальной скорости
139
Рис. 58. Схема- функциональных свя-
зей поискового оптимального регу-
лятора
Описанный метод анализа
и определения оптимального за-
кона управления движением
применим только в том случае,
когда известна зависимость ин-
тенсивности расхода топлива
от условий движения.
Возможно создание автоматического оптимального регулятора, если
интенсивность расхода топлива q является функцией скорости s' и пути s,
т. е. q = q (s', s), но конкретная зависимость не известна [130].
Структурная схема такого регулятора показана на рис. 58. На вход
регулятора от соответствующих датчиков поступают интенсивность расхода
топлива qQ и скорость движения у0, которые запоминаются в блоках задержки
Б31 и Б32. Затем подача топлива изменяется на величину \q и через какое-то
время, когда новое значение скорости можно будет считать установив-
шимся, текущие значения q и v в блоках БС1 и БС2 сравниваются с имею-
щимися в блоках задержки Б31 и Б32 величинами q0 и и0. Сигналы рассо-
гласования Ли Ли и величины q0 и и0 поступают в вычислительный блок,
в котором определяется функция v (Л^/Ли) — q. Значение этой функции
в блоке БСЗ сравнивается с некоторой постоянной С и при рассогласовании
подается импульс в силовую установку СУ для изменения подачи топлива
в зависимости от знака сигнала рассогласования.
Поиск оптимальной подачи продолжается до тех пор, пока не будет
выполнено условие оптимальности v (Л^/Лу) — q = С.
Следовательно, работа такого регулятора возможна только в том слу-
чае, когда условия движения меняются достаточно медленно, т.е. за время
поиска регулятором оптимального соотношения эти условия изменяться
не должны. Постоянную величину С определяют по приближенным зависи-
мостям q (s', s) и корректируют во время пробных поездок.
При постановке и решении задач оптимального управления следует
сравнивать эффект, получаемый при оптимизации, с эффектом применяемого
в данный момент управления или с эффектом управления, осуществляемого
более простыми средствами. Это необходимо для оценки окупаемости затрат
на оптимизацию, так как возможно существенно более простое управление,
обеспечивающее в то же время результаты, мало отличающиеся от опти-
мальных. Как и в случае автоматического регулирования скорости, опти-
мальное управление связано с более частым изменением режима работы
силовой установки тепловоза, что может погасить выигрыш, получаемый
в результате использования оптимального закона управления. В настоящее
время работы по оптимальному управлению применительно к тепловозам
еще не вышли из стадии поисковых исследований.
Внедрение автоматических систем управления на транспорте долгое
время сдерживалось в связи с большой их сложностью и малой надежностью.
Быстрое развитие бесконтактных устройств с полупроводниковыми и магнит-
ными элементами и создание принципиально новых приборов позволили
резко повысить надежность автоматических систем.
Глава VII
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ, СМАЗКИ И ТОПЛИВНЫЕ
§ 21. ВОДЯНАЯ СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ
Назначение и типы. Для осуществления циркуляции воды между холо-
дильником и водяной полостью цилиндров дизеля, теплообменниками,
охлаждающими масло дизеля и масло гидравлической передачи, и воздухо-
охладителями (если применено охлаждение наддувочного воздуха) предназна-
чена водяная система охлаждения. Кроме того, водяная система позволяет
обогревать кабину машиниста и прогревать дизель и все основные агрегаты
систем (секций холодильников, теплообменники и трубопроводы) после дли-
тельной стоянки перед пуском или в зимнее время для поддержания рабо-
чих температур теплоносителей.
Водяные системы охлаждения классифицируют по следующим признакам.
Открытые и закрытые системы. Открытые — применяют при средне-
температурном охлаждении (температура воды на выходе из дизеля равна
85—90° С). В закрытых, или высокотемпературных, системах допускаемая
температура воды равна 120° С и выше.
Одно-, двух- и трехконтурные системы. В одноконтурных водяных
системах с воздушно-радиаторным охлаждением горячая вода из дизеля
поступает в холодильник, откуда засасывается насосом и нагнетается в ди-
зель для охлаждения цилиндров. Этот контур называют основным. В двух-
контурных системах кроме основного есть контур циркуляции воды для
прогрева масла и топлива. В водяных системах охлаждения отдельных тепло-
возов для контура обогрева применены свои водяные насосы. В трехконтур-
ных системах третий контур предназначен для охлаждения воды воздухо-
охладителя (тепловозы ТЭ10, первые выпуски ТЭП60).
Если на тепловозе установлены водомасляные теплообменники для охла-
ждения масла дизеля или масла гидравлической передачи, то основной кон-
тур может быть выполнен с одним или двумя кругами циркуляции воды.
При одном круге циркуляции (рис. 59, а) горячая вода из дизеля проходит
через радиатор холодильника, водомасляный теплообменник и воздухо-
охладитель, а затем возвращается в дизель. В этом случае необходим один
насос и проще устройство всей системы, но из-за малых температурных
перепадов габаритные размеры теплообменников увеличиваются. При двух
кругах циркуляции (рис. 59, б) вода дизеля и вода водомасляного тепло-
обменника с воздухоохладителем имеют свои круги циркуляции, оборудо-
ванные самостоятельными насосами.
Системы с водоподогревательными устройствами (котлы-подогреватели
или_ электронагревательные устройства) и без этих устройств.
141
Рис. 59. Схема водяных
систем охлаждения:
а — одноконтурная; б —
двухконтурная; 1 — водо-
воздушные секции холодиль-
ника; 2 — водомасляный
теплообменник; 3 — водяной
циркуляционный насос; 4 —
воздухоохладитель; 5 — ди-
зель; 6 и 7 — водовоздуш-
ные секции холодильника
соответственно второго и
первого кругов циркуляции;
8 и 9 — насосы соответст-
венно первого и второго
кругов циркуляции
Системы с автоматическим, смешанным и ручным регулированием тем
пературы воды.
Открытая водяная система с водоподогревательным котлом тепловоза
ТЭЗ первых выпусков имеет два контура (рис. 60).
Основной контур. К водяному центробежному насосу 1 производитель-
ностью НО—112 м3/ч поступает охлажденная в холодильнике вода, которая
нагнетается насосом в водяной коллектор 15, совмещенный с выпускным
коллектором дизеля 2Д100, в водяные полости выпускных коробок и рубашек
гильз цилиндров дизеля, в коллектор 16 и далее по трубопроводу 10 в водя-
ные секции холодильника.
Рис. 60. Водяная система тепловоза ТЭЗ с дизелем 2Д100:
1 — водяной центробежный насос; 2 — прокачивающий насос котла-подогревателя; 3 — котел-подо-
греватель; 4 — трубопровод охлажденной воды; 5 — топливоподогреватель; 6 — маслоподогреватель;
7 — секции холодильника; 8 — расширительный бак; 9 — обратный клапан; 10 — трубопровод горя-
чей воды; И — электротермометр второй секции; 12 — электроманометр; 13 — электротермометр;
14 — термореле; 15 — коллектор охлажденной воды дизеля; 16 — коллектор горячей воды дизеля;
17 — калорифер для обогрева кабины машиниста; 18 — кран для спуска воды из системы
142
Такая замкнутая циркуляционная система характерна для всех тепло-
возов, имеющих один водяной контур. К основному контуру подключен
водяной расширительный бак 3, предназначенный для пополнения утечек
воды и удаления паров и воздуха из системы циркуляции.
Контур для прогрева системы. При н еработающем дизеле в зимнее
время приводится в действие водяной прокачивающий насос 2, подающий
воду в котел-подогреватель 3. Нагретая вода поступает последовательно
в масло- и топливоподогреватели, подводится к трубопроводу 10основного
контура и далее к холодильнику, где поддерживает необходимую темпера-
туру, а затем через главный водяной насос в двигатель — для обогрева ци-
линдров и трубопроводов. На последующих выпусках тепловозов ТЭЗ водо-
подогревательные котлы и маслоподогреватели не устанавливали. Из кол-
лектора 16 часть горячей воды поступает в калорифер, расположенный
в кабине машиниста, а затем в трубопровод 4.
Максимальная температура воды в системе предусмотрена равной 90° С;
при достижении этой температуры автоматически срабатывает термореле 14,
снимающее возбуждение с тягового генератора тепловоза. Для контроля
давления и температуры воды предназначены электроманометры 12 и электро-
термометры 13.
Тепловозы, оборудованные дизелями с охлаждением наддувочного
воздуха (ТЭП60, 2ТЭ10Л, ТЭ109, 2ТЭ116 и др.), имеют, как правило, двух-
контурную водяную систему. Исключение составляет водяная система
охлаждения тепловоза ТЭ109 с дизелем 1А-5Д49 и некоторые системы зару-
бежных тепловозов.
Рис. 61. Водяная система тепловоза 2ТЭЮЛ:
Л 3, 6, 7 и 12 — трубопроводы второго круга циркуляции воды; 2 — водомасляный теплообменник;
4 и 5 — водяные насосы, соответственно первого и второго контуров циркуляции воды; 8 — воздухо-
охладитель наддувочного воздуха; 9 — дизель; 10, 11, 13, 15, 17 и 18 — трубы первого круга циркуляции
воды; 14 — топливоподогреватель; 16 — водяной бак; 19 и 20 -— водяные секции холодильника соот-
ветственно первого и второго кругов циркуляции воды
143
Рис. 62. Водяная система тепловоза 2ТЭ116 с дизелем 1А-5Д49:
/ _ водяные секции холодильника второго круга циркуляции (для охлаждения воды водомасляного»
теплообменника и воздухоохладителя); 2 — водяные секции холодильника первого круга циркуляции
(для охлаждения воды дизеля); 3 — термореле; 4 — топливоподогреватель; 5 — бачок санузла; 6 —
трубопроводы первого круга циркуляции; 7 — расширительный бак; 8 — трубопроводы второго круга
циркуляции; 9 — водяной циркуляционный насос второго круга циркуляции; 10 — водяной циркуля-
ционный насос первого круга циркуляции; 11 — воздухоохладитель; 12 — реле комбинированное
(КР-2); 13 и 14 — электротермометры; 15 — водомасляный теплообменник; 16 — дизель-генератор;
17 __ вентиляционно-отопительный агрегат; 18 — водяной насос для прокачивания воды перед пуском;.
19__трубопровод для заправки и слива воды; 20 — клапан без возвращающего устройства
Общая схема двухконтурной водяной системы тепловоза 2ТЭ10Л с водо-
масляным теплообменником приведена на рис. 61. Первый контур этой
системы предусмотрен для охлаждения цилиндров дизеля. Нагретая вода,
из дизеля 9 по трубопроводу 10 поступает в секции 19 холодильника, где'
охлаждается, а затем по всасывающей трубе 11 подается к насосу 4. От
этого контура по трубам вода поступает к грелкам ног машиниста, к ото-
пительной установке кабины и в топливоподогреватель 14.
Второй контур предусмотрен для охлаждения наддувочного воздуха*
и масла дизеля. Вода этого контура из секций 20 холодильника по трубо-
проводу 1 поступает в водомасляный теплообменник 2, откуда по трубопро-
воду 3 всасывается насосом 5 и поступает к воздухоохладителям 8 надду-
вочного воздуха.
Двухконтурная система тепловоза 2ТЭ116 показана на рис. 62. Осо-
бенностью этой системы является применение водяного насоса 18 для про-
качивания воды перед пуском дизеля и более строгое регулирование ее тем-
пературы.
На тепловозе ТЭ109 с дизелем 1А-5Д49 применена одноконтурная система
(рис. 63), при которой вода из дизеля по трубопроводу 6 поступает в холо-
дильник, затем в воздухоохладитель, водомасляный теплообменник и дизель.
На схеме показана разводка воды в переднюю и заднюю кабины машиниста^
для отопительно-вентиляционных агрегатов и санузла.
Закрытая водяная система применена на тепловозах с температурой
воды 100° С (тепловоз ТГ102) и более (высокотемпературное охлаждение).
На тепловозе ТГ102 (рис. 64) каждый дизель оборудован автономной водяной
системой охлаждения. Дизели связаны системой обогрева. Водяной центро-
бежный насос 12 нагнетает воду из холодильника в дизель для охлаждения^
144
Рис. 63. Водяная система тепловоза ТЭ109 с дизелем 1А-5Д49:
1 — расширительный бак; 2 — водяные секции холодильника; 3 — циркуляционный трубопровод
к компрессору; 4 — топливоподогреватель; 5 — термореле; 6 — трубопровод горячей воды; 7 — ком-
бинированные реле КР-2; 8, 9 и 10 — датчики электротермометров, расположенных на пультах управ-
ления кабины машиниста; 11 — воздухоохладитель; 12 — циркуляционный насос; 13 — водомасляный
теплообменник; 14 — водяной бак умывальника; 15 и 18 — отопительно-вентиляционные агрегаты;
16 — трубопровод для слива воды; 17 — трубопровод для набора воды в систему
его цилиндров. Нагретая в дизеле вода поступает в холодильник через
закрытый расширительный водяной бак. Давление воды в системе выше
атмосферного на 0,5—0,75 кгс/см2. Если давление поднимается выше
0,75 кгс/см2, то пар автоматически выпускается паровоздушным клапаном 9.
При понижении давления в системе по сравнению с атмосферным на 0,04—
0,08 кгс/см2 открывается воздушный клапан того же паровоздушного кла-
пана 9. Приведенная закрытая водяная система охлаждения позволяет повы-
шать температуру выходящей из дизеля воды до 105° С.
Рис. 64. Закрытая водяная система тепловоза ТГ102:
1 — калорифер; 2 — кран для удаления воздуха; 3 — секции холодильника; 4 и 6 — датчики электро-
термометров; 5 — термореле; 7 — расширительный бак; 8 — горловина бака; 9 — паровоздушный
клапан; 10 и 14 — пароотводящие трубы; 11 — дизель М756; 12 — водяные насосы дизелей; 13 — вен-
тили прогрева первого и второго дизелей; 15 —• бак санузла; 16 — вентиль! прогрева бака санузла;
17 — котел подогрева; 18 — подогреватель топлива и масла; 19 — вентиль отключения подогрева;
20 — вентиль прогрева масла и топлива; 21 и 28 — вентили слива; 22 и 23 — соединительные головки;
24 — насос; 25 — вентиль прогрева систем; 26 — вентиль прогрева первого и второго дизелей; 27 —
перепускные вентили; 29 — вентили отключения калорифера
10 п/р. Панова
145
Оборудование водяной системы. К оборудованию водяной системы охлаж-
дения относят: секции холодильника; воздухоохладители (с водяным охлаж-
дением); водомасляные теплообменники; трубопроводы; насосы; расшири-
тельные баки; калориферы; вспомогательные приборы.
Трубопроводы водяной системы тепловозов изготавливают из стали СтЗ.
По'своему назначению их делят на магистральные (основного круга цирку-
ляции) и вспомогательные, соединяющие магистральные линии с топливо-
подогревателем, расширительным баком, калорифером и т. д. Размеры труб
того или иного назначения на тепловозах одинаковой мощности почти оди-
наковы. Магистральные трубопроводы при насосах производительностью
-80—102 м3/ч у большинства тепловозов имеют размеры 90x3 мм, а при насо-
сах производительностью 150 м3/ч— соответственно 130x3 мм.
Скорость воды в этих трубопроводах равна 3,2—4,5 м/с. Трубы, соеди-
няющие правые и левые коллекторы секций холодильника, имеют размер
70x2 мм или 76x3 мм. Расширительный бак и топливоподогреватели
у большинства тепловозов соединены трубами размером 32x2,5 мм или
34x4 мм, а калориферы и баки санузла — трубами размером 22x2 мм.
Гидравлические сопротивления водяных, масляных и топливных тру-
бопроводов (ДЯП) определяют как сумму сопротивлений, на прямых уча-
стках ДНпр и местных сопротивлений ДЯд:
ДЯП=£ ДЯпр+£ДЯя.
Центробежные водяные насосы устроены однотипно. На рис. 65 приве-
дена конструкция водяного насоса дизеля 10Д100. Основные характеристики
водяных насосов для систем различных тепловозов следующие:
ТЭМ1. ТЭМ2 тэз тэю, 2ТЭ10Л ТГ102 ТГМ1 ТГМЗ ТЭ1Э9, ТЭ116,
Запас воды, кг Производительность первого водяного 950 800 1450 2Х 400 200 430 1250
насоса, м3/ч Передаточное число от коленчатого ва- 90 100 150 2X45 20 45 2Х 100* 2Х 80**
-ла к валу насоса Производительность второго водяного насоса (систем охлаждения масла и над- 2,4 2,42 2,42 2,3 2,3 2,3 2,4
дувочного воздуха), м3/ч * С дизелем 2Д70. * * С дизелем 1А-5Д49. — 100 — — 80
Необходимую производительность водяного насоса и затрачиваемую им
мощность рассчитывают по количеству тепла, передаваемого в дизеле охлаж-
дающей воде, и по величине гидравлического сопротивления сети, на которую
работает насос (при номинальном режиме работы). Количество теплоты
(ккал/ч), отводимой из дизеля охлаждающей водой:
Qb вРв^р в (^2в ^1в)>
•откуда
у =_________5s?____
Рвср В (^2В ^1в) *
где QB — количество теплоты, отводимой из дизеля охлаждающей водой,
при номинальном режиме работы, ккал/ч; Ув — объемный часовой расход
охлаждающей воды, м3/ч; рв — плотность воды, кг/м3; срв — удельная
теплоемкость воды, ккал/кг 0 С; /1в— температура воды на входе в дизель,
°C; /2в —температура воды на выходе из дизеля, °C.
146
Количество теплоты, отводимой из дизеля охлаждающей водой, прини-
мают на основании результатов теплобалансовых испытаний дизеля данного
типа. Если такие данные отсутствуют, то количество теплоты (ккал/ч), отво-
димой из дизеля охлаждающей водой, можно ориентировочно определить
по выражению
Qb = нСрн»
где ав — доля располагаемого тепла дизеля, передаваемая охлаждающей
воде (для дизелей средней быстроходности аъ 0,154-0,20, а для быстро-
ходных ав ^0,1-4-0,15); Nen — эффективная мощность дизеля при номи-
нальном режиме работы, л. с.; gen — удельный эффективный расход топлива
при номинальном режиме, кг/(л. с.-ч); QpH— теплота сгорания топлива
по низшему пределу, ккал/кг.
Расчетная производительность (м3/ч) водяного насоса
VPB = (1,2-1,3)VB.
Мощность (л. с.), потребляемая водяным насосом,
#„„ = V97bAPb , (18)-
вн 27т]вн V 7
где ДРВ — гидравлическое сопротивление водяной системы, обслуживаемой
насосом, кгс/см2; т]вн — к. п. д. водяного насоса.
Рис. 65. Водяной насос дизеля 1 ОД 100:
/ — шестерня; 2 — станина; 3 и 6 — шарикоподшипники; 4 — втулка распорная; 5 — вал; 7 — кольцо
отражательное; 8 — фланец; 9 — втулка-отражатель; 10 — втулка; 11 и 12 —- кольца уплотнительные;
13 — пружина; 14 — рабочее колесо; 15 — корпус; 16 — головка всасывающая; 17___штуцер; 18 —
пробка; 19 и 20 — обоймы
10=
147
Ньмвод.ст.
00
35
30
25
20
15
10
5
О
20 00 60 80 100 120 У,н3/ч
которой пополняют систему при
Рис. 66. Характеристики водяного насоса дизеля
5Д49:
Л — к. п. д. насоса; п — частота вращения вала насоса
Величину гидравлического сопротив-
ления сети принимают по эксперимен-
тальным данным или рассчитывают. Если
известен тип насоса и конструктивное
оформление обслуживаемой им сети, то
производительность насоса и его к. п. д.
определяют наложением характеристики
сети на характеристику насоса, представ-
ляющую графические зависимости вели-
чины напора, развиваемого насосом, от
его производительности при постоянной
частоте вращения вала насоса. В качестве
примера на рис. 66 приведена характери-
стика водяного насоса дизеля 5Д49.
Водяные расширительные баки при-
меняют для размещения запаса воды,
утечках, компенсации изменения объема
воды при отклонениях температуры и удаления из системы паров и воздуха
€ целью предотвращения образования паровых и воздушных мешков. Баки
Рис. 67. Водяной расширительный бак:
/ и 8 — штуцера для подпитки водяных систем; 2 и 11 — водомерные стекла; 3 и 12 — штуцера для
отвода воздуха и пара из систем; 4 — кронштейны для установки бака на тепловозе; 5 — колпак; 6 —
горловина; 7 — теплоизоляционный пакет из микропористой резины; 9 — труба для подачи атмосфер-
ного воздуха; 10 и 14 -— сплошные перегородки; 13 — фланец для подсоединения перепускной трубы
148
на тепловозах ТЭМ1, ТЭМ2, ТЭЗ и ТЭ10 имеют форму прямоугольного парал-
лелепипеда, а на тепловозах ТЭ109, ТЭ114 и 2ТЭ116— форму цилиндра.
Баки оборудованы водомерными стеклами, трубкой для отвода пара в атмо-
сферу, заливной горловиной, перегородками для создания жесткости бака,
штуцерами для присоединения труб к магистрали, направляющей воду
к холодильнику и к трубопроводу, по которому охлажденная вода возвра-
щается к дизелю. В тепловозах с двумя кругами циркуляции бак разделен
сплошной перегородкой; каждый отсек бака обслуживает свой круг цирку-
ляции. На рис. 67 приведена конструкция водяного расширительного бака
тепловоза 2ТЭ10Л.
§ 22. СИСТЕМА СМАЗКИ
Назначение и классификация. Система смазки тепловозов предназна-
чена для подачи масла к поверхностям трения дизеля и вспомогательных
агрегатов, к поршням (в случае необходимости их охлаждения). Система
обеспечивает отвод тепла от масла дизеля и гидравлической передачи,
а также фильтрацию. В системе смазки современных тепловозов предусмо-
трен автономный маслопрокачивающий насос для прокачки масла перед
пуском дизеля и после его остановки.
Системы смазки тепловозов можно классифицировать по следующим
признакам: конструкции охлаждающих устройств; конструкции фильтров
грубой и тонкой очистки; количеству контуров циркуляции; наличию
устройств для подогрева масла перед пуском дизеля или для подогрева при
выключенном дизеле.
Теплота от масла отводится в радиаторе холодильника (тепловозы ТЭ1,
ТЭ2, ТЭЗ, ТЭК), ТЭМ1 и ТЭМ2) или в водомасляном теплообменнике (тепло-
возы ТЭП60, 2ТЭ10Л, М62, ТЭ109, ТЭ116 и др.).
Масло проходит фильтры грубой и тонкой очистки. Через фильтр гру-
бой очистки (щелевой или сетчатый) за каждый круг циркуляции проходит
85—90% масла. В фильтре грубой очистки задерживаются частицы диа-
метром более 0,1—0,15 мм. Через фильтр тонкой очистки по калиброван-
ному отверстию проходит 10—15% масла. На многих опытных и проекти-
руемых тепловозах применены полнопоточные фильтры тонкой очистки,
через которые проходит весь поток масла.
В качестве фильтрующих материалов применяют фильтровальную
бумагу или картон, специальные пористые материалы, хлопчатобумажные
и шерстяные концы, войлок и др. Фильтрами тонкой очистки служат и цен-
трифуги.
Фильтры тонкой очистки очищают масло от всех примесей, в том числе
от смолистых и асфальтовых образований, получающихся в результате
окисления масла и воздействия на него высоких температур. Центрифуги,
как показала их эксплуатация, отделяют в основном твердые механические
примеси. Хорошая работа фильтров и нормальная подача масла к трущимся
поверхностям деталей дизелей обеспечивают повышение их моторесурса.
В отечественных тепловозах применяют одно- и многоконтурные системы
циркуляции масла (рис. 68). Большинство контуров циркуляции оборудо-
вано своими насосами. При одноконтурной системе имеется только основ-
ной контур (тепловозы ТЭ1 и ТЭ2), по которому масло подается от дизеля
к холодильнику и фильтрам и возвращается к дизелю охлажденным и про-
фильтрованным. Циркуляционная система, подающая масло к фильтрам
тонкой очистки и к редукторам привода вспомогательных механизмов, как
правило, включена параллельно главной магистрали основного контура.
149
Рис. 68. Масляная много кон-
турная система:
1 — главный контур; 2 — масло-
подогреватель; 3 — контур про-
грева масла; 4 — центрифуга; 5 —
контур центрифуги; 6 — дизель;
7 — контур прокачки масла через-
редукторы; 8 — редуктор; 9 — кон-
тур прокачки масла перед пуском
дизеля; 10 — фильтр грубой очистки
масла; 11 — фильтр тонкой очистки
масла; 12 — контур фильтра тон-
кой очистки масла; 13 — холо-
дильник
Кроме основного контура предусмотрен контур для прогрева масла
в зимних условиях (тепловозы ТЭМ1, ТЭМ2, ТГ102, ТГМЗ, первые выпуски
тепловозов ТЭЗ). Контур прогрева масла включается при неработающем
дизеле. Масло из поддона дизеля подается отдельным насосом в маслопо-
догреватель, теплообменник и далее в главный контур. В маслоподогрева-
тель поступает горячая вода из котла подогревателя. Маслопрокачивающий
насос приводится в движение от электродвигателя, получающего питание
от аккумуляторной батареи. На современных тепловозах осуществлена
циркуляция масла через центрифуги и прокачивание масла перед пуском
(тепловозы 2ТЭ10Л, ТЭ109, ТЭ116, ТЭП60 и др.).
Некоторые особенности в устройство масляной системы тепловозов вно-
сит наличие сухого картера дизеля (М753, М756, 1Д12). В этом случае необ-
ходима установка масляного бака и двух насосов — нагнетающего и откачи-
вающего.
На тепловозах 2ТЭ10Л применена пятиконтурная масляная система
(рис. 69).
Рис. 69. Схема масляной системы тепловоза 2ТЭ10Л:
1 — передний распределительный редуктор; 2 — трубопровод для подачи масла к редукторам и гидро-
приводу вентилятора холодильника; 3 — дренажный трубопровод для слива масла в картер дизеля;
4 — дизель 1 ОД 100; 5 — верхний и нижний маслораздаточные коллекторы дизеля; 6 — масляный насос
центрифуги; 7 — центрифуга; 8 — трубопровод; 9 — главный масляный насос дизеля; 10 — задний
распределительный редуктор; 11 — трубопровод горячего масла главного контура; 12 — фильтр гру-
бой очистки масла; 13 — трубопровод охлажденного масла главного контура; 14 — перепускной кла-
пан; 15 — водомасляный теплообменник; 16 — фильтр тонкой очистки масла; 17 — гидропривод вен-
тилятора холодильника; 18 — обратный клапан; 19 — предохранительный клапан; 20 и 21 — вентили
набора масла в картер и слива его из картера; 22 — прокачивающий насос
150
Основной контур. Горячее масло (80—85° С) из поддона дизеля насо-
сом 9 нагнетается через трубопровод в водомасляный теплообменник 15
и возвращается охлажденным до температуры 65—70° С через щелевой
фильтр 12 в нижний маслораздаточный коллектор, а затем в верхний коллек-
тор дизеля. Из коллекторов масло поступает к подшипникам коленчатого
вала и другим трущимся поверхностям, а также к поршням дизеля для их
охлаждения. Отработавшее масло стекает в поддон дизеля.
Параллельно основному контуру включен контур фильтра 16 тонкой
очистки масла, из которого масло отводится в поддон дизеля.
Контур прокачивания масла. Для прокачки масла и заполнения им
всей системы перед пуском дизеля установлен прокачивающий насос 22
с электродвигателем, получающим питание от аккумуляторной батареи.
Этот насос забирает масло из поддона дизеля и подает его в трубопроводы
и раздаточные коллекторы дизеля, а оттуда к трущимся поверхностям дета-
лей дизеля.
Контур центрифуги. Насос 6 подает масло в центрифугу 7. Очищенное
масло стекает в поддон дизеля.
Контур подачи масла к вспомогательным механизмам. Масло, охлажден-
ное в водомасляном теплообменнике 15 и очищенное в фильтре грубой
-очистки 12, частично поступает (через предохранительный клапан и трубопро-
вод S) в трубопровод 2. Затем масло проходит через редукционные клапаны
к переднему 1 и заднему 10 распределительным редукторам, а также к гидро-
приводу 17 вентилятора холодильника. Отработанное масло по дренажному
трубопроводу 3 сливается в поддон дизеля 4.
Система смазки тепловоза оборудована перепускными клапанами,
вентилями, электроманометрами и электротермометрами для контроля
давления и температуры масла.
Давление масла в системе не должно быть меньше 1 кгс/см2. Для защиты
дизеля от падения давления масла предусмотрены реле давления масла.
Одно из них срабатывает при давлении 1 кгс/см2, отключая возбуждение
тягового генератора, а другое — при давлении 0,5 кгс/см2, прекращая подачу
топлива в дизель и останавливая его.
Тепловозы ТЭ109 имеют систему смазки, у которой практически все
агрегаты и трубопроводы смонтированы на дизеле. Исключение составляют
контур прокачивания масла, трубопровод для заправки системы маслом и
его слива. Такое конструктивное решение значительно уменьшает общую
массу системы и необходимые запасы масла, а также снижает затраты мощ-
ности на перемещение масла по трубопроводам.
В системе смазки тепловоза ТЭ116 насос подает масло из поддона дизеля
по трубопроводу в водомасляный теплообменник и далее через фильтр гру-
бой очистки в раздаточный коллектор дизеля. Система оборудована двумя
фильтрами тонкой очистки масла и насосом для прокачивания масла перед
пуском.
Отличается от других система смазки с полнопоточными фильтрами
тепловоза ТЭП70, которая имеет два масляных насоса. Один из них через
фильтр грубой очистки и водомасляный теплообменник подает масло в масло-
раздаточный коллектор дизеля. Другой насос нагнетает масло последова-
тельно через фильтр грубой очистки в полнопоточные фильтры тонкой
очистки. Далее масло попадает в поддон дизеля.
Оборудование системы смазки (насосы, фильтры, центрифуга и кла-
паны). Основные характеристики оборудования системы смазки тепловозов
приведены в табл. 16.
151
Таблица 1в
Наименование Тепловозы
ТЭМ1, ТЭМ2 ТЭЗ ТЭ10, 2ТЭ10Л ТЭП60 ТГ102 тгмз ТЭ109, ТЭ114, ТЭ116 М62
Запас масла, кг Удельный эффективный рас- 430 1200 1500 1500 2X175 270 1000 1000
ход масла на угар, г/(л. с. -ч) Производительность масля- 4 4 3 4 4 4 3 4
ного насоса, м3/ч Минимальное давление ма- сла при максимальной ча- стоте вращения вала дизе- 24 120 120 90 2Х 12 95* 80** 56
ля, кгс/см2 Маслопрокачивающий на- сос: 2 1,5 1 — 5 5 3,8 3,5
производительность, м3/ч 2,2 12 12 12 7,2 2,3 Il- li,5 12
давление, кгс/см2 .... Масляный насос центробеж- ного фильтра: 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5
производительность, м3/ч давление масла, кгс/см2 Частота вращения центро- 3,5 12 12 10 — —— — —-
5 8,5 8,5— 10,4 8,5— 10 — — — —
бежного фильтра, об/мин — 4500— 6000 4500— 6000 4500— 6000 — — 4500— 6000 4500— 6000
* С дизелем 2Д70
** С дизелем 1А-5Д49
Насосы. Как для основного, так и для вспомогательного контуров при-
меняют масляные насосы шестеренчатого типа. Наиболее часто встречаются
две конструктивные разновидности насосов основного контура. В первой
из них применены шевронные зубчатые колеса (тепловозы ТЭЗ, 2ТЭ10Л
и ТЭП60) с осями вращения, расположенными горизонтально, а во второй —
косозубые зубчатые колеса, установленные вертикально (тепловозы ТЭ1У
ТЭ2, ТЭМ1 и ТЭМ2).
Насос дизеля 10Д100 (рис. 70) состоит из двух роторов, на которые
насажены косозубые шестерни, нагнетающие масло в систему под давлением
5 кгс/см2. Ведущая шестерня И насоса получает вращение от коленчатого
вала дизеля через шестерню, укрепленную на корпусе антивибратора.
Ведущий и ведомый роторы насоса опираются с каждой стороны на одноряд-
ные роликовые подшипники. На корпусе насоса смонтирован редукционный
(предохранительный) клапан 7, отрегулированный на максимальное давле-
ние 3,5 кгс/см2. Клапан срабатывает в случае засорения масляной системы
и сбрасывает масло в дизель.
На тепловозах ТЭ1, ТЭ2, ТЭМ1 и ТЭМ2 применены масляные насосы
с вертикальным расположением чугунных рабочих зубчатых колес. В кор-
пусе насоса, так же как и в первом случае, имеется редукционный клапан.
На тепловозах ТЭЗ, ТЭ10, ТЭ40, ТЭП60, 2ТЭ10Л, М62, ТЭ109 и ТЭ116 уста-
навливают прокачивающие шестеренчатые насосы с приводом от электро-
двигателя, получающего питание от аккумуляторной батареи.
152
Зазор между цилиндрическими образующими корпуса и вращающими
зубьями должен быть минимальным, не более 0,2—0,25 мм. Зазор между
зубьями ведущей и ведомой шестерни может быть равен 0,35—0,6 мм, но не
менее 0,05 мм.
Щелевые фильтры. Фильтры грубой очистки масла имеют корпус, раз-
деленный горизонтальной перегородкой на две части, в которых установ-
лены фильтрующие секции. В фильтрах тепловозов ТЭ1, ТЭ2, ТЭМ1 и ТЭМ2
имеются по две фильтрующие секции, а в фильтрах тепловозов ТЭЗ и
2ТЭ10Л — по десять фильтрующих секций. Каждая из этих секций (рис. 71)
состоит из рабочих пластин, между которыми установлены промежуточные.
Рис. 70. Масляный насос дизеля 10Д100:
1 и 2 —- пробки; 3 — корпус клапана; 4 — гайка нажимная; 5 и 6 — пружины; 7 — редукционный кла-
пан; 8 — планка подшипников внутренняя; 9, 14, 19 и 20 — прокладки; 10 — корпус; 11 — шестерня
ведущая; 12 — шестерня ведомая; 13 — планка подшипников наружная; 15 — крышка; 16 — поршень;
17 — подшипник; 18 и 21 — шайбы; 22 — подшипник роликовый; 23 — поводок зубчатый; 24 — гайка
153
Рис. 72. Схема фильтра
тонкой очистки:
1 — фильтрующие элементы;
2 — пустотелые стержни
(трубы); 3 — отверстие для
входа масла в фильтр; 4 —
отверстие для выхода от-
фильтрованного масла
Рис. 71. Элемент щеле-
вого фильтра масла:
1 — окна для выхода от-
фильтрованного масла; 2 —
рабочая пластинка; 3 — про-
межуточная пластинка; 4 —
щетки
Через зазоры между рабочими пластинами, равные 0,15 мм, проходит филь-
труемое масло. В зазоры между рабочими пластинами входят концы щеток
толщиной 0,1 мм, надетые на квадратный стержень. Эти щетки очищают засо-
рившиеся зазоры при повороте за рукоятку, выведенную из корпуса фильтра.
На тепловозах ТЭП60, ТЭ109 и ТГМ4 применены сетчатые фильтры гру-
бой очистки с размером ячеек фильтрующих элементов 0,14 мм.
Фильтры тонкой очистки масла. Для тонкой очистки масла применяют
фильтры с фильтровальной бумагой, набивные с хлопчатобумажными или
шерстяными концами, центробежные (центрифуги), щелевые с небольшими
размерами щелей и полнопоточные с пористыми фильтрующими элементами.
Идут работы по созданию фильтров из пористой керамики.
В фильтрах тонкой очистки, применяемых на тепловозах ТЭЗ, 2ТЭ10Л
и др. (рис. 72), в качестве фильтрующего материала использована фильтро-
вальная бумага. Фильтрующие элементы расположены в корпусе, представ-
ляющем собой сварной бак с двойным дном. В верхней полости бака уста-
новлено семь труб с поперечными отверстиями. На каждую из труб насажено
по четыре фильтрующих элемента, представляющих собой картонную полосу,
спирально навитую на трубку секции. Верхние и нижние концы образовав-
шегося цилиндра заклеивают фильтровальной бумагой. Масло поступает
в верхнюю полость бака, проходит через фильтровальную бумагу элементов
и поступает к отверстиям вертикальных труб 2, откуда стекает в нижнюю
полость корпуса фильтра и далее в поддон дизеля.
Набивной фильтр, применяющийся на тепловозах ТЭ1, ТЭ2, ТЭМ1 и
ТЭМ2, представляет собой два сетчатых латунных цилиндра, между кото-
рыми помещен фильтрующий материал.
Полнопоточный фильтр. На тепловозах новых серий (ТЭП70 и др.)
применяют полнопоточную фильтрацию масла, являющуюся необходимой
154
и обязательной мерой, способствующей повышению моторесурса дизелей.
При этом необходимо обеспечивать избирательность отделения механических
примесей и максимально возможное снижение оседания присадок. Полно-
поточный фильтр со звездообразным многолучевым расположением филь-
трующих штор (рис. 73) имеет корпус и фильтрующие элементы. Эти эле-
менты состоят из наружной перфорированной обечайки, фильтрующих
штор и внутренней перфорированной трубы. Фильтрующие шторы изготов-
ляют из специальных пористых фильтрующих материалов типа «Нарва-6»,
состоящих из хлопковых очесов и синтетического волокна. Грязное масло
из дизеля поступает в каждый фильтрующий элемент через отверстия обе-
чайки 4, проходит через фильтрующие шторы и подается через отверстия
внутрь трубы 1 и по ней — в отсек чистого масла. Пропускная способность
фильтра 20 м3/ч (в 3—4 раза выше, чем у фильтров из фильтровальной
бумаги), рабочее давление 6 кгс/см2, разность давлений по обе полости шторы
не должна превышать 0,5 кгс/см2. Габаритные размеры фильтра 250 X 180 X
Х395 мм.
Рис. 73. Полнопоточный фильтрующий элемент «Нарва-6»:
1 — внутренняя труба; 2 — резиновое уплотнение; 3 — фильтрующие шторы; 4 — обечайка
Рис. 74. Фильтр центробежной очистки масла:
/ — пробка; 2 и 8 — прокладки; 3 — крышка смотрового люка; 4 и 16 — втулки-подшипники; 5 —
крышка ротора; 6 — коробка; 7 — крышка фильтра; 9 — труба; 10 — ось ротора; И — ротор; 12 —
корпус фильтра; 13 — гайка; 14 — фланец; 15 — сопло; 17 — штуцер подвода масла; 18 — горловина
155
Центрифуга. Показанная на рис. 74 центрифуга состоит из ротора 11
и корпуса фильтра 12 (отражателя) с крышкой 7. Ротор насажен на полый
стержень и имеет два сопла для выхода масла. Через окна в оси ротора 10
и фланец 14 масло заполняет всю внутреннюю полость ротора и через верх-
ние отверстия труб 9 поступает к сопловым наконечникам 15. Масло выхо-
дит из тангенциально расположенных отверстий сопл под давлением 8—
10,4 кгс/см2 и создает реактивный момент, заставляющий ротор вращаться
с частотой вращения до 6000 об/мин. Механические примеси в масле отбра-
сываются к внутренней стенке ротора; часть примесей оседает на стенке,
а часть стекает на дно отражателя (корпуса).
В масляной системе установлены регулировочные, обратные, редук-
ционные, предохранительные и запорные клапаны.
Регулировочные (байпасные) клапаны. Для предохранения секций холо-
дильника от превышения давления в случаях их загрязнения или загусте-
ния холодного масла служат регулировочные клапаны. Их устанавливают
между нижними и верхними коллекторами и регулируют на давление
1,5 кгс/см2. При срабатывании клапана часть масла, минуя секции, уходит
в трубопровод главного контура, идущий к дизелю.
Обратные клапаны. На главной магистрали для пропуска масла в одном
направлении (к секциям холодильника) устанавливают обратные клапаны.
Редукционный клапан. При срабатывании редукционного клапана
в случае засорения главного контура (клапан отрегулирован на давление
5,5 кгс/см2) масло попадает в картер дизеля.
Предохранительный клапан. В контуре смазки редукторов для пре-
дупреждения их переполнения или частых включений маслопрокачивающего
насоса установлен предохранительный клапан. Он отрегулирован на давле-
ние 0,7—0,8 кгс/см2.
Запорные клапаны. При использовании гидромуфты переменного напол-
нения для привода вентилятора холодильника устанавливают запорные
клапаны, которые автоматически перекрывают доступ масла к гидромуфте,
если закрываются все жалюзи.
Все применяемые клапаны нагружены от пружин.
Расчет основного оборудования масляной системы. Необходимая макси-
мальная часовая производительность (м3/ч) масляного насоса
рл _ Qm
М Рмс’рм (4^ ^1м)
где QM — количество теплоты, получаемой в дизеле маслом при номинальном
режиме работы, ккал/ч; рм — плотность масла, кг/м3; с'рм — удельная тепло-
емкость масла, ккал/(кг *°С); /1М —температура масла на входе в дизель,
°C; 4м — температура масла на выходе из дизеля, °C.
Количество теплоты, получаемой в дизеле маслом, принимают на осно-
вании экспериментальных данных или, при их отсутствии, приближенно
рассчитывают как:
Qm —
где ям — доля располагаемой теплоты дизеля, получаемая маслом; для дизе-
лей с охлаждаемыми поршнями аы^ 0,12-4-0,15, а с неохлаждаемыми а^
0,04ч-0,06.
Расчетная производительность (м3/ч) масляного насоса
Ур = (1,2-г-1,3) VM.
156
Зная расчетную производительность насоса, можно определить мощ-
ность (в л. с.), затрачиваемую на насос:
м _____ Ур А
Мн~ 27т)мн
(19}
где ЛРМ — гидравлическое сопротивление системы смазки, кгс/см2; т|мн —
к. п. д. масляного насоса.
Величину гидравлического сопротивления масляной сети, обслужи-
ваемой насосом, принимают по экспериментальным данным или рассчиты-
вают.
Между производительностью насоса и основными параметрами его зуб-
чатых колес имеется зависимость:
Vp = O,38dom/ -^Пмн>
где d0 = tnz — диаметр начальной окружности шестерни, мм; т — модуль
зуба шестерни, мм; / — длина зуба, мм; пп — частота вращения вала насоса
(желательно /гн 2000 об/мин); т]мн — к. п. д. насоса; z — число зубьев
рабочей шестерни.
Для дизелей средней быстроходности число зубьев рабочей шестерни
z = 12н-15, а модуль зуба т = 8н-10 мм. В быстроходных дизелях коли-
чество зубьев шестерни масляного насоса составляет 10—12, а модуль зуба
равен 4—5 мм.
Расчеты щелевых фильтров сводятся к определению общего живого
сечения (м2) щелей
f = —^—5,
' 3600ам
где 7р — расчетная производительность масляного насоса, м3/ч; — линей-
ная скорость масла в живом сечении фильтра; обычно = 0,1-4-0,15 м/с;
£ = 0,85-4-0,9 — доля масла, проходящего через щелевой фильтр.
Основные размеры фильтра тонкой очистки определяют из выражения
V = Fv
где Урт — объемный расход (м3/ч) масла, проходящего через фильтр тонкой
очистки; Урт = 10-4-15% Vp; F — площадь фильтрующего материала, м2;
ит — скорость фильтрации; vT = 7-4-12 м/ч.
Пропускная способность фильтра тонкой очистки масла с 28 фильтрую-
щими бумажными элементами, разгрузочным клапаном, отрегулированным
на давление 2,5 кгс/см2, и шайбой с калиброванным отверстием 10 мм состав-
ляет 5 м3/ч. Количество отложений, улавливаемых фильтром тонкой очистки
до смены бумажных элементов (25 000 км пробега), составляет 1—7 кг.
Сопротивление новых бумажных фильтрующих элементов не превышает
0,2 кгс/см2. По мере увеличения отложений сопротивление повышается
в 3—3,5 раза.
§ 23. СИСТЕМА ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Создание перспективных тепловозов мощностью 4000—6000 л. с. должно
сопровождаться увеличением теплорассеивающих способностей холодиль-
ника, уменьшением его удельного объема, веса и затрат мощности на функ-
ционирование.
157
Таблица 17
Франция
Наименование § СО CQ CQ А1А-А1А6830Э СС70000 СС72000 СС2400 ВВ1800
Год постройки .... Мощность тепловоза, л. с Мощность дизеля, л. с. Контур охлаждения во- ды дизеля 1963 2400 2400 ВТО ДО 94° С 1963 3000 3000 ВТО до 110° С 1964 4800 2400 ВТО ДО 110° С 1967 3600 3600 ВТО ДО 110° С 1970 2400 2400 ВТО ДО 110° С 1970 1800 1800 ВТО ДО 110° С
Наименование Англия США ФРГ
«Кестрел» DD35 40 40 СТ-26 Сенчури 628 166
Год постройки .... Мощность тепловоза, л. с Мощность дизеля, л. с. Контур охлаждения во- ды дизеля 1968 4000 4000 ВТО до 110° С 1963 5500 2750 ВТО до 110° С 1965 3300 3300 ВТО до 110° С 1965 3300 3300 ВТО ДО 110° С 1970 3300 3300 ВТО до 110° С 1963 3050 3050 ВТО ДО 110° С 1960 1900 1900 ВТО до 110° С
Одним из наиболее эффективных направлений создания компактных
систем охлаждения и уменьшения затрат мощности на их функционирование
является применение высокотемпературного охлаждения дизелей (ВТО),
которое получает широкое развитие за рубежом, особенно во Франции и
США. Основные данные этих систем приведены в табл. 17. Ведутся работы
по созданию ВТО на отечественных тепловозах, в частности на тепловозе
ТЭ116. На всех тепловозах, параметры которых даны в табл. 17, применена
цвухконтурная водяная система. Один контур — высокотемпературный
для охлаждения цилиндров дизеля с температурой воды на выходе до 110° С,
а другой — низкотемпературный для охлаждения масла дизеля и надду-
вочного воздуха.
Водяная система при ВТО закрытая, более сложная, так как для осу-
ществления требуемого температурного режима необходимо дополнительное
оборудование, повышающее давление, исключающее парообразование,
паровые пробки, динамическую коррозию и т. п. Существуют три способа
создания повышенного давления в водяной охлаждающей системе.
1. Применение дополнительного поршневого насоса 7 (рис. 75), заби-
рающего воду из расширительного бака и подающего ее под давлением через
нагнетательный клапан 6 в циркуляционную сеть. Этот способ сложен, так
как требует дополнительного применения насоса 7, змеевика 5, клапанов 4,
158
Рис. 75. Схема высокотемпературного охлаждения
с применением поршневого насоса:
1 — дизель; 2 — центробежный насос; 3 — секции хо-
лодильника; 4 — клапан для выпуска излишней воды;
5 — змеевик для конденсации пара; 6 — нагнетатель-
ный клапан; 7 — поршневой насос; 8 — всасывающий
клапан; 9 — расширительный бак
6 и 8. Для использования на отечествен-
ных тепловозах такой способ повышения
давления не перспективен.
2. Использование для создания необ-
ходимого давления сжатого воздуха
(рис. 76, а), который подается из тор-
мозной системы в расширительный бак 4.
Давление воздуха в расширительном баке поддерживается регулирующим
клапаном. Этот способ имеет широкое распространение и применен почти
во всех тепловозах, параметры которых приведены в табл. 17.
3. Применение для повышения давления в системе паровоздушной
подушки, создающейся в закрытом расширительном баке (рис. 76, б). Давле-
ние в баке увеличивается по мере возрастания температуры воды. Этот
способ применен на тепловозах ТГ102, ТГ16 и «Кестрел». У первых двух
тепловозов допустимая максимальная температура составляет 105° С, а
у тепловоза «Кестрел» равна 110° С. Такие системы не требуют никакого
дополнительного оборудования, кроме паровоздушного клапана. При повы-
шении давления сверх установленного паровоздушный клапан сообщает рас-
ширительный бак с атмосферой. Однако это вызывает некоторые потери охла-
ждающей воды и допускает образование паровых мешков в трубопроводах
при циркуляции воды, что является недостатком.
ВТО с подводом сжатого воздуха в расширительный бак свободны от
перечисленных недостатков. Основное их преимущество — простота прин-
ципиальной схемы и возможность быстрого перехода от обычного к высоко-
температурному охлаждению. Для перехода достаточно повысить давление
в расширительном баке 4 поджатием воды воздухом, подаваемым через редук-
ционный клапан 8 из автотормозной системы тепловоза по трубопроводу 9-
Рис. 76. Схемы высокотемпературного охлаждения:
с — с применением сжатого воздуха от тормозной системы; б — с повышением давления в результате-
испарении воды; 1 — дизель; 2 — центробежный насос; 3 — секции холодильника; 4 — расширительный
бак; 5 — предохранительный клапан; 6 — манометр; 7 — вентиль для выпуска сжатого воздуха после
остановки дизеля; 8 — редукционный клапан; 9 — трубопровод сжатого воздуха; 10 — паровоздушный
клапан
159
Рис. 77. Зависимости необходимого давления в системе ВТО от температуры воды:
1 — зависимость давления начала кипения воды от температуры воды; 2 — зависимость необходимого
давления перед насосом и в расширительном баке от температуры воды
Рис. 78. Зависимости отношения р средних температурных напоров в секциях холодильника
при высоко- и среднетемпературном охлаждении от температуры воды:
1 — с учетом увеличения коэффициента теплопередачи k; 2 — при постоянном коэффициенте k
При этом необходимое давление должно превышать давление начала кипе-
ния воды на величину кавитационного запаса в тракте всасывания центро-
бежного насоса 2. Кавитационный запас (в кгс/м2)
Айкав^> (0,06 — 0,1) Н,
где Н — полный напор, создаваемый циркуляционным насосом.
Зависимость необходимого давления в системе ВТО от температуры
воды приведена на рис. 77. Величина допускаемого давления воды в системе
дизеля и в холодильнике ограничена возможностью нарушения герметич-
ности уплотнений цилиндровых гильз и прочностью трубок водяных секций.
Отметим, что испытания в течение 400 ч серийно выпускаемых секций с шагом
оребрения 2,3 мм при высокотемпературном охлаждении и давлении 4—
4,5 кгс/см2 показали их устойчивую работу.
Применение высокотемпературного охлаждения тепловозных дизелей
по сравнению со среднетемпературным позволяет следующее:
уменьшить расход цветных металлов и существенно снизить мощность,
потребляемую вентиляторами холодильника;
создать более компактный и легкий холодильник, что позволит более
свободно размещать его на тепловозах с секционной мощностью 4000—
6000 л. с. при ограниченных допускаемых нагрузках от колесных пар
на рельсы;
снизить температурные деформации в гильзах цилиндров дизелей и
уменьшить их кавитационные разрушения;
повысить температурный уровень процесса в цилиндрах дизеля при
частичных нагрузках и холостом ходе, что способствует увеличению пол-
ноты сгорания топлива и сокращению пропусков вспышек.
Повышение температуры воды до НО—130° С сопровождается увели-
чением среднего температурного напора в секциях холодильника в 1,8—
2,5 раза (рис. 78). Это обстоятельство можно использовать при проектиро-
вании холодильников в направлениях:
160
уменьшения теплопередающей поверхности холодильника и его веса
при сохранении постоянной затраты мощности на функционирование;
снижения затраты мощности на функционирование холодильника при
сохранении постоянной величины его теплопередающей поверхности;
оптимального сочетания первого и второго направлений.
Реализация первого направления позволяет получить наиболее ком-
пактный холодильник при заданной величине затраты мощности на его вен-
тиляторы, что приведет к снижению затрат на постройку и обслуживание
в эксплуатации.
При осуществлении второго направления существенно снижаются
затраты мощности на вентиляторы холодильника, что уменьшает расход
на топливо и несколько повышает мощность дизеля, используемую для тяги.
В этом случае при необходимости, например, разгерметизации системы
в условиях эксплуатации возможен переход на работу при обычном темпера-
турном режиме. На зарубежных тепловозах с ВТО преимущественно при-
держиваются этого направления.
Третье направление характеризуется многовариантностью соотношений
между затратами мощности на вентиляторы и величиной теплопередающей
поверхности холодильника. Оптимальным следует считать вариант, характе-
ризующийся минимальными приведенными годовыми расходами.
Выбирать направление в использовании преимуществ ВТО в каждом
конкретном случае проектирования холодильников следует с учетом воз-
можности и целесообразности его технического осуществления и надежности
работы в эксплуатации при минимальных годовых приведенных расходах.
При расчете холодильников с ВТО необходимо учитывать, что выделе-
ние теплоты в охлаждающую воду дизеля при этом уменьшается, а в масло —
увеличивается. Также установлено [171], что на значение коэффициента
теплопередачи и аэродинамического сопротивления воздушных секций
влияет величина среднего температурного напора между поверхностью
секции и воздушным потоком в ней. В случае повышения этого температур-
ного напора, что имеет место при ВТО, несколько увеличивается коэффициент
теплопередачи и существенно возрастает аэродинамическое сопротивление
водовоздушной секции [171].
Выбирая направление в использовании преимуществ ВТО, необходимо
оценивать изменение параметров холодильника (мощности, потребляемой
вентиляторами, теплорассеивающей способности холодильника, величины
его фронта) в зависимости от температуры воды на входе в секции. Прибли-
женное уравнение, устанавливающее взаимосвязь этих параметров, было
получено инж. К. Д. Айтхожиным в виде
у _ Q3mA73m . (1+в7с) (20)
1 v вн “гЗт—1 1 4- В ’
' с
где Л^вн =:=z А^вн btq/^fh сто — относительная мощность вентиляторов; AfBHBT0
и AfBHCT0 — мощности, затрачиваемые на вентиляторы при высоко-и средне-
температурном охлаждениях, л. с.; Q = Qbto/QCto — относительная тепло-
рассеивающая способность холодильника; QBro и QCTO — теплорассеи-
вающие способности холодильника при высоко- и среднетемпературном
охлаждениях, ккал/ч; AZnp = А/прсто/А/првто— относительный приве-
денный температурный напор в пределах водовоздушной секции; А/прсто
11 А/првто —приведенный температурный напор в пределах секции при
средне- и высокотемпературном охлаждениях, °C; fc = в-пЛс сто — относи-
П/р. Панова
161
тельная поверхность холодильника; /свт0 и /ссто— фронтальная поверх-
ность холодильника при высоко- и среднетемпературном охлаждениях,
м2; т — постоянная, зависящая от геометрических параметров секции.
Для серийных секций с шагом оребрения 2,3 мм постоянная т — 1,18.
В зависимости (20)
р__ Сш / /с сто \2
Sc \ /вн ) ’
где и £с — коэффициенты аэродинамического сопротивления, соответ-
ственно шахты и секций холодильника; /вн — площадь, ометаемая лопа-
стями вентилятора холодильника, м2.
Величина приведенного температурного напора (°C) в пределах секции
^вд ср ^вз вх»
где /вдср — средняя температура воды в пределах секции, °C; /взвх — тем-
пература воздуха на входе в секцию, °C.
Графические зависимости относительной мощности вентиляторов холо-
дильника от относительной фронтальной поверхности при различных зна-
чениях температур воды на входе в секции (температура воды в секции сни-
жается на 10° С, а температура воздуха на входе в секцию равна 40° С)
получены на основании уравнения (20) и приведены на рис. 79. Эти зави-
симости позволяют определить влияние температуры воды на соотношение
Л/’вн и fc в любых случаях (#вн = 1, ?с = var; NBH = var, fc = 1; NBH =
= var, fc var).
Для выявления преимуществ необходимо сопоставлять параметры
холодильников с ВТО и обычным охлаждением по их вариантам, оптималь-
ным по приведенным годовым расходам. Такое сопоставление показывает,
что увеличение температуры охлаждающей воды с 90 до 120° С приводит
к снижению оптимального количества секций на 40% и приведенных годо-
вых расходов на холодильник примерно на 38%.
К нерешенным вопросам проблемы применения ВТО, требующим
дальнейших исследований и новых конструктивно-технологических решений,
в первую очередь относят:
увеличение температуры деталей цилиндропоршневой группы, ведущее
к их более быстрому износу;
повышение отвода теплоты в масло, сопровождающееся увеличением
его температуры;
возрастание вероятности нарушения уплотнений водяного объема
дизеля.
Установлено, что износостойкость поршневых колец цилиндровых
гильз определяется температурой /П1 головки поршня в зоне канавки верх-
него уплотнительного кольца и температурой /г1 гильзы цилиндра в зоне
остановки верхнего кольца при нахождении поршня в в. м. т.
Зависимости /П1 (/вд), полученные для различных двигателей при повы-
шении температуры охлаждения до 130° С, приведены на рис. 80. В среднем
повышение температуры охлаждающей воды на 10° С увеличивает темпера-
туру деталей цилиндропоршневой группы четырехтактных дизелей на 8—
8,6° С, а двухтактных на 7—8° С. Отечественный и зарубежный опыт доводки
и эксплуатации дизелей показывает, что при /П1 > 220-н240° С, как пра-
вило, наблюдается интенсивное нагарообразование и быстрое пригорание
колец. Как видим, температура /П1 не превышает 240° С при увеличении
температуры воды до 120° С (за исключением двигателя Д50), что обеспечи-
162
вает длительную и надежную работу колец. Отметим, что нормальная работа
уплотнительных колец трапециедального сечения считается возможной при
/П1 245° С. Можно предположить, что для перспективных дизелей Д49
и Д70 с точки зрения допустимых температур поршня температура охла-
ждающей воды не должна превышать 120° С.
Многие авторы считают, что на внутренней поверхности гильзы цилин-
дра в месте остановки первого кольца (в. м. т.) температура, с точки зрения
коррозионного износа, не должна превышать 160—170° С. Как видим, тем-
пература гильзы /Г1 в этом месте не превышает 200° С, что по всей вероятности
не вызовет усиления коррозийного износа. Однако это утверждение требует
длительной экспериментальной проверки.
Повышение температуры охлаждающей воды вызывает увеличение
отвода теплоты в масло двигателей. По данным МИИТа, ХПИ, ХИИТа,
ВНИТИ и других организаций повышение температуры охлаждающей воды
на каждые 10° С вызывает увеличение отвода теплоты в масло на 1,5—12%.
Такой широкий диапазон повышения отвода теплоты обусловлен тем, что
испытывали различные по конструктивному исполнению двигатели, которые
имели охлаждаемые и неохлаждаемые поршни.
Теплота, отведенная маслом от дизеля в единицу времени, состоит из
теплоты QTp, выделенной в узлах
трения, теп лот Qn и Qu, отведен-
ных маслом, соответственно, от
поршней и цилиндровых гильз,
т. е.
Qm — QTp + Qn + Qn-
Если температура масла на
входе в двигатель поддерживается
постоянной, то с некоторыми до-
Рис. 79. Зависимости относительной мощности вентиляторов от относительной величины
фронта холодильника при снижении температуры воды в пределах секций на 10° и темпера-
туры воздуха на входе в секцию 40° С
Рис. 80. Зависимости температуры /П1 поршня в зоне расположения верхнего уплотнительного
кольца и температуры /Г1 гильзы цилиндра в зоне остановки верхнего кольца при нахождении
поршня в в. м. т. от температуры охлаждающей воды на выходе из дизеля
11*
163
лущениями теплоту QTp можно считать постоянной. В этом случае на
изменение QM влияют только Qn и Qu, т. е.
Qm. ВТО Qm. сто (Qn. ВТО Qn. сто) + «?Ц. ВТО Qn. сто)*
В этом уравнении величины QM<BTO и QM. сто определяют по результатам
теплобалансовых испытаний дизелей. Интерес представляет определение
значений Qu вто и сто, так как масло, находящееся на стенках гильзы
цилиндра, подвергается интенсивному старению даже в течение одного
хода поршня. При следующих ходах поршня образовавшиеся продукты
окисления сбрасываются маслосъемными кольцами в картер и загрязняют
основную часть масла. По данным Коломенского тепловозостроительного
завода (дизель 11Д45) и МИИТа (дизель М753Б) от цилиндровых гильз
отводится 12—17% суммарной теплоты, отдаваемой маслу двигателей.
По результатам исследований, проведенных в МИИТе, при повышении
температуры охлаждающей воды отвод теплоты маслом от цилиндровых
гильз несколько повышается и для дизеля М753Б составляет 14,8%. В связи
с этим повышается температура масла и интенсифицируется процесс его
старения. Отбор проб масла при обычном (/вд = 80° С) и высокотемператур-
ном (/вд = 120° С) охлаждениях непосредственно с гильзы цилиндра двига-
теля (М753Б) и последующий анализ этих проб позволил установить, что
скорость поступления нерастворимых в бензине веществ при ВТО в 1,5 раза
больше, чем при обычном охлаждении.
Увеличение расхода масла на угар вызывает интенсивное старение масла.
Так при повышении температуры охлаждающей воды на каждые 10° С
(с 80 до 120° С) удельный расход масла на угар возрастает в среднем на 10—
12% (дизель М753Б). Это явление сопровождается снижением вязкости
масла, и как следствие, усилением насосного действия колец и увеличением
поступления масла в камеру сгорания двигателя.
При снижении вязкости масла толщина пленки, разделяющая пару
трения — поршневое кольцо и гильза цилиндра, уменьшается. Может воз-
никнуть опасность сухого трения на участке, соответствующем основной
части хода поршня, вследствие разрыва масляной пленки. Однако расчет
текущей (в зависимости от угла поворота коленчатого вала) толщины масля-
ной пленки в процессе расширения продуктов сгорания у двигателя М753Б
показал, что даже при снижении вязкости до v = 6 сСт граничное трение
на участке, соответствующем основной части хода поршня, не наблюдается.
Вместе с тем, около в. м. т. поршня возможно нарушение непрерыв-
ности масляной пленки, толщина которой равна 2—4 мкм. Предотвращение
этого явления возможно при повышении качества обработки поверхности
гильзы цилиндра (высота микрорельефа не должна превышать 2—4 мкм)
и осуществлении достаточной приработки пары трения кольцо—гильза
после ремонта двигателя (после постановки новых колец или гильз).
Таким образом, широкое применение высокотемпературного охлажде-
ния на тепловозах требует дальнейшего продолжения стендовых и эксплуата-
ционных исследований. Эти исследования и конструкторские разработки
необходимо проводить в направлениях выбора смазочного масла, удовлетво-
ряющего требованиям работы с повышенными температурами, применения
раздельной подачи масла к поршню и другим трущимся частям, выбора кон-
струкции уплотнения гильз, проведения более длительных испытаний сек-
ций холодильника и выявления возможностей их упрочнения, разработки
технологии более точной обработки гильз и колец (для сохранения неразрыв-
ности масляной пленки).
164
§ 24. ТОПЛИВНАЯ СИСТЕМА
Для размещения запасов топлива, очистки, подогрева и подачи его к на-
сосам высокого давления дизеля и к котлам-подогревателям на тепловозах
предназначены топливные системы, которые различаются наличием расход-
ных топливных баков, котлов-подогревателей и конструктивными особен-
ностями оборудования.
Расходные баки применяют на некоторых зарубежных тепловоза
например, австрийской фирмы SGP. В такие баки, расположенные под кры-
шей тепловоза и имеющие емкость 0,5—0,7 м3, топливо подкачивается из
главного топливного бака специальными насосами. Электродвигатели этих
насосов включаются автоматически в случае понижения уровня топлива
в расходном баке ниже допустимого. Из расходных баков через фильтры
топливо подается в раздаточный коллектор и далее к насосам высокого
давления дизеля.
При наличии котлов-подогревателей топливную систему усложняют
дополнительными трубопроводами, расходным топливным баком, насосом и
форсункой. Системы отличаются также конструкцией баков для запаса
топлива (отъемные и сваренные с рамой несущего кузова), насосов (шестерен-
чатые и роторные), фильтров тонкой (фетровые, бумажные, набивные, цен-
трифуги, полнопоточные) и грубой (набивные, щелевые и сетчатые) очисток.
Топливные системы всех отечественных тепловозов имеют почти одина-
ковое расположение основных агрегатов. Схема топливной системы тепло-
воза 2ТЭ10Л показана на рис. 81. Отъемный топливный бак 1 прикреплен
болтовым соединением снизу к средней части рамы тепловоза. Такая кон-
струкция упрощает технологию сборки рамы, промывки и ремонта бака
при соблюдении правил техники безопасности. В последнее время намети-
лась тенденция к включению металлоконструкции топливных баков в сило-
вую расчетную схему рамы или несущего кузова. Это дает возможность зна-
чительно снизить общий вес тепловоза. Приваренные баки имеют многие
отечественные (ТЭП60, ТЭ109, ТЭ116 и др.) и зарубежные тепловозы.
Рис. 81. Топливная система тепловоза 2ТЭ10Л:
1 — топливный бак; 2 — всасывающая труба; 3 — отстойник топлива; 4 — фильтр грубой очистки
топлива; 5 — клапан аварийного питания топливом; 6 — топливоподкачивающий насос; 7 — перепуск-
ной клапан; 8, 15, 16 и 18 -— трубопроводы; 9 и 12 — манометры; 10 — фильтр тонкой очистки топлива;
И — топливный коллектор высокого давления; 13 — гаситель пульсации; 14 — запорный клапан;
17 — топливоподогреватель
165
Выпуск Воздуха
Выход
ВООЫ
1
Ю
^^НШИИ^№№ИН||НИ|И№
ЙтМДйрЙНМЙИИН^^
laiiTSMOfiiiS
‘rnrnrrttrH rnirfoi^i niafHrifdh^tMrfr^tnftfii нин'и г пы httTi
| Выход топлиba
Вход топлида
6 7 8
Рис. 82. Топливоподогреватель:
1 — крышка; 2 и 10 — соответственно верхняя и нижняя трубные доски; 3 и 11 — прокладки; 4 —
кольцо; 5 — штуцер; 6 — трубка; 7 — перегородка; 8 — пластина; 9 — обечайка; 12 — днище
Топливные баки оборудуют заливными горловинами с сетками, грязе-
отстойниками, вентиляционными трубами и щупом для определения уровня
топлива в баке. На современных тепловозах устанавливают специальный
бак для грязного топлива, куда стекает топливо, просачивающееся через
неплотности плунжерных пар насосов высокого давления и другой топлив-
ной аппаратуры дизеля. Из конструктивных соображений можно устанавли-
вать один, два и три топливных бака. Температуру топлива в баке в холод-
ное время года повышают до 35—55° С, так как при низкой температуре
из топлива выделяются парафинистые вещества, которые засоряют трубо-
проводы, арматуру и особенно фильтры. Подогрев топлива происходит
в трубчатом топливоподогревателе (рис. 82) горячей водой из системы охла-
ждения дизеля.
Для разогрева всего объема бака потребовалось бы длительное время.
Поэтому в процессе пуска дизеля топливо от подогревателя 17 по трубе 18
поступает в бак около горловины всасывающей трубы 2 (узел А на рис. 81).
Общий подогрев топлива в баке, как показывает зарубежный опыт, можно
осуществлять горячей водой из дизеля через змеевик, расположенный в баке.
В летнее время топливоподогреватель необходимо отключать, так как из-за
теплового расширения уменьшается подача топлива за цикл в цилиндры
двигателя.
Топливная система тепловозов 2ТЭ10Л первых выпусков была обору-
дована двумя топливоподкачивающими насосами 6 (см. рис. 81), которые
приводятся во вращение электродвигателями постоянного тока, получаю-
щими питание от аккумуляторной батареи. У тепловозов этого выпуска по-
стоянно работает только один топливоподкачивающий насос, а второй нахо-
дится в резерве. На тепловозах последних выпусков устанавливают только
один насос.
Подкачивающие насосы могут быть шестеренчатые и роторные. Ротор-
ные насосы (рис. 83) установлены почти на всех отечественных тепловозах.
Топливо из всасывающей камеры попадает во впадины рабочего колеса 1.
Топливо, заполнившее пространство между зубьями, при вращении колеса
отсекается серповидным выступом 2 крышки и выталкивается в нагнета-
тельную камеру насоса.
166
Рис. 83. Роторный топливоподкачивающий насос:
1 — рабочее колесо; 2 — серповидный выступ крышки
Топливо через трубу заборного уст-
ройства (узел А, см. рис. 81) и сетчатый
фильтр 4 грубой очистки засасывается
топливоподкачивающим насосом 6 и по
нагнетательной трубе подается к фильтру
10 тонкой очистки. Очищенное топливо
поступает в топливный коллектор дизеля,
откуда забирается насосом высокого дав-
ления для впрыскивания в цилиндры.
К фильтрации топлива предъявляют особо
высокие требования, так как даже мель-
чайшие механические примеси в нем вызывают износ или заклинивание
плунжерных пар и других деталей топливной аппаратуры.
У большинства тепловозов производительность топливоподкачиваю-
щих насосов в 2—3 раза больше потребности дизеля. У тепловоза 2ТЭ10Л
производительность насоса 27 л/мин. Дизель же при максимальном режиме
работы расходует около 10 л/мин. Такая повышенная производительность
насоса диктуется необходимостью создания давления в топливном коллекторе
не ниже 1 кгс/см2 и подогревом топлива в топливоподогревателе, через кото-
рый проходит около 0,5—0,7 всего потока топлива. В случае снижения
давления в топливном коллекторе уменьшается количество топлива, пода-
ваемого насосами к дизелю, и, как следствие, уменьшается его мощность.
Избыток топлива у тепловоза 2ТЭ10Л перепускается клапаном 7, отрегули-
рованным на давление 3—3,5 кгс/см2, в трубу S, откуда поступает в топливо-
подогреватель 17 и по трубопроводу 18 направляется в заборное устройство
топливного бака. В конце топливораздаточного коллектора дизеля установ-
лен подпорный клапан 14, отрегулированный на давление 1,5 кгс/см2.
В случае превышения этого давления клапан 14 перепускает избыток топ-
лива в бак. Для гашения пульсации топлива перед манометром 12 установ-
лен гаситель пульсации, в котором в качестве гаси-
теля использован поропласт.
Система оборудована клапаном 5 аварийного пита-
ния топливом дизеля при выходе из строя топливо-
подкачивающего агрегата. В этом случае топливо бу-
дет подниматься в топливораздаточный коллектор
благодаря разрежению, создаваемому насосами высо-
кого давления. Однако дизель при этом будет разви-
вать только —50% своей максимальной мощности.
Фильтр первичной (грубой) очистки топлива на
большинстве тепловозов состоит из двух цилиндриче-
ских латунных сеток, расположенных концент-
рично. Размер ячеек этих сеток 0,07—0,09 мм,
а у дизелей Д40 и Д49, соответственно 0,040—
0,045 мм. Пространство между сетками заполнено хлоп-
Рис. 84. Бумажный фильтрующий элемент ФЭТО фильтра тонкой
очистки:
1 и 5 — соответственно верхняя и нижняя крышки; 2 и 4 — перфориро-
ванные обечайки, соответственно внутренняя и внешняя; 3 — фильтрую-
щий элемен т
167
Таблица 18
Тепловозы
Наименование ТЭМ1, ТЭМ2 ТЭЗ 2ТЭ10Л ТЭП60 М62 ТЭ109 2ТЭ116 9TJX ТГМЗА
Количество топливных ба- ков в одной секции, шт. . . 1 1 1 1 1 1 1 1 3
Емкость топливных баков, кг 5440 5440 6300 6400 3900 3500 7000 3100 2900
Удельная емкость топлив- ных баков, кг/л. с 5,44 2,72 2,10 2,14 1,95 1,15 2,10 2,00 3,9
Количество сетчато-набив- ных фильтров, шт 2 2 2 2 2 2 2 4 2
Производительность подка- чивающих насосов, м3/ч . . 1,62 1,62 1,62 1,62 1,62 1,80 1,80 1,62 1,62
Коэффициент циркуляции 3,1 4 2,7 2,5 4 2,5 2,5 2,5 3,3
Количество фильтров тон- кой очистки топлива . . . 2 4 4 4 4 4 4 2X2 2
чатобумажными или шерстяными концами. В качестве фильтров тонкой
очистки топлива применены войлочные фильтры. Однако они пропускали
включения размером до 20 мкм. В настоящее время вместо войлочных филь-
тров применяют бумажные фильтрующие элементы ФЭТО (рис. 84), которые
задерживают частицы более 4—6 мкм. Фильтрующий элемент представляет
собой гофрированную двухслойную перегородку. Топливо подается через
внешнюю перфорированную обечайку 4 и после фильтра поступает во вну-
треннюю перфорированную обечайку 2. При использовании дизелей Д40
и Д49 фильтрующим материалом в фильтрах тонкой очистки (2ФТ-5 сдвоен-
ный) является миткаль.
Характеристики оборудования топливной системы тепловозов приве-
дены в табл. 18. Как видим, удельная емкость топливных баков у маневро-
вых тепловозов выше, чем у поездных. Это необходимо, так как маневровые
тепловозы часто работают по 7—10 дней на технических станциях вдали от
пунктов снабжения топливом.
Расчет оборудования топливоподкачивающей системы. Количество топ-
лива, входящего в топливный бак (кг), выбирают согласно результатам тяго-
вых расчетов по формуле
____ LQe
п По1” ’
где L — пробег между наборами топлива, км; обычно L = 600-4—1000 км;
е — расход топлива, кг на 104 тс-км брутто (единица перевозочной работы),
равный 25—35 кг/104 тс-км брутто; Q — вес поезда, тс.
Максимальная производительность (кг/ч) топливоподкачивающего
насоса
GT — kN ege,
где k = 2,04-3,0 — коэффициент кратности циркуляции; Ne — эффективная
мощность дизеля, л. с.; ge — расход топлива дизелем кг/(л. с.*ч).
168
Расчетный объем (м3/ч) топлива, расходуемого в системе циркуляции
в течение часа:
где р — плотность топлива, кг/м3.
Мощность (л. с.), затрачиваемая на привод насоса,
дг _ УтАР-104
тн 75-3600щн
ИЛИ
где ДР — перепад давления в топливной системе; т]тн — к. п. д. топливопод-
качивающего насоса; цтн = 0,7-г-0,75.
§ 25. СПОСОБЫ ПРОГРЕВА СИСТЕМ ПЕРЕД ПУСКОМ ДИЗЕЛЯ.
ХАРАКТЕРИСТИКА КОТЛОВ-ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ
Для обеспечения необходимых температур воды, масла и топлива
в соответствующих системах их прогревают перед пуском дизеля после
длительной стоянки, а в осенне-зимний период и во время стоянки. Пониже-
ние температуры ниже допустимой может вызвать при пуске дизеля темпера-
турные деформации, загустение смазки, а следовательно, резкое увеличение
сопротивления и превышение установленного давления в масляных и топ-
ливных трубопроводах, выделение топливом парафинистых веществ, засо-
ряющих фильтры. Переохлаждение гильз может привести к опасному
уменьшению зазоров между поршнем и гильзой, конденсации водяных паров
на внутренней поверхности гильзы и к образованию сернистой кислоты,
ведущему к усиленной коррозии. Все это снижает моторесурс дизеля, на-
дежность работы трубопроводов и холодильника, способствует увеличению
расхода топлива.
Перед пуском дизелей и во время стоянок (осенне-зимние условия)
поддержание необходимых температур осуществляют следующими спосо-
бами:
работой дизеля в режиме холостого хода;
горячей водой, нагретой в водоподогревательных котлах, которые уста-
новлены на первых выпусках отечественных тепловозов ТЭЗ, ТЭ10, ТЭП60,
ТЭМ1, ТГ102, ТГМ1, ТГМЗ и на отдельных тепловозах зарубежной постройки;
подогревателями (электрическими, водяными и паровыми), установлен-
ными на тепловозах и работающими от стационарных деповских устройств.
Использование режима холостого хода дизеля для прогрева силовой уста-
новки по данным ЦНИИ МПС вызывает затраты 9—15% всего времени
работы дизеля или 30% общей доли работы дизеля в режиме холостого хода.
На работу дизелей в режиме холостого хода затрачивается 5—10% общего
расхода топлива. При низких температурах наружного воздуха расход топ-
лива увеличивается, так как для поддержания необходимой температурь:
применяют повышенную частоту вращения коленчатого вала, соответству:<-
щую 7—10-й позициям контролера.
Однако при подогреве всей силовой установки в результате длительной
работы дизеля в режиме холостого хода имеют место следующие недостатки:
повышенный износ трущихся деталей из-за разжижения масла вслед-
169
Рис. 85. Топливная система
тепловоза ТЭЗ:
1 — топливный бак (а — горло-
вина для заливки топлива; б —
грязеотстойники; в — отстойник
топлива; гид — трубопроводы для
отвода газов; е — щуп для замера
количества топлива); 2 — напорная
труба; 3 — фильтр грубой очистки;
4 — подкачивающий насос; 5 —
предохранительный (редукционный)
клапан; 6 — манометры; 7 — филь-
тры'тонкой очистки; 8 — топливо-
раздаточный коллектор; 9 — трех-
ходовой кран; 10 — топливоподо-
греватель; 11 — топливный бак
котла; 12 — топливоподкачиваю-
щий насос; 13 — водоподогрева-
тельный котел
ствие неполного сгорания
топлива, ведущего также
к закоксовыванию порш-
невых колец и нагарооб-
разованию в цилиндрах;
коррозия цилиндро-
вых гильз в результате
конденсации на их внутрен-
ней поверхности водяных
паров и растворения в конденсате сернистого ангидрида;
большой расход топлива (прогрев дизеля с 20 до 70° С равноценен 30—
40 с движения локомотива с нагрузкой).
По данным ВНИТИ, стоимость прогрева систем с использованием режима
холостого хода дизеля только по топливу составляет 1,0—1,5% всех эксплуа-
тационных расходов на локомотив. Следовательно, для прогрева систем
тепловоза, [особенно при длительных стоянках в депо, необходимо исследо-
вать возможности применения других, более эффективных способов.
Применение водоподогревательных котлов позволяет сохранять задан-
ный температурный режим во всех системах силовой установки тепловоза
при неработающем дизеле. Схемы систем подогрева с котлами-подогрева-
телями почти на всех отечественных тепловозах одинаковы (рис. 85). Подо-
гретая вода подается помпой в масляный и топливный теплообменники,
затем в секции холодильника, а из него в дизель и снова в котел. На отдель-
ных тепловозах, построенных в ФРГ и Франции, после котла вода поступает
вначале в дизель, а затем в холодильник. Такое направление горячей воды
более рационально, так как повышается интенсивность прогрева дизеля.
Электродвигатели водяного и масляного насосов получают питание от акку-
муляторных батарей тепловоза. Котлы-подогреватели, применяемые на оте-
чественных тепловозах, имеют разнообразные конструкции (рис. 86). На теп-
ловозах ТЭЗ, ТГ102 и ТГМЗ использованы одинаковые конструктивные схемы.
Топочная часть котла (у всех тепловозов) состоит из двух барабанов,
в кольцевой зазор которых центробежным насосом нагнетается вода. Во вну-
треннюю часть барабана топливным насосом через форсунку впрыскивается
дизельное топливо, а вентилятор подает воздух. Топливо к насосу подается
из специального бака. Водяной и топливный насосы, а также вентилятор
работают от одного электродвигателя, получающего питание от аккумуля-
торной^батареи. Привод к роторам насосов осуществлен при помощи клино-
ременной или зубчатой передач.
170
Верхняя часть котла у разных тепловозов имеет различные конструктив-
ные решения. У котла тепловоза ТЭЗ продукты сгорания проходят через
пучок вертикальных труб, омываемых водой. Котел тепловоза ТЭ10 имеет
по высоте 12 рядов труб, расположенных наклонно в обечайке прямоуголь-
ного сечения. Внутри этих труб циркулирует вода, а с внешней стороны
трубы омываются газами. Трубная часть котла тепловоза ТЭП60 состоит
из двух ветвей труб по четыре двойных спирали. Зазор между отдельными
витками элемента трубы составляет 8 мм. Основные характеристики котлов-
подогревателей приведены в табл. 19.
Подбор необходимой теплопроизводительности котла зависит от многих
факторов: типа дизеля и холодильника, емкости водяной, масляной и топлив-
ной систем, расположения силового и вспомогательного оборудования и т. д.
Удельная теплопроизводительность применяемых котлов колеблется в широ-
ких пределах.
Вода из котла поступает в топливо- и маслоподогреватели, которые
выполнены в виде кожухотрубных теплообменников с различной конструк-
цией теплопередающей поверхности (гладкотрубные, с оребренными трубами,
с трубами, имеющими турбулизирующие вставки). В последней конструкции
охлаждаемое масло или топливо протекает внутри труб, а вода — с их внеш-
ней стороны.
Применение систем с котлами-подогревателями значительно эффектив-
нее, чем прогрев теплоносителей при режиме холостого хода дизеля. Преиму-
щества этого способа прогрева следующие:
увеличение моторесурса и повышение надежности дизелей, так как в пе-
риод прогрева дизель не работает;
Рис. 86. Схемы котлов-подогревателей тепловозов:
а — ТГМ1; б - ТЭ10; в ТЭЗ; ТГМЗ и ТГ102; г — ТЭП60; д — ТГ300; е — дизель-поезда ДР1
171
Таблица 19
Параметры Тепловозы
ТЭЗ ТЭ10 ТЭП60 ТГМ1 тгмз тгзоо Дизель- поезд ДР-1
Теплопроизводитель- ность, тыс. ккал/ч . . 125—135 125 80—90 28—30 35 32 60
Удельная теплопро- изводительность, ккгл (л. с.-ч) . . . . 65 40,6 28 58 46,5 10,6 60
Псзерхность нагрева, 3,75 3,75 4,18 1,93 1,93 0,9
К. п. д. котла, % 50—55 60—62 75 50 50—55 80 60
Расход дизельного топлива при макси- мальной теплопро- изводительности, кг/ч 21—22 20—21 12 6 6 4 10
Топливный насос . . Плун- Шестеренчатый Плунжерный Шестеренчатый
Габаритные размеры котла (диаметр D, длина £), мм . . . . жерный £>=400; £>=400; £>=450; £>=350; £>=350; £>=500; D=220;
£=2200 £=2200 £=2000 £=1100 £=2000 £=920 £=800
Вес котла, кгс . . . 180 200 280 60 112 138 34
Электродвигатель . . 1 — — П-12 М-05 П-11 — МБП-3
Мощность, Вт ... 1220 1400 770 500 575 365 380
Производительность водяного насоса, м3/ч 3,3 3,2 3,0 2,0 2,5 — —
Вентилятор: расход воздуха, м3/ч 300—350 300 100—150 70—80 80—90
напор, кгс/м2 . . . 100 100 80 80 90 — —
Разряд аккумуля- торной батареи за один прогрев, А«ч . . 4,5—5 6,5 6,5 4,1 2,4 — 2,4
снижение расхода дизельного топлива на прогрев;
сокращение времени подготовки дизеля к работе под нагрузкой (время
разогрева систем непосредственно дизелем составляет примерно 30 мин).
Котлы-подогреватели установлены на магистральных тепловозах
(ТЭЗ, ТЭ10, ТЭП60 и др.) первых выпусков. В дальнейшем их установка
на тепловозах была прекращена, так как при длительной работе котла-
подогревателя, особенно в зимних условиях, электродвигатель, приводящий
в действие водяную помпу, топливный насос и вентилятор, истощает акку-
муляторную батарею, что в эксплуатации затрудняло пуск дизелей. Кроме
того, применявшиеся котлы-подогреватели имели низкую тепловую эффек-
тивность, а их теплопроизводительность была часто недостаточна для под-
держания необходимой температуры в зимнее время.
На отечественных тепловозах вода, подогретая в котле-подогревателе,
направлялась в холодильник. При наличии развитой поверхности холодиль-
ника температура воды в нем резко снижалась, и эта вода не была в состоянии
до нужной степени прогреть дизель. На некоторых зарубежных тепловозах
вода после котла-подогревателя сначала попадает в дизель. Этот способ
использования теплоты более рационален.
Конструкция привода водяной помпы, вентилятора и топливного насоса
не допускала отдельного прокачивания воды. В системах с индивидуальным
172
приводом прокачивание воды, а также масла позволило бы увеличить время
работы без включения котла примерно в 3 раза, а также снизить расход
энергии аккумуляторной батареи. Такое прокачивание предупреждало бы
резкое понижение температуры воды в трубопроводах.
Значительно больший результат дает периодическое прокачивание масла.
Основная часть масла находится в картере или в специальных баках (при
сухом картере). В связи с большим объемом и малой теплопроводностью
масла его остывание происходит медленно. По данным австрийских исследо-
вателей, остывание масла с 18 до 10° С при температуре наружного воздуха
—20° С происходит за 6 ч. По данным ВНИТИ остывание масла в баке на теп-
ловозе ТГМЗ с 60 до 45° С при той же температуре наружного воздуха про-
исходит за 3 ч. Следовательно, при простоях тепловозов в течение 5—6 ч
можно обходиться без прогрева масла. При более длительных стоянках и
более низких температурах прогрев необходим.
В настоящее время для прокачивания масла применяют масляные на-
сосы сравнительно высокой мощности (0,5—0,6 кВт). При длительной их
работе происходит существенный разряд аккумуляторной батареи.
Технические условия прогрева топлива на тепловозах в современных
условиях требуют пересмотра. Это вызвано тем, что в настоящее время
применяют зимнее топливо, выделяющее парафинистые вещества при тем-
пературе —38° С, которая редко бывает в процессе эксплуатации тепловозов.
Учет большого объема запаса топлива и его низкой теплопроводности позво-
ляет считать, что снижение температуры будет происходить медленно.
Вследствие этого прокачивать топливо можно реже, что даст экономию энер-
гии аккумуляторных батарей.
Использование подогревателей, смонтированных на тепловозах (элек-
тронагреватели и теплообменники) и работающих от стационарных энерге-
тических установок, характерно для тепловозов австрийской фирмы SGP,
на которых установлен электронагреватель и прокачивающий водяной насос,
получающий питание от деповской электрической сети. Нагретая в электро-
нагревателе вода проходит через теплообменники масла дизеля и гидравли-
ческой передачи, трубчатые змеевики, установленные в топливном баке,
маслосборнике дизеля и в агрегате аккумуляторной батареи, дизель, водя-
ные трубопроводы и секции холодильника.
При наличии горячей воды и пара в стационарных котельных установ-
ках депо, возможно оборудование тепловозов специальными теплообменни-
ками, в которые будет поступать горячая вода или пар от стационарной ко-
тельной установки. Воду и масло силовой установки тепловоза необходимо
прокачивать через эти теплообменники насосом, приводимым в действие
электродвигателем, получающим питание от электрической сети депо.
Теплопроизводительность котла-подогревателя или количество теплоты,
отбираемое от стационарных установок, можно определять из уравнения
теплового баланса систем. При выборе теплорассеивающей способности
необходимо учитывать минимально допустимые температуры воды, масла и
топлива, а также время прогрева всех систем, которое не должно превышать
30 мин. Расчет возможен только при использовании исходных данных, полу-
ченных в результате широких экспериментальных исследований.
Выбор наиболее оптимального способа прогрева водяной и топливной
систем и системы смазки при неработающем дизеле возможен только в резуль-
тате всесторонних теоретических и экспериментальных исследований.
Глава VIII
СИСТЕМА В03ДУХ0СНАБЖЕНИЯ ДИЗЕЛЯ
§ 26. НАЗНАЧЕНИЕ И ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СИСТЕМЫ
ХАРАКТЕРИСТИКИ ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЕЙ И ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
Система воздухоснабжения дизеля предназначена для подготовки воз-
духа к работе в цилиндрах двигателя и подачи его в дизель. Воздух вблизи
железнодорожного полотна обычно содержит частицы пыли, вызывающие
абразивный износ деталей дизеля. Поэтому одной из основных задач под-
готовки воздуха является его очистка от пыли. Большинство современных
тепловозных дизелей работает с наддувом, поэтому возникает необходимость
в соответствующем повышении давления воздуха на входе в цилиндры ди-
зеля, при котором возрастает его температура. Для сохранения массового
заряда, необходимого для полного сгорания топлива, воздух необходимо
охлаждать.
В соответствии с перечисленными основными задачами в систему воздухо-
снабжения дизелей входят следующие узлы:
устройства для очистки воздуха (воздухоочистители);
агрегаты наддува (турбокомпрессоры, объемные нагнетатели и др.);
воздухоохладители;
воздуховоды и воздухозаборные устройства.
Расчет и проектирование воздухоочистителей, воздуховодов и воздухо-
заборных устройств выполняют в процессе проектирования тепловоза.
Агрегаты наддува и воздухоохладители обычно являются узлами дизеля.
Однако работа воздухоохладителей тесно связана с работой охлаждающих
устройств локомотива.
Воздухоочистители тепловозных дизелей работают в разнообразных
условиях, изменяющихся в зависимости от климата, времени года и других
факторов. Значительное влияние на работу воздухоочистителей оказывают
запыленность атмосферного воздуха и дисперсный состав частиц пыли,
поступающей в воздухоочиститель. Для оценки работоспособности воздухо-
очистителей в различных условиях используют сравнение их основных
характеристик, к которым относят эффективность очистки воздуха, аэро-
динамическое сопротивление и пылеемкость.
Эффективность воздухоочистителей оценивают величиной коэффициента
пропуска
е = (1 —) 100%,
где GB — масса пыли, пропущенной воздухоочистителем; Go — масса пыли,
поступившей в воздухоочиститель.
174
Эффективность можно оценивать также величиной коэффициента очистки
Т)“ Z1 — 8) 100%.
Сопротивление воздухоочистителей оценивают величиной потери пол-
ного давления воздушного потока, проходящего через воздухоочиститель.
Измерение полных давлений в воздушных каналах затруднено вследствие
значительной неравномерности поля скоростей, поэтому сопротивление
воздухоочистителей часто оценивают величиной статического разреже-
ния ДЯСТ, измеренного за воздухоочистителем, т. е. перед входом в турбо-
компрессор или всасывающий патрубок дизеля.
Пылеемкость воздухоочистителя определяется массой пыли, которую
он улавливает, сохраняя удовлетворительную эффективность и не превос-
ходя допустимой величины сопротивления. Для удобства сравнения воздухо-
очистителей различных типов пылеемкость часто относят к единице поверх-
ности фронта пылеулавливающих элементов воздухоочистителя (г/дм2 или
кг/м2). От пылеемкости зависит длительность работы воздухоочистителя
между регенерациями, т. е. операциями по восстановлению его первоначаль-
ного сопротивления и эффективности, меняющихся по мере накопления пыли
на рабочих поверхностях.
Весовые показатели воздухоочистителей оценивают величиной их
удельного веса буд, который представляет собой вес сухого воздухоочисти-
теля, отнесенный к величине номинального расхода воздуха. Для оценки
габаритных показателей воздухоочистителей применяют величину 7уд —
удельный объем, представляющий собой отношение объема воздухоочисти-
теля к величине номинального расхода воздуха.
Воздухоочистители тепловозных дизелей должны удовлетворять мно-
гим требованиям. Одним из важнейших параметров воздухоочистителя
является его эффективность. На основании результатов исследования влия-
ния запыленности воздуха на срок службы деталей дизелей установлено,
что величина коэффициента пропуска при номинальном расходе воздуха
не должна превышать 1,5% (ГОСТ 11729—66). Количество пыли, пропущен-
ной воздухоочистителем при частичном режиме по расходу воздуха, не
должно превышать того количества, которое пропускается при номиналь-
ном режиме. Величины допускаемых коэффициентов пропуска при различ-
ных (по расходу воздуха) режимах следующие:
Расход воздуха в % номинального расхода . . . 100 75 50 49 и менее
Допускаемый коэффициент пропуска, %.... 1,5 2,0 3,0 4,0
Пылеемкость воздухоочистителя должна обеспечивать его работу в те-
чение времени, соответствующего периодичности проведения одного из ви-
дов планового обслуживания (ремонта) тепловоза. Большинство воздухо-
очистителей отечественных тепловозов имеет пылеемкость, достаточную для
пробега локомотива между малыми периодическими ремонтами. Величина
этого пробега для магистральных локомотивов с дизелями мощностью
1000 л. с. и более составляет 57,5 тыс. км. Для маневровых тепловозов та-
кой же мощности малый периодический ремонт производят через 4 месяца
их работы.
Удельный вес воздухоочистителя не должен превышать 100 кгс*с/м3,
а удельный объем 0,45—0,5 м3*с/м3. Из воздухоочистителей, имеющих масля-
ную ванну, недопустим унос масла в воздушный тракт дизеля, так как вместе
с маслом в цилиндры двигателя , поступают и частицы пыли.
175
§ 27. МЕТОДЫ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ОСНОВНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК
ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЕЙ
Основные характеристики воздухоочистителей определяют при испыта-
ниях на специальном стенде, схема которого показана на рис. 87. Воздухо-
очиститель 1 при помощи переходного патрубка 2 прикреплен к аэродинами-
ческой трубе 3, являющейся основным узлом стенда. В аэродинамической
трубе установлена пылеотборная трубка 4 с аллонжем 5 и расходомером 10.
Для отсоса воздуха через пылеотборную трубу использован эжектор И.
Расход воздуха через аэродинамическую трубу измеряют при помощи нор-
мальной диафрагмы 6. Перепад давлений в диафрагме определяют при помощи
микроманометра 9. Для регулирования расхода воздуха аэродинамическая
труба оборудована заслонкой 7, расположенной на всасывающей ветви вен-
тиляторной установки 8.
Для определения зависимости сопротивления воздухоочистителя ДЯСТ
от величины расхода воздуха устанавливают различные величины расхо-
дов Q и измеряют соответствующие им значения сопротивлений воздухоочи-
стителя. По полученным данным строят зависимость АЯСТ (Q).
Основным методом в определении эффективности тепловозных воздухо-
очистителей является частичный отбор воздуха, проходящего через воздухо-
очиститель. Во время испытаний в воздушный поток перед входом в воздухо-
очиститель подают дозированное количество пыли. Одновременно через
пылеотборную трубку отсасывают небольшое количество воздуха, который
проходит через размещенный в аллонже 5 фильтр, улавливающий около 100%
поступающих в него частиц («абсолютный» фильтр). В качестве таких филь-
тров применяют высокоэффективные фильтры АФА-В из ткани Петрянова..
Для определения коэффициента пропуска воздухоочистителя используют
зависимость
е = _£2_ 100%,
чо
где qr и q0 — запыленности воздуха соответственно за воздухоочистителем,
и на входе в него, мг/м3.
Рис. 87. Стенд для испытаний воздухоочистителей:
1 — воздухоочиститель; 2 — патрубок; 3 — аэродинамическая труба; 4 — пылеотборная трубка; 5 —
аллонж; 6— диафрагма; 7 — заслонка; 8 — вентиляторная установка; 9 — микроманометр; 10 — рас-
ходомер; 11 — эжектор
176
Величину qx определяют по результатам опыта, используя зависимость
п ^ф2 ^Ф1
где бф1 и бф2 — массы абсолютного фильтра соответственно до и после
опыта, мг; Qa — расход воздуха через абсолютный фильтр, м3/с; т — дли-
тельность опыта, с.
Запыленность определяют по формуле
1000Go
где Go — масса пыли, поданной в воздушный поток на входе в воздухоочисти-
тель, г; Q — расход воздуха во время опыта, м3/с.
§ 28. ОСНОВНЫЕ ТИПЫ И ВЫПОЛНЕННЫЕ КОНСТРУКЦИИ
ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЕЙ
В системах воздухоснабжения тепловозных дизелей применяют воздухо-
очистители, в которых использованы следующие способы улавливания пыли:
контактная очистка;
инерционная и центробежная очистка;
фильтрация.
В воздухоочистителях контактного действия частицы пыли соприка-
саются с рабочими поверхностями воздухоочистителя и удерживаются на
них слоем липкого наполнителя. Контакт частиц пыли с рабочими поверх-
ностями происходит под действием инерционных сил при огибании потоком
рабочих поверхностей воздухоочистителя.
Простейший воздухоочиститель контактного действия представляет
собой кассету, состоящую из рамки и набивки. Набивкой служат обычно про-
волочные сетки, перфорированные листы металла или пластических масс,
путанка из проволоки или различных волокон (натуральных, синтетических).
В качестве наполнителя, способствующего удержанию частиц пыли, обычно
применяют масло того же сорта, которое используют для смазки дизеля.
Наиболее распространены воздухоочистители с набивкой из проволочных
сеток (сетчатые). Набивка из сеток по сравнению с набивкой из перфориро-
ванных листов имеет меньшее сопротивление, а по сравнению с набивками
из волокон — более высокую механическую прочность.
Основные характеристики воздухоочистителей контактного действия
изменяются в процессе работы. В начальный период контактные поверх-
ности не запылены и покрыты слоем чистого наполнителя, поэтому можно
считать, что все соприкасающиеся с ними частицы улавливаются. По мере
загрязнения контактных поверхностей условия удержания частиц пыли ухуд-
шаются, так как пыль, осадившаяся на контактных поверхностях, впиты-
вает наполнитель, и силы сцепления между частицами и слоем наполнителя
уменьшаются. Одновременно увеличивается вероятность столкновений ча-
стиц, входящих в контакт с рабочими поверхностями, с частицами, ранее
осадившимися на этих поверхностях. Кроме того, по мере увеличения тол-
щины слоя осадившихся частиц соответственно сокращаются размеры при-
ходных сечений между контактными поверхностями, что приводит к повы-
шению сопротивления воздухоочистителя. Поэтому воздухоочистители
тактного действия нуждаются в периодической регенерации — восстановле-
нии первоначальных характеристик. В процесс регенерации входит про-
мывка контактных поверхностей и восстановление слоя наполнителя.
12 П/р. Панова 177
Рис. 88. Инерционный воз-
духоочиститель с плоской
решеткой рабочих пластин:
1 — воздухозаборное отверстие;
2 — рабочая пластина; 3 —
трубопровод для отсоса пыли
Простейшие сетчатые воздухоочистители, работающие с периодической
регенерацией, имеют ограниченную пылеемкость, составляющую до 5—
5,5 кгс/м2. Для увеличения длительности работы между регенерациями воз-
духоочистители контактного действия обычно снабжены масляной ванной.
Находящееся в ней масло предназначено для промывки контактных поверх-
ностей и восстановления слоя наполнителя в процессе работы. Для подачи
масла на контактные поверхности воздухоочистителей применяют следую-
щие способы:
разбрызгивание перед фронтом кассет при помощи специальных фор-
сунок, работающих на сжатом воздухе, или насосов;
разбрызгивание и подачу на кассеты с использованием энергии воздуш-
ного потока;
периодическое погружение контактных поверхностей в масляную ванну.
Первый способ связан с усложнением конструкции воздухоочистителя,
так как требует применения сравнительно сложных узлов—насосов, форсу-
нок. При втором способе воздушный поток должен иметь сравнительно
высокую скорость над поверхностью масляной ванны (не менее 15—20м/с),
иначе не обеспечивается подача масла на кассеты при малых расходах воз-
духа. Такие воздухоочистители имеют повышенное сопротивление и требуют
строгого контроля за уровнем масла, так как при сравнительно небольших
его отклонениях от нормального прекращается подача масла или начинается
унос масла в двигатель. Третий способ позволяет промывать кассеты и вос-
станавливать слой наполнителя без повышения сопротивления, однако кон-
струкция такого воздухоочистителя проигрывает в надежности ввиду на-
личия таких узлов, как привод механизма промывки, подвижное крепление
кассет и др.
В воздухоочистителях инерционного и циклонного действия не происхо-
дит осаждения пыли на контактных поверхностях. Они как бы являются
«сухими», так как пыль сепарируется из воздушного потока под действием
сил инерции при изменении направления движения воздуха. В инерционном
воздухоочистителе с плоской решеткой рабочих пластин (рис. 88) поток
воздуха изменяет направление движения, проходя через пластины 2, обра-
зующие решетку, установленную под углом а к направлению входа воздуха.
Основная часть воздуха проходит через зазоры между рабочими пласти-
нами. Частицы пыли, сохраняющие под действием сил инерции первоначаль-
ное направление движения, отражаются от поверхности рабочих пластин
и вместе с некоторой частью воздушного потока направляются через отсос-
ную щель в трубопровод 3. Воздух, поступающий в трубопровод 3, отсасы-
вается вентилятором или эжекционным устройством, использующим энер-
гию выхлопных газов дизеля.
В циклонных воздухоочистителях для сепарации пыли использована
центробежная сила, действующая на частицы пыли, находящиеся во вращаю-
щемся воздушном потоке. Закручивание воздушного потока создается тан-
178
генциальным подводом воздуха в корпус циклона (рис. 89, а) или при по*
мощи направляющих устройств различных типов (рис. 89, б). Под дейст"
вием центробежных сил частицы пыли в зависимости от конструкции циклона
осаждаются в пылесборном бункере или уносятся в трубопровод для отсоса
пыли. В прямоточных циклонах (рис. 89, в) очищенный воздух поступает
в центральную трубку и сохраняет в ней первоначальное направление дви-
жения. Благодаря этому сопротивление прямоточных циклонов несколько
меньше, чем циклонов с поворотом потока. С увеличением диаметра циклонов
снижается эффективность улавливания пыли, поэтому воздухоочистители
транспортных машин, в том числе тепловозов, состоят из циклонов диа-
метром 30—50 мм.
Пылеемкость инерционных и циклонных воздухоочистителей, работаю-
щих с непрерывным отсосом уловленных загрязнений, теоретически не-
ограничена. Однако в эксплуатационных условиях проточная часть этих
воздухоочистителей загрязняется отложениями пыли. Осаждению пыли
способствует смачивание поверхностей проточной части топливом и маслом,,
находящимся в воздухе. Поэтому сопротивление инерционных и циклонных
воздухоочистителей в процессе эксплуатации возрастает и периодически
(1—2 раза в год) такие воздухоочистители необходимо разбирать и очищать.
Эффективность инерционных воздухоочистителей может достигать 80—
90% при сопротивлении 90—120 кгс/м2. Циклонные воздухоочистители имеют
более высокую эффективность, достигающую 95—97% и выше, но и большее
сопротивление (до 200—250 кгс/м2). Инерционные и циклонные воздухоочи-
стители применяют в основном в качестве первой ступени очистки воздуха.
Рис. 89. Циклоны:
а — с тангенциальным подводом воздуха; б — с закручи-
вающим устройством; в — прямоточный;
1 — корпус; 2 — центральная трубка; 3 — входной патру-
бок; 4 — закручивающее устройство
12*
179'
В воздухоочистителях фильтрующего действия воздух пропускают через
слои пористых материалов, причем задерживаются все частицы, размеры
которых больше сечения пор. В качестве фильтрующих материалов при-
меняют специальные сорта бумаги или картона. Для повышения механиче-
ской стойкости и предохранения от вредного влияния влаги фильтровальные
бумаги и картоны пропитывают синтетическими смолами и гидрофобными
(водоотталкивающими) веществами. Эффективность бумажных и картонных
фильтров достигает 99,9%, однако их пылеемкость сравнительно невелика
и составляет около 0,6 кг/м2. Срок службы бумажных и картонных филь-
тров определяется в основном максимально допустимым сопротивлением.
Эти фильтры обычно изготовляют в виде стандартных элементов, которые
по достижении предельно допустимого сопротивления заменяют новыми.
Фильтрующие элементы некоторых типов регенерируют, промывая их в рас-
творителях (бензин и др.), однако они выдерживают не более одного—двух
циклов регенерации и не восстанавливают полностью свои первоначальные
характеристики.
Удовлетворить все требования, предъявляемые к воздухоочистителям
тепловозных дизелей, при использовании какого-либо одного метода очистки
воздуха практически не представляется возможным. Так, воздухоочисти-
тели контактного и фильтрующего действия обеспечивают требуемую эф-
фективность, но имеют ограниченную пылеемкость и нуждаются в сравни-
тельно частом обслуживании, что неудобно в эксплуатации и экономически
невыгодно. Поэтому применяющиеся на практике воздухоочистители боль-
шей частью являются комбинированными, т. е. процесс очистки воздуха
в них происходит с последовательным использованием нескольких ступеней
улавливания пыли различными способами. Обычно в первой ступени из
воздуха удаляют сравнительно крупные частицы пыли. Окончательная
очистка воздуха происходит в последующих ступенях способом контактного
улавливания или фильтрации.
Воздухоочиститель фирмы Farr (США), схема которого показана на
рис. 90, имеет одну ступень очистки воздуха способом контактного улавли-
вания пыли. Для увеличения пылеемкости воздухоочиститель снабжен мас-
ляной ванной, размещенной в нижней части съемной кассеты 3. Масло на
контактные поверхности подается благодаря энергии воздушного потока
следующим образом. Основной поток воздуха, поступающего в воздухоочисти-
тель через отверстия в съемной крышке 5, направляется в кассету, а мень-
шая часть потока проходит через зазор между желобом 6 и гребенкой 7.
При этом воздух захватывает масло из масляной ванны и в виде пленки увле-
кает его вверх по гребенке 7. Масляная пленка срывается с зубьев гребенки,
и воздух уносит капли масла в набивку кассеты, состоящую из двух паке-
тов сеток. Пакет 8 собран из плоских и гофрированных лент сетки с размерами
ячеек 1,5 мм и толщиной проволоки 0,25—0,3 мм. Складки гофр имеют V-
образную форму. Ленты проволочных сеток, образующие пакет, установлены
ребром к направлению воздушного потока. Второй пакет сеток 9 предназна-
чен для улавливания и отвода в масляную ванну капель масла, проникаю-
щих через первый пакет 8 набивки. Пакет 9 состоит из сеток, гофрированных
вертикальными складками, облегчающими сток масла. Дизель мощностью
2000 л. с. обслуживают два воздухоочистителя.
Основными достоинствами воздухоочистителя фирмы Farr являются
простота конструкции и сравнительно небольшие габаритные размеры.
Уменьшение габаритных размеров воздухоочистителя достигнуто главным
образом в результате снижения объема масляной ванны, составляющего
180
Рис. 90. Воздухоочиститель фирмы Farr (США):
1 — корпус; 2 — откидной болт; 3 — кассета; 4 — масломерное стекло; 5 — съемная крышка; 6 —
желоб; 7 — гребенка; 8 — первый пакет сеток; 9 — второй пакет сеток
около 5—5,5 л. Возможность применения одной ступени очистки и снижения
объема масляной ванны объясняется тем, что воздух, поступающий в воздухо-
очиститель, предварительно очищается
в боковых стенках кузова.
Циклонно-сетчатый -воздухо-
очиститель тепловоза ТЭЗ (рис. 91)
является двухступенчатым. Пер-
вой ступенью очистки является
размещенная в средней части кор-
пуса 1 батарея из 56 циклонов 2.
Пыль, сепарированная циклонами,
осаждается в пылесборном бун-
кере, занимающем нижнюю часть
корпуса 1. Второй ступенью
очистки являются две съемные
кассеты 3. Эффективность очистки
составляет 90—92%, причем эф-
фективность первой ступени до-
стигает 66—67%. К недостаткам
воздухоочистителя относится срав-
нительно высокая величина раз-
режения перед входом в воздухо-
Рис. 91. Схема циклонно-сетчатого воз-
духоочистителя тепловоза ТЭЗ:
. — корпус; 2 — циклон; 3 — кассета; 4 —
сетка 7-1,2; 5 — сетка 5-0,7; 6 — сетка 4-0,6;
“ — сетка 3,2-0,45; 8 — сетка 1,6-0,4; 9 —
сетка 1,6-0,4; 10 — сетка 3,2-0,45
в сетчатых кассетах, установленных
181
Рис. 92. Маслопленочный воздухоочиститель тепловоза ТЭП60:
1 — поддон; 2 — дозирующее отверстие; 3 — отстойник; 4 — сливная трубка; 5 — гребенка; 6 — кас
сета; 7 — крышка; 8 — прижимной болт
дувку, достигающая 350—380 кгс/м2 при QH0M = 1,51 м3/с. Основную долю
сопротивления (85—90% общей величины) составляет сопротивление цик-
лонов. Вследствие сравнительно невысокой эффективности циклонов вторая
ступень требует регенерации через 100—150 ч работы. Эффективность воз-
духоочистителя снижается также вследствие уноса пыли из бункера при
резких изменениях расхода воздуха.
В маслопленочных воздухоочистителях применен контактный способ
очистки с подачей масла на рабочую поверхность благодаря использованию
энергии воздушного потока. В маслопленочном воздухоочистителе тепло-
воза ТЭП60 (рис. 92) воздушный поток, проходящий через поддон /, увле-
кает слой масла, поступающего в поддон через дозирующие отверстия 2.
В поддоне, представляющем собой криволинейный канал, под действием
центробежных сил выделяются из потока сравнительно крупные частицы
пыли. Второй ступенью очистки воздуха являются кассеты 6. Рабочие по-
верхности кассет смачиваются каплями масла, срывающимися с зубьев гре-
бенки 5. Излишки масла стекают с рабочих поверхностей под действием сил
тяжести, смывая уловленную пыль, и через трубки 4 поступают в отстой-
ник 5. Разрежение за воздухоочистителем при номинальном режиме рас-
хода (Qhom = 2,32 м3/с) составляет 244 кгс/м2, а его эффективность дости-
гает 98,4%.
182
К числу воздухоочистителей контактного действия с подачей масла
в результате использования энергии воздушного потока относят воздухо-
очистители У ТВ (рис. 93). Очистка воздуха происходит в кассете /, в ко-
торой размещена набивка 2 из капроновой путанки с диаметром нитей
0,27—0,3 мм. Масло из масляной ванны <?, занимающей нижнюю часть кор-
пуса, подают два маслоподающих циклона 4, через которые проходит лишь
часть воздуха, поступающего в воздухоочиститель. Основной особенностью
воздухоочистителя является наличие устройства, обеспечивающего устой-
чивую подачу масла на рабочие поверхности кассеты во всем диапазоне на-
грузок дизеля. Устройство выполнено в виде заслонки 7, которая, вращаясь
под действием силы тяжести и аэродинамических сил воздушного потока,
автоматически регулирует расход воздуха через маслоподающие циклоны.
Эффективность воздухоочистителя при QH0M = 0,75 м3/с составляет 98,3%,
сопротивление достигает 160—180 кгс/м2.
Воздухоочиститель ФНД (фильтр непрерывного действия) имеет две
ступени, работающие по способу контактной очистки. Масло на контактные
поверхности первой ступени поступает при погружении загрязненного
•сектора подвижной кассеты 1 (рис. 94) в масляную ванну. Кассета 1 выпол-
нена в виде вращающегося вокруг оси 2 диска, заполненного набивкой из
плоских и гофрированных металлических сеток. Для вращения кассеты
использован пневматический серводвигатель S, поршень которого через
шток взаимодействует с зубчатым ободом 3 подвижной кассеты 1. Кассеты 6
второй ступени (неподвижные) периодически вынимают через люки 5 и
регенерируют. Воздухоочистители ФНД, отличающиеся некоторыми дета-
лями конструкции, применены на тепловозах ТЭЗ (модернизированных),
2ТЭ10Л, 2ТЭ116 и др. По сравнению с маслопленочными воздухоочистите-
лями они имеют меньшее сопротивление (130—180 кгс/м2), эффективность
достигает 98,3—98,7%. i
Зависимости AhCT (Q) для воздухоочистителей (циклонно-сетчатого,
маслопленочного, УТВ и ФНД) приведены на рис. 95. Сопротивление боль-
шинства из этих воздухоочистителей пропорционально квадрату расхода
воздуха и только для воздухоочистителя УТВ, вследствие влияния заслонки,
есть отклонения от этого закона.
Проектирование воздухоочисти-
телей состоит из следующих основ-
ных этапов: выбора ступеней очистки;
определения основных размеров сту-
пеней и воздухоочистителя; расчета
эффективности; определения сопро-
тивления.
Выбор ступеней очистки зависит
от условий работы локомотива.
В условиях малой запыленности
воздуха (</0 < 2 мг/м3) можно при-
менять воздухоочистители контакт-
ного действия. Для локомотивов,
Рис. 93. Воздухоочиститель УТВ:
1 — кассета; 2 — набивка; 3 — масляная ванна;
4 — маслоподающий циклон; 5 — поддон блока
маслоподающих циклонов; 6 — дозирующая
грубка; 7— заслонка; 8 — пакет маслоулавли-
вающих сеток; 9 — болт
1
183
Рис. 94. Воздухоочиститель ФНД:
1 — подвижная кассета; 2 — ось; 3 — зубчатый обод; 4 — крышка люка для забора воздуха из^кузова
тепловоза; 5 — крышка люка для съема кассет; 6 — неподвижная кассета; 7 — масломерное стекло;
8 — пневматический серводвигатель; 9 — заправочная горловина
работающих в условиях повышенной запыленности, целесообразно исполь-
зование «сухой» первой ступени с такой эффективностью, при которой
количество пыли, поступающей в последнюю ступень, не превосходит ее
количества перед соответствующей ступенью воздухоочистителя, предна-
значенного для условий малой запыленности атмосферного воздуха. Соблю-
дение этого положения позволяет сохранить сроки регенерации послед-
ней ступени, которая обычно является контактной или фильтрующей.
Основные размеры воздухоочистителя и его ступеней зависят от вели-
чины расхода воздуха и допускаемой скорости воздушного потока перед
фронтом отдельных ступеней. Значения номинальных расходов воздуха для
основных типов тепловозных дизелей [40] следующие:
Дизель..............................
Мощность дизеля, л. с...............
Тактность ..........................
Расход воздуха QHOM, м3/с...........
2Д100
2000
2
3,04
10Д100
3000
2
5,3
1А-5Д49
3000
4
3,5
ЗА-6Д49
1200
4
1,66
Поверхность фронта (м2) = QHom/[^L где 1^1 — допускаемая ско-
рость воздуха перед фронтом воздухоочистителя, м/с. Для ступеней контакт-
ного действия скорость [и] имеет следующие значения [70, 126] для кассет:
маслопленочных воздухоочистителей 1,5—1,7 м/с; первой ступени воздухо-
очистителей ФНД до 4,5 м/с; второй ступени воздухоочистителей ФНД до
3,0 м/с; воздухоочистителей УТВ до 3,5—4,5 м/с.
Наибольшая допустимая скорость воздуха в бумажных и картонных
фильтрах составляет 0,07—0,1 м/с. Для размещения в кассетах листы филь-
184
Рис. 95. Зависимости ДЯСт (Q) для воздухоочис-
тителей:
1 — УТВ; 2 — циклонно-сетчатого; 3 — ФНД; 4 —
маслопленочного
трующих материалов гофрируют склад-
ками звездообразной формы или «гар-
мошкой».
Ввиду сложности процессов улавли-
вания пыли пока не разработаны точные
методы расчета эффективности воздухо-
очистителей. В большинстве случаев
эффективность проверяют эксперимен-
тально в процессе испытаний новых
образцов воздухоочистителей. При расчете эффективности инерционных
и циклонных ступеней тепловозных воздухоочистителей можно исполь-
зовать методы, разработанные применительно к воздухоочистителям авто-
мобильных и тракторных двигателей. Расчет эффективности тепловозных
воздухоочистителей контактного действия с набивкой из проволочных сеток
и выбор основных параметров набивки проводят следующим образом [126].
Для равномерного осаждения пыли на поверхностях нитей сеток размеры
ячеек и диаметр нитей постепенно уменьшают. Диаметр нитей сеток послед-
него по ходу воздуха пакета набивки
D
StkKp
тд$ Uq — минимальная скорость воздуха на входе в кассету второй ступени,
м/с; т = уб2/18 gp — постоянная времени (с) для частиц заданного среднего
диаметра 6 (м) с удельным весом у (кгс/м3); g— стандартное значение уско-
рения силы тяжести, м/с2; р — коэффициент вязкости воздуха, кгс с/м2;
—критическая величина числа Стокса (для цилиндрической нити
5^кр = 0,0625).
Для набивок кассет применяют сетки с размерами ячеек в свету от 4,5—
5,0 мм до 1,6—1,2 мм и толщиной нитей проволоки соответственно от 1,0
до 0,3 мм. После выбора геометрических параметров сеток последнего па-
кета (в соответствии с результатами расчета) выбирают тип и количество
сеток для остальных пакетов кассет отдельных ступеней, входящих в состав
набивки. В выполненных конструкциях воздухоочистителей ФНД каждый
пакет состоит из восьми—десяти сеток с одинаковыми размерами ячеек
и диаметрами нитей. В набивку кассет первой и второй ступени входят по
два пакета сеток.
Для каждого из пакетов, имеющих по п сеток, определяют величину
коэффициента разделения
где k — коэффициент поглощения частиц пыли маслом (для воздухоочисти-
телей ФНД коэффициент k 0,521); т' — постоянная т для среднего размера
частиц, поступающих в данный пакет, с; х0 = + х2 — суммарный коэф-
фициент заполнения объема пакета; хг и х2 — коэффициенты заполнения
объема пакета соответственно сетками и маслом; R — радиус нитей сеток.
185
Коэффициент заполнения
„ __ @э1 нб
-- п . ’
u3t мет
где бэ; н6 — масса сеток в пакете, кг; G31 мет — масса металла в объеме па-
кета V’3i, кг; бэг мет = Кэг-рнб; Рнб—плотность металла, кг/м3.
Коэффициент заполнения
__ Gal нп
U3L М
где G3i нп — масса масла (наполнителя), имеющегося на поверхностях нитей
пакета, кг; G3l м — масса масла в объеме пакета, кг.
Масса масла
Q ____ ‘Z&Gaj нбРм
«эенп— RpnQ
где Д — толщина масляной пленки, принимаемая равной 20-10-6 м; рм —
плотность масла, кг/м3.
Коэффициент очистки для каждого пакета
Лэ1 1 + fef
Общую эффективность воздухоочистителя с набивкой из п пакетов,
имеющих эффективности г]э1, т]э2, г]эз- • •» 'Нэп, определяют в такой последова-
тельности:
Пэ1, 2 = Лэ! + Пэг — Wks!
Пэ1,2. з = Пэ!, 2 + Пэз — Пэ!. гПэз;
♦ ••••••••••••••
Пэ!. 2. 3,,.., п =— Пэ!, 2. 3,..., (Л—1) Н- Нэп Пэ1,2,3,..., (п—1)Пэп-
Расчет сопротивления воздухоочистителя сводится к определению и
последующему суммированию сопротивлений отдельных участков проточной
части. Обычно сопротивление каждого участка представляет собой один из
видов местных сопротивлений и может быть определено по формулам вида
[541
ДНП=^<>
где £ — коэффициент сопротивления, который выбирают по справочным ма-
териалам; V — удельный вес воздуха, кгс/м3.
§ 29. ТЕПЛООБМЕННИКИ НАДДУВОЧНОГО ВОЗДУХА
Температура наддувочного воздуха дизеля оказывает большое влияние
на его экономичность и надежность. Охлаждение наддувочного воздуха
широко применяют для повышения литровой мощности дизелей (при сохра-
нении тепловой напряженности деталей на допустимом уровне) или для сни-
жения тепловой напряженности деталей и улучшения топливной экономич-
ности (при неизменной мощности дизеля).
Опубликованные в печати работы посвящены преимущественно исследо-
ванию влияния температуры наддувочного воздуха на показатели работы
186
дизелей при полной нагрузке. Охлаждение увеличивает массу воздуха, пода-
ваемого за цикл, и снижает среднюю температуру цикла, что позволяет по-
высить мощность дизелей. Для дизеля каждого типа имеется оптимальная
температура наддувочного воздуха при номинальном режиме работы, позво-
ляющая получить максимальную мощность при сравнительно небольшом
изменении экономичности.
Тепловозные дизели в условиях эксплуатации значительную часть вре-
мени работают в режиме холостого хода (30—50%) и при малых нагрузках
(~20%), расходуя при этих режимах до 40% общего расхода топлива.
Проведенные за последние годы экспериментальные и теоретические
исследования [50, 112, 172, 173] выявили, что для дизеля каждого типа и
заданного режима работы существует оптимальное по величине удельного
расхода топлива значение температуры наддувочного воздуха перед впуск-
ными органами. При существующих на тепловозных дизелях системах над-
дува и устройствах для охлаждения наддувочного воздуха температура
последнего (особенно при отрицательных температурах наружного воздуха)
ниже оптимальной температуры для режимов холостого хода и малых на-
грузок. Это приводит к значительным перерасходам топлива в результате
увеличения периода задержки его самовоспламенения, ухудшения условий
сгорания и снижения механического к. п. д. На рис. 96 приведены зависи-
мости удельного эффективного расхода топлива двигателем 8ЧН 26/26 тепло-
воза ТГМ6 при нагрузке по винтовой характеристике от температуры воды /вд1
на входе в теплообменник наддувочного воздуха, которая является косвен-
ным показателем температуры воздуха, поступающего в цилиндры. Эти
данные в пределах возможных температур показывают, что влияние тем-
пературы наддувочного воздуха на экономичность работы дизеля при номи-
нальном режиме сравнительно невелико. Однако при снижении мощности
это влияние увеличивается, а при Ne = 80 л. с. и режиме холостого хода
удельные эффективные расходы имеют минимальные значения.
Зависимость расхода топлива от температуры воздуха to на входе в ком-
прессор в режиме холостого хода дизеля приведена на рис. 97. В данном
случае температура воздуха на входе в компрессор близка к температуре
воздуха на входе в теплообменник (некоторый подогрев происходит от сте-
нок воздуховода). Приведенные данные показывают, что при работе дизеля
в режиме холостого хода даже при положительных температурах наружного
воздуха увеличение температуры наддувочного воздуха ведет к снижению
расхода топлива.
Рис. 96. Зависимости удельного эффективного рас-
хода топлива двигателем 84Н 26/26 при его работе
по винтовой характеристике от температуры воды
/Вд1 на входе в теплообменник наддувочного воз-
духа:
1 — Ne = 80 л. с.; п = 400 об/мин; 2 — Ng = 0,
п = 400 об/мин; 3 — Ng = 155 л. с.; п = 500 об/мин;
4 — Ne = 257 л. с.; п = 600 об/мин; 5 — Ng = 420 л.с.;
п = 700 об/мин; 6 — Ng — 765 л. с.; п = 850 об/мин;
7 — Ng = 1200 л. с.; п = 1000 об/мин
187
Рис. 97. Зависимость расхода топлива двигателем 8ЧН 26/26 от температуры воздуха на входе
в компрессор (Ne = 0; п = 400 об/мин)
Рис. 98. Зависимость времени т выхода двигателя 8ЧН 26/26 на полную мощность от тем-
пературы воды /Вд1 на входе в теплообменник наддувочного воздуха
Температура наддувочного воздуха оказывает влияние на работу двига-
теля не только при установившихся, но и при переходных режимах [111].
В процессе быстрого набора нагрузки в дизеле с газотурбинным наддувом
возникает несоответствие между количествами топлива и воздуха, поступаю-
щих в цилиндры, усиливающееся по мере увеличения диапазона изменения
нагрузки. Двигатели во время переходного процесса работают с пониженными
коэффициентами избытка воздуха, что приводит к снижению к. п. д. дизеля
и ухудшению его приемистости. Подтверждением этому служит зависимость,
приведенная на рис. 98.
Проведенные исследования показали, что тепловозные дизели должны
иметь устройства, позволяющие получать оптимальные значения температур
наддувочного воздуха перед впускными органами. При номинальном и близ-
ких к нему режимах работы дизеля наддувочный воздух необходимо охлаж-
дать, а при режимах холостого хода и малых нагрузок — подогревать.
Существующие в настоящее время на серийных тепловозах охлаждаю-
щие устройства чаще всего представляют собой поверхностные водовоздуш-
ные теплообменники, введенные в самостоятельный контур циркуляции
охлаждающей воды или в контур воды, охлаждающей масло дизеля. Такие
системы спроектированы и рассчитаны главным образом для охлаждения
наддувочного воздуха при работе дизеля в номинальном режиме и не удов-
летворяют условию получения оптимальных температур воздуха при всех
режимах, реализуемых в эксплуатации.
Значительно лучше удовлетворяют условию оптимизации температур
наддувочного воздуха системы, позволяющие регулировать поступление
воды в теплообменник из различных водяных контуров (например, пере-
пуск части «горячей» воды из контура воды дизеля в низкотемпературный
контур наддувочного воздуха, что позволяет подогреть воздух). Имеются
и другие предложения по регулированию температуры наддувочного воз-
духа — использование тепла выхлопных газов дизеля для подогрева воз-
духа в теплообменниках [173] или частичный перепуск выхлопных газов
в воздушный ресивер [172, 173].
Теплообменники для изменения температур наддувочного воздуха
должны удовлетворять следующим требованиям:
158
иметь минимальные габаритные размеры и вес при заданных величи-
нах отвода теплоты и потерь давления воздушным потоком;
характеризоваться минимальной величиной загрязнения теплопере-
дающей поверхности, омываемой воздухом;
допускать легко осуществляемую очистку загрязненных поверхностей;
обладать герметичностью, исключающей возможность попадания воды
в воздух, и иметь устройства, прекращающие поступление воды в тепло-
обменник в аварийных случаях (попадание больших количеств воды в воз-
дух);
позволять удобное обслуживание в эксплуатации:
характеризоваться простотой изготовления и ремонта, легкостью мон-
тажа и демонтажа.
При одноступенчатом наддуве теплообменники всегда располагают за
компрессором. При двухступенчатом наддуве теплообменники располагают
или только за компрессором I ступени (по потоку воздуха) или только за
компрессором II ступени, или за обоими компрессорами. При расположении
теплообменника только за компрессором I ступени (дизель 16ДН 23/30)
размеры теплообменника несколько увеличиваются (по сравнению с располо-
жением теплообменника за компрессором II ступени) из-за снижения сред-
него температурного напора, но уменьшается работа сжатия во II компрес-
соре. Такое расположение теплообменника целесообразно, если он имеет
приемлемые габаритные размеры.
Если теплообменник расположен только за компрессором II ступени
(дизель 10Д100) размеры теплообменника несколько меньше (возрастает
величина среднего температурного напора), но увеличивается работа сжатия
в компрессоре II ступени. Если позволяют габаритные размеры и допусти-
мый вес, то выгодно располагать по одному теплообменнику [32 ] за каждым
компрессором.
По типу оребрения поверхности, омываемой воздухом, теплообменники
бывают пластинчатыми (дизели ДН23/30), круглотрубчатыми с накатанным
оребрением (дизели ДН23/30, ЧН 26/26, ЧН21/21), круглотрубчатыми с про-
волочным оребрением (дизели ДН 20,7/2x25,4, ЧН24/27, ЧН 25/27) и пло-
скотрубчатыми с коллективным оребрением (дизели ЧН 31,8/33). Предпочте-
ние отдают поверхностям нагрева из круглых труб с накатанным оребре-
нием или из круглых труб с проволочным оребрением, так как они обладают
высокой надежностью и их удобно промывать и ремонтировать.
Тепловой и гидроаэродинамический расчет теплообменника наддувоч-
ного воздуха выполняют, используя следующие исходные данные: массо-
вый расход воздуха Свз через теплообменник, определяемый при тепло-
вом расчете дизеля и его испытаниях, кг/ч; температуру воздуха /вз1 перед
теплообменником, °C; требуемый перепад А/вз температур воздуха в пре-
делах теплообменника, равный разности заданных температур воздуха на
выходе из теплообменника и на входе в него, °C; давление воздуха рЕ31
перед теплообменником, кгс/м2; допустимую потерю Арвз напора воздуха
в теплообменнике, кгс/м2; объемный расход Евд охлаждающей воды через
теплообменник, м3/ч; температуру /вд1 охлаждающей воды перед тепло-
обменником, °C.
Перед расчетом выбирают тип теплопередающей поверхности и число
ходов воды в случае использования многоходового теплообменника. Тип
теплопередающей поверхности принимают в результате технико-экономи-
ческого сравнения нескольких конструкций. Расчет проводят в следующем
порядке.
189
Количество теплоты (ккал/ч), передаваемой через поверхность тепло-
обменника: Qb3 = ср вз^взА ^вз» где ср вз—удельная теплоемкость воздуха
при его средней температуре в теплообменнике, ккал/кг °C.
Массовая скорость [кг/(м2 с)] воздуха в каналах теплообменника ивз =
= GB3//B3, где /вз — площадь поперечного сечения воздушных каналов, м2;
/вз принимают максимально возможной по условиям размещения тепло-
обменника.
Линейная скорость (м/с) воздуха в каналах теплообменника увз = ивз/рвз,
где рЕЗ — плотность воздуха при его средних температуре и давлении в теп-
лообменнике, кг/м3.
Число Рейнольдса воздушного потока ReB3 = vB3dB3/vB3, где dB3 —
эквивалентный диаметр воздушного канала, м; vB3 — коэффициент кине-
матической Вязкости воздуха при его средних температуре и плотности
в теплообменнике, м2/с.
Число Нуссельта воздушного потока (по полуэмпирическим зависимо-
стям) NuB3 = а Иевз, где а, у — постоянные величины, получаемые в ре-
зультате обработки экспериментальных данных.
Коэффициент теплообмена [ккал/(м2 ч-°C) ] между воздухом и поверх-
ностью нагрева авз = NuB3XB3/dB3, где Хвз — коэффициент теплопровод-
ности воздуха при его средней температуре в теплообменнике, ккал/(м ч °C).
Приведенный коэффициент теплообмена [ккал/(м2 ч-°C) ] между воз-
духом и поверхностью [60] авзпр = Ьавз (Еор + ос), где Ъ—поправка,
учитывающая неравенство коэффициентов теплообмена между воздухом
и поверхностями, оребренной и неоребренной; Е — коэффициент эффектив-
ности оребрения; ор, ос— доли общей поверхности, приходящиеся на по-
верхности оребренную и неоребренную. Для поверхности нагрева, не имею-
щей оребрения, авзпр = авз. В аналогичной последовательности выполняют
расчет коэффициента теплообмена авд между водой и соответствующей по-
верхностью.
Коэффициент теплопередачи (ккал/м2-ч-°C) теплообменника
& —___________!__________
1 ^вд | ! 1 >
авз пр Лэз ^F авд
где FB3, FBPt — площади поверхности нагрева со стороны соответственно
воздуха и воды, м2; 6F — толщина поверхности нагрева, м; — коэффи-
циент теплопроводности металла поверхности нагрева, ккал/м ч-°C.
Среднелогарифмический температурный напор (°C) в пределах тепло-
обменника
(^вз 1 ^вд г) (^вз 2 ^вд 1)
^ВЗ 1 ^ВД 2
2,31g t -t
lB3 2 4ВД 1
где ez — поправка, учитывающая наличие перекрестного тока жидкостей;
/вз2, ^Вд2 — соответственно температуры воздуха и воды после теплообмен-
ника.
Необходимая поверхность (м2) теплообмена без учета загрязнения
Необходимая поверхность (м2) теплообмена с учетом загрязнения в экс-
плуатации
F = %F',
190
где % = 1,154-1,3 — поправка, учитывающая ухудшение передачи теплоты
при загрязнении и сокращении активной площади теплопередающей по-
верхности в связи с отключением дефектных элементов.
На основании принятого к расчету поперечного сечения теплообменника
по воздушной стороне fB3 и геометрических параметров теплопередающей
поверхности подсчитывают величину поверхности теплообмена h (м2/м),
приходящуюся на 1 м длины теплообменника (или на один ряд труб).
Длина (м) воздушных каналов теплообменника L = (F/h).
Число Эйлера для воздушного потока EuB3 = с Re£3 (L/dB3)2, где с, х, г —
величины, получаемые в результате обработки экспериментальных данных.
Потеря напора (кгс/м2) воздушного потока в рабочей части теплообмен-
ника Дрвз = EuB3 (yB3/g) vl3, где увз — удельный вес воздуха при средних
температуре и давлении в теплообменнике.
Мощность (л. с.), расходуемая на перемещение воздуха в теплообмен-
нике, NB3 = GB3ApB3/(75pB3T)K), где т]к — к. п. д. компрессора.
В аналогичной последовательности определяют мощность 7УВД, затрачи-
ваемую на перемещение воды в пределах рабочей части теплообменника.
Далее определяют следующие технические оценочные показатели тепло-
обменника, которые регламентированы ГОСТ 10598—74:
коэффициент [ккал/(кг• ч • °C) ] использования массы рабочей части
теплообменника kg = СВЗ/(СД/Л), где G — масса поверхности теплообмена, кг;
коэффициент [ккал/(м3-ч«°С) ] использования объема рабочей части
теплообменника ky = фвз/(ГД/л), где — объем, занимаемый рабочей
частью теплообменника, м3;
показатель энергетической эффективности теплообменника Е =
= (2ВЗ/ [632 (TVB3 + /VBA).
Изложенная последовательность расчета применима для одноходовых
(по воде) теплообменников. При многоходовых теплообменниках расчет
существенно сложнее, так как приходится рассчитывать каждый ход от-
дельно.
Геометрические размеры теплообменника, полученные по этой методике,
корректируют в процессе налаживания его совместной работы с двигателем,
так как расчет не учитывает в явном виде влияния теплообменника на ос-
новные параметры работы двигателя. Все это приводит к удлинению сроков
доводки теплообменника.
Во ВНИТИ разработана методика расчета теплообменников наддувоч-
ного воздуха, позволяющая оценить роль термических сопротивлений и
поле возможных режимов работы при заданной схеме включения тепло-
обменников в контур воды. Методика позволяет [112] также выбрать раз-
меры теплообменника с учетом оптимальности системы теплообменник —
дизель по отдельным показателям (мощность, теплонапряженность, удель-
ный расход топлива и т. д.).
Поле возможных режимов работы теплообменника определяется показа-
телями, характеризующими контур воды, в который включен теплообмен-
ник, и агрегаты наддува. Перепад температур (°C) воздуха в теплообменнике
А^ВЗ (^вэ 1 ^вд 1) Лт>
где /вз1 и /вд1 — температуры соответственно воздуха и воды на входе в теп-
лообменник, °C; т]т — термический к. п. д. теплообменника, показывающий,
какую долю составляет теплота, фактически переданная в теплообменнике,
от теплоты, которую можно теоретически передать.
191
При прямотоке
1__е ' вд / w вз
Пт=: , , WB3 ’
+ ^вд
где 1Г=3 и 1ГВД — водяные эквиваленты потоков соответственно воздуха
и воды; k— коэффициент теплопередачи; F — площадь поверхности тепло-
передачи.
При противотоке
вд / "вз
^вз \ kF •
^вд ) ^вз
1 — е '
Пт =---------
1-^е
^вд
Совокупность значений А/вз при различных режимах работы дизеля
образует действительное поле работы теплообменника. При /Р31 > tВД1
теплообменник работает как охладитель, а при /вз1 < /вд1 — как подогрева-
тель наддувочного воздуха.
На конкретном дизеле увеличение А/вз при охлаждении и подогреве
воздуха может быть достигнуто изменением температуры воды на входе
в теплообменник /вд1. Пределом снижения /вд1 при охлаждении воздуха
является температура окружающей среды /0, а пределом повышения /вд1
при подогреве воздуха — максимальная температура воды в контуре ох-
лаждения дизеля /вдд.
Значения А/вз, найденные для /вд1 = /0 и /вд1 = /вдд при т)т = 1,
являются предельными для теплообменника. Совокупность предельных
значений А/вз при различных режимах работы дизеля образует теоретиче-
ское поле работы теплообменника. В его границах размещено действитель-
ное поле работы теплообменника. Совмещение обоих полей наглядно харак-
теризует возможности увеличения теплообмена при каждой нагрузке дизеля.
Разность (/вз1 — /0)°С можно выразить через показатели работы ком-
прессора:
при расположении теплообменника за I ступенью сжатия
ьвз 1 ‘ о
Лад I
при расположении теплообменника за II ступенью сжатия
, _, М^т17*-1) , л №7* - О
“1 ° Лад! "Г Лад II ’
где TQ и 7\ — температуры воздуха на входе соответственно в I и II сту-
пени сжатия; и зт^п — степени повышения давления воздуха соответ-
ственно в I и II ступенях сжатия; т)ад1 и т]ад11— адиабатические к. п. д.
компрессоров соответственно I и II ступеней сжатия; k— показатель адиа-
баты сжатия.
Температура и давление наддувочного воздуха перед впускными орга-
нами дизеля оказывают существенное влияние на различные показатели его
работы. Вследствие этого необходимо подбирать температуру воздуха на
выходе из теплообменника так, чтобы регулируемый оценочный параметр
работы дизеля оказался оптимальным. Например, если теплообменник
192
ставят для повышения мощности дизеля, то следует подбирать такие гео-
метрические параметры теплообменника, при которых мощность дизеля или
величина среднего эффективного давления были бы максимальными. При
постановке теплообменника для снижения теплонапряженности дизеля сле-
дует добиваться минимальной регулируемой температуры (выпускных газов,
донышка поршня и т. д.) при заданной мощности. Регулируемым параметром
может оказаться удельный эффективный расход топлива, если теплообменник
ставят для повышения топливной экономичности дизеля.
Уравнение связи оптимизируемого показателя работы дизеля с показа-
телями работы теплообменника наддувочного воздуха можно представить
в виде
Z) = Dq нь Di -ь Z?2 *+ ^3, (21)
где D — оптимизируемый показатель (мощность, удельный расход топлива
и т. д.); Do — тот же показатель, но при начальных условиях (отсутствие
теплообменника); Dlt D2 и D3 — приращения оптимизируемого показателя
в зависимости от изменения соответственно температуры воздуха в тепло-
обменнике (Д/вз), ег0 аэродинамического сопротивления (Дрвз) и затраты
мощности на перемещение воды в теплообменнике (Мвд).
Мощностью Мвд можно, ввиду ее малости, пренебречь, т. е. принять
D3 = 0.
Для использования уравнения (21) необходимо иметь экспериментально
полученные зависимости Dr (Д/вз) и D2 (Дрвз), например в виде степенных
эмпирических функций вида
Di = А Д/£ > О2 = В Дрвз- (22)
Оптимизируемым геометрическим параметром теплообменника является
длина его воздушных каналов L. Величину живого сечения по воздушной
стороне всегда выгодно принимать максимальной из условий размещения
теплообменника на дизеле [112].
Для проектируемого теплообменника при заданных величинах живого
сечения воздушной стороны и расхода воздуха необходимо эксперименталь-
ным или расчетным путем получить зависимости Д/вз (L) и Др (LB3). Под-
становка этих зависимостей в (22) позволяет получить функции D1 (L) и
D2 (L) и преобразовать уравнение (21) к виду
D = Dq±F(L) + F'(L). (23)
Для определения оптимального значения длины воздушных каналов
теплообменника правую часть уравнения (23) исследуют на наличие экстре-
мального значения
dF (L) dF'(L) _п
* dL dL ~
Оптимальная длина воздушных каналов (с учетом загрязнения в экс-
плуатации поверхностей теплообмена) L' = Величина поправки %,
с учетом изменения показателей работы дизеля, должна быть меньше еди-
ницы [112].
13 П/р. Панова
193
Глава IX
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
ДИЗЕЛЕЙ
§ 30. НАЗНАЧЕНИЕ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ,
ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К НИМ ТРЕБОВАНИЯ, КЛАССИФИКАЦИЯ
И КОМПОНОВКА СИСТЕМ
Одним из главных факторов, определяющих темп износа и надежность
работы ответственных деталей тепловозных дизелей, является их темпера-
тура, оптимальную величину которой экспериментально устанавливают
для дизеля каждого типа. Для поддержания необходимых температур некото-
рых ответственных деталей дизелей (гильзы, поршни, поршневые кольца,
клапаны, крышки цилиндров) от них отводят значительное количество теп-
лоты в воду, циркулирующую в водяной системе. Часть теплоты, отводимой
от этих деталей, а также теплота, образующаяся в результате работы тре-
ния, поступает в смазочное масло, циркулирующее в системе смазки.
Допустимая температура деталей определяется их конструкцией, сте-
пенью форсированности дизеля, интенсивностью омывания охлаждающими
жидкостями и температурами последних. Температуры охлаждающей воды
и масла сказываются таким образом на относительном износе о деталей,
а также на величине эффективной мощности дизеля (рис. 99). Для предотвра-
щения возникновения в дизеле значительных температурных деформаций
разность температур воды и масла на выходе из дизеля и на входе в него
принимают сравнительно небольшой: 6—10° С для воды и 10—15° С для
масла.
В современных высоконаддувных дизелях применяют также охлажде-
ние наддувочного воздуха. Величина суммарного отвода теплоты от дизелей
мощностью —4000 л. с. достигает 1,5—2,0 млн. ккал/ч. На тепловозах
с гидравлической передачей (тяговой или к вспомогательным механизмам}
охлаждают также ее масло.
Комплекс устройств, предназначенных для отвода теплоты от воды,
охлаждающей дизель, масла дизеля, наддувочного воздуха, а также от
масла гидравлической передачи (если она есть) в атмосферу, составляет си-
стему охлаждения тепловоза. В эту систему входят поверхностные тепло-
обменники (радиаторы), предназначенные для охлаждения воды и масла
атмосферным воздухом, промежуточные теплообменники (для охлаждения
масла дизеля или гидравлической передачи водой, которая охлаждается
в радиаторах атмосферным воздухом), вентиляторы, системы воздушных
каналов для подвода и отвода атмосферного воздуха от радиаторов, си-
стемы трубопроводов и насосов для циркуляции воды и масла, приборы и
устройства для контроля и регулирования работы системы охлаждения.
Радиаторы, воздушные каналы и вентиляторы компонуют в части тепловоза,
называемой холодильником. Применение только поверхностных теплообмен-
ников продиктовано необходимостью предотвращения загрязнения цирку-
лирующих в системе воды и масла, а также для уменьшения их потерь.
194
Рис. 99. Зависимость эффективной мощности Ne
дизеля 2Д100 (при постоянном расходе топлива)
и относительного износа цилиндровых втулок
от температуры охлаждающей воды и масла:
1 ~ 2 ~ Ne (*в); 3 - Gt <9
Необходимость отвода значитель-
ного количества теплоты от нескольких
жидкостей (в конечном счете в атмос-
феру) и сравнительно невысокая ин-
тенсивность теплопередачи в воздуш-
ных поверхностных теплообменниках
приводит к сложности устройств си-
стем охлаждения, к их значительным
габаритным размерам и весам.1 На функ-
ционирование этих систем приходится затрачивать часть мощности дизеля
(4—6%).
К системам охлаждения дизелей предъявляют следующие основные
требования:
обеспечение теплорассеивающей способности, при которой возможна
нормальная реализация номинальной мощности дизеля без ограничений
при любых условиях, встречающихся в эксплуатации;
надежность работы в условиях эксплуатации;
минимальная затрата мощности на функционирование системы при ее
ограниченных габаритных размерах и весе;
Рис. 100. Холодильник тепловоза ТЭЗ:
— верхние жалюзи; 2 — обечайка вентилятора с коллектором; 3 — масловоздушные секции; 4 —
внутренний обвод шахты; 5 — боковые жалюзи; 6 — водовоздушные секции; 7 — дверь
Рис. 101. Варианты крышевого расположения панелей радиатора:
а — с всасывающим вентилятором; б — с нагнетательным вентилятором
195
минимальная затрата дефицитных цветных металлов и небольшая стои-
мость при изготовлении;
удобство обслуживания и ремонта;
полная автоматизация работы.
Наиболее общим является требование минимальности приведенных
расходов на систему охлаждения. Стремление к возможно полному удовлет-
ворению данных требований к системам охлаждения тепловозов разной
мощности, работающих в различных климатических условиях, привело
к значительному разнообразию их принципиальных схем, компоновок и
конструкций составляющих элементов. Системы охлаждения тепловозных
дизелей можно классифицировать по особенностям схем движения охлаждае-
мых и охлаждающих жидкостей (см. гл. VII), месту установки панелей
радиаторов и их наклону по отношению к продольной плоскости симметрии
тепловоза, конструкции теплопередающих поверхностей радиатора, числу
рядов секций радиатора в направлении потока воздуха, типу, конструкции
вентиляторов и их количеству, по конструкции привода вентиляторов, спо-
собу управления работой всей системы.
По месту установки панелей радиаторов холодильники могут быть
с боковым, крышевым и торцовым радиаторами. В отечественном тепловозо-
строении наибольшее распространение получили холодильники с боковым
расположением радиаторов (рис. 100), при котором вентилятор расположен
в крыше, а воздушный канал между радиатором и вентилятором (шахта
холодильника) образуется крышей, торцовыми стенками и стенками внутрен-
него обвода. Под обводом есть проход во вторую секцию. В односекционных
тепловозах внутренний обвод шахты может отсутствовать (тепловозы ТЭМ1,
ТЭМ2).
Рис. 102. Варианты расположения панелей радиатора:
а — V-образное; б — шатровое
196
Рис. 103. Холодильник тепловоза
ТЭ109:
1 — жалюзи; 2 — воздухозаборная ре-
шетка; 3 — панель радиатора; 4 —
направляющий аппарат; 5 — вентиля-
торное колесо; 6 — спрямляющий
аппарат-жалюзи
Если по условиям ком-
поновки оборудования боко-
вое расположение радиато-
ров невозможно, то прибе-
гают к крышевому их
расположению (рис. 101).
Расположение радиатора в
крышевом отсеке (рис. 101, а)
применено на тепловозах
ТГ102 [165] и ТГ16. Распо-
ложение панели радиатора
на торце кузова применяют
на некоторых маневровых
тепловозах небольшой мощ-
ности и на тепловозах про-
0/^5
мышленного транспорта.
По наклону панелей радиатора к продольной плоскости симметрии
тепловоза различают холодильники с вертикальным (см. рис. 100), V-образ-
ным (рис. 102, а) и шатровым (рис. 102, б) расположениями панелей. На
тепловозах ТЭ109 применено V-образное расположение панелей радиатора
(рис. 103) с боковыми проходами, размещенными между боковыми жалюзи
и радиаторами. Эксплуатация выявила некоторые отрицательные стороны
такой компоновки. Наличие в проходах воздушного потока, характеризую-
щегося высокими значениями скоростей, приводит к простудным заболева-
ниям членов бригады. Кроме того, в проходе, где размещены некоторые
агрегаты, осаждается влага и снег, заносимые воздушным потоком. Преиму-
ществом такого расположения радиаторов является снижение аэродинами-
ческого сопротивления шахты (по сравнению с холодильниками арочного
типа).
Шатровое расположение радиаторов (рис. 104) на тепловозах отече-
ственной постройки не применяется, но получило некоторое распрост-
ранение за рубежом, — например, холодильники фирмы Бер на тепловозах
V164 (ФРГ).
По числу рядов секций (в направлении потока воздуха) панели радиато-
ров бывают одно- и двухрядными. Двухрядное расположение секций принято
в панели радиатора тепловоза ТЭЗ (см. рис. 100). В первом, по потоку воздуха,
ряду размещены масловоздушные секции, а во втором — водовоздушные.
Двухрядное расположение секций радиаторов позволяет сократить длину
фронта холодильника. Однако при этом значительно снижается теплорас-
сеивающая способность секций второго ряда в результате уменьшения тем-
пературного напора между охлаждаемыми жидкостями и охлаждающим
воздухом, нагревшимся в процессе прохождения первого ряда секций.
Это приводит к возрастанию необходимого числа секций, увеличивает вес
холодильника, массу расходуемых цветных металлов. При такой компоновке
невозможно раздельное регулирование температуры жидкости, протекаю-
щей в секциях первого и второго ряда.
197
Как показали испытания, выполненные в МИИТе [114], теплорассеи-
вающая способность секций во втором ряду снижается не только в резуль-
тате уменьшения величины температурного напора, но и по причине суще-
ственного снижения величины коэффициента теплопередачи (по сравнению
с такой же секцией, расположенной в первом ряду). Аэродинамическое со-
противление двух последовательно расположенных секций несколько больше,
чем сумма аэродинамических сопротивлений таких же одиночных секций.
Кроме того, при двухрядном расположении секций в холодильнике арочного
типа несколько возрастает аэродинамическое сопротивление шахты в ре-
зультате увеличения потерь от удара воздушного потока о поверхность вну-
треннего обвода и потерь кинетической энергии с воздушным потоком, поки-
дающим шахту (по причине увеличения неравномерности поля скоростей
потока на выходе из шахты). При проектировании тепловозов стремятся из-
бегать применения двухрядных панелей радиаторов. На отечественных теп-
ловозах преимущественно установлены однорядные радиаторы.
Для сокращения длины фронта холодильника используют двухъярусное
расположение секций в панелях радиатора (тепловоз 2ТЭ10Л, рис. 105).
Холодильники тепловозов могут обслуживаться осевыми вентиляторами
всасывающего, нагнетательного или смешанного типа. Применение осевых
вентиляторов предопределяется большими расходами воздуха через холо-
дильник при относительно небольшом аэродинамическом сопротивлении,
что соответствует высоким значениям удельной быстроходности осевых вен-
тиляторов [92]: ___
nv = n -£^^160,
у Ун3
где п — частота вращения вентиляторного колеса, об/мин; VB3— объемный се-
кундный расход воздуха, м3/с; Н — напор, развиваемый вентилятором,
кгс/м2.
Рис. 104. Блочный холодильник фирмы Бер тепловоза V164 (ФРГ) с шатровым расположе-
нием панелей радиатора:
1 — вентиляторное колесо; 2 — секции холодильника; 3 — жалюзи
198
Рис. 105. Двухъярусное расположе-
ние секций на тепловозе 2ТЭЮЛ:
! — водовоздушный радиатор; 2 —
масловоздушный радиатор
Наибольшее распростра-
нение (СССР, Европейские
страны и Япония) получили
осевые вентиляторы всасы-
вающего типа, что объяс-
няется значительной величи-
ной (для большинства сов-
ременных тепловозов) отно-
шения поверхности фронта
радиатора к площади, сме-
таемой лопастями вентиля-
тора. В этом случае в огра-
ниченных габаритных разме-
рах тепловоза применение
нагнетательных вентилято-
ров ведет к значительным
аэродинамическим потерям в
каналах шахты.
Нагнетательные вентиляторы получили некоторое распространение на
тепловозах США серии U (U-25B, U-25C, U-28B, U-28C, U-50) фирмы
Дженерал Электрик. На рис. 106 показан холодильник тепловоза U-28,
в котором атмосферный воздух вентилятором 2 просасывается через
пакеты сопротивлений 5 электродинамического тормоза, а затем нагне-
тается через радиатор 1 в атмосферу. Применение нагнетательных венти-
ляторов имеет некоторые преимущества — они работают на «холодной»
стороне и, по сравнению со всасывающими вентиляторами равной мощности,
обеспечивают больший расход воздуха. Кроме того, при нагнетательных
вентиляторах уменьшаются потери кинетической энергии с потоком воздуха,
покидающим холодильник.
На тепловозах «Сенчури» фирмы Алко (США) холодильники имеют осе-
вой вентилятор 3 (рис. 107) смешанного типа, который засасывает атмосфер-
ный воздух через боковые
радиаторы 5, а затем через
шахту 6 нагнетает в секции
верхнего радиатора /.
Выбор осевого венти-
лятора того или иного типа
определяется величиной
необходимой затраты мощ-
ности. Вентиляторы наг-
Рис. 106. Холодильник тепло-
воза U-28 (США):
/ — радиаторы; 2 — осевой ве ти-
лятор; 3 — компрессор; 4 — элек-
тромагнитная муфта; 5 — пакет
сопротивлений электродинамичес-
кого тормоза
199
Рис. 109. Блок холодильника
фирмы «Серк» (Великобритания)
секции устанавли-
§ 31. КОНСТРУКЦИЯ
И ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ
РАДИАТОРОВ
Конструкция радиаторов.
Радиаторы тепловоза пред-
назначены для охлаждения
воды и масла атмосферным
воздухом и состоят из под-
водящих и отводящих кол-
лекторов и присоединенных
к ним секций, размеры кото-
рых выбирают исходя из
удобства их изготовления, ремонта и монтажа. Число
вают расчетом. Коэффициент теплоотдачи со стороны поверхности секций,
омываемой воздухом, значительно меньше, чем коэффициент теплоотдачи
от охлаждаемой жидкости к внутренней поверхности, поэтому прибегают
к оребрению наружной поверхности, ведущему к выравниванию термиче-
ских сопротивлений и увеличению теплорассеивающей способности секций
в заданном объеме.
Конструктивное выполнение оребрения весьма разнообразно и по этому
признаку различают следующие типы поверхностей секций: трубчато-
пластинчатую; трубчато-ленточную; трубчато-ребристую; с извилистыми
пластинами; пластинчатую; сотовую. Трубки, по которым протекает ох-
лаждаемая жидкость, применяют круглые, эллипсовидные и плоскоовальные.
Конструкция отечественных водяных и масляных секций весьма под-
робно описана в технической литературе [92, 164 и др. ]. В последнее время
на тепловозах применяют водовоздушные секции, имеющие шаг оребрения
2,3 мм. При таком шаге, как показали исследования, несколько уменьшается
затрата мощности на охлаждение [115] благодаря применению для припайки
пластин метода «спекания», увеличению поверхности охлаждения секции
(при изменении шага оребрения с 2,83 до 2,3 мм) и живого сечения для про-
хода воздуха в результате использования плоских боковых щитков вместо
щитков с загнутыми краями.
Коэффициент теплопередачи серийных водяных секций определяется
главным образом величиной коэффициента теплоотдачи от поверхности сек-
ции к омывающему ее воздуху и в интервале обычно применяемых скоростей
воздуха составляет 50—70 ккал/(м2 ч -°C). В масляных секциях коэффи-
циент теплопередачи равен 18—22 ккал/(м2-ч-°C), что объясняется низким
значением коэффициента теплоотдачи от масла к внутренней поверхности
трубок [150—200 ккал/(м2 -ч -°C) ], так как течение в них является ламинар-
ным. Низкая тепловая эффективность водяных и, особенно, масляных сек-
ций, большая затрата на их изготовление цветных металлов побудили к про-
ведению исследований, направленных на повышение в них интенсивности
теплообмена и создание конструкций, допускающих применение менее де-
фицитных материалов.
ВНИТИ была разработана конструкция масловоздушной секции [158],
в трубках которой имеются турбулизаторы. Коэффициент теплопередачи
этих секций в 2—2,5 раза выше, чем у обычных. Масловоздушные секции
201
нетательного или смешанного типа могут оказаться выгодными при
относительно небольших размерах поверхности фронта радиаторов (при
относительно небольших теплорассеивающих способностях — на тепло-
возах небольшой мощности; при использовании высокотемпературного
охлаждения). Заслуживает внимания применяемая на некоторых зару-
бежных тепловозах конструкция холодильника, в котором предусмотрен
специальный воздуховод от панелей радиатора к вентиляторному колесу
/рис. 108). Аэродинамическое сопротивление такого воздуховода может
оказаться существенно меньшим, чем аэродинамическое сопротивление
шахт традиционной конструкции (благодаря ликвидации застойно-
циркуляционных зон, имеющих место в обычных шахтах). При таком
подводе воздушного потока к вентилятору можно обеспечить более высокую
степень равномерности поля скоростей перед его колесом и, следовательно,
меньшие потери энергии с потоком воздуха, покидающего холодильник.
Применение такой компоновки холодильника конструктивно целесообразно
при небольшой фронтальной поверхности радиатора, обслуживаемой одним
вентилятором.
По способу компоновки устройств холодильники делят на каркасные
и блочные. К каркасным относят холодильники, оборудование которых смон-
тировано непосредственно на каркасе кузова тепловоза. Такие холодиль-
ники применяют на отечественных тепловозах. На некоторых зарубежных
тепловозах используют блочные холодильники (рис. 104 и 109). Блок холо-
дильника состоит из самостоятельного каркаса, на котором смонтированы
радиаторы (с коллекторами для подвода и отвода охлаждаемой воды), вен-
тиляторы и жалюзи. При монтаже тепловоза блок крепят к его кузову.
Преимуществом блочной конструкции является возможность изготовления
унифицированных блоков на специализи- 2 5
Рис. 107. Холодильник тепловоза «Сенчури» (США):
/ — верхний радиатор; 2 — верхние жалюзи; 3 — осевой вентилятор; 4 —> электромагнитная муфта;
5 — боковой радиатор и жалюзи; 6 — шахта
Рис. 108. Холодильник тепловоза 060ДА (СРР):
1 — секции холодильника; 2 жалюзи; 3 — колесо вентилятора; 4 — воздуховоды
200
с турбулизаторами установлены в холодильниках части тепловозов
2ТЭ10Л.
Исследования, проведенные ЦНИИ МПС, МИИТом [116] и ВНИТИ
[44, 45], показали, что сезонные и суточные колебания температуры наруж-
ного воздуха, неравномерность распределения температуры металла трубок
по глубине секции приводят к значительным температурным деформациям,
вызывающим со временем появление усталостных трещин в трубных решет-
ках и, как следствие, — течь секций. Особенно сильно это проявляется
в масловоздушных секциях. При заводских ремонтах количество дефектных
масловоздушных секций составляло свыше 50%. В процессе эксплуатации
также наблюдался массовый выход этих секций из строя [116].
Повышенное трещинообразование в масловоздушных секциях объяс-
няется особенностями их работы. Значительная вязкость масла и существен-
ная ее зависимость от температуры приводят к тому, что при работе тепло-
возов в номинальном режиме давление в масловоздушных секциях достигает
4—10 кгс/см2, увеличиваясь до 12—14 кгс/см2 при пуске. При работе тепло-
воза передние (по потоку воздуха) трубки секций охлаждаются более ин-
тенсивно, чем последующие (особенно в зимних условиях). При температуре
наружного воздуха — 20° С разность температур металла первого и послед-
него рядов трубок («температурный перекос») достигает, при работе тепло-
воза в номинальном режиме, 50° С.
Вследствие различных температурных удлинений первого и последнего
ряда трубок появляются дополнительные силы и моменты, вызывающие высо-
кие напряжения в трубных решетках и трубках. Кроме того, масло, проте-
кающее в трубках первого ряда, имеет более низкую температуру, чем в по-
следующих рядах, его вязкость увеличивается, возрастает гидравлическое
сопротивление первого ряда трубок, происходит перераспределение потока
масла по рядам трубок (уменьшаются скорости протекания в первом и увели-
чиваются в последующих рядах). Вследствие этого значительно повышается
давление масла, что вызывает дополнительные напряжения как в трубках,
так и в трубных решетках, особенно в зимних условиях.
Возникновение сложных циклических деформаций, увеличение напря-
жений вплоть до превышающих предел текучести материала, ведет к по-
явлению трещин, течи масла, а при значительной течи масла тепловозы не-
обходимо снимать с эксплуатации. В связи с низкой надежностью масло-
воздушных секций в условиях эксплуатации на жел. дор. СССР было при-
нято решение об отмене использования охлаждения масла в масловоздушных
радиаторах. В связи с этим на тепловозах ТЭП60, а начиная с некоторого
времени — на тепловозах 2ТЭ10Л и на тепловозах последующих серий при-
меняют системы охлаждения с промежуточными водомасляными теплообмен-
никами, характеризующиеся повышенной надежностью работы и снижением
затрат на их эксплуатацию и ремонт.
Условия работы водовоздушных секций вследствие значительно мень-
шей вязкости воды и более слабой ее зависимости от температуры значи-
тельно лучше. Давление воды в водовоздушных секциях составляет 1 —
3 кгс/см2. Напряжения в трубках и трубных решетках водовоздушных сек-
ций хотя и могут превышать (при жестком креплении к коллектору и от-
сутствии компенсаторов в конструкции самой секции) предел выносливости
материала, но они значительно ниже, чем в масловоздушных секциях. Тре-
щинообразование в водовоздушных секциях менее интенсивно. При завод-
ских ремонтах меняют до 13% водовоздушных секций. Появление течи водо-
воздушных секций в эксплуатации, как правило, не создает аварийных си-
202
Таблица 20
Наименование Водяные секции Масляные секции
без турбули- заторов с турбу- лизато- рами
Расстояние между центрами отверстий крепления, мм . . . 1356 1356 ' 860 686 1356 686
Размеры поверхности тепло- обмена, мм: высота 1206 1206 710 535 1206 535
ширина 152,5 152,5 152,5 152,5 152,5 152,5
глубина 187 187 187 187 197 200
Размеры трубок, мм 19,5X2,2 19,5X2,2 19,5X2,2 19,5X2,2 13,5X2,9 25,4Х 3,5
Толщина стенки трубок, мм . . 0,55 0,55 0,55 । 0,55 0,55 0,50
Шаг расположения трубок, мм: по фронту 16 16 16 16 14 .4
по глубине 22 22 22 | 22 24 31
Расположение трубок в пучке Число рядов трубок по глубине 8 Шахм 8 атное 8 8 Кори, 8 горное 6
Число трубок в секции, шт. . . 68 68 68 68 80 58
Пластины оребрения: шаг, мм 2,83 2,3 2,3 2,3 3,28 3,28
толщина, мм 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1
число в секции 422X2 525X2 302X2 232X2 364X2 159X2
Живое сечение для прохода воздуха, м2 0,1361 0,149 0,0786 0,0662 0,1135 0,04884
Живое сечение для прохода воды, м2 Поверхность теплообмена, омы- ваемая воздухом, м2 Поверхность теплообмена, омы- ваемая жидкостью, м2 . . . . 0,00132 0,00132 0,00132 0,00132 0,00366 0,00336
21,0 29,60 16,9 13,1 19,3 8,66
3,04 3,04 1,77 1,35 3,76 —
Вес секции, кгс 45,65 42,25 ) 27,8 24,55 48,0 30,7
туаций. Повышение эксплуатационной надежности водовоздушных секций
возможно в результате введения в их конструкцию элементов, компенсирую-
щих температурные удлинения, и разработки мер, уменьшающих вибрацию
секций.
На отечественных тепловозах применяют водовоздушные секции четырех
типов и масловоздушные секции двух типов. Геометрические параметры
водовоздушных и масловоздушных секций приведены в табл. 20.
Различные научно-исследовательские организации и Ворошиловград-
ский тепловозостроительный завод ведут работы в направлении улучшения
показателей существующих водовоздушных секций в результате выбора
оптимальных геометрических характеристик [117, 158], улучшения их кон-
струкции и создания новых более эффективных секций [41, 158], в том числе
выполненных из алюминия.
Секции водяных радиаторов зарубежных тепловозов отличаются разно-
образием конструктивного выполнения и геометрических характеристик
(табл. 21). Характерной особенностью водовоздушных секций зарубежных
тепловозов является применение плоскоовальных трубок с толщиной стенок
не более 0,25 мм и размером малой оси их внутреннего сечения 1,8—4,5 мм.
Часто ставят фальцованные трубки секций. В последнее время высказываются
мнения [177] о необходимости применения бесшовных трубок из латуни
повышенного качества со стенками толщиной 0,4 мм, что способствует увели-
чению надежности секций.
203
Тепловой расчет радиаторов. Вначале определяют необходимое коли-
чество секций для заданных условий работы, температуры охлаждаемой
и охлаждающей жидкости на выходе из радиатора. Расчет ведут с исполь-
зованием двух фундаментальных уравнений:
теплопередачи
Qc = kFM
(24)
и теплового баланса
Qc = G1Cpl (t{ — ti) = G2cp2 (12 — /2), (25)
где Qc — количество теплоты, передаваемое в теплообменнике (одной секции
радиатора) от охлаждаемой жидкости (воды, масла) к охлаждающему воз-
духу, ккал/ч; k — коэффициент теплопередачи в теплообменнике от охлаж-
даемой жидкости к охлаждающей, ккал/(м2.ч«°С); F — расчетная поверх-
ность теплообмена, м2; Д/ — средний температурный напор в пределах всего
теплообменника между охлаждаемой и охлаждающей жидкостями, °C; Gr
и G2 — расходы соответственно охлаждаемой и охлаждающей жидкостей
через теплообменник, кг/ч; ср1 и ср2 — средние в пределах теплообменника
теплоемкости (при постоянном давлении) соответственно охлаждаемой и
охлаждающей жидкостей, ккал/(кг-°С); t{ и /2 — температуры соответственно
охлаждаемой и охлаждающей жидкостей перед входом в теплообменник, °C;
t'{ и t'i — температуры соответственно охлаждаемой и охлаждающей жидко-
стей на выходе из теплообменника, °C.
Система уравнений (24) и (25) позволяет определить лишь две неизвест-
ные величины, что создает затруднения, так как при общей постановке за-
дачи о проектировании нового теплообменника количество неизвестных ве-
личин значительно больше. Для решения задачи приходится привлекать
дополнительные данные, прибегать к методике последовательных прибли-
жений и к расчетам нескольких вариантов.
При расчете тепловозных радиаторов обычно предварительно намечают
геометрические формы и размеры секции (поперечные сечения трубок, рас-
стояние между трубными решетками, тип и размеры оребрения,
секции) или принимают их по уже изготовленным образцам.
В расчетах теплообменников с ребристыми поверхностями
циент теплопередачи [ккал/(м2-ч-°C)], отнесенный
ности:
к оребренной
k =
х + т^—
а2Пр
где ах — коэффициент теплоотдачи со стороны
ккал/(м2 - ч - °C); 6тр — толщина трубки секции, м; Хтр
глубину
коэффи-
поверх-
(26)
гладкой поверхности,
. — коэффициент тепло-
проводности материала стенки, ккал/(м-ч-°С); % == (F2/Fl)— коэффициент
оребрения секции; F2 и Fx — величины соответственно оребренной и глад-
кой поверхностей секции, м2; а2пр — приведенный коэффициент теплоот-
дачи со стороны оребренной поверхности, ккал/(м2 >ч-°С).
Приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны ребристой поверх-
ности
®2пр-- (®2p^^*2p4“®2Tp^2Tp)>
гдеа2р — средний, по поверхности ребра, конвективный коэффициент тепло-
отдачи; Е — коэффициент эффективности ребра; F2p — поверхность ребер, м2;
а2тр— средний (по поверхности, находящейся между ребрами) конвективный
коэффициент теплоотдачи; F2td — поверхность между ребрами, м2.
204
Наименование Тепловоз ТГ400 фирмы МАК Секция фирмы Фойт Тепловоз М61 фирмы Нохаб
Размеры поверхности тепло- обмена, мм: высота 1182 610 670
ширина 194 390 780
глубина 200 170 150
Наружные размеры трубок, мм 19,35X2,2 12,5Х 2,3 18X2,5
Толщина стенки трубок, мм . . 0,23 0,25 0,25
Шаг расположения трубок, мм: по фронту sx 8,65 16 13,5
по глубине s2 25 10 22
Расположение трубок в пучке Смещен- Шахматное
Число рядов трубок по глу- бине ное на x/4Si 8 14 6
Пластины оребрения: шаг, мм 3,04 5,9 2,56
толщина, мм 0,07 0,07 0,1
материал Медь Медь Медь
Способ пайки пластин оребре- ния с трубками Поверхность теплообмена, омы- ваемая воздухом, м2 31,4 Спекание 30,27 59,6
Живое сечение для прохода во- ды, м2 0,00533 0,00644 0,01228
to о Поверхность фронта, м2 ... 0,229 0,238 0,522
СП
Маневровый тепловоз (ПНР) Маневровый тепловоз (ВНР) Секция Нема (ГДР) Секция КБФ (ГДР) Тепловоз «Кестрел» фирмы Браш (Англия) Тепловоз М63 (ВНР)
1080 1380 1096 905 650 1076,4
349 94 272 192 100 94,5
134 238 223 130 126,5 184
17X3,5 17X5 0 15 13,3X3 12,5X2,3 14X3
0,25 0,25 1,0 0,18 0,25 0,2
11,1 24 35 13 17,55 13
22,5 23,2 30,5 17 11 20
Смещен- ное на VgSj Коридор- ное Шахматное Коридор- ное
5 10 7 7 10 9
4,01 2,45 4,0 3,2 2,4 1,95
0,17 0,3 0,2 0,12 0,12 0,15
Медь Сталь Латунь Сталь Медь Сталь
Окунание
27,06 21,79 23,45 15,98 6,995 27,22
0,00875 0,002796 0,006202 0,002852 0,00115 0,002135
0,376 0,13 0,298 0,174 0,065 0,1017
Рис. ПО. Зависимость коэффициента k теплопередачи водо-
воздушной секции с шагом оребрения 2,3 мм от массовой
скорости цВз воздуха (отнесенной к фронту секции), при
различных значениях линейной скорости v движения воды
в трубках
Коэффициент эффективности ребра
’р
£ = —v----------,
-^-Г2В1
Зр
где Bi = (а2р6рАр) — число Био; 6Р — толщина
ребра, м; %р — коэффициент теплопроводности
ребра, ккал/(м-ч-°С); hp —высота ребра, м.
Коэффициенты теплоотдачи а2р и а2тр зависят от многих факторов
(гидродинамический режим потока жидкости, физические параметры жид-
кости, геометрические формы и размеры омываемых поверхностей). Эти коэф-
фициенты определяют экспериментально или по эмпирическим и полуэмпи-
рическим зависимостям, имеющимся в литературе. Конкретная развернутая
методика теплового расчета холодильника на основе коэффициентов тепло-
отдачи довольно громоздка и ею целесообразно пользоваться в специальных
случаях (например, при выборе геометрических параметров оребрения,
шага трубок по фронту или глубине секции и т. д.).
При тепловом расчете тепловозного холодильника, компонуемого из
серийно выпускаемых секций, основой расчета являются данные о величине
коэффициента теплопередачи, полученные при экспериментальном исследо-
вании соответствующих секций и обобщенные в виде графических зависимо-
стей, эмпирических или полуэмпирических формул. При использовании этих
данных следует иметь в виду, что для секции данной конструкции с задан-
ными геометрическими параметрами коэффициент теплопередачи зависит
от физических параметров жидкостей, скоростей их протекания и температур-
ного режима, определяющего интенсивность свободной конвекции в воз-
душном потоке внутри секции.
Графическая зависимость коэффициента теплопередачи стандартной
водовоздушной секции с шагом оребрения 2,3 мм от массовой скорости воз-
духа, отнесенной к фронту секции, при различных линейных скоростях воды
приведена на рис. ПО (по данным Ворошиловградского тепловозостроитель-
ного завода). Как видим, коэффициент теплопередачи значительно зависит
от скорости воды в секции при значениях, меньших 0,8 м/с. Приведенная
зависимость не учитывает влияния на величину коэффициента теплопередачи
температурного режима работы секции, определяемого величинами темпера-
тур воды и воздуха на входе в секцию.
Исследования, проведенные в МИИТе [114, 115], позволили обобщить
многочисленные экспериментальные данные по теплопередаче водовоздуш-
ных секций в виде следующего уравнения подобия:
Ki = ^Re"3Re^ep,
(27)
где Ki = (kdf/ty — число Кирпичева; k — коэффициент теплопередачи,
ккал/(м2-ч-°С); dr—гидравлический диаметр воздушной стороны секции, м;
% — коэффициент теплопроводности воздуха, ккал/(м.ч-°С); ReB3 =
= [uB3dr/(gpE3) ] — число Рейнольдса для воздушного потока; ивз —мас-
совая скорость воздуха в узком сечении секции, кг/м2с; g = 9,81 — стан-
206
дартное значение ускорения силы тяжести, м/с3; цвз — коэффициент вяз-
кости воздуха, кг-с/м2; ReBfl = [мВд^Гвд/(£Нвд) 1—число Рейнольдса для
потока воды в трубках секции; цвд— массовая скорость воды в трубках
секции, кг/м3с; drB„ — гидравлический диаметр трубки, м; рвд — коэффи-
/ Т' _т' \
циент вязкости воды, кг-с/м2; 0 = —Цр—— ) • 102 — температурный фак-
тор; Твд — температура воды на входе в секцию, К; Тв3—температура
воздуха на входе в секцию, К; Л, п, п± и р — постоянные, определяемые
экспер иментально.
Гидравлический диаметр воздушной стороны секции был подсчитан
по наиболее узкому сечению; для водовоздушной секции с шагом оребрения
2,83 мм dr = 4,56 -10"3 м; для секции с шагом оребрения 2,3 мм dr =
= 3,8 • 10-3 м. Гидравлический диаметр трубок в обоих случаях dr вд =
- 2,098-10"3 м.
Для упрощения методики теплового расчета холодильника физические
параметры воздуха и воды принимали при их температуре на входе в сек-
цию, а коэффициент теплопередачи относили к среднеарифметическому зна-
чению температурного напора. Это позволило избежать громоздкого метода
последовательных приближений. Уравнение (27) в результате несложных
преобразований можно представить в явном виде по отношению к коэффи-
циенту теплопередачи, т. е.
h—A (drвД-108)п‘-103 <"+"»>+1 (%вз-103)ер „
gn+n' (dr-Ю3)1-" (нвз-Ю6)" (рвд-Ю6)"> В3 ВД
ИЛИ
k -— Л
где Л'— коэффициент, зависящий от физических параметров воды и воздуха
при их температуре на входе в секцию, величины гидравлических диаметров
и показателей степени п, п19 р, значения которых определяются характером
течения жидкостей.
Выражение (28) показывает, что часто встречающиеся в литературе
формулы типа
k = A”u%3 (29)
справедливы лишь для тех значений температур воды и воздуха на входе
в секцию и скорости воды в трубках, которые осуществлялись при экспери-
ментальных исследованиях секции, послуживших основой для получения
формулы (29). Применение таких зависимостей для расчета секции с иным
температурным режимом, скоростью воды и, тем более, геометрическими
размерами может привести к существенным ошибкам.
Для водовоздушных секций с шагом оребрения 2,83 мм, изготовленных
методом «окунания», данные о теплопередаче обобщаются следующими урав-
нениями подобия (при Иевд 3800):
при ReB3 - 1100н-2300
Ki = 0,007797 ReB378 Re^o950°‘178; (30)
при Re 2300
Ki = 0,022Re^646Re^095e°'178. (31)
207
уравнения подобия (при Иевд 3800)
при ReB3 = 1100-S-2300
Рис. 111. Зависимости интенсивности
теплопередачи от числа Рейнольдса ReBA
для потока воды при различных значе-
ниях числа Рейнольдса ReB3 для потока
воздуха:
1 — ReBO = 3245; 2 — ReB3 = 1622.5; 3 —
ReB3 = 1014
Для водовоздушных секций
с шагом оребрения 2,3 мм, изго-
товленных методом «спекания»,
принимают следующие виды:
Ki = O,OO8727Re”;78Re°f560’08;
при ReB3 2300
Ki = 0,02464 Re^Re^e0108.
(32)
(33)
Зависимость интенсивности теплопередачи для серийной секции с ша-
гом оребрения 2,3 мм от числа Рейнольдса в широком диапазоне его измене-
ния показывает (рис. 111), что при всех значениях числа Рейнольдса для
воздушного потока имеет место значительное снижение интенсивности тепло-
передачи при уменьшении числа Рейнольдса для потока воды в диапазоне
ReBfl = 3800-ь1800. Следовательно, массовые скорости воды в трубках сек-
ций должны быть такими, чтобы ReBfl 3800. Это соответствует массовой
скорости воды г/вд 600 кг/м2с (при /вд = 90° С). Приведенные величины
коэффициента теплопередачи относятся к чистым секциям, при производстве
которых обеспечено хорошее качество контакта между трубками и оребряю-
щими пластинами. При изготовлении секций методом «спекания» из-за
нестабильности технологического процесса может иметь место снижение
коэффициента теплопередачи на 15—20%, что необходимо учитывать при
расчете радиатора. Средний температурный напор между охлаждаемой и
охлаждающей жидкостями в пределах теплообменника при сложных схе-
мах движения теплоносителей
Д/ = 8
2,3 1g
Г1 — 12
где 8 — поправка на отличие перекрестного и смешанного токов жидкостей
от более сложных случаев; 8 зависит от вспомогательных величин Р =
= [(/2 — й)/(/{ — /2)] и R = [(/i — /Т)/(/2 — /2)] и определяется по
специальным графическим зависимостям [60].
Для секций тепловозных радиаторов поправка & близка к единице и
обычно принимают 8=1; погрешность в определении Д/ при этом не пре-
вышает 2%. Температура теплоносителей в пределах тепловозных радиато-
ров изменяется незначительно, и среднюю разность температур можно вы-
числить как среднеарифметическую, т. е.
д/ ____+ /( ^2 + t'i
— 2 2
208
Это существенно упрощает методику расчета радиатора, так как в дан-
ном случае совместное решение уравнений (24) и (25) приводит к определению
необходимого числа секций в явном виде:
К°НТ ^вд — ^вз с 2 • 3600нВдСрвд®вд 2 • 3600ивзср взсовз
где /вд, /вз — температуры соответственно воды и воздуха при входе в сек-
ции радиатора, °C; Fc — расчетная поверхность теплопередачи одной сек-
ции, м2; срвд, с’рвз — средние удельные теплоемкости соответственно воды
и воздуха, ккал/кг-°C; <овд, совз — живые сечения секции для прохода со-
ответственно воды и воздуха, м2.
Для теплового расчета радиатора в качестве исходных необходимы
следующие данные: величины теплоты, отводимой в воду и масло дизеля;
количество теплоты, отбираемое от наддувочного воздуха; количество теп-
лоты, выделенной в масло гидравлической передачи (при ее наличии); про-
изводительности насосов, обслуживающих систему охлаждения (V м3/ч);
температуры воды и масла на выходе из дизеля; температура масла гидрав-
лической передачи; расчетная температура окружающего воздуха.
Величины отвода теплоты в воду и масло дизелей, а также теплоты,
отбираемой от наддувочного воздуха, экспериментально определяют при
геплобалансовых испытаниях в номинальном режиме работы дизеля. Для
построенных отечественных тепловозных дизелей эти данные приведены
з табл. 22. При использовании данных о величинах выделения теплоты в воду
и масло дизеля, а также в воду, охлаждающую наддувочный воздух, сле-
дует обращать внимание на температуру наружного воздуха, при которой
проводилось экспериментальное определение этих значений, так как по»
данным ЦНИИ МПС, ВНИТИ и Ворошиловградского тепловозостроитель-
ного завода [141] они существенно зависят от этой температуры.
Зависимости относительных величин теплоотдачи в воду и масло для
дизелей 2Д100, 10Д100 и 11Д45 при их работе в номинальных режимах
часовой расход топлива постоянный) от относительной температуры наруж-
ного воздуха приведены на рис. 112. Относительные величины определены
по следующим соотношениям:
Qb . Ту Qm . Ту Qhb . ___т
в______________________________________п > Чм_п > Чнв_п » 1 ~— т »
^во чмо чнво 1 о
~е QB0, QM0, Qhbo — теплоотдача соответственно в воду и масло дизеля,
а также в воду, охлаждающую наддувочный воздух, при = 293 К; QB,
J.,, Qhb — т0 же» ПРИ температуре наружного воздуха Т, К.
По мере увеличения температуры наружного воздуха количество теп-
тзты, передаваемой в воду дизеля, увеличивается из-за снижения коэффи-
циента избытка воздуха и повышения температуры газов в цилиндрах. Умень-
шение количества теплоты, передаваемой в масло, происходит из-за снижения
зязкости масла и механических потерь, уменьшения количества масла, по-
купающего для охлаждения поршней, что ведет к снижению теплоотдачи
:т стенок поршня к маслу.
Количество теплоты (ккал/ч), генерируемой в масле гидравлической
-ередачи, также определяют в результате специальных испытаний или ориен-
тировочно — как тепловой эквивалент мощности, бесполезно расходуемой
z передаче:
QMr = 632,3 (1 — т]г) Ner ккал/ч,
/п. Панова
209
210
Т а б л~и ц а 22
Дизели
Наименование параметров 1Д12-50 124 н -If- 1о 211Д М756А ПД1М 6ЧН-^- ЗА-6 Д 49 «-4
Номинальная мощ- ность, л. с Производительность насосов (м3/ч): масляного .... 500 750 820 1200 1200
3,9 24 9,2 24 40—45
водяного 30 30 37 90 40—45
Теплоотдача, 103 ккал/ч: в масло дизеля . . 21 49 35 65,4 80
в охлаждающую во- ду 185 257 340- 367 260
от наддувочного воздуха 40 350 41,4 110
суммарная .... 206 346 375— 385 42,7 473,8 450
Удельная теплоот- дача, ккал/(л. с. *ч): в масло дизеля . . 42 60 54,5 66,7
в охлаждающую во- ду 370 340 415— 306 216,5
от наддувочного воздуха 53,4 427 34,5 91,6
Температуры, °C: окружающей среды — 40 — 20 20
воды после двига- теля 80—90 83 75—85 80 75—90
масла перед дви- гателем 65—80 84,6 — — 70—80
воды перед возду- хоохладителем . . — 67 — — 45
ci joi О Е R. со СО гч 14Д40 12«Н< 2Д100 20 7 10*H 2X25,4 12Д70 24 12ЧН 11Д45А
1200 2000 2000 2000 3000
50 56 120 90
50 75 100 — 100
81,3 340 335 154,5 465
286 600 610 413 825
92 188,5 182,5
459,3 940 945 756 1472,5
67,8 170 167,5 77,25 155
238 300 305 206,5 275
76,6 — — 94,25 60,8
— 20 — 28 20
80—85 75-85 — — 75-85
— 60—70 — — 60—70
— — — — 45
10Д100 20,7 1 2X25,4 1А-5Д49 16цн-> -fl- Hh9I 2-9ДГ 26 16ЧН^6- см |сч О К as СО 1-м
3000 3000 3000 4000 4000
120 80 95
150 80 100 — —
510 175 176 374 480
820 552 645 660 900
320 253 373 530 430
1650 980 1194 1564 1810
170 58,3 58,7 93,5 120
273,3 184 215 165 225
106,7 84,3 124,3 132,5 107,5
17 — 27 —
77 — 70—75 —
— — 66—75 —
50 — 55 —
Рис. 112. Зависимость относительных величин тепло- ц
отдачи в воду и масло для дизелей 2Д100, 1 ОД 100,
11Д45 и в воду, охлаждающую наддувочный воздух,
от относительной температуры наружного воздуха при
постоянном часовом расходе топлива (номинальные
режимы работы)
где т]г — к. п. д. гидравлической передачи;
Ner — мощность на входном фланце гид-
равлической передачи, л. с. ДО
Отвод теплоты в масло гидравлической
передачи маневровых тепловозов ориентиро-
вочно составляет 30% количества теплоты,
эквивалентной мощности на входном фланце, ‘
а в гидравлических передачах магистральных
тепловозов — соответственно 23—25%. Максимальная теплоотдача в масло
гидравлической передачи может иметь место не при полной, а при частич-
ных нагрузках дизеля.
Обычно при проектировании радиаторов в качестве расчетной прини-
мают температуру наружного воздуха 40° С. В настоящее время холодиль-
ники тепловозов, предназначенных для работы в районах СССР с жарким
климатом, рассчитывают на температуру окружающего воздуха 45° С.
В некоторых зарубежных странах в качестве расчетной принимают темпера-
туру 35° С.
Перед расчетом выбирают схему системы охлаждения (число основных
контуров циркуляции воды, способ охлаждения масла в водомасляных тепло-
обменниках или в масловоздушных секциях, последовательность прохожде-
ния воды через теплообменники) и проверяют ее на наличие достаточных
температурных напоров (разность температур охлаждаемой и охлаждающей
жидкостей) в пределах теплообменников.
При выборе схемы охлаждения предварительно решают вопрос о после-
довательности включения секций радиатора в каждом контуре циркуляции
и рядности секций по потоку охлаждающего воздуха. Водовоздушные сек-
ции можно включать в контур циркуляции воды параллельно или парал-
Рис. ИЗ. Схемы включения водовоздушных секций в поток охлаждаемой воды:
а — параллельная; б — параллельно-последовательная при двухъярусном расположении секций; в —
параллельно-последовательная при однорядном расположении секций; 1 — верхний коллектор (раз-
даточный); 2 — промежуточный коллектор; 3 — нижний (сборный) коллектор
14*
211
лельно-последовательно (рис. ИЗ, а, б и в). При параллельном включении
секций в поток охлаждаемой воды и однорядном их расположении режимы
работы всех секций практически одинаковы. При параллельно-последова-
тельном расположении секций по режиму работы (температура воды
на входе в секции, в общем случае — величина скорости воды в
трубках) их делят на две (или больше) группы. Для каждой группы
температурные и гидродинамические режимы можно принимать одина-
ковыми.
На большинстве отечественных тепловозов применяют параллельное
включение секций в поток охлаждаемой воды при однорядном их располо-
жении. На тепловозах некоторых серий встречается параллельно-последова-
тельное расположение секций (например, на тепловозах 2ТЭ10Л с водомасля-
ными теплообменниками — параллельно-последовательное по потоку воды
двухъярусное расположение секций).
Перед расчетом холодильника выбирают тип и конструкцию водовоз-
душных секций (и масловоздушных — при их наличии) и определяют их
геометрические параметры (для секций, выпускаемых промышленностью,
эти параметры принимают по табл. 20). Тепловой расчет радиатора выпол-
няют раздельно для каждого из основных контуров циркуляции.
Расчет радиатора с параллельным включением секций в поток ох-
лаждаемой воды выполняют в последовательности, соответствующей
табл. 23.
Масловоздушные секции рассчитывают по такой же методике, но вели-
чину коэффициента теплопередачи определяют по формулам или графиче-
ским зависимостям, найденным с использованием данных, полученных при
испытаниях соответствующих секций.
Расчет радиаторов с параллельно-последовательным включением секций
в поток охлаждаемой воды осложняется тем, что неизвестно соотношение
теплорассеивающих способностей групп секций, включенных последова-
тельно. Известно лишь, что сумма количеств теплоты, рассеиваемой каждой
из двух групп, должна быть равна количеству теплоты (ккал/ч), поступаю-
щему в воду контура, т. е. Q! + Qn = Q. Первую (по потоку воды) группу
секций рассчитывают в последовательности, указанной в табл. 23 по п. 11
включительно, а затем ведут расчет по табл. 24.
При двухрядном расположении секций тепловой расчет ведут раздельно
для первого и второго рядов. Температура воздуха на выходе из первого
ряда секций является температурой потока воздуха на входе в секции вто-
рого ряда. При наличии двух или трех основных контуров воды расчет каж-
дого из контуров ведут в изложенной последовательности, а общее коли-
чество секций в холодильнике определяют суммированием.
После теплового проводят гидроаэродинамический расчет секций, сводя-
щийся к определению потери напора воздуха (кгс/м2) и охлаждаемой жид-
кости в пределах секции, по уравнению
д ___ О U2
~ £ 2р9,81 ’
где I — определяемый экспериментально приведенный коэффициент со-
противления секции при неизотермическом течении воздуха или жидкости;
и — массовая скорость жидкости в наиболее узком сечении секции, кг/м2.с;
р — плотность жидкости при средней температуре потока в пределах сек-
ции, кг/м3.
212
Таблица 23
№ по пор. Наименование Обозначение и размерность Источник или расчетная формула
1 Массовая скорость охлаждае- Цвд, кг/м2с Произвольно выбирают
мой воды в секции в диапазоне 900—1500
, 2 Физические параметры воды при ее температуре на входе
в секцию t- ВД а) плотность р, кг/м3 По справочникам
‘б) коэффициент вязкости |1вд, кг-с/м2 То же
в) удельная теплоемкость срвд, ккал/кг*°С »
3 Ориентировочное число сек- ций в контуре «КОНТ- ШТ- Урвд/(3600цвдсовд)
4 Расчетная массовая скорость цвз, кг/м2*с Выбирают в диапазоне
воздуха в узком сечении сек- ции 8—14
5 Физические параметры воздуха при температуре на входе в секцию /вз: ,а) коэффициент вязкости |ЛВЗ, кг*с/м2 X, ккал/м*ч*°C По справочникам
. б) коэффициент теплопроводно- То же
сти
в) удельная теплоемкость срвз, ккал/кг*°С
-6 Число Рейнольдса для потока По зависимостям, приве-
воды денным в тексте
А 7 Число Рейнольдса для потока воздуха ReB3 То же
•8 Температурный фактор 9 »
9 Число Кирпичева Ki По формулам (30)—(33)
10 Коэффициент теплопередачи * k', ккал/м2*ч* °C KiVdr
11 Расчетное значение коэффици- ента теплопередачи с учетом нестабильности технологиче- k, ккал/м2-ч*°C ak't где а 0,9
ского процесса изготовления секций
12 Число секций **, необходимое для получения заданной тепло- рассеивающей способности Q, ккал/ч ^конт, шт« По уравнению (34)
13 Температура воды на выходе из секций Г °с гвд» с /' 2
вД 3600^вдСрВдСОвдПконг
14 Температура воздуха на вы- ходе из секций "вз, °с Г 2 вз 3600^взсрвзсовзпконт
* Если для секций принятой конструкции имеются данные о коэффициенте теплопередачи (выра-
женные в любой другой форме, например, в виде графической зависимости), которые экспериментально
получены при температурном режиме, тождественном расчетному, то можно пользоваться и этими дан-
ными. В этом случае пункты расчета 2а, 26, 5а, 56, 6, 7 и 8 не выполняют.
** Расчет считают законченным, если пконт = Если же ^конт ¥= пк0нТ’ т0 расчет повторяют
при ином, уточненном значении величины массовой скорости воды и (п. 1).
ВД
213
Таблица 24
Наименование Обозначение и размерность Источник или расчетная формула
Ориентировочная температура воды на выходе из I группы секций /" °C Принимают при расчете
Количество теплоты, отдаваемое водой в I группе секций Qj, ккал/ч 3600иВД1 совд1 nK0HT j срвд X * (^вд! ^вд l)
Температура воздуха на выходе из I группы секций >°С , о; Зб00ивз 1<£>вз I ^конт! срвз
Теплорассеивающая способ- ность I группы секций * Qi, ккал/ч £т F тЯ ' 1 ^Вд1 ^ВД 1 — ^lrcinK0HT I 1 - 2 ^взП + ^взп\ ~ 2 у
Коэффициент теплопередачи для II группы секций &п, ккал/(м2*ч*°С) Определяют в последовательности, изложенной в табл. 23
Необходимая теплорассеиваю- щая способность II группы сек- ций Qn, ккал/(м2-ч-°С)
Число секций II группы, необ- ходимое для реализации Qu лконт II» шт* По уравнению (34) **
Температура воды на выходе из II группы секций Стр °с f Qll Вд1 3600 ^вдП £рвд ^вдП ^контП
Температура воздуха на вы- ходе из II группы секций Сзп. °C t .1 Он вз 3600 ЦвзП wB3lI Срвз лконтП
п f
* Выбор величины *вд] правилен лишь в случае, когда Qj = Qj . Иначе следует задаться другим
значением температуры /вд1 (метод последовательных приближений).
• г
** Расчет считают окончательным, если лконт ц = лконт II* п₽и пконт II пконт II Расчет
повторяют для иных значений одной или обеих массовых скоростей воды (ивд1 , ивд11) или иной
массовой скорости воздуха квз< которая должна быть одинаковой для обеих групп секций.
214
Гидроаэродинамический расчет можно выполнять также по уравнениям
подобия вида
Eu=f (Re, 6,
где Ей = (9,81рАрс/и2) = £/2 — число Эйлера; Re — число Рейнольдса
для рассматриваемого потока жидкости; dr — гидравлический диаметр
канала, м; L — длина канала, м; 0 — температурный фактор.
Коэффициент £, а также вид данного уравнения определяют на осно-
вании опытных данных. Гидравлическое сопротивление секций можно опре-
делять и по графическим зависимостям Арс = f' (и) или по аппроксимирую-
щим их эмпирическим зависимостям. Определение аэродинамического со-
противления секции по аналогичным данным допустимо лишь в том случае,
когда расчетный температурный режим секции идентичен температурному
режиму, при котором проводились эксперименты, так как величина аэродина-
мического сопротивления существенно зависит от температурного режима
работы.
Для водовоздушных секций с шагом оребрения 2,83 мм (изготовленных
методом «окунания») данные об аэродинамическом сопротивлении [115]
хорошо обобщаются следующими уравнениями:
179 QI . 100,0020
при ReB3<2300 число Еи = -<2^--^------------; (35)
39 64- 1О°’0020
при ReB3 = 2300н-4660 число Еи = - ; (36)
по о о 1 аО,ОО20
при ReB3 > 4660 число Е и = ’ . (37)
ReB3
Для секций с шагом оребрения 2,3 мм [114] (изготовленных методом
«спекания»):
979 9 1л0»003399
при ReBe 1400 число Ей =--------1 (38)
^евз
оо к 1 а0,003390
при ReB,= 1400 н-3382 число Еи = —’ ' 0,35-------; (39)
Кевз
11 QR 1л0,003390
при ReB3^3382 число Ец=——. (40)
Кев’з ,
Гидравлическое сопротивление (кгс/ма) водовоздушных секций (рабочая
длина 1206 мм) [114] можно ориентировочно определить по ^зависимости
Дрвд = 0,004«вд2»
где нвд — массовая скорость течения воды в трубках секции, кг/м2с.
Приведенные тепловой и гидроаэродинамический расчеты тепловозных
радиаторов являются условными, так как не учитывают изменения тепло-
вых и гидроаэродинамических характеристик секций в эксплуатации, влия-
ния неравномерности поля скоростей воздушного потока при входе в радиа-
тор на его теплорассеивающую способность, зависимости производительности
водяного насоса от характеристики сети контура циркуляции воды, распре-
деления потока воды по отдельным секциям радиатора и трубкам в каждой
секции на теплорассеивающую способность последних.
215
Тепловые и гидроаэродинамические характеристики, обычно получае-
мые для новых секций, как показали специальные исследования [118],
значительно ухудшаются в эксплуатации в результате загрязнения наруж-
ных и внутренних сторон секций, укорочения трубок и постановки в них
заглушек при ремонте, частичного или полного заплавления сечения трубок
припоем, смятия наружных кромок охлаждающих пластин, нарушения при-
пайки охлаждающих пластин к трубкам, наличия увеличенных зазоров между
боковыми щитками соседних секций и др. Сильно загрязненные в эксплуа-
тации секции по сравнению с новыми имеют в 15—20 раз большее аэродина-
мическое сопротивление (при одинаковых расходах воздуха) и на 30—40%
меньшие значения коэффициентов теплопередачи.
Многочисленные исследования поля скоростей воздушного потока при
входе в радиатор выявили его значительную неравномерность как по длине,
так и по высоте фронта. При большой неравномерности поля ско-
ростей воздушного потока по высоте секции ее тепловые и аэроди-
намические характеристики могут существенно измениться по сравнению
с теми, которые были экспериментально получены при равномерном потоке
воздуха.
Методика теплового и аэродинамического расчетов тепловозных радиа-
торов с учетом среднеэксплуатационного состояния секций и неравномерности
поля скоростей по фронту изложена в литературе [119]. Расчеты, проведен-
ные по этой методике, показывают, что для обеспечения необходимой тепло-
рассеивающей способности с учетом эксплуатационных факторов число сек-
ций в радиаторе должно быть на 25—30% больше их числа, определенного
при расчете, базирующемся на характеристиках чистых секций и не учиты-
вающем неравномерности распределения воздушного потока по фронту ра-
диатора.
Производительность водяных центробежных насосов дизелей при номи-
нальном режиме работы, указываемая в характеристиках дизелей (см.
табл. 22) и служащая обычно для определения скорости протекания воды
в секциях радиатора, относится к некоторым условным потерям, которые
могут значительно отличаться от потерь напора в фактически выполненной
сети рассматриваемого круга циркуляции. Таким образом, фактический рас-
ход воды через радиатор, а следовательно, и скорости воды в нем, будут
отличаться от расчетных. Положение может усугубиться, если контур цир-
куляции является сложным, разветвленным и часть воды минует радиатор.
Поэтому после теплового расчета и конструктивного оформления круга
циркуляции необходимо провести гидравлический расчет контура, построить
его гидравлическую характеристику и совместить ее с характеристикой на-
соса для определения его рабочей точки.
Гидравлический расчет замкнутых разветвленных контуров очень гро-
моздок; его выполняют по методикам, изложенным в курсах гидравлики
[133]. Для меньшей затраты времени эти расчеты можно выполнять методом
электрического моделирования. Потерю напора в контуре определяют как
сумму потерь напоров его отдельных, последовательно включенных эле-
ментов. Потери напора в таких элементах, как трубы, задвижки, клапаны,
колена, соединительные муфты, разветвления и т. д. определяют, используя
данные справочников, а в теплообменниках — используя данные специаль-
ных расчетов или испытаний. Значительные затруднения вызывает опреде-
ление потери напора в водяных полостях дизеля в связи с недостаточностью
экспериментальных данных, а также в раздаточных и сборных коллекторах
радиаторов (каналы с переменным расходом воды).
216
По результатам гидравлического расчета контура при различных зна-
чениях расхода на планшете характеристики насоса (рис. 114) строят харак-
теристику сети /. Точку А-! пересечения характеристики насоса при заданной
частоте вращения его рабочего колеса с характеристикой сети 1 называют
рабочей точкой, которая определяет расход воды насосом, развиваемый им
напор и потребляемую мощность. По найденному расходу определяют фак-
тическую среднюю скорость воды в секциях радиатора в том случае, когда
контур не имеет перепускных труб или линий, включенных параллельно
радиатору. Если же параллельно радиатору включена какая-либо линия,
то расход через радиатор определяют при гидравлическом расчете всего
контура на производительность насоса, соответствующую рабочей точке.
Небольшие отклонения фактической величины скорости воды в радиа-
торе от расчетного значения не могут существенно сказаться на результатах
теплового расчета. В том случае, когда фактическая скорость воды в секциях
радиатора окажется значительно меньше расчетной, особенно, если она будет
ниже 700—800 кг/м2 «с, необходимо выполнить тепловой расчет радиатора
заново или принять меры к увеличению скорости воды (изменением схемы
контура, увеличением частоты вращения рабочего колеса насоса, заменой
насоса). С этой точки зрения гидравлический расчет контура полезно прово-
дить не только для номинального режима, но и для некоторых частичных
нагрузок дизеля.
В целях более полного соответствия условиям эксплуатации гидравли-
ческий расчет контуров циркуляции следовало бы проводить с учетом средне-
эксплуатационного состояния. В процессе эксплуатации гидравлическое
сопротивление водяной си-
стемы тепловоза существенно
возрастает, характеристика
системы проходит выше (на-
пример, кривая 2), рабочая
точка перемещается в точку
Д2> и расход воды через си-
стему снижается (при неиз-
менной частоте вращения
вала насоса). Все это может
привести, в случае отсутст-
вия запаса по расходу воды,
к снижению теплорассеиваю-
щей способности радиатора.
К сожалению, данные, по-
зволяющие проводить гид-
равлические расчеты водяной
системы тепловоза в ее сред-
неэксплуатационном состоя-
нии, отсутствуют.
Рис. 114. Совмещенные характе-
ристики центробежного водяного
насоса и обслуживаемой им сети:
/ — характеристика новой сети; 2 —
характеристика сети в среднеэксплуа-
тационном состоянии; n, nlt . . .,
п8 — частоты вращения рабочего ко-
леса насоса (сплошные кривые — на-
пор, развиваемый насосом; штрихо-
вые — к. п. д. насоса; штрихпунктир-
ные — мощность насоса)
217
Пока экспериментально не исследованными остаются вопросы о равно-
мерности распределения потока воды между секциями, параллельно под-
ключенными к коллекторам, и распределения потока по отдельным трубкам
секции, а также о влиянии степени неравномерности на теплорассеивающую
способность радиатора. Все расчеты проводят, считая распределение потока
воды как между секциями, так и внутри секции абсолютно равномерным.
Однако существуют и другие методы расчетов, позволяющие ориентировочно
оценить распределение потока воды по секциям радиатора [5, 139].
§ 32. КОНСТРУКЦИЯ И ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ВОДОМАСЛЯНЫХ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Водомасляные теплообменники, предназначенные для охлаждения масла
дизеля или гидравлической передачи, включают в контуры охлаждения воды
дизеля или наддувочного воздуха. На современных тепловозах в большин-
стве случаев осуществляют двухконтурную схему системы охлаждения с водо-
масляным теплообменником в контуре охлаждения наддувочного воздуха.
Применяемые на тепловозах водомасляные теплообменники являются
кожухотрубными и различаются по схемам движения воды и масла и по
конструкции теплопередающей поверхности (охлаждающего элемента). Раз-
нообразие конструкций кожухотрубных водомасляных теплообменников
[66, 76, 92] объясняется стремлением получить высокую тепловую эффектив-
ность (при минимальных гидравлических сопротивлениях), надежность,
простоту конструкции и технологии изготовления при удобном обслужива-
нии в эксплуатации.
Для реализации максимального теплосъема в заданных габаритных
размерах в теплообменниках стремятся осуществить противоточное или про-
тивоточно-перекрестное течение жидкостей и обеспечить максимальное при-
ближение к равенству термических сопротивлений теплопереходу от масла
к поверхности охлаждения и от нее к охлаждающей воде. Выравнивание
термических сопротивлений достигается оребрением трубок (в теплообмен-
никах с внешним омыванием трубок маслом) или постановкой в них раз-
личных турбулизирующих вставок.
Теплообменники с турбулизирующими вставками внутри трубок харак-
теризуются сложностью технологии изготовления, большими гидравличе-
скими сопротивлениями проходу масла, повышенной склонностью к за-
грязнению в эксплуатации, затрудненностью очистки. Между тем,
значительная турбулизация потока масла достигается также при внешнем
поперечном омывании трубного пучка с шахматной разбивкой.
Наиболее простыми (по конструкции и технологии изготовления) и
надежными в эксплуатации являются гладкотрубные теплообменники с внеш-
ним омыванием трубок маслом, которые нашли широкое применение на
тепловозах. В последнее время на отечественных тепловозах применяют ох-
лаждающие элементы из труб с накатанным (по технологии ВНИИМетМаша)
оребрением. Схемы течения жидкостей в водомасляных теплообменниках
советских тепловозов приведены во многих источниках [166 и др.], их кон-
струкции также описаны в литературе [184, 187]. Основные характеристики
таких теплообменников приведены в табл. 25.
На некоторых зарубежных тепловозах применяют водомасляные тепло-
обменники с пластинчатым оребрением трубного пучка. На рис. 115 показан
такой теплообменник фирмы Серк, установленный на тепловозах «Кестрел».
218
Таблица 25
Тепловоз
Наименование 2ТЭ10Л 2ТЭ116; 130 ТЭП60; 120 2ТЭ109; ТЭ114; ТЭП70 2ТЭ109 (с дизе- лем Д70) ТГ16
Рабочая длина трубок, мм 2000 1548 1500 1200 1200 533
Внутренний (наружный) диаметр гладких трубок, мм 8(Ю) 8(10) ‘ 8(Ю) 7,2 (10)
Внутренний (наруж- ный — по вершинам ре- бер) диаметр ребристых трубок, мм 10 (26) Ю (26) ,
Количество трубок, шт. 955 130 955 130 532 400
Шаг трубок в пучке, мм: по фронту 13 29 13 29 13 ' 13
по глубине 11,25 25,1 11,25 25,1 11,25 , 11,25
Размеры трубного пуч- ка, мм: диаметр 460 375 460 375 340 295
длина 2036 1608 1535 1248 1249 593
Живое сечение для про- хода, м2: масла 0,0144 0,0213 0,0131 0,0213 0,00139
воды 0,016 0,0051 0,016 0,0051 0,013 0,00816
Расстояние между по- перечными перегород- ками, мм Поверхность теплопере- дачи со стороны масла (воды), м2 143 180 147 180 120 22
59,8 (47,8) 56,5 44 (35,2) 43 20 (16) 67
Число ходов масла (воды) 2X7 (3) Ю (2) Ю(8) 8(2) Ю(2) 17(2)
Внешние габаритные раз- меры, мм: диаметр 472 387 472 387 350 307
длина 2484 1798 1712 1438 1440 700
Объем, м3: трубного пучка . . . 0,336 0,178 0,255 0,1385 0,113 0,04
теплообменника . . . 0,435 0,2108 0,29 0,1693 0,138 0,048
Вес, кгс: трубок 454 300 342 226 155 72
теплообменника . . . 750 650 596 42,5 355 107
Номинальный расход, м3/ч: масла ........ 130 75 80/56 75 95 2X6,4
воды 100 80/40 100/75 40/80/80 100 2X26
Номинальный теплоот- вод, тыс. ккал/ч .... 520 330 465/340 230/400/350 210 35
Коэффициент теплопере- дачи для расчетного ря- да, ккал/(м2«Ч‘°С) . . . 780 —300 860/—750 ~300 750 —750
Гидравлическое сопро- тивление течению, кгс/см2: масла 1,2 0,7 2,1/2 0,7/—/— 0,75
воды 0,3 0,34/0,6 —/0,3/0,3 0,18
219
Рис. 115. Водомасляный теплообменник с пластинчатым оребрением
Исследованию работы и характеристик гладкотрубных водомасляных
теплообменников, их расчету, а также разработке их новых типов посвящено
много опубликованных работ [47, 76, 120, 158, 183, 185 и др.].
Тепловой расчет водомасляных теплообменников базируется на уравне-
ниях (24) и (25). В настоящее время тепловозостроительные заводы приме-
няют конкретную методику теплового и гидродинамического расчета гладко-
трубчатых водомасляных теплообменников с поперечными сегментными или
кольцевыми перегородками, разработанную ЦНИИ им. акад. А. Н. Крылова.
Коэффициент теплопередачи от масла к охлаждающей воде подсчиты-
вают по формуле (26), в которой принимают
а!=:ав; а2пр = ам; х = ~2-; -^-=0,
где ав — коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности трубок к ох-
лаждающей воде; ам — коэффициент теплоотдачи от масла к наружной по-
верхности трубок; dB и dH — соответственно внутренний и наружный диа-
метры трубок.
Коэффициент теплоотдачи ав определяют с использованием зависимости
Nu/в = 0,023Re^8 Р^4. (41)
Коэффициент теплоотдачи ам для теплообменников с сегментными и коль-
цевыми перегородками находят с использованием уравнения
= _ (42)
\ ^ГСТМ/
где NujM, Re^M, Рг/м — числа соответственно Нуссельта, Рейнольдса и
Прандтля, отнесенные к средней температуре масла; В — безразмерный
коэффициент, зависящий от наружного диаметра трубок dH, минимального
расстояния между поверхностями соседних трубок 6 и отношения внутрен-
него диаметра кожуха D к расстоянию между перегородками I (для =
= 10 мм и б = 3 мм величину коэффициента В определяют по зависимостям
рис. 116).
Среднюю скорость (м/с) масла в межтрубном пространстве можно под-
считать по выражению
у —_____.
м — 3600Рм/м ’
где GM — расход масла через теплообменник, кг/ч; fM — среднее сечение
для прохода масла в межтрубном пространстве, ма; рм — плотность масла
при средней температуре, кг/м3.
220
= (1-А-), (43)
где
S3
— ширина среднего сечения для прохода масла, м;
D — внутренний диаметр кожуха, м; f — площадь сегмента перегородки, м2;
s — хорда сегмента, м.
Площадь сегмента над перегородками
г D2 / л \
^ = —(180 Ф-8ШФ),
(44)
b -
где ср — центральный угол сегмента в градусах.
Хорда сегмента
s = D sin -у-.
(45)
При известной скорости масла в межтрубном пространстве сечение для
прохода масла
3600рмим
а площадь сегмента (м2) перегородки из условия равенства сечений для про-
хода масла в межтрубном пространстве между перегородками и над ними
?ас. 117. К расчету среднего проходного сечения теплообменников с сегментными пере-
городками
221
Живое сечение для прохода масла в межтрубном пространстве тепло-
обменников с кольцевыми перегородками
где Df = 0,5 У D2 + Z)5 + DL ; /1ср = -Ц2^2- = . ^ + 22°’866^ = i ,36/Х;
Df — диаметр осредненного цилиндрического сечения для прохода масла, м;
Da — наружный диаметр кольцевой перегородки, м; DBH — внутренний диа-
метр кольцевой перегородки, м; /1ср — средний шаг трубок (разбивка «по
треугольнику»), м; t2 — шаг трубок по глубине пучка, м.
При тепловом расчете считают заданными теплорассеивающую способ-
ность теплообменника (Q, ккал/ч), расходы масла и воды через теплообмен-
ник (соответственно GM и GB, кг/ч), температуры масла на входе и выходе
(соответственно t'M и С), температуру охлаждающей воды при входе (/в, ° С):
размеры трубок (dH/dB), разбивку трубок (6) и число ходов охлаждающей
воды (zB).
Полное гидравлическое сопротивление (кгс/м2) масляного тракта тепло-
обменника
2
Арм = (46)
Rez ( Ргст )
где т—количество рядов трубок, перпендикулярных к потоку масла;
Ум — удельный вес масла, кгс/м3; g = 9,81 — ускорение силы тяжести;
С, р — безразмерные, экспериментально определяемые величины.
Для теплообменников с сегментными перегородками, наружным диамет-
ром трубок dn — 10 мм, минимальным расстоянием между трубками б =
= 3 мм и при диапазоне Re,f = 10-4-250 величина р — 0,65. Значение С при-
нимают по графической зависимости (см. рис. 116). Гидравлическое сопро-
тивление водяного тракта теплообменника (кгс/см2)
2
Арв = *в(0,031 -£ ртр + 1,4) , (47)
где zB — число ходов воды в теплообменнике; L — полная длина трубок, м;
fJTP — коэффициент, зависящий от средней температуры tB ср и скорости
vB воды (рис. 118).
Для определения мощности,
затрачиваемой на водяной и
масляный насосы, необходимо
рассчитывать величину полных
напоров Дрвп и Дрмп по фор-
мулам, приведенным в курсах
гидравлики.
Последовательность тепло-
вого и гидравлического расчетов
водомасляного теплообменника
соответствует данным табл. 26.
Рис. 118. Зависимость коэффициента
ртр от средней температуры ZBCp и
скорости vB воды в трубках
222
Таблица 26
№ по пор. Наименование Обозначение и размерность Источник или расчетная формула
1 Средняя температура масла в пределах теплообменника 6л ср» °C *м+ /м . 2 t'u и — заданы
2 Физические параметры масла (при его средней температуре): а) теплоемкость б) плотность в) коэффициент теплопровод- ности г) коэффициент кинематиче- ской вязкости см, ккал/(кг*°С) Рм, кг/м3 Хм, ккал/(м • ч • СС) гм, м2/с По графическим зави- симостям или таблицам физических параметров соответствующих сортов масла
3 Температура воды при выходе из теплообменника С. °C Q ZB + Св GB ’ св^& 1 ккал/(кг-°С)
4 Средняя температура воды в пределах теплообменника ^вср» °C < + £ 2 ; <в — 3a«aH0,
5 Физические параметры воды при температуре /вср: а) теплоемкость б) плотность в) коэффициент теплопроводно- сти г) коэффициент кинематиче- ской вязкости св, ккал/(кг*°С) Рв, кг/м3 Хв, ккал/(м*Ч‘°С) vB, м2/с По справочникам
6 Скорость охлаждающей воды в трубках vB, м/с Принимают vB= 1,34- 4-2,5 м/с
7 Число Рейнольдса для воды Re/в ив ^в Vb
8 Число Прандтля для воды Рг/в 3600 vB св рв Хв
9 Число Нуссельта для воды NufB По формуле (41)
10 Коэффициент теплоотдачи от стенки трубки к воде ав, ккал/(м2 • ч • °C) NufB ^в dB
11 Скорость масла между пере- городками VM, м/с Принимают ум = 1,2ч- 4-2,0 м/с
12 Число Рейнольдса для масла RefM Рм 6 “Vm
223.
Продолжение табл. 2.
№ по пор. Наименование Обозначение и размерность Источник или расчетная формула
13 Число Прандтля для масла Рг/м 3600 Ум См рм ^м
14 Коэффициент В По графической зависи- мости [рис. 116
15 Ориентировочное значение тем- пературы стенки трубки С’ °C Произвольно принимают равной от /вср до /м ср, но несколько вы- ше, чем /вср
16 Число Прандтля для масла при Ст Ргст По формуле п. 13
17 Число Нуссельта для масла при Ст NufM По формуле (42)
18 Коэффициент теплоотдачи от масла к стенке трубки при /ст а^, ккал/(м2«ч«°С) Nu/м ^м dH
19 Расчетное значение температу- ры стенки трубки Ст- °C ам te с₽ + tu СР 1 + — ав
20 Коэффициент теплопередачи от масла к охлаждающей воде k, ккал/(м2 • ч • °C) ав . ^н ав + ам de
21 Расчетный температурный на- пор между маслом и водой Д/, °C ( Ct~ С)~( *всп) \ М а/ \ М В Ср/ *м —С 2,3 1g “ *м ср
22 Расчетная поверхность охла- ждения теплообменника F', м2 k\t
23 Поверхность охлаждения с уче- том загрязнения F, м2 1,1 F‘
24 Количество трубок в теплооб- меннике пТр, шт. 4GB zB 3600 лс^вРв
224
Продолжение табл. 26
№ по пор. Наименование Обозначение и размерность Источник или расчетная формула
25 Коэффициент заполнения труб- ной доски Лтр Принимают в пределах Лтр = 0,94-0,95
26 Диаметр гнезда трубок (вну- тренний диаметр кожуха) D, М 1.05/1 " Чтр
27 Длина трубок между трубны- ми досками L', м F
28 Живое сечение для прохода масла между перегородками /м. и2 По формуле (43)
29 Площадь сегмента над пере- городками Л М2 По формуле (44)
30 Хорда сегмента перегородки S, м По формуле (45)
31 Ширина осредненного сечения для прохода масла Ь, м S3
32 Расстояние между перегород- ками Z, м /м ь (1—4-) \ Ч /
33 Число ходов масла (по расчету) ZM L' 1
34 Окончательно принятое число ходов масла Zm z^ округляют до бли- жайшего целого числа
35 Окончательная длина трубок между трубными досками L, м + 6' (zM — 1); 6' — толщина перегород- ки, м
36 Число рядов трубок, перпен- дикулярных потоку масла т Ятр 2м Zi b
37 Отношение Dll
38 Коэффициент С По графической зави- симости рис. 116
39 Гидравлическое сопротивле- ние масляного тракта тепло- обменника &рм, кгс/м2 По формуле (46)
40 | То же с учетом загрязнения Др',кгс /м2 1 1»2Дрм
41 Гидравлическое сопротивление водяного тракта теплообмен- ника Дрв, кгс/м2 По формуле (47), где Ртр определяют по гра- фической зависимости рис. 118
// /
Примечания, 1. Если £ст = £ст (п. 19 расчета), то это значение температуры принимают за окон-
чательное /ст, как и соответствующее значение ам В ином случае (если /ст =# /ст), задавшись новым
* // г
значением /ст, расчет повторяют (с п. 15 по п. 19) до получения /ст = /ст (метод последовательных
приближений)*
2. Расчетные значения числа трубок и диаметра их гнезда (п. 26 расчета) уточняют при составлении
эскиза разбивки.
- О П/р. Панова
225
Тепловозные водомасляные теплообменники включаются в контур водь:
последовательно с радиатором, поэтому показатели обоих теплообменников
зависят от соотношения реализуемых в них температурных напоров. За-
дача совместной оптимизации параметров теплообменников, объединяемых
одним контуром циркуляции воды, является довольно сложной. Прибли-
женные методы решения этой задачи рассмотрены в литературе [48, 136.
143 и др.L
§ 33. АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ХОЛОДИЛЬНИКА ТЕПЛОВОЗА.
ВЕНТИЛЯТОРЫ
Аэродинамический расчет холодильника заключается в определении
потери, напора воздушным потоком в тракте холодильника и последующем
определении мощности и других параметров вентилятора. В основе аэроди-
намического расчета холодильника лежит уравнение баланса энергии воз-
душного потока и уравнение его неразрывности. Воздушный поток, прохо-
дящий через холодильник, плоскостями 0—0, 1—/, 2—2, 3—5, 4—4, 5—5
и 6—6 (рис. 119) условно делится на участки. Плоскости расположены сле-
дующим образом:
О—0 — на значительном расстоянии от фронта холодильника, где давле-
ние равно давлению окружающей среды р0, а скорость воздуха v0 = 0;
1—1 — непосредственно перед боковыми жалюзи;
2—2 — за боковыми жалюзи перед радиатором;
3—3 — непосредственно за радиатором;
4—4 — перед колесом вентилятора;
5—5 — непосредственно за колесом вентилятора;
6—6 — непосредственно за верхними жалюзи и сеткой выходного от-
верстия.
В качестве плоскости сравнения выбирают плоскость С—С, проходящую
через нижний обрез фронта радиатора. Удельная энергия потока (м) в любом
его сечении [188]
3=-^ + ? + -^,
у 1 2g
где р — статическое давление в
рассматриваемом сечении, кгс/м2;
у—удельный вес вещества потока,
кгс/м3; z — расстояние от центра
тяжести сечения до произвольной
плоскости сравнения, м; а — по-
правка Кориолиса; v— средняя
по расходу скорость в рассмат-
риваемом сечении, м/с; g =
= 9,81 м/с2— ускорение силы
тяжести.
Поправка Кориолиса а пред-
ставляет собой отношение кинети-
Рис. 119. Схема движения потока воз-
духа в холодильнике тепловоза
226
ческой энергии потока, вычисленной с учетом истинного распределения скоро-
стей в рассматриваемом сечении, к кинетической энергии потока, вычисленной
по средней (по расходу) скорости потока в том же сечении. При абсолютно рав-
номерном поле скоростей а = 1, во всех случаях неравномерности поля а >
> 1 (например, при ламинарном течении жидкости в круглой трубе, т. е.
при параболическом распределении скоростей а = 2). Разность удельных
энергий потока в двух поперечных его сечениях представляет собой потерю
энергии на участке между сечениями (потеря полного напора). В рассматри-
ваемом случае (рис. 119) для выделенных участков воздушного потока можно
записать следующие уравнения баланса энергии (принимая поток изотерми-
ческим):
(у +zo) — ( Y +^1 -Нах-^-) = /?0;
(у + + ах-^) - + z2 + а2 -J) = /гбж;
(-у +^2 + а2-^) -(^- + z3+a3^-) = hc;
(^ + г3 + + а4 А) =
( Р* л.„ v*\ (ръ±7 I rt AL\—h И'-
— “Г М п~ а4 Т — "вент—’ П >
(-у + г5 + а5^) ~ (-у- + 26 + «в -§-) = ^ВЫХ,
где р0, р19 . . ., рв — статические давления в соответствующих сечениях
воздушного потока, кгс/м2; z0, zt, . . ., zQ—расстояния от центров тяжести
сечений до плоскости сравнения С—С, м; а19 . . ., а6 — величины поправок
Кориолиса; . . ., v6 — средние (по расходу) скорости воздушного по-
тока в соответствующих сечениях; h0 — потеря полного напора на получе-
ние входной скорости, м; /гбж — потеря полного напора в боковых жалюзи;
/гш — то же, в шахте холодильника; йвент — то же, на участке расположе-
ния вентиляторного колеса (без учета потерь, вызываемых работой вентиля-
тора); /гЕЬ1Х—потери полного напора на выходном участке сети — в обе-
чайке или диффузоре (если он есть), в верхних жалюзи, сетке и потери с ки-
нетической энергией потока, покидающего шахту; Я' — напор, передавае-
мый вентиляторным колесом воздушному потоку (без учета потерь непосред-
ственно в вентиляторе и его приводе); hc—потери полного напора в секциях.
Принимая во внимание, что р± = р6 = р0; zQ 2^ = z2 = ?3
= v2 = t>3; v4 = v5 = v6 = v0M (при цилиндрической выходной части);
= сс2 = а3 и а4 = а5 = а6 = а, получаем
/гвент—Н' = Р4 + (z4 — z6);
£>СГ1 1 ?у I \ “Ж О/ 7
Авых = Рз~Ро + (z5-Z6).
ЬЫл /у I \ о ь/
15*
227
Если просуммировать эти уравнения и выразить напор, передаваемый
вентилятором воздушному потоку, в м, то получим
Н = hQ Лбж “Ь “Ь “Ь ^вент + ^вых + ( ^6-----% ) + a“2g~ *
Развиваемый вентилятором напор (кгс/м2)
Н = Дрбж + Дре + Дрш + Др вых, (48)
где Дрбж, Дре, Дрш — потери статического давления в боковых жалюзи-
секциях радиатора и в шахте холодильника; ДрВ;ЫХ — суммарная потеря
статического давления на выходном участке (цилиндрический канал обе-
чайки, верхние жалюзи и сетка).
При учете неизотермичности течения воздуха в пределах секций радиа-
тора уравнение (48) примет вид
== ДРбж “Ь ДРс "4" ДРш “Ь ДРвЫХ» (49)
где Дрс— потери статического давления в секциях радиатора с учетом не
изотермичности течения.
Если после вентилятора установлен диффузор, то в потери Дрвых вводят
также падение статического давления в диффузоре.
В технической литературе по тепловозам напор, развиваемый вентиля-
тором, определяют по формуле
Я' = й0 + ^бЖ + hc + йш + hBux Н-9 (50)
т. е. без учета энергии, затрачиваемой на подъем потока на высоту (z6 —
— й/2), и поправки Кориолиса. Это приводит к значительному уменьшению
потерь кинетической энергии с потоком воздуха, покидающего систему, и
к необходимости внесения различного рода поправок при определении мощ-
ности, затрачиваемой на вентилятор (в частности — соответствующим умень-
шением его к. п. д. по паспорту).
Такие приемы позволяют более или менее правильно рассчитать мощ-
ность, потребляемую вентилятором, но искажают истинную картину потерь
энергии воздушным потоком и затрудняют разработку мероприятий по их
снижению. Исследованиями аэродинамики шахт холодильников тепловозов
на моделях, проведенными в МИИТе, установлено, что диапазон значений по-
правки Кориолиса для холодильников отечественных тепловозов достаточно
широк: а — 1,15-И,6 (ТЭ109 — а = 1,15; ТЭП60 — а = 1,22; 2ТЭ10Л—
— а = 1,29; ТЭЗ — а - 1,44; ТЭ116 —а = 1,6).
Аэродинамические потери на отдельных участках условно подсчитывают
как местные сопротивления по зависимостям вида
где £ — коэффициент сопротивления рассматриваемого участка; у — удель
ный вес воздуха; v — линейная скорость воздуха в начале или в конце уча-
228
стка (в зависимости от того, к какому скоростному напору относится коэффи-
циент сопротивления).
Сопротивление боковых жалюзи
2
= (51)
где £бж 0,24 — коэффициент сопротивления полностью открытых жа-
люзи.
Скорость (м/с) воздуха перед фронтом жалюзи
где ивз — расчетная массовая скорость в узком сечении секции, кг/(м2-с);
®вз с — живое сечение секции для прохода воздуха в наиболее узком месте,
м2; Ро — плотность наружного воздуха при расчетной температуре, кг/м3;
<Офрс — фронтальная поверхность секции, м2.
Сопротивление радиатора Арс (кгс/м2) подсчитывают по формулам, при-
веденным в § 31. Если для определения аэродинамического сопротивления
пользуются уравнениями подобия, то
а2
Д^ = Еи^. (53)
Теоретические основы аэродинамического сопротивления тепловозных
радиаторов изложены в литературе [121 и др. ]. Аэродинамическое сопротив-
ление шахты
2
(54)
где — коэффициент аэродинамического сопротивления шахты, отнесенный
к кинетической энергии потока в ометаемом лопастями вентилятора сечении.
Воздушный поток в шахте при расчетных режимах характеризуется зна-
чениями числа Re 2 • 10s, поэтому он является автомодельным. Следова-
тельно, величина для данного тепловоза — величина постоянная, не за-
висящая от скорости (при Re > 2-105).
Принимая во внимание зависимость (54), уравнение (49) можно пред-
ставить в виде
2
н = Ар6ж 4- Дрс + Дрвых .
По данным Ворошиловградского филиала ВНИТИ [112],
= (1,84 + AL - ) (d)-0'24 _ 1. (55)
о Фр 8 АВ г.
одесь п = — =-----------—-----степень поджатия потока; гЛ1) — общая
Лж л£>2(1— 42) ф
площадь фронта радиатора, обслуживаемая вентилятором, м2; F0M — пло-
щадь, ометаемая лопастями вентилятора, м2; А — ширина радиатора (с од-
ной стороны тепловоза), обслуживаемая вентилятором, м; В — высота радиа-
тора, м; D — диаметр вентиляторного колеса, м; d = (dID)—относитель-
ный диаметр втулки вентилятора; d — диаметр втулки вентилятора, м.
229
При двухрядном расположении секций коэффициент сопротивления
шахты, определенный по формуле (55), увеличивают в 1,2 раза. Формула (55)
получена в результате обобщений экспериментов, проведенных на модели
шахты тепловоза М62, и может быть использована для расчета геометрически
подобных шахт.
Проведенное в МИИТе исследование аэродинамики шахт холодильников
тепловозов на моделях показало, что коэффициент аэродинамического сопро-
тивления существующих шахт с достаточной точностью может быть определен
по эмпирической зависимости
£ш = -^+ 0,45п-1,39 4-С, (56)
где С = 0,74 — для шахт тепловозов ТЭП60, 2ТЭ10Л, ТЭЗ и ТЭ109; С =
= 0,15 — для шахты тепловоза ТЭ116 (первый вариант).
Зависимость (56) применима в диапазоне п = 2,5+5,0 и (DIA) = 0,49 +
+ 1,0.
Сумма коэффициента сопротивления шахты и поправки Кориолиса
аппроксимируется выражением
+ а +о 57„_1 39-0—С',
1 п А ’
где С' = 0,52 — для шахт тепловозов ТЭП60, 2ТЭ10Л, ТЭЗ, ТЭ109 (с одно-
рядным расположением секций); С = 0,28 — для шахт тепловоза ТЭЗ
(с двухрядным расположением секций); С' =—0,35— для шахты тепловоза
ТЭ116 (первый вариант).
В формулах (55) и (56) коэффициенты сопротивления являются средними
для всей шахты. Проведенные на моделях исследования (МИИТ) показали,
что коэффициенты сопротивления для потоков воздуха, которые проходят
через секции, расположенные на различном расстоянии от вертикальной оси
фронта радиатора, различны. Этим и объясняется неравномерность поля
скоростей на входе в радиатор (по длине фронта).
Для уточненных расчетов тепловозных радиаторов (с учетом неравно-
мерности поля скоростей по фронту и среднеэксплуатационного состояния
секций) введено понятие локального коэффициента сопротивления шахты, под
которым понимают величину коэффициента сопротивления шахты для потока
воздуха, прошедшего через данную, занимающую определенное место в ра-
диаторе, секцию. По результатам исследования на моделях локальные зна-
чения коэффициента сопротивления шахты
U i = [з (%-0.5)2 + 0,8] ,
где £шл t — локальный коэффициент сопротивления шахты для потока воз-
духа, проходящего через f-ю секцию, середина которой находится на расстоя-
нии at от вертикальной оси в конце фронта радиатора.
Аэродинамическое сопротивление (кгс/м2) верхних жалюзи можно ориен-
тировочно принимать равным
дРвж = (1.35-+1,5) Д/?бж. (57)
Холодильники тепловозов обслуживаются осевыми вентиляторами У,
УК-2 и УК-2М. Вентиляторы У характеризуются прямыми, незакрученными,
имеющими обтекаемую форму пустотелыми лопатками, изготовляемыми из
230
тонколистовой стали. Максимальный к. п. д. таких вентиляторов т]в = 0,6->
->0,72. Эти вентиляторы установлены на тепловозах ТЭМ1, ТЭ2, ТГ/vIl
и ТЭЗ.
Вентиляторы УК-2 и УК-2М отличаются применением крученых лопа-
ток, что позволяет достигать более высоких значений к. п. д. (г]в = 0,8->
->0,85). Вентиляторы УК-2, имеющие неравномерное закручивание лопаток
по длине, установлены на тепловозах ТГМЗ и ТЭП60 (до № 0167). В настоя-
щее время на всех тепловозах устанавливают вентиляторы УК-2М, имеющие
равномерную закрутку лопаток по длине. На рис. 120 приведены относитель-
ные размеры колеса вентилятора УК-2М. Параметры вентиляторных уста-
новок отечественных магистральных тепловозов следующие:
2ТЭ10Л ТЭП60 ТЭП70 ТЭ116; ТЭ114; ТЭЮ9; 130 ТЭЗ 120 ТГ16
Тип вентилятора . . . Наружный диаметр ра- УК-2М УК-2М УК-2М УК-2М У УК-2М УК-2М
бочего колеса, мм . . . Диаметр втулки колеса, 2000 1600 1400 1100 1600 1600 1200
мм 900 720 — — 700 720 540
Число лопастей, шт. . . Угол установки лопа- 8 8 8 8 6 8 6
стей, градусы Номинальная частота 22 20 27,5 18 20 20 23
вращения, об/мин . . . 1160 1350 1330 1960 1380 1395 1350
Номинальная окруж- ная скорость, м/с . . . 121 114 106 113 116 117 85
Количество вентиляторов на секцию тепловоза . . 1 2 3 4; 3; 3; 1 1 4
3
При проектировании тепловозов вентиляторы охлаждающего устройства
выбирают из числа выпускаемых промышленностью. Исходными данными
являются производитель-
ность Квз (м3/с) и напор
Н (кгс/м2), соответствующие
расчетному режиму холо-
дильника. До определения
необходимой производитель-
ности вентилятора предва-
рительно выполняют следую-
щее: намечают количество
отдельных шахт в холодиль-
нике (одна или две); делят
секции радиатора между шах-
тами (если их две); опреде-
ляют размеры фронта радиа-
тора, обслуживаемого каж-
дой шахтой; выбирают число
вентиляторов, обслуживаю-
щих каждую шахту, и
диаметр рабочего колеса
исходя из наилучшего омы-
Рис. 120. Относительные размеры
колеса вентилятора УК-2М
231
вания секций радиатора воздухом и возможности размещения вентиля-
тора. Целью расчета вентилятора в этом случае является определение ча-
стоты вращения его вала и угла установки лопастей, при котором к. п7 д',
вентилятора будет наибольшим, а также определение затрачиваемой мощ-
ности.
На основании результатов теплового расчета радиатора подсчитывают
необходимую производительность вентилятора
i
ПслРci^B3
VB3 = (1 + X) , (58)
Рвз
где х — коэффициент, учитывающий подсос воздуха в шахту через неплот-
ности (зазоры между щитками, неплотные боковые заделки и т. д.); ncZ —
число входящих в шахту холодильника и обслуживаемых рассчитываемым
вентилятором секций (шт.), которые имеют одинаковые конструкцию, гео-
метрические размеры, расчетные массовые скорости воздуха в узком сечении
и температуру воздуха на выходе из секции; i—число характеризующихся
одинаковыми параметрами групп секций, обслуживаемых рассчитываемым
вентилятором; рвз — плотность воздуха перед входом в вентилятор, кг/м3.
Обычно принимают коэффициент х = 0,05, но экспериментально эта
величина обоснована недостаточно. Плотность воздуха перед входом в венти-
лятор определяют при температуре (° С)
/ Xi nci^ciMB3^B3 i \
--------- + ^вз (59)
\ Ё ПсЛ/“вз- /
и давлении (кгс/м2)
Рш Ро (АРбж “Ь ^Рс “Ь ^Рш)*
Расчет вентилятора при выбранной величине его диаметра D выпол-
няют в следующей последовательности.
1. Скорость воздуха (м/с) в сечении, ометаемом лопастями вентилятора,
V Гв3 = 4Увз
ом Ром л£2(1—б/2)’
2. Степень поджатия потока
Рфр 8ЛВ
Ром л£>2(1— d2)
3. По уравнениям (55) или (56) подсчитывают величину коэффициента
аэродинамического сопротивления шахты.
4. По формулам (51), (53), (54) и (57) определяют аэродинамическое
сопротивление отдельных участков воздушного тракта и по уравнению (49) —
полный расчетный напор вентилятора Н.
5. Задаются несколькими, произвольно выбранными величинами ча-
стоты вращения вентиляторного колеса пъ (об/мин) и для каждой из них
подсчитывают окружную скорость (м/с) внешних кромок лопаток вентилятор-
ного колеса:
232
По условиям прочности окружная скорость w 120 м/с.
6. Площадь (м2) вентиляторного колеса по внешнему диаметру
р — п Г)2
4
7. Безразмерные расходы (коэффициенты расходов) при разных значе-
ниях w, определенных в п. 5, рассчитывают по выражению
V — .
V вз Fw
Рис. 121. К определению рабочей точки вентилятора по его безразмерной характеристике
233
8. Безразмерный напор (коэффициент напора), соответствующий раз-
личным значениям w,
Твз®
9. По полученным парным значениям VB3 и Н на безразмерной характе-
ристике вентилятора (рис. 121) находят несколько точек (число точек равно
числу значений частот вращения вентиляторного колеса, принятому в рас-
чете) и соединяют их плавной линией, которая и будет безразмерной харак-
теристикой сети. Точки пересечения безразмерной характеристики сети Н (V)
с безразмерными характеристиками вентилятора при различных углах на-
клона лопаток являются рабочими точками вентилятора. При построении
характеристики сети следует иметь в виду, что на характеристиках вентиля-
торов линия Яд (динамический напор воздушного потока, покидающего вен-
тилятор) подсчитана исходя из предположения абсолютной равномерности
поля скоростей на выходе потока из вентилятора, что не соответствует дей-
ствительным условиям работы последнего в холодильниках тепловозов.
10. Для полученных рабочих точек по характеристикам вентилятора
определяют к. п. д. вентилятора т]в и выбирают угол наклона лопаток, соот-
ветствующий максимальному к. п. д. При расчетах за рабочий участок аэро-
динамической характеристики вентилятора необходимо принимать ту ее
часть, которой соответствует к. п. д., равный или превышающий 0,8 макси-
мального значения при заданной величине угла наклона лопаток. Кроме
того, следует обращать внимание на то, чтобы рабочая точка вентилятора
соответствовала области его устойчивой работы.
11. Мощность (л. с.), потребляемая вентилятором:
уу = ЛвзЯ .
75Лв
12. Мощность, отбираемая от дизеля на все вентиляторы холодильника:
N =
вд Пп ’
где т]п — к. п. д. передачи от дизеля к колесу вентилятора.
§ 34. ОЦЕНКА ЭФФЕКТИВНОСТИ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
И ОПТИМИЗАЦИЯ ИХ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
Сравнительную оценку эффективности холодильников тепловозов, от-
личающихся конструкцией, числом или размерами секций, общей схемой и
т. д., выполняют по натурным и удельным показателям, а также на основе
развернутых технико-экономических расчетов. К числу натурных показа-
телей относят: количество теплоты, рассеиваемой системой охлаждения; мощ-
ность, затрачиваемую на функционирование системы охлаждения; общий
вес устройств; затрату цветных металлов; величину теплопередающей по-
верхности; объем, занимаемый радиаторами; величину фронтальной поверх-
ности радиаторов; среднегодовой расход черных и цветных металлов на ре-
монт системы охлаждения; количество теплообменников (секций), ремонти-
руемых и сменяемых в течение года (среднестатистические данные), и т. д.
При сопоставлении системы охлаждения в целом и, в особенности, от-
дельных теплообменников получили достаточно широкое распространение
234
так называемые удельные показатели*, энергетический, объемный и весовой.
Энергетический показатель [ккал/(л. с. - ч - ° С) ]
k : Q -_kF
N NM N ’
где Q — количество теплоты, передаваемой в теплообменнике, ккал/ч;
N мощность, затрачиваемая на функционирование теплообменника, л. с.;
А/—средняя разность температур между охлаждаемой и охлаждающей
жидкостями в пределах всего теплообменника, °C; k — коэффициент тепло-
передачи, ккал/(м2-ч-° С); F—расчетная поверхность теплопередачи, м2.
Показатель представляет собой количество передаваемой в теплооб-
меннике в течение часа при А/ = 1°С теплоты, приходящейся на единицу
мощности, затрачиваемой на функционирование теплообменника. Объемный
показатель [ккал/(м3 • ч •0 С) 1
. _ Q _ kF
К\7- — -- ‘ т/ >
V М V
где V — объем, занимаемый теплообменником, м3.
Показатель [ккал/(кг • ч 0 С) ]
h __ Q _ kF
k°~GM ~ G ’
где G — масса теплообменника, кг.
Для сравнения радиаторов (или секций) используют также показатель
[ккал/(м2-ч«°С)] тепловой напряженности площади фронта
Ч =—,
фр ^фр ’
где Гфр — фронтальная поверхность радиатора (или секции), м2.
Сопоставлять радиаторы (или секции) рекомендовано (ГОСТ 20556—75)
при скорости воды в трубках секций, равной 873 кг/м2с, температуре воды на
входе в секцию /вД = 80-е-85°С, температуре воздуха t'B3 = 15ч-20° С и
трех значениях массовой скорости воздуха (5; 10 и 15 кг/м2-с).
Удельные показатели являются более общими по сравнению с натурными^
так как позволяют проводить техническое сопоставление отдельных тепло-
обменников с различными формами поверхностей, разными величинами пе-
редаваемой теплоты и т. д.
Оптимальный теплообменник, а тем более оптимальная система охлажде-
ния не может быть выбрана только на основании удельных технических по-
казателей, так как они не отражают многих эксплуатационных и экономи-
ческих факторов. В качестве основного технико-экономического показателя,
с достаточной полнотой характеризующего систему охлаждения, принимают
сумму годовых приведенных расходов, отнесенных к теплорассеивающей спо-
собности системы или к измерителю перевозочной работы (104 тс км брутто).
В общем случае удельные приведенные годовые расходы (р/изм)
Э'П=±(ЕЯК+С),
где Еп — нормативный коэффициент эффективности; К — капитальные
затраты на изготовление охлаждающего устройства, р; С — годовые экс-
плуатационные затраты, зависящие от системы охлаждения тепловоза; U —
параметр, к которому относят годовые затраты.
235
Нормативный коэффициент эффективности для железнодорожного тран-
спорта [58] Ен =0,1. Если приведенные годовые расходы относят
к теплорассеивающей способности системы, то Uq — QT, а если к перевозоч-
ной работе (тс км), то Ul= QnLr10-4, гДе Q—сРеднегодовая теплорассеи-
вающая способность холодильника, ккал/ч; Т — среднее время работы
тепловоза за год, ч; Qn — средний вес поезда, тс; Lr — среднегодовой пробег
тепловоза, км.
Если расчет выполняют при условии Uq = idem или UL = idem, то
сравнение можно вести по абсолютным величинам годовых приведенных
затрат:
Эп = ЕпК + С.
Капитальные затраты (руб.) на изготовление систем охлаждения
K—Ki + K2,
где К1 — капитальные затраты на теплообменники (секции радиатора, водо-
масляные теплообменники и охладители наддувочного воздуха), вентиляторы
и насосы, входящие в систему охлаждения; К2 — капитальные затраты на
трубопроводы, задвижки, вентили, систему автоматического регулирования
и. т. д.
При сравнении систем, отличающихся только типом применяемых тепло-
обменников, можно считать, что величина К2 одинакова для всех сравнивае-
мых систем и ее можно не учитывать. Тогда
г I k
(60)
1 1
где Ft — поверхность i-ro теплообменника (радиатора или его части, состоя-
щей из однотипных секций, водомасляных теплообменников и т. д.), м1 2;
ct — стоимость теплообменника i-го типа , отнесенная к расчетной величине
теплопередающей поверхности, руб/м2; nk — число однотипных (&-го типа)
вентиляторов и насосов в системе; ck — стоимость одного вентилятора или на-
соса k-vo типа, руб.
Если можно принять, что второе слагаемое в выражении (60) одинаково
для всех сравниваемых систем, то
1
Эксплуатационные расходы (руб/год) на систему охлаждения
С — Оте + Срто + Сам + Сдпт + Ст,
где Стс — расходы на топливо и смазку, потребляемые двигателем тепловоза
для получения мощности, затрачиваемой на работу системы охлаждения;
Срю — расходы на ремонты и технические осмотры охлаждающего устрой-
ства; Сам—амортизационные расходы на систему охлаждения; Сдпт —
расходы на содержание дополнительного парка тепловозов, необходимого по
причине уменьшения мощности двигателя, используемой для целей тяги,
вследствие отбора ее части для работы системы охлаждения; Ст — затраты
на транспортировку системы охлаждения на тепловозе.
236
Расходы на топливо и смазку, потребляемые двигателем тепловоза для
получения мощности, затрачиваемой на работу системы охлаждения,
С*ТС = ~ь (МНН + Nнн)] + §мнЦмТ + Дм^м^м),
^инв
где NBH — мощность, отбираемая от дизеля на привод вентиляторов при
работе в номинальном режиме, л. с.; йн — коэффициент, учитывающий долю
затрат мощности насосов, необходимой для преодоления гидравлических со-
противлений системы охлаждения; для тепловозов с дизелями средней быстро-
ходности 0,5; #hh и Л/’нн — мощности, отбираемые при номинальном
режиме от дизеля на привод соответственно водяного и масляного насосов,
л. с.; gTil и gMH — удельные эффективные расходы соответственно топлива и
масла при работе двигателя в номинальном режиме, кг,'(л. с. ч); Дд и Дм —
цены соответственно дизельного топлива и масла с учетом их хранения и до-
ставки на тепловоз, р/кг; Т — среднее время работы охлаждающего устрой-
ства за год, ч; GM — количество масла в масляной системе, приходящееся
на 1 л. с. эффективной мощности дизеля, кг/л. с.; zM — число смен масла
в год; &инв ^1,3— коэффициент, учитывающий соотношение инвентарного
и эксплуатируемого парков тепловозов.
Расходы на ремонты и осмотры агрегатов и узлов системы охлаждения
t f k __ \
4” V| Fji ( Zj Pk пл^тк пл i сл^т i сл / “Ь ^вн>
1X1 /
где FBC z — теплопередающая поверхность, составленная из секций /-го
типа, м2; fBC z — теплопередающая поверхность секции f-го типа, м2; пкпл —
плановое число осмотров и ремонтов &-го объема в год (технический, профи-
лактический и малый периодический осмотры и т. д.); скпл—плановая
стоимость ремонта &-го объема; rL сл — число случайных ремонтов в год, при-
ходящееся на одну секцию (среднестатистическая величина, в которую вхо-
дят и ремонты секций по течи при плановых видах обслуживания); cL сл—
средняя стоимость случайного ремонта секций /-го типа; Дс — отпускная
цена (для жел. дор.) одной секции данного типа; ппред— предельно допу-
стимое число случайных ремонтов одной секции; Fu — теплопередающая
поверхность теплообменников (водомасляных, охладителей наддувочного
воздуха и т. д.) /-го типа, входящих в систему охлаждения, м2; ркпл — пла-
новое число осмотров и ремонтов &-го объема для /-го типа теплообменника
в год; сткпл— плановая стоимость соответствующего вида осмотра или ре-
монта &-го объема, отнесенная к 1 м2 теплопередающей поверхности теплооб-
менника /-го типа, р/м2; гт/сл— число случайных ремонтов, приходящееся
на один теплообменник /-го типа в год; z сл— стоимость случайного ремонта
теплообменника /-го типа, отнесенная к 1 м2 теплопередающей поверхности,
р/м2; свн — годовая стоимость ремонта всех вентиляторов и насосов, обслу-
живающих систему охлаждения.
Число различных видов осмотров и ремонтов определяют в соответствии
с их периодичностью, установленной приказами МПС.
237
Амортизационные отчисления за год (руб.) на охлаждающее устройство
тепловоза
Р ____ аК
иам юо ’
где а— норма амортизационных отчислений, равная для тепловозов 11,1%
[58].
Расходы на содержание дополнительного парка тепловозов, необходимого
в связи с уменьшением мощности дизеля, используемой для целей тяги,
вследствие отбора ее части для работы системы охлаждения;
Сдпт = [л^вн + (-Wнн + Nнн)] (£рем + СЛок бр + Сам +адл),
где Срем — годовые расходы на ремонт тепловоза, отнесенные к единице
его эффективной мощности, р/л. с.; Слокбр—удельные годовые расходы
на заработную плату локомотивных бригад на единицу эффективной мощ-
ности, р/л. с.; Сам— удельные годовые амортизационные отчисления на еди-
ницу эффективной мощности тепловоза, р/л. с.; Кл — удельные годовые
капитальные затраты на единицу эффективной мощности тепловозов, р/л. с.
Удельные годовые расходы на ремонт тепловоза
__ £м8$ЛГ *
^рем - 10з^инЛ ’
где eMS — расходная ставка на ремонт тепловозов в расчете на 1000 локомо-
тиво-км, руб.; «лг—среднегодовой пробег тепловоза, км; Ne — эффектив-
ная мощность тепловоза (по дизелям) при номинальном режиме, л. с.
Удельные годовые расходы на заработную плату локомотивных бригад,
______вмИТ'
лок бр Ь N 9
где eMh — расходная ставка заработной платы локомотивных бригад,
руб/бригадо-ч; Т — среднее время работы бригад, обслуживающих один
тепловоз в течение года, бригадо-ч.
Расходные ставки принимают по данным [58], имеющимся в техничес-
кой литературе. К амортизационным отчислениям на содержание дополни-
тельного парка тепловозов относят только отчисления на реновацию, так
как расходные ставки на ремонт включают и расходы на капитальный ре-
монт:
р ___ арКл
сам 10(We >
где ар = 2,7 — норма реновационных отчислений для тепловозов в % их
стоимости.
Удельные капитальные затраты на дополнительный парк тепловозов.
К = —,
Ne ’
где Цл — стоимость тепловоза по действующему прейскуранту или цен-
нику, руб.
Расходы на транспортировку охлаждающего устройства на тепловозе
Ст ^т^оу»
где ет — приведенные годовые расходы по перевозке 1 тс собственного веса
тепловоза, р/тс; Роу — вес охлаждающего устройства, тс.
238
Приведенные годовые расходы
ет = ^еа + ЕЛсеоф) 10-2,
«бр^инв
где 0,65 — доля расходов, зависящих от движения; ен — себестои-
мость (&) перевозки 1 тс груза (нетто) на расстояние 1 км; по данным за
1970 г. ен 0,2341 к/(тс км); knc 0,3 — доля основных производственных
фондов, приходящихся на подвижной состав; еоф 1,5— удельные основ-
ные производственные фонды, к/тс-км; k6p— соотношение тс км брутто
и нетто; для грузового движения k6p 1,75.
Изложенная методика технико-экономического сравнения систем охла-
ждения тепловоза позволяет однозначно оценить их эффективность и выбрать
оптимальный (при минимальных расходах Эп) вариант. По этой методике
при заданных теплорассеивающей способности, расчетной температуре на-
ружного воздуха и типах теплообменников возможно определение экономи-
ческой скорости воздуха в радиаторе (или оптимального числа секций) при
расчетном режиме. Для этого необходимо задаться несколькими значениями
расчетной скорости воздуха в секциях радиатора, выполнить тепловой и аэро-
динамический расчеты холодильника при выбранных скоростях воздуха,
определить для каждого варианта Э'п и построить графическую зависимость
Эп (ивз). Такая зависимость позволит определить минимальную величину Э'п
и соответствующее ей оптимальное значение ивз и оптимальное число секций
радиатора. Дело в том, что принципиально величину Э'п можно представить
в виде
Эп = Эпр + Эпьь (61)
где 3nF — удельные суммарные приведенные годовые расходы, зависящие
от величины теплопередающей поверхности теплообменников; —удель-
ные суммарные приведенные годовые расходы, зависящие от величины
мощности, затрачиваемой на функционирование системы.
При заданной теплорассеивающей способности системы охлаждения Э'ир
с увеличением скорости воздуха ивз будут уменьшаться, а Эпдг — увели-
чиваться, что и предопределит наличие (*Эп)т1п (рис. 122). При обычной
методике теплового расчета радиаторов величины оптимальной скорости
воздуха в радиаторах магистральных тепловозов получаются небольшими,
что соответствует значительным размерам фронта радиатора. Радиаторы
с такими оптимальными размерами теплопере-
дающих поверхностей, по компоновочным сооб-
ражениям, часто не удается разместить на
проектируемом тепловозе. Однако, учитывая,
что кривая Эп (ивз) вблизи точки, соответст-
вующей ^ВЗОпт имеет достаточно пологий вид,
можно при проектировании выбрать значение
ивз > ивз опт» при котором величина Э'п не очень
отличается от Эпопт-
Отметим, что существует принципиальная
возможность аналитического решения задачи
определения Эп0Пт традиционными методами,
т. е. приравниванием первой производной от
Рис. 122. К определению экономической (оптимальной)
скорости воздуха в радиаторе
239
Эп по одному из аргументов и последующим исследованием полученного
выражения на наличие минимума. Трудности заключаются в том, что в
общем случае величина Эд является функцией нескольких независимых
переменных, носящих характер случайных функций или величин.
Сделана попытка определения [48] оптимальных параметров охлаждаю-
щего устройства тепловозов с использованием приближенного уравнения
вида (61) при условии постоянства тепловой нагрузки холодильника и тем-
пературы окружающей среды.
Традиционная методика определения параметров системы охлаждения
исходит из постоянства тепловой нагрузки холодильника (при номинальном
режиме работы) и температуры окружающей среды (как правило — макси-
мальной летней температуры в районах эксплуатации тепловозов). Однако
фактически тепловозы работают большую часть времени при режимах ча-
стичных нагрузок, меняющихся в широких пределах от режима холостого
хода до номинального режима, и при различных температурах окружающего
воздуха (сезонные и суточные колебания), диапазон изменения которых для
отдельных районов СССР достигает 100° С (от —60 до +40° С). Следова-
тельно, теплообменники системы охлаждения, рассчитанные на наиболее
трудные условия работы (номинальная нагрузка при максимальной летней
температуре наружного воздуха), подавляющую часть времени работают
с неполной нагрузкой.
При появлении на современных тепловозах систем охлаждения с авто-
матическим регулированием их работы возникла необходимость разработки
методики определения оптимальных размеров теплопередающих поверхно-
стей теплообменников, учитывающих переменность режимов их работы.
Однако из первых попыток создания методики оптимизации величины
теплопередающей поверхности тепловозного радиатора с приближенным
учетом изменяемости его тепловых нагрузок и температуры окружающего
воздуха описана в литературе [43]. Учет значительной изменяемости режи-
мов дизеля и температур наружного воздуха сводится к определению неко-
торых (принимаемых за расчетные) среднеэксплуатационных значений. За
расчетную тепловую нагрузку радиатора принимают нагрузку, равную 2/а
ее величины при номинальном режиме работы дизеля, а за расчетную тем-
пературу наружного воздуха — температуру, равную 12° С. В качестве ис-
ходного принимают уравнение вида (61), параметры которого представ-
ляют в абсолютных величинах. Исследование этого уравнения на минимум
приведенных годовых расходов в зависимости от числа секций заданной
конструкции, выполненное численно-графическим методом, позволяет при-
ближенно определить оптимальное число секций в радиаторе. Эта методика
не учитывает наличия в контуре водомасляного холодильника.
Более уточненная методика расчетного определения при помощи ЭЦВМ
оптимальных величин теплопередающих поверхностей радиатора и включен-
ного в контур водомасляного теплообменника, с учетом переменных тепловых
нагрузок и температуры наружного воздуха, изложена в технической лите-
ратуре [108]. Переменную величину тепловой нагрузки рассматривают как
случайную функцию, а температуру воздуха — как случайную величину
Все методики расчетного определения оптимальных величин теплопере-
дающих поверхностей тепловозных систем охлаждения предусматривают
расчет вентиляторов на максимальную мощность, определяемую при макси-
мальной летней температуре наружного воздуха в районах эксплуатации
проектируемого тепловоза и при тепловых нагрузках, соответствующих
номинальному режиму работы дизеля.
Глава X
ПРИВОД ВЕНТИЛЯТОРОВ ТЕПЛОВОЗНОГО ХОЛОДИЛЬНИКА.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ । ЖИДКОСТЕЙ
В СИСТЕМЕ ОХЛАЖДЕНИЯ ДИЗЕЛЯ
§ 35. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К САР ТЕМПЕРАТУРНОГО РЕЖИМА.
[КЛАССИФИКАЦИЯ ПРИВОДОВ ВЕНТИЛЯТОРОВ, ИХ КОНСТРУКЦИИ
И ХАРАКТЕРИСТИКИ
Основные требования к САР температурного режима. Все современные
тепловозы, как правило, оборудуют системами автоматического регулиро-
вания температурного режима дизеля (САРТ). Автоматическое регулирова-
ние системы охлаждения, кроме чисто экономического эффекта, в значитель-
ной степени облегчает управление тепловозом и повышает безопасность дви-
жения. К САР температурного режима предъявляют следующие требования.
В соответствии с ГОСТ 12709—67 должно обеспечиваться поддержание
регулируемого параметра (температуры охлаждающей жидкости) в зоне
неравномерности, не превышающей 12° С при изменении нагрузки от 25 до
100% и температуре наружного воздуха от 5 до 35° С. В переходных режимах
при увеличении и уменьшении нагрузки от соответствующей режиму холо-
стого хода до равной 100% и снова до соответствующей режиму холостого
хода, величина заброса регулируемого параметра не должна превышать 6° С.
Процесс регулирования должен быть оптимальным и обеспечивать до-
статочно быстрое затухание колебаний температуры. Желательно, чтобы си-
стема имела апериодическую динамическую характеристику, а продолжи-
тельность переходного процесса была как можно меньше.
Применяемые в САР терморегуляторы должны иметь простую, надеж-
ную и недорогую конструкцию, позволяющую быстро заменять их при ре-
монте, переходить на ручное управление в случае выхода терморегулятора
из строя и изменять пределы регулирования благодаря применению удоб-
ного органа настройки. Таким образом, с учетом требований эксплуатации,
в САРТ дизеля должны находить широкое применение наиболее простые
в конструктивном отношении автоматические регуляторы прямого действия
178].
Система регулирования должна быть устойчивой к толчкам и вибрациям,
возникающим при движении тепловозов. Надежность САР в целом необхо-
димо обеспечивать, применяя машины, аппараты и приборы отработанных
конструкций, допускающих длительную эксплуатацию без существенных
износов.
САР не должна быть дорогой в изготовлении и эксплуатации. Снижения
ее стоимости следует добиваться, применяя минимальное количество одно-
типных машин и аппаратуры небольшой стоимости при высокой степени их
надежности в эксплуатации.
Классификация приводов вентиляторов. Привод вентилятора, являю-
щийся исполнительным звеном (элементом) САРТ, должен иметь простую
конструкцию, достаточную надежность, максимально возможный к. п. д.,
16 П/р. Панова 241
Рис. 123. Классификация основных систем регулирования температурного режима охлажда-
ющих устройств тепловозов
простую и надежную систему регулирования, обеспечивающую необходимое
быстродействие, минимальные вес и габаритные размеры и удобную ком-
поновку на тепловозе. Кроме того, привод вентилятора не должен создавать
недопустимых вибраций и шума.
В настоящее время в СССР и за рубежом построены тепловозы с приво-
дами вентиляторов самых различных типов, конструкций и систем регули-
рования температурного режима двигателя. Классификация основных си-
стем регулирования температурного режима охлаждающих устройств тепло-
возов приведена на рис. 123.
Механический нерегулируемый привод применен на многих маневровых
тепловозах, например на тепловозе ТЭ1. Вентилятор получает вращение от
дизеля тепловоза при помощи клиноременной передачи. Включают и выклю-
чают вентилятор вручную — рукояткой, воздействующей на фрикционную
муфту. Эта простая небольшого веса конструкция имеет существенный недо-
статок — нельзя регулировать скорость вентиляторного колеса в зависимости
от режима работы холодильника. Этот недостаток, мало ощутимый на манев-
ровом тепловозе мощностью 1000 л. с., становится существенным для маги-
стральных тепловозов большой мощности.
Механический привод с ограниченным регулированием, работающий по
принципу включено—выключено, называют релейным. В процессе совер-
шенствования механического нерегулируемого привода в его конструкцию
стали вводить фрикционные, электромагнитные и другие типы муфт, управ-
ляемых при помощи термореле и вручную.
Привод вентилятора на тепловозе ТЭЗ (рис. 124) имеет две скорости:
1020 (зимний режим) и 1380 об/мин (летний режим). Потребляемая мощность
в летнем режиме составляет 80 л. с., в зимнем — менее 40 л. с. Переключе-
ние режимов — ручное, гидромеханическим редуктором 2. Фрикционные
242
Рис. 124. Привод вентилятора холодильника тепловоза ТЭЗ:
1 и 4 — промежуточные валы; 2 — гидромеханический редуктор; 3 — опора подшипника; 5 — редук-
тор; 6 — муфта; 7 — воздушный цилиндр; 8 — карданный вал; 9 — колесо вентилятора
Рис. 125. Привод вентиляторов холодильника тепловоза ТЭ10:
/ — вентилятор дополнительного холодильника; 2 — вентилятор главного холодильника; 3 — редук-
тор; 4 и 5 — электромагнитные порошковые муфты, соответственно левая и правая
16*
Рис. 126. Электромагнитная порошковая
муфта:
1 и 2 — диски ведущей части муфты; 3 — электро-
магнита ая катушка; 4 — кольцо ведомой части
|муфты
муфты 6, аналогичные устанавливае-
мым на автомобилях, включают вруч-
ную или при помощи электропнев-
матического механизма с пульта
машиниста.
Основной недостаток привода —
значительный перерасход энергии на
охлаждение, обусловленный перио-
дическим включением вентилятора
(релейная работа). Это отрицательно
сказывается также на прочности и
надежности дизелями секций холо-
дильника в связи с колебательным
характером возникающих в них тер-
мических напряжений. Кроме того,
такая конструкция привода ухуд-
шает компоновку тепловоза, так как
вертикальный вал вентилятора за-
громождает проход по шахте холо-
дильника. Большое количество вра-
щающихся деталей, закрепленных на кузове тепловоза, способствует
усилению вибраций и шума. Диски фрикционной муфты, конические
шестерни редуктора и т. д. быстро изнашиваются, нарушая работу привода.
Затраты на ремонт значительны. К. п. д. привода при номинальном режиме
равен 0,92—0,93.
Ручное управление вентилятором не только снижает экономичность и
моторесурс дизеля, но и усложняет работу машиниста, который за поездку
включает и выключает вентилятор в среднем 40—60 раз, что приводит к пре-
ждевременному износу дисков муфты сцепления.
Для устранения отмеченных недостатков по предложению ВНИТИ на
многих тепловозах внедрено термореле ТПД-4П для автоматического управ-
ления работой холодильника. Реле имеет четыре предела регулирования:
при достижении нижнего предела температуры открываются жалюзи холо-
дильника; включается вентилятор; при достижении третьего предела темпе-
ратуры срабатывает предупредительная сигнализация; при достижении четвер-
того предела температуры отключается нагрузка.
Привод с электромагнитной порошковой муфтой (ЭПМ) применен на
тепловозе ТЭ10. На горизонтальном валу редуктора 3 (рис. 125) установ-
лены две ЭПМ — правая 5 и левая 4. При включении правой ЭПМ и частоте
вращения коленчатого вала дизеля 850 об/мин вентилятор делает
980 об/мин и потребляет около 62 л. с. При включении левой ЭПМ (правая
выключается) частота вращения вентилятора равна 1255 об/мин, а потреб-
ляемая мощность 130 л. с.
Слой порошка карбонильного железа, находящийся в зазоре, равном
1 мм, между цилиндрическими поверхностями дисков 1 и 2 (рис. 126) ведущей
и кольцом 4 ведомой частей муфты, при пропускании через катушку 3 элек-
трического тока сцепляет ведущие и ведомые части.
244
Применение ЭПМ обеспечивает плавное нарастание частоты вращения
:;итилятора. В ней нет изнашивающихся дисков фрикционной муфты.
1 днако ЭПМ позволяет реализовать только одну частоту вращения вентиля-
т:ра. Для изменения частоты вращения необходимо устанавливать несколько
: 'фт. В приводе вентилятора тепловоза ТЭ10 две ЭПМ и довольно сложный
дуктор. Здесь сохранились основные недостатки привода тепловоза ТЭЗ,
этя и возможно автоматическое переключение с летнего режима на зимний,
правление ЭПМ и жалюзи холодильника осуществлено двумя термореле
7ПД-4П, двумя реле управления, реле времени и четырьмя электропневма-
тхческими вентилями ВВ-3.
Испытания САРТ тепловоза ТЭ10, проведенные ЦНИИ МПС при темпе-
: атуре наружного воздуха 25—35° С, показали, что эта система обеспечи-
зает точность поддержания температуры охлаждающих жидкостей, равную
)—12° С, но характеризуется непрерывными колебаниями температуры
з пределах поддерживаемого интервала.
Автоматические системы регулирования температуры дизеля. Основные
принципиальные различия в устройствах автоматического регулиро-
вания температуры систем охлаждения дизелей определяются выбором по-
тока, подлежащего регулированию (жидкостный, воздушный) и способом
изменения его расхода (перепуск, дросселирование, регулирование частоты
зращения вентилятора или насоса).
Регулирование перепуском жидкости. На тепловозах фирмы Дженерал
Электрик (США) U25B мощностью 2500 л. с. расход воздуха через секции
холодильника постоянен, а расход воды регулируется термостатическими
клапанами. Фирма считает, что этот способ регулирования и стоимость рас-
ходуемого топлива при непрерывно работающем вентиляторе меньше стои-
мости ремонта и простоев, неизбежных в случае применение любого способа
регулирования частоты вращения вентилятора. Однако такая точка зрения
ошибочна. Экономия топлива, которая может быть получена в результате
регулирования частоты вращения вентилятора холодильника, значительно
превышает затраты на ремонт тепловоза, что предопределяет недостаточную
экономическую эффективность САРТ при помощи перепуска жидкости.
На чехословацких маневровых тепловозах ЧМЭ2 температуру воды,
охлаждающей дизель, также регулируют перепуском. Однако в связи с не-
экономичностью эта система регулирования не получила значительного рас-
пространения на тепловозах.
Регулирование перепуском воды и изменением расхода воздуха. Комбини-
рованную систему регулирования, разработанйую американской фирмой
Хонивелл, используют на тепловозах фирмы Алко. В ней применено
плавное управление приводом жалюзи и применены двухскоростной вентиля-
тор и байпасный перепускной клапан. Сжатый воздух из главного резер-
вуара 1 (рис. 127) проходит через фильтр 2 с отстойником, а затем через ре-
дукционный клапан 5, понижающий давление с 9,8 до 1,2 кгс/см2. Клапан 5,
отрегулированный на давление 1,33 кгс/см2, является предохранительным.
Термоклапан 10 регулирует давление воздуха в отводной магистрали.
Воздух из термостата поступает к пневматическим реле цилиндров 14
(реле плавно открывают или закрывают жалюзи), к двум электропневмати-
ческим реле 7 и к перепускному клапану 12. В цилиндры 14 привода жалюзи
воздух поступает из главного резервуара. Когда температура воды дизеля 11
увеличивается, перепускной клапан 12 направляет воду в холодильник,
а одно из реле 7 включает вентилятор на малую скорость. Жалюзи при этом
частично открыты. При увеличении температуры воды реле включает венти-
245
Рис. 127. Система регулирования температуры двигателя на тепловозе фирмы Алко (США):
1 — главный резервуар; 2 и 6 — фильтры; 3 — редукционный клапан; 4 — манометр; 5 — предохрани»
тельный клапан; 7 — электропневматические реле; 8 — сигнальное реле; 9 — тройник; 10 — термо-
клапан; 11 — двигатель; 12 — перепускной клапан; 13 — водяной трубопровод; 14 — цилиндры при-
вода жалюзи с пневматическим реле
лятор на вторую скорость, а жалюзи открываются полностью. Если темпе-
ратура воды превысит допустимое значение, то включается сигнальное реле 8,
после чего с двигателя снимается нагрузка.
Система фирмы Хонивелл обладает несомненными преимуществами по
сравнению с САРТ тепловозов U25B фирмы Дженерал Электрик. Вентиля-
тор имеет двухскоростной режим, а жалюзи холодильника можно плавно
открывать и закрывать.
Регулирование изменением расхода воздуха. Режим охлаждения тепловоз-
ного дизеля можно поддерживать в диапазоне заданных температур измене-
нием расхода воздуха, проходящего через секции холодильника, в результате
регулирования сопротивления воздушного тракта при помощи створок жа-
люзи, угла установки лопаток вентиляторного колеса и частоты вращения
вентилятора. Возможны сочетания указанных способов регулирования.
Регулирование створками жалюзи применяют, например, на американ-
ских тепловозах «Сенчури» фирмы Алко (серии 428,430, 623 и 630). Плавное
(многопозиционное) открытие и закрытие створок перед фронтом секций холо-
дильника осуществляют при помощи поршневого привода с пневматическим
реле.
Регулирование положением створок жалюзи малоэкономично и не
всегда оправдывает затраты на соответствующие устройства. Это было под-
тверждено во ВНИТИ на одном из опытных тепловозов ТЭЗ. Если регули-
рование створками жалюзи заменить, например, регулированием частоты
вращения вала вентилятора, то экономия значительно возрастает, так как
при уменьшении частоты вращения вала вентилятора, например, в 2 раза
затрата мощности снижается почти в 8 раз.
Регулирование угла установки лопаток вентилятора целесообразно
рассмотреть на примере конструкций, созданных Коломенским заводом
и ВНИТИ. Вентилятор с поворотными лопатками, примененный на газо-
246
турбовозах Г1 имеет механический привод. Водило 4 вентилятора
(рис. 128) вращается вместе со втулкой 2, а также перемещается вертикально
при помощи рычажной передачи, связанной с терморегулятором. Лопатки 1
и водило 4 соединены тягами 3. Подшипники водила и лопаток смазываются
консистентной смазкой.
Поворот лопаток вентилятора происходит под действием терморегуля-
тора с гидроусилителем (рис. 129). При температуре масла 56—60° С напол-
нитель термопатрона 2, обтекаемого маслом и помещенного в баллоне 1, пре-
одолевает усилие пружины 3 и перемещает вверх шток 4 с золотником 5.
Масло под давлением 5 кгс/см2 поступает в среднюю полость золотника и по
открывшемуся верхнему каналу проходит под поршень 9, поднимая его.
Из полости над поршнем масло сливается в бак. Этот процесс происходит
до тех пор, пока кромки втулки 6, перемещаемой рычагом обратной связи 7
при движении поршня 9 вверх, не совместятся с кромками золотника 5.
В зависимости от температуры масла золотник 5 установится в опре-
деленное положение и вызовет перемещение втулки 6 до совпадения их кро-
мок. Следствием этого непрерывного процесса будет плавное перемещение
поршня 9, управляющего поворотом лопаток колеса. При температуре масла
80—82° С поршень поднимается в крайнее верхнее положение, что соответ-
ствует максимальному углу установки лопаток.
ВНИТИ разработал и испытал на тепловозе ТЭЗ вентилятор с поворот-
ными лопатками другой конструкции (рис. 130). В коке вентилятора распо-
ложен пневматический сервопривод, действующий следующим образом.
Рис. 128. Вентилятор с поюротными лопатками, примененный на газотурбовозе ГГ(Коломен-
ский завод):
1 — лопатка в сборе; 2 — втулка; 3 — тяга; 4 — водило: 5 — палец; 6 — кожух; 7 — ось с подшип-
никами; 8 — рычаг
247
Рис. 129. Терморегулятор с гидроусилителем:
1 — баллон; 2 — термопатрон; 3 — пружина; 4 — шток; 5 — золотник; 6 — втулка; 7 — рычаг обрат-
ной связи; 8 — шток привода механизма поворота лопаток; 9 — поршень
Сжатый воздух от терморегулятора подводится в полость между диафрагмой 1
и корпусом 9. При повышении давления воздуха диафрагма 1 прогибается,
ползун 2, преодолевая усилие пружины 8, перемещается вниз и поворачи-
вает лопатки 3 на меньший угол. При снижении давления пружина переме-
щает ползун вверх, увеличивая угол наклона лопаток. При отсутствии давле-
ния воздуха над диафрагмой. угол наклона лопаток будет максимальным.
Давление воздуха, поступающего от терморегулятора, составляет 0,2—
0,8 кгс/см2, а угол наклона лопаток изменяется от 26 до —1°.
Работой сервопривода вентилятора управляет терморегулятор давле-
ния воздуха (ТРД), обладающий малой инерционностью (постоянная времени
составляет 20—25 с), чем он выгодно отличается от других аналогичных кон-
струкций.
После опытной проверки пневматической системы САРТ ВНИТИ с по-
воротно-лопастным вентилятором холодильника на двух тепловозах ТЭЗ
с раздельным холодильником этой системой был оборудован третий опытный
тепловоз (рис. 131). При повышении температуры масла на выходе из дизеля
терморегулятор 4 (ТРД-2) пропорционально снижает давление воздуха на
248
выходе. Терморегулятор 4 соединен с надмембранной полостью усилителя 8
расхода воздуха, соединенного с наддиафрагменной полостью вентилятора 1
и реле давления 7. В результате снижения давления реле 7 размыкающим
контактом замыкает цепь питания электропневматического вентиля 3, кото-
рый сообщает с воздушной магистралью цилиндр привода жалюзи 2 перед
секциями охлаждения масла, и жалюзи открываются. При дальнейшем повы-
шении температуры масла увеличивается угол установки лопастей вентиля-
тора и его производительность.
Если температура воды превысит нижний предел регулирования, то
давление воздуха на выходе из терморегулятора 5 (ТРД-3) и усилителя 6
повысится, поршень цилиндра 11, перемещаясь вверх, будет действовать на
привод жалюзи 12 водяного холодильника, которые откроются. Усилители 6
и 8 расхода воздуха, применяемые в обоих контурах, предназначены для
повышения быстродействия системы и компенсации утечек воздуха.
Испытания САРТ показали, что она работала устойчиво и обеспечивала
поддержание температуры воды и масла в зоне неравномерности, не превы-
шающей 5—6° С. Переходные процессы в САРТ при увеличении мощности во
время перехода со 2-й позиции контроллера на 16-ю позицию имели апериоди-
ческий характер, а при снятии нагрузки (по тем же позициям) носили харак-
тер затухающих колебаний [132].
В такой САРТ с поворотно-лопастной конструкцией вентилятора при
равенстве нулю угла установки (атаки) лопаток вентилятора на его привод
продолжает расходоваться до 16% номинальной мощности. Во избежание
этих потерь в конструкции привода необходимо предусматривать муфту,
включающуюся незадолго до начала работы механизма поворота лопаток и
выключающуюся сразу же, как только минует надобность в подаче воздуха.
Достоинствами рассмотренного привода являются высокая экономичность
и хорошие динамические качества САРТ. К недостаткам следует отнести слож-
ность конструкции вентиляторного колеса и наличие прямой механической
связи между дизелем и вентилятором (при помощи фрикционной муфты).
Для исключения вредных крутильных колебаний необходимо применение
демпфирующих устройств.
700
Рис. 130. Вентилятор с поворотными лопатками ВНИТИ:
/ диафрагма; 2 » ползун; 3 — лопатка; 4 — втулка; 5 — ось с шариками; 6 — ступица; 7 — вал;
8 — пружина; 9 — корпус
249
Рис. 131. Принципиальная схема САРТ, установленной на тепловозе ТЭЗ:
/ — вентилятор; 2 и 12 — жалюзи системы охлаждения соответственно масла и воды; 3, 9 и 10 — элек-
тропневматические вентили; 4 — терморегулятор ТРД-2; 5 — терморегулятор ТРД-3; 6 и 8 —
пневмоусилители; 7 — реле давления; 11 — цилиндр привода жалюзи
Регулирование изменением скорости вращения вентиляторов. Меха-
нический регулируемый привод. Привод с гидродинамической муфтой имеет
гидромуфту в качестве регулируемого звена привода вентиляторов холодиль-
ника (тепловозы 2ТЭ10Л и М62, часть тепловозов ТГ102). Параметры гидро-
муфт, использованных на тепловозах 2ТЭ10Л и М62, следующие:
2ТЭ10Л М62
Частота вращения ведущего вала, об/мин 2470 2010
Частота вращения вентилятора, об/мин 1160 1395
Передаточное отношение конической пары 2,09 1,38
Давление в питающей магистрали,
кгс/см2.............................. 0,3—1,2 0,3-1,2
Глубина регулирования, %................... 83 92
Вес гидромуфты, кгс....................... 510 505
За рубежом большое распространение получили гидромуфты фирмы
Фойт, которыми оборудованы приводы вентиляторов холодильника на мно-
гих тепловозах ФРГ, некоторых тепловозах французских национальных
дорог и др.
В лаборатории гидропередач ЦНИИ МПС была построена и испытана
гидромуфта с переменным наполнением, которая послужила прототипом
для муфт привода вентилятора холодильника тепловозов ТЭЗ (опытный),
2ТЭ10Л и М62 (серийного производства) [98]. Конструкция муфты приве-
дена на рис. 132. Колесо 1 насоса получает вращение от дизеля и сообщает
маслу энергию, передаваемую колесу 2 турбины. Последнее механически
связано с вентилятором холодильника. Наполнение гидромуфты регулируют
черпачковой трубкой 3, положение которой изменяют при помощи переста-
новочной гильзы 9 с приваренным к ней сектором 8. Гильза 9 повертывается
при перемещении штоков 6 и 7. Масло по трубе 5 поступает в рабочую
полость муфты. Через зазор между колесами масло попадает в полость В,
250
Рис. 132. Гидромуфта переменного наполнения:
1 — колесо насоса; 2 — колесо турбины; 3 — черпачковая трубка; 4 — трубки; 5 — труба; 6 и 7 —
штоки; 8 — сектор; 9 — перестановочная гильза; В и Г — полости гидромуфты
251
откуда по трем небольшим трубкам 4 поступает в полость Г. Отсюда масло,
благодаря скоростному напору, отводится черпачковой трубкой 3 в систему
слива. Уровень масла в полости гидромуфты зависит от радиуса установки
черпачковой трубки. Чем дальше от оси вращения она установлена, тем
меньше масла остается в гидромуфте и тем с большим скольжением работает
последняя, и наоборот. При установившемся режиме расход масла через чер-
пачковую трубку равен его поступлению из системы питания.
Современные гидромуфты имеют высокий к. п. д. т]м = 0,96ч-0,98.
Вследствие отсутствия в муфте направляющего аппарата, момент на колесе
насоса равен моменту на турбинном колесе, т. е. М„ = Л4Т и к. п. д. муфты
_ Мтпт _ ят .
м МнПц Ян ’
где ит — частота вращения колеса турбины; пн — частота вращения колеса
насоса; i — передаточное отношение.
Величину 1 — т]м = — s называют скольжением.
Внешняя характеристика гидромуфты М (i) при полном ее заполнении
может быть рассчитана по методике, изложенной в технической литературе
[154 и др.]. Точно рассчитать внешние характеристики гидромуфты при ее
частичном заполнении не представляется возможным, поэтому на практике
их чаще всего рассчитывают по формулам подобия. В настоящее время
имеется несколько достаточно хорошо отработанных и всесторонне испытан-
ных образцов гидромуфт, которые можно принять за модели (их параметры
имеют индекс «мод») при проектировании новых гидромуфт (параметры с ин-
дексом «нов»). Пересчет размеров ведут по формуле
Ммод___________________________ УмодИмодОмод
Л4нов УновЯновОнов
Из уравнения (62) ясно, что = const = Хм, откуда
М = %Myn2D8, (63)
где Хм — коэффициент гидравлического момента, с2/м; у — удельный вес
рабочей жидкости, кгс/м8; D — активный диаметр гидромуфты, м.
Чаще всего харак-
теристики гидромуфт
приводят в безразмер-
ных координатах i — Хм.
По такой характерис-
тике и формуле (63)
можно, зная передавае-
мый
муфтой момент и ее
передаточное отноше-
ние, определить актив-
ный диаметр муфты.
Рассматривая внешнюю
и регулировочную ха-
(62)
проектируемой
Рис. 133. Внешняя и регу-
лировочные характеристики
гидромуфты
252
рактеристики гидромуфты при различном заполнении (рис. 133), убеж-
даемся, что в интервале определенных передаточных отношений харак-
теристики имеют разрыв или интенсивное повышение жесткости. В указан-
ной зоне гидромуфты работают неустойчиво, с резкими толчками и неза-
тухающими колебаниями передаваемого момента и частоты вращения ведо-
мых валов (область неустойчивой работы заштрихована). Поэтому кривая
момента Мв вентилятора должна быть расположена ниже зоны неустой-
чивой работы гидромуфты.
При проектировании привода с регулируемой гидромуфтой в первую оче-
редь необходимо исследовать и обеспечить требуемую глубину регулирова-
ния по частоте вращения приводимого объекта (вентилятора, насоса и т. д.),
которая выражается отношением nTmln/nTmax, где итш1п и птшах — соответ-
ственно минимальная и максимальная частоты вращения турбинного колеса
при постоянной частоте вращения насосного. Часть безразмерных характе-
ристик бесторовой гидромуфты, расположенных ниже области неустойчи-
вой работы, с нанесенными на них нагрузочными кривыми 1—5 одного и
того же вентилятора [184] приведена на рис. 134. Как видим, при работе
муфты в номинальном режиме со скольжением $ = 2% (кривая /) обеспечи-
ваемая глубина регулирования («ттт/^гшах) = (0,7/0,98) = 0,715 при
диаметре гидромуфты 320 мм, наполнении 0,19 и к. п. д. 0,98. При скольже-
нии s = 10% и том же режиме глубина рагулирования была бы 0,31, диаметр
гидромуфты 218 мм и к. п. д. 0,90. Однако в этом случае нагрузочная кри-
вая 5 проходит по границе области неустойчивой работы гидромуфты, что
нежелательно.
Таким образом, расчетное скольжение муфты при работе привода в номи-
нальном режиме следует выбирать между кривыми 1 и 5 в зависимости от
253
требуемой глубины регулирования. Последняя может быть определена пост-
роением статических характеристик (рис. 134, б) охлаждающего устройства,
представляющих собой зависимости 1—9 температуры воды на выходе из
дизеля от частоты вращения вентилятора при номинальной мощности дизеля
и температурах наружного воздуха 40ч—40° С. На указанные кривые на-
несена характеристика 10 неравномерности регулирования температуры воды.
Точки пересечения указанных характеристик позволят определить минималь-
ную и номинальную частоту вращения вала вентилятора и, следовательно,
требуемую глубину регулирования.
При расчете характеристик гидромуфт привода вентилятора и определе-
нии наиболее экономичных условий их работы следует иметь в виду, что
охлаждающее устройство тепловоза работает при температуре наружного
воздуха 40° С не более 8—10% общего времени эксплуатации. Это значение
относится к тепловозам, работающим в районах с высокими летними темпе-
ратурами (Средняя Азия, Казахстан и др.). Кроме этого, в режиме 100%-й
мощности тепловозный дизель работает только 10—15% времени. Поэтому
следует стремиться к увеличению глубины регулирования гидромуфты, даже
если придется несколько поступиться экономичностью привода из-за неко-
торого увеличения скольжения гидромуфты при расчетном режиме. Если,
например, к. п. д. привода вентилятора в номинальном режиме снизится
с 98 до 92,5%, а глубина регулирования гидромуфты увеличится при этом
в 2 раза, то должна быть принята вторая характеристика гидромуфты,
как более экономичная.
Мощность (л. с.), бесполезно расходуемая в гидромуфте привода вен-
тилятора,
Na=N№(i*-i3), (64)
где Na — расчетная мощность на насосном валу гидромуфты при его номи-
нальной частоте вращения.
Анализируя формулу (64), заключаем, что максимальные потери (выде-
2
ление теплоты) будут иметь место при i — -§• Подставляя это значение в зави-
симость (64), получим
Лептах = [(А)2 - = 0,148Мн.
Учитывая, что 1 л. с. эквивалентна 10,5 ккал/мин, максимальное выде-
ление теплоты (ккал/мин) в масло
<2тах=10,5Мп=1,56Мн.
Чтобы обеспечить соответствующий отвод теплоты от муфты, через нее
необходимо прокачать объем (м3/мин) масла
_ 1,56УН
Цпах— рСрд, >
где р — плотность масла, кг/м8; ср — удельная теплоемкость масла,
ккал/(кг ° С); Д/—перепад температур масла в муфте, °C (можно при-
нять Д/ = 10° С).
Масляная система гидромуфты включается обычно в общую систему
•смазки дизеля, что наиболее эффективно, так как не требуются специальные
254
охладители для масла гидромуфты. При совместной работе гидромуфты
г вентилятором холодильника к. п. д. привода
Чобщ — 'ПмехЛ гЛсЛв»
где Ямех — механический к. п. д., учитывающий трение в подшипниках,
в редукторе и сопротивление черпачковой трубки (можно принять г|мех =
= 0,95); т]г—гидравлический к. п. д., соответствующий скольжению
гидромуфты (можно принять Лгmax = 0,96); t]c—к. п. д., учитывающий
затраты на самообслуживание гидромуфты, которые составляют 0,5—1%
номинальной мощности; т]в — вентиляционный к. п. д., принимаемый рав-
ным 0,99.
Максимальное значение потерь в приводе равно 20,2% при относитель-
ной частоте вращения вала вентилятора пе — 0,74 (рис. 135).
В процессе работы гидромуфты на тепловозе 2ТЭ10Л при почти полном
отсутствии жидкости в круге циркуляции и частоте вращения колеса насоса
1160—2465 об/мин колесо турбины провертывается с частотой 200—
400 об/мин, обусловленной наличием воздуха и небольшого количества масла
в круге циркуляции. Это вызывает переохлаждение воды и масла дизеля и
приводит к бесполезному расходу мощности в гидроприводе до 14 л. с. Устра-
нить полностью отмеченный недостаток и осуществить полную остановку
вентиляторного колеса не представляется возможным. Однако включением
в систему питания запорного клапана, как это сделано сейчас на тепловозах
2ТЭ10Л, можно снизить бесполезный расход мощности в среднем на 40—50%.
Во время испытаний тепловоза М62, при температуре наружного воздуха,
равной нулю, колебание температур воды и масла составило 6—7° С при быст-
ром переходе с 9-й позиции контроллера на 15-ю и обратно.
Таким образом, несмотря на многие безусловно положительные каче-
ства САРТ ЦНИИ, установленной на тепловозах 2ТЭ10Л и М62, необходима
специальная настройка многочисленных ее элементов для исключения пере-
регулирования и автоколебаний при определенных температурах наружного
воздуха (в основном отрицательных).
Применение гидромуфты на тепловозах 2ТЭ10Л и М62 повысило эконо-
мичность привода вентиляторов и автоматизировало процесс управления,
однако не устранило недостатки в компоновке холодильников. Проходы
в шахтах холодильника,как и на тепловозах ТЭЗ, остались занятыми валопро-
водами и редукторами, мешающими бригаде свободно двигаться.
255
Рис. 136. Компоновка вентиляторов’ с Тгидромуфтами на тепловозе ВВ69000 мощностью
4200—4800 л. с.:
1 — гидравлическая передача; 2_— карданный вал; 3 — вентиляторы
Хорошо скомпонован привод вентилятора холодильника с гидродинами-
ческой муфтой на тепловозах с гидравлической тяговой передачей, где секции
холодильника размещены над коробкой гидравлической передачи как это вы-
полнено на тепловозах ТГ102 и тепловозах 218 (ФРГ) мощностью 2500 л. с.
с охлаждающим устройством фирмы Фойт. На французском тепловозе ВВ69000
мощностью 4200—4800 л. с. с двумя силовыми установками блок холодиль-
ника с двумя вентиляторами также расположен над коробкой гидравличес-
кой передачи (рис. 136). Конструкция компактна, не загромождает проходов
и не усложняет обслуживания. Гидромуфта фирмы Фойт выполнена за одно
целое с колесом вентилятора. Термоэлемент регулятора помещен в поток
охлаждаемой воды. При расширении чувствительного вещества термоэлемента
перемещается клапан, открывающий доступ сжатому воздуху к управляю-
щему золотнику-клапану, переставляющему гильзы черпачковых трубок.
Система регулирования (по данным фирмы Крезо) поддерживает регулируе-
мую температуру воды с погрешностью =±=3° С.
Привод с электромагнитной муфтой скольжения (ЭМС) использован на
тепловозах Алко DL500 (США), построенных для Индии, и на французских
тепловозах фирмы Алстом для регулирования частот вращения валов венти-
ляторов. Диски 1 и 2 (рис. 137) ведущей части муфты на тепловозах Алко
закреплены на валопроводе 3, связанном с дизелем. При прохождении тока
по катушке 4 ведущие диски становятся полюсами электромагнита. При вра-
щении ведущей части в ведомой части 5 возникают вихревые токи. Послед-
ние взаимодействуют с магнитным потоком, создаваемым ведущими дисками.
В результате взаимодействия возникает крутящий момент, передаваемый
вентилятору холодильника.
Обмотку возбуждения ЭМС непосредственно подключают к сети посто-
янного тока или через выпрямитель к сети переменного тока. Ток возбужде-
256
ния регулируют изменением сопротивления в цепи обмотки возбуждения
в зависимости от температуры воды (или масла) дизеля. Аналогичная кон-
струкция привода применена фирмой Алко на тепловозах «Сенчури» 628,
а также на тепловозах СС70000 и СС72000 французских национальных жел.
дор. (корпус вентилятора выполнен за одно целое с ЭМС фирмы Алстом).
Примененные в приводе вентилятора холодильника ЭМС имеют высокий
к. п. д. и могут успешно конкурировать с гидродинамическими муфтами.
Электрический регулируемый привод. В последнее время в СССР и за
рубежом (США, Англия, Франция, Швеция и др.) получил распространение
электрический привод вентиляторов холодильника. Он обладает многими
положительными качествами: значительным сроком службы и большой надеж-
ностью электрических машин; удобством компоновки и монтажа электрообо-
рудования на тепловозе; возможностью регулирования частоты вращения;
простотой обслуживания и ремонта; малым износом деталей привода.
Электропривод постоянного тока на отечественных тепловозах, пост-
роенных до 1941 г., был использован только как привод вентилятора холо-
дильника тепловоза О-Эл-6. На маневровых тепловозах ТГМЗА вентилятор
приводился электродвигателем П-72, получающим питание от генератора
ВТ275/120. Были предусмотрены летний и зимний режимы работы. Электро-
привод на этом тепловозе имел значительную массу (630 кг).
На тепловозе ТЭ50 два вентиляторных колеса диаметром 1600 мм вра-
щаются электродвигателями постоянного тока ДК-305А мощностью 59 л. с.
Двигатели получают питание от генератора ВГТ 49/14А мощностью 160 кВт.
Предусмотрены летний и зимний режимы работы и автоматическое управление
электродвигателями. В связи с большим весом электропривода вентиляторов
тепловозов ТЭ50 при переходе на производство тепловозов ТЭП60 отказались
от данного привода и стали использовать гидрообъемный.
Значительно большее распространение электропривод постоянного тока
получил в США и Англии. Регулирование частоты вращения вала вентиля-
тора здесь осуществлено и изменением питающего напряжения и выбором
электрической схемы, т. е. соединением электродвигателей (параллельное
и последовательное) и ослаблением поля. Последнее применено на теплово-
зах фирмы Бритиш-Томсон-Хаустон мощностью 1160 л. с.
Электропривод переменного тока проще, дешевле и надежнее электропри-
вода постоянного тока и поэтому в специальном исполнении как привод
вентиляторов холодильника получил широкое распространение в США на
тепловозах фирмы Дженерал Моторе. Холодильники тепловозов этой фирмы
установлены в крыше и имеют блочную конструкцию, в которой использо-
ваны двигатель-вентиляторы мощностью
18,4 кВт при диаметре вентилятора 1220 мм
и мощностью 8,8 кВт при диаметре венти-
лятора 915 мм. Встроенные в вентилятор-
ные колеса асинхронные электродвигатели
с внешним короткозамкнутым ротором
получают питание от вспомогательного
генератора. На тепловозах DD-40X и
DD-35 мощностью 6600 и 5500 л. с. венти-
Рис. 137. Привод вентилятора с ЭМС на тепло-
возах Алко:
1 и 2 — ведущие диски; 3 — вал дизеля; 4 — катушка;
5 — ведомая часть
17 П/р. Панова
257
ляторы холодильников также приводятся встроенными асинхронными
электродвигателями. Вентиляторы холодильника английского тепловоза
«Кестрел» мощностью 4000 л. с. фирмы Браш имеют также электропривод
переменного тока.
На тепловозах ТЭ109 (в экспортном исполнении — серия 130) и 2ТЭ116
применен асинхронный электропривод вентиляторов. Шахта холодильника
тепловоза ТЭ109 разделена на три отсека, в каждом из которых установлен
восьмилопастной вентилятор УК-2М диаметром 1100 мм. Вентиляторами и
жалюзи управляет четырехпредельное термореле с твердым наполнителем.
Расход воздуха через секции холодильника определяется количеством рабо-
тающих вентиляторов и частотой вращения их валов, которая остается посто-
янной при работе дизеля, соответствующей определенной позиции контрол-
лера.
Жалюзи открываются при температуре воды 75 + 1° С, включение пер-
вого вентилятора происходит при температуре воды 78 4- ГС, второго —
при 82 + Г С и третьего — при 86 + Г С. Отключение вентиляторов и за-
крытие жалюзи происходит при температуре воды на 3—5° С более низкой,
чем температура включения. Максимальная частота вращения вентиляторов
1950—1970 об/мин.
Данная САРТ является релейной трехступенчатой (с учетом работы
жалюзи — четырехступенчатой) и имеет значительную статическую нерав-
номерность (диапазон) регулирования (° С):
6 = п(Д/с,+Д/д)—Д/д,
где п— количество отключаемых вентиляторов холодильника; Д/ст — раз-
ность температур воды при включении и выключении одного вентилятора,,0 С;
Д/д — разность температур воды при включении одного и выключении дру-
гого (соседнего) вентилятора, 0 С; для ТЭ109 п = 3, Д/ст = 4° С, Д/д = 4° С
и 6 = 20° С.
Этому приводу присуща не только значительная неравномерность регу-
лирования. По расчетам [90] при релейном групповом регуляторе темпера-
туры затраты энергии на охлаждение в 3—6 раз больше, чем при непрерыв-
ном групповом регуляторе (с учетом к. п. д. привода и вентилятора). По
оценке ВНИТИ это отношение затрат энергии равно 2,5—3.
Испытания САРТ на тепловозе ТЭ109 показали, что в работе, как правило,
находятся первые два двигатель-вентилятора, которые поэтому и перегру-
жаются. Процесс регулирования температуры имеет колебательный характер,
что свойственно всем релейным системам регулирования. Максимальный
диапазон колебаний температуры воды на выходе из холодильника на 15-й
позиции контроллера достигает 2 Г С. Полная статическая неравномерность
регулятора составляет 16—20° С.
После внесенных Ворошиловградским заводом изменений ВНИТИ испы-
тал тепловозы ТЭ109 и 130, оборудованные коррекцией по нагрузке дизеля —
автоматическим отключением первого двигатель-вентилятора на позициях
контроллера ниже восьмой. На опытном тепловозе ТЭ109 взамен четырех-
предельного термореле в трубопровод воды непосредственно вмонтированы
дифференциальные термореле ДТЭ 0/100 парожидкостного типа со статичес-
кой неравномерностью 3—4° С, что улучшило показатели работы САРТ.
Статическая неравномерность регулирования по воде снизилась до 8—10° С
и по маслу до 6—7° С. Для предотвращения одновременного включения и
выключения двух вентиляторов установлена настройка термореле: открытие
жалюзи при 70 — 0,5° С; включение первого вентилятора при 73 0,5° С,
258
второго при 78 ± 0,5° С, третьего при 83 ± 0,5° С. Указанные изменения
внедрены в серийное производство.
Двигатель-вентилятор (рис. 138) представляет собой асинхронный дви-
гатель с короткозамкнутой обмоткой 4, расположенной в массивном роторе 2.
По наружному диаметру ротора равномерно по окружности приварено восемь
лопастей 9. Колесо вентилятора вместе с ротором закреплено на валу 6 ротора,
вращающемся в подшипниках, установленных во втулке 7 статора. Эта
втулка через основание 5 скреплена с входным коллектором 1. Вал ротора
должен свободно от руки провертываться без заеданий и заклинивания.
Кольцевой зазор между листами 8 статора и изоляцией 3 обмотки ротора дол-
жен быть одинаковым (1 0,05 мм) по всей окружности.
Исходя из условия обеспечения нормального нагрева и достаточной
перегрузочной способности двигатель-вентилятора тепловозного холодиль-
ника, в расчетах необходимо занижать электрические и магнитные нагрузки
по сравнению с обычными асинхронными двигателями такой же мощности.
Полная подводимая мощность (кВт) двигателя вентилятора
р___ Р»
T]COS<f» ’
где Рн — мощность на валу вентилятора, полученная при расчете охлаждаю-
щего устройства, кВт.
Машинная постоянная (см8/Дж)
С -
ь — лКаАВ6 ’
где Ка — коэффициент обмотки, ориентировочно принимаемый равным
0,93; А — линейная нагрузка, которую для асинхронных машин данной мощ-
ности принимают равной 300—370 А/см; В6 — индукция в воздушном зазоре,
Рис. 138. Двигатель-вентилятор тепловоза ТЭ109:
1 — входной коллектор; 2 — ротор; 3 — изоляция ротора; 4 — короткозамкнутая обмотка; 5 — осно-
вание; 6 — вал ротора; 7 — втулка статора; 8 — листы статора; 9 — лопасть с накладкой
17»
259
принимаемая равной (0,76-*-0,9) • 10 4 Вб/см2; для двигатель-вентилятора
тепловоза ТЭ109 принято несколько заниженное значение = 0,65 х
х 10"4 Вб/см2.
Диаметр (см) статора двигатель-вентилятора
где р = (60/7пс) — число пар полюсов; f — частота (для двигатель-вентиля*
тора тепловоза ТЭ109 f = 100 Гц); пс — синхронная частота вращения;
0 = (т/Zf); т — полюсное деление; lt — расчетная длина статора; для первых
двигатель-вентиляторов Ворошиловградского завода р = 1,8.
Наружный диаметр ротора одновременно является диаметром втулки
вентилятора.
На тепловозе ТЭ109 электродвигатели, встроенные во втулки вентиля-
торных колес, получают питание от тягового синхронного генератора. Это
дает выигрыш в весе системы привода примерно на 1200—1300 кг по сравне-
нию с системой, получающей питание от вспомогательного синхронного гене-
ратора 1181]. Недостаток системы с питанием от тягового генератора со-
стоит в том, что напряжение генератора изменяется в широком диапазоне,
например, для 15-й позиции от 560 до 200 В, а это снижает экономические
показатели привода вентиляторов во всем диапазоне регулирования.
Кроме того, при снижении напряжения тягового генератора имеется
зона, где работа асинхронных двигателей может соответствовать нерабочей
части механической характеристики (зона опрокидывания). Для расшире-
ния диапазона напряжения генератора, при котором электродвигатели вен-
тиляторов работают без опрокидывания, применяют переключение обмоток
статора со звезды на треугольник при низких напряжениях тягового генера-
тора. Схема включения асинхронных двигателей при этом значительно услож-
няется и число трехфазных контакторов увеличивается в 3 раза по сравне-
нию с их числом, соответствующим схеме питания от генератора отопления
или вспомогательного генератора.
Известный интерес представляет привод вентиляторов холодильника
тепловоза «Кестрел» мощностью 4000 л. с. фирмы Браш (Англия), построен-
ного в 1967 г. В главном холодильнике установлены вентиляторы диаметром
1016 мм; в дополнительном холодильнике—диаметром 914 мм. Вентиляторы
осевые восьмилопастные приводятся асинхронными электродвигателями
с короткозамкнутыми роторами; максимальная частота вращения валов вен-
тиляторов равна 1795 об/мин. Управление жалюзи и вентиляторами осуще-
ствлено при помощи электронного оборудования.
Все двигатели вентиляторов получают питание от одной из трех обмоток
статора синхронного генератора отопления и вспомогательных нужд. До-
стоинством питания электродвигателей вентиляторов от отдельного генера-
тора является постоянное соединение фазных обмоток статора в треугольник,
что исключает возможность появления режима опрокидывания. Вес асин-
хронных двигателей вентиляторов составляет 233 кгс и 201 кгс. Вес генера-
тора отопления и собственных нужд равен 2080 кгс.
При испытаниях тепловоза «Кестрел», проведенных ЦНИИ МПС, было
установлено, что мощность, отбираемая от дизеля электродвигателями вен-
тиляторов, составляет 140—165 л. с., т. е. 3,5—4,1% его номинальной мощ-
ности.
Затраты мощности на привод вентиляторов тепловоза «Кестрел» оказа-
лись ниже, чем на некоторых других тепловозах такой же мощности. Это
260
объясняется применением высокотемпературного охлаждения (допустимая
температура воды на выходе из дизеля равна 110° С) и высокоэффективнь:?:
секций холодильника, водомасляного теплообменника и охладителя надду-
вочного воздуха при рациональной компоновке всего холодильника.
При температуре наружного воздуха, изменяющейся от —20 до 15е С
температуру воды и масла САРТ поддерживала в узких оптимальных пре-
делах при всем диапазоне нагрузок дизеля: температура воды на выходе из
дизеля составляла 78—80° С, воды на входе в охладитель наддувочного воз-
духа 35—40° С и масла дизеля 74—82° С.
Объемный гидропривод. В отечественном тепловозостроении объемный
гидропривод вентиляторов холодильника с использованием аксиально-
поршневых машин был впервые применен на пассажирских тепловозах
ТЭП60. Аналогичная конструкция была применена на двух опытных тепло-
возах ТГП50, ТГ105 и ТГ106, а также на тепловозах ТГ16, дизель-поездах
Рижского вагоностроительного завода и на новом пассажирском тепловозе
ТЭП70 мощностью 4000 л. с., построенном летом 1973 г. на Коломенском
заводе.
Возможность работы при больших давлениях в сочетании со способ-
ностью пропускать значительные объемы жидкости при весьма малых соб-
ственных размерах и относительно малой инерции вращающихся деталей
обеспечили аксиально-поршневым машинам широкое применение в самых
различных гидросистемах.
Объемный гидропривод обеспечивает плавное регулирование темпера-
турного режима дизеля, обладает большой перегрузочной способностью по
мощности и крутящему моменту, допускает свободу компоновки машин,
так как элементы гидропривода связаны лишь трубопроводами и их можно
устанавливать в удобных для обслуживания местах, не загромождая про-
ходы, и имеет значительно меньший вес, чем привод электрических машин
такой же мощности.
На всех отечественных тепловозах применены аксиально-поршневые гид-
родвигатели второй гаммы приводов (индекс ИМ), основные технические
данные которых приведены в табл. 27. В настоящее время внедряется третья
гамма приводов, рассчитанная на номинальное давление 160 кгс/см2 при
тех же рабочих объемах машин, что и у второй гаммы. Параметры акси-
ально-поршневых нерегулируемых насосов и двигателей определены
ГОСТ 17699—72—17702—72. По мере освоения этих гидромашин ими будут
Таблица 27
Наименование Гидродвигатель Наименование Гидродвигатель
М5 мю М20 М5 МЮ М20
Расход рабочей жидко- сти за 1 оборот вала, см3/об Максимальная частота 71 142 251 Момент, развиваемый гидродвигателем (кгс«м) при давлении: номинальном .... 10,5 21 37
вращения вала, об/мин Максимальный расход рабочей жидкости (тео- 1440 1440 1440 максимальном .... Вес с рабочей жид- костью, кгс: с клапанной коробкой без клапанной короб- 15,8 31,5 55,6
ретический), л/мин . . Давление, кгс/см2: 102 204 361 31,5 54,5 83
номинальное .... максимальное .... 100 160 100 160 100 160 ки 25,8 48,8 72,4
261
заменены аналогичные машины второй гаммы, что позволит существенно
повысить мощность привода при некотором увеличении веса машин.
Принцип работы привода вентиляторов может быть рассмотрен на при-
мере привода для пассажирского тепловоза ТЭП60, который укомплектован
четырьмя гидродвигателями IIM20. Два из них (2 и 3, рис. 139) работают в ка-
честве насосов и поставляются с клапанными предохранительными короб-
ками. Два других (7 и 8) приводят вентиляторные колеса.
При номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля, равной
750 об/мин, выходные валы насосов, вмонтированных в мультипликатор 1,
имеют частоту 1370 об/мин. Насосы получают питание от масляного бака-
фильтра 10 по общему трубопроводу. Гидронасос 2 нагнетает масло в гидро-
двигатель 8, параллельно которому установлен терморегулятор 5. Датчик
последнего омывает вода, поступающая из холодильника. При температуре
80 ± 2° С датчик устанавливает перепускной золотник терморегулятора
в положение, при котором сливная щель перекрыта полностью и все масло
поступает к гидродвигателю, вал которого вращается с максимальной ча-
стотой. В связи с утечками в гидромашинах частота вращения вала вентиля-
тора будет меньше частоты вращения вала гидронасоса.
Как показали испытания, проведенные на стенде и на тепловозах 193],
«просадка» частоты вращения при давлении 115—118 кгс/см2 составляла
для неизношенных гидромашин 40—45 об/мин. Таким образом, частота вра-
щения вала вентиляторов при полном расходе масла через гидродвигатель
может составлять 1320—1325 об/мин. Когда золотник терморегулятора пол-
ностью опущен, все масло минует гидродвигатель и сливается в бак-фильтр.
Гидродвигатель 8 начинает вращаться при температуре воды 69 — ГС. При
промежуточных температурах сливная щель перекрывается частично и вен-
тиляторное колесо вращается с частотой, пропорциональной количеству
масла, поступающего к гидродвигателю. Так осуществляется бесступенчатое
регулирование частоты вращения вала вентилятора по принципу перепуска
(дросселирования). По аналогии с насосом 2, насос 3 приводит в движение
гидродвигатель 7, управляемый терморегулятором 6, датчик которого омы-
вается потоком масла, выходящего из дизеля.
Тепловоз ТГ16 также оборудован гидрообъемным приводом вентилято-
ров холодильника с одним гидронасосом (гидродвигатель М10) и двумя гидро-
двигателями М5, частоту вращения которых регулируют перепуском масла
напорным золотником. Последним управляет терморегулятор давления воз-
духа ТРД-3, который работает в интервале температур воды от 85 =*= 3° С
(нач 1ло вращения вентиляторов) до 95 — 5° С (максимальная частота вра-
щения).
Если в системе гидропривода насос постоянной производительности за-
менить регулируемым насосом, исключив перепускной (дроссельный) кла-
пан, то регулирование изменением производительности насоса будет проис-
ходить с большей экономичностью. Такой принцип осуществлен на части
тепловозов ТГ102, оборудованных охлаждающими устройствами, изготов-
ленными по специальному заказу фирмой Фойт, и является одним из немно-
гих примеров применения на тепловозе объемного гидропривода с регулируе-
мым насосом.
Гидропривод с объемным регулированием экономичнее гидропривода
с регулированием перепуском, но сложнее и тяжелее. Поэтому изготовле-
ние и ремонт регулируемых насосов, естественно, дороже. Так, например,
нерегулируемый насос № 20 в 3,5 раза легче и в 2,5 раза дешевле такого же
по размерности регулируемого насоса.
262
Рис. 139. Схема гидропривода вентиляторов тепловоза ТЭП60:
1 — мультипликатор; 2 и 3 — насосы; 4 — сливной клапан; 5 и 6 — терморегуляторы; 7 и 8 — гидродвигатели; 9 — секция холодильника; 10 — бак с
фильтрами; 11 — манометры; 12 — фильтр тонкой очистки (жирными линиями показан трубопровод высокого давления, тонкими линиями — трубопровод
низкого давления и штриховыми — дренажный трубопровод)
Значения к. п. д. и потерь гидропривода вентилятора при объемном ре-
гулировании 01об. Л^обпот) и регулировании перепуском (т]Пер, ^ерпот)
в зависимости от относительной частоты вращения приведены на рис. 140.
Мощность (л. с.), затрачиваемая на привод вентилятора,
дг пв Я (Pi Рг)
в~ 450 000т]Гп ’
где пв — частота вращения вентилятора, об/мин; q — постоянная гидро-
двигателя, см8/об (для № 20 q = 251 см8/об); и р2 — давления масла
в полостях соответственно нагнетания и всасывания, кгс/см2, т]гп — к. п. д.
гидропривода.
Зависимости к. п. д. гидропривода г]гп от давления р в системе и частот
вращения вала насоса, соответствующих позициям /5; 11; 8; 4 и 1 контрол-
лера машиниста на тепловозе ТЭП60, приведены на рис. 141.
При длительной работе гидромашин, из-за износа их деталей, проис-
ходит повышение утечек масла, что приводит к снижению объемного к. п. д.
машин и общего к. п. д. привода. Расход (л/мин) на утечки из каждой гидро-
машины IIM20 при среднеэксплуатационном давлении 50 кгс/см2, работе на
индустриальном масле 20 и температуре 50—55° С может быть определен
по эмпирической зависимости
QyT = (0,43 н- 0,45) + 2,35 • 10’4,
где т — время работы с начала эксплуатации новой машины, ч.
Поршневая группа аксиально-поршневой гидромашины IIM20 показана
на рис. 142. Для нерегулируемого насоса она имеет постоянный угол у между
осями приводного вала 1 и блока 2 цилиндров. Удельная подача за один
оборот (постоянная гидродвигателя см8/об)
ч 2 ’
где d — диаметр поршня, см; г — число поршней; R — радиус окружности
приводного диска, см.
Рис. 140. К. п. д. гидропривода и потери в нем при объемном и дроссельном регулировании
Рис. 141. Зависимости к. п. д. гидропривода Чгп от давления р в системе и частот вращения
насоса:
п„ « 730 об/мин; 2 — п„ = 870 об/мин; 3 — = 1050 об/мин; 4 — /г = 1190 об/мин; 5 — п„
<1 п Н п п
= 1370 об/мин
264
Теоретическая (геометрическая) производительность насоса (см8/мин)
Qnd2zRn sin у
ти = qn —-g-
где п — частота вращения вала насоса, об/мин.
При работе агрегата в качестве гидродвигателя к нему подводят рабо-
чую жидкость, которая создает давление на поршни. Силу давления Р рас-
кладывают на осевую составляющую Ро и тангенциальную Рт. Осевые со-
ставляющие воспринимаются упорными подшипниками, а тангенциальные —
создают на диске приводного вала момент 2 вращающий вал гидро-
двигателя. Средняя величина крутящего момента (кгс-см)
М = 0,159Др^т]м,
где Др — перепад давлений между подводящим и отводящим трубопрово-
дами, кгс/см2; т]м — механический к. п. д. гидродвигателя (0,92—0,96).
Основные характеристики приводов, примененных на отечественных
тепловозах, следующие:
тэз ТГ102 ТЭ50 ТЭП70 ТЭП60 2ТЭ10Л М62 ТЭ109
Мощность тепловоза, л. с. Мощность, отбираемая вентиляторами от дизе- ля, л. с Привод * 2000 2000 3000 4000 3000 3000 2000 3000
80 114 145 224 185 192 85 138
М М Э ГО ГО ГД ГД ЭП
Вес привода без венти- ляторных колес, кгс . . 1045 985 1875 1060 958 1435 966 1157
Удельный вес привода вентилятора, кгс/л. с. . . 13,06 8,64 12,92 4,73 5,17 7,5 11,4 8,4
Вес привода на единицу мощности тепловоза, кгс/л. с 0,523 0,493 0,625 0,26 0,32 0,479 0,483 0,386
* М — механический; Э — электрический постоянного тока; ЭП — электрический переменного
тока; ГО — гидрообъемный; ГД — гидродинамический
265
§ 36. СТАТИЧЕСКИЕ И ДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ЗВЕНЬЕВ САРТ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ
Приступая к проектированию или анализу САР, предварительно делят
ее на отдельные звенья и определяют статические и динамические характери-
стики каждого звена. Рассмотрим следующие характеристики: объекта регу-
лирования, под которым понимаем систему охлаждения дизеля; терморегу-
лятора, объединяющего такие элементы, как датчик, задающее устройство,
усилитель и др.; исполнительного органа, которым является тот или иной
тип привода вентилятора (гидродинамический, электрический, гидрообъем-
ный и т. д.).
Система охлаждения дизеля. Статическая характеристика САРТ пред-
ставляет собой зависимость температуры охлаждающей жидкости от частоты
вращения вентилятора (т. е. от количества воздуха, проходящего через хо-
лодильник) и температуры наружного воздуха, т. е. /вд = ср (пв, /вз н).
Эта зависимость может быть получена экспериментально или расчетом
(см. гл. IX). В качестве примера на рис. 143 приведены статические харак-
теристики системы охлаждения воды на тепловозе ТЭП60, которые для дру-
гих тепловозов имеют аналогичный характер.
При изучении переходных процессов (в динамике), происходящих в си-
стемах охлаждения воды, масла и наддувочного воздуха дизеля, для упро-
щения достаточно исследовать водяную систему. Связано это с тем, что из-
менение температуры охлаждающей воды после приложения к САРТ воз-
мущающего импульса происходит значительно интенсивней, чем темпера-
туры масла. Однако все положения и формулы справедливы, если регули-
руемой величиной будет температура масла.
При исследовании динамических и статических свойств системы охла-
ждения как объекта регулирования принимают следующие основные допу-
щения: вся масса воды и весь процесс теплообмена сосредоточены в одном
месте — блоке дизеля; действительное (нестационарное) температурное
поле заменено равномерным, характеризуемым некоторой средней темпера-
турой воды и приведенными к этой температуре теплоемкостями и коэффи-
циентами теплопередачи.
Учитывая эти допущения, а также то, что система охлаждения является
объектом с распределенными параметрами и обладает запаздыванием, пере-
ходную функцию рассматривают как состоящую из двух последовательно
соединенных элементов — апериодического звена первого порядка и звена
чистого запаздывания. Тогда в преобразованном по Лапласу виде для регу-
лирующего воздействия функцию
записывают как
(ТоЗ 4- 1) Д/вд = Л'оА«ве_т,\
где То — постоянная времени; Ко —
коэффициент усиления по регулирую-
щему воздействию; tBR—температура
воды; пв — частота вращения вен-
тилятора; т0 — время запаздывания;
s — оператор Лапласа.
Рис. 143. Статические характеристики си-
стемы охлаждения воды на тепловозе ТЭП60:
/ — ограничение скорости вентилятора
(/вз, н= 0; кРивые получены расчетом, а точ-
ки*- экспериментально)
266
Постоянная времени (с) для установившегося режима
_______________________ 3600т*с
7о— W-W^») ’
где т* — приведенная масса системы охлаждения, учитывающая массу
воды, холодильника, дизеля и трубопроводов, кг; с — удельная теплоемкость
системы, ккал/(кг-°С); &вд— коэффициент теплопередачи водяных секций,
ккал/(м2-ч«°С); F — поверхность секций холодильника, м2; фд— количе-
ство теплоты, отдаваемой дизелем, ккал/ч; dQ^ldt* — частная производная,
определяемая как тангенс угла наклона касательной к кривой относитель-
ного выделения теплоты дизеля.
Постоянная времени To возрастает при уменьшении частоты вращения
вала вентилятора и имеет, таким образом, максимальную величину при низ-
ких температурах наружного воздуха и работе дизеля с малой мощностью.
Для тепловозов ТЭЗ, ТЭП60, 2ТЭ10Л и ТЭ109 постоянные = 140-=-
-=-250 с и Тошах = 6004-900 с, что свидетельствует о значительной инерцион-
ности их систем охлаждения. Запаздывание т0 для этих же тепловозов со-
ставляет 20—60 с и изменяется по тому же закону, что и постоянная вре-
мени То.
Для определения коэффициента усиления пользуются статическими
характеристиками системы охлаждения (рис. 143) и значения К9 =
— —@1вв1дпв) устанавливают, как тангенс угла наклона касательных
к соответствующим точкам кривых /вд = <р (пв, /н вз)- Минус перед отноше-
нием указывает, что при уменьшении пв увеличивается /вд. Значения коэф-
фициента усиления изменяются в довольно широких пределах в зависимости
от мощности дизеля, температуры наружного воздуха и охлаждающей воды.
Например, для тепловоза ТЭЗ отношение Knm,JKa mln ^60, а для ТЭП60
это отношение ^=«50. Наибольшая абсолютная величина /Со соответствует
низким нагрузкам и температурам воздуха, а наименьшая — высоким. С уве-
личением температуры охлаждающей воды значение Ко возрастает.
Передаточная функция объекта регулирования (системы охлаждения)
может быть представлена в виде произведения передаточных функций аперио-
дического звена первого порядка и звена чистого запаздывания, т. е.
= ———e-T«s .
0 w Tos + 1
Терморегуляторы. В САРТ воды и масла тепловозных дизелей приме-
няют терморегуляторы статического (пропорционального) типа, так как
в этой системе допускается достаточно широкая зона неравномерности регу-
лирования. Статические и динамические характеристики терморегуляторов
целесообразно рассмотреть на примере перспективных конструкций.
Наиболее существенной особенностью, например терморегулятора тепло-
воза ТЭП60, является применение термодатчика с твердым наполнителем
(церезин 100). При переходе наполнителя 18 (рис. 144) из твердой в жидкую
фазу (при нагревании) диафрагма 17 перемещает резиновую пробку 16 по
каналу корпуса 15 датчика. При движении толкателя 14 перемещается зо-
лотник 11, рабочая кромка которого регулирует величину перепускной коль-
цевой щели П. По мере сокращения размеров щели увеличивается количество
масла, поступающего к гидродвигателю, и частота вращения вала двигателя
будет возрастать, а по мере увеличения размеров щели — наоборот.
Применение для датчиков твердых наполнителей не только исключает
возможность автоколебаний перепускного золотника, но и обеспечивает ма-
267
лые габаритные размеры термочувствительного элемента. При этом темпера-
тура плавления твердого наполнителя не зависит от давления контролируе-
мой среды, а следовательно, небольшое количество материала, работающего
под значительным давлением, обеспечивает необходимый ход и перестано-
вочное усилие в механизме терморегулятора.
Химическая промышленность производит также фракции церезинов,
получаемые разгонкой исходных материалов в вакууме. Церезин 100 имеет
три фракции со следующими диапазонами температур активного расшире-
ния: 68—85° С; 73—90° С и 78—95° С. Характеристика расширения (рис. 145)
для датчика с фракцией I (кривая 2) имеет три участка. Первый участок —
тепловое расширение церезина в твердом состоянии с увеличением объема
при нагревании до 3%. На втором участке (прямолинейном) происходит плав-
ление и разрушение кристаллической решетки, сопровождаемое значитель-
ным увеличением объема. Третий участок — расширение в жидком состоя-
нии. Для датчиков следует использовать часть второго участка, так как
здесь можно получить максимальное перемещение золотника или другого
распорядительного органа.
Наиболее ответственным узлом уплотнения является диафрагма датчика.
Чтобы уменьшить ее линейное перемещение и одновременно обеспечить не-
обходимый ход толкателя 14 (рис. 144), пробку 16 изготовляют с отношением
площадей нижней и верхней
части ~1,6. Диафрагму и
пробку изготовляют из высо-
кокачественной резины, а
металлические поверхности,
соприкасающиеся с ними,
имеют соответствующую чи-
стоту обработки.
Для увеличения тепло-
проводности датчик напол-
няют не чистым церезином
100, а его смесью в соотно-
шении 1:1с алюминиевой
пудрой (ГОСТ 5494—71).
При добавлении в воскооб-
разный наполнитель приме-
няемых датчиков порошка
алюминия или меди значи-
тельно улучшаются их ди-
намические качества.
После наполнения и
сборки термодатчика сни-
мают его статическую ха-
Рис. 144. Терморегулятор тепло-
воза ТЭП60:
1 — резиновые манжеты; 2 — упорные
кольца; 3 — втулка; 4 — фланец; 5 —
уплотнительное кольцо; 6 — проклад-
ка; 7 — кольцо; 8 — фланец; 9 —
пружина; 10 — корпус; 11 — золот-
ник; 12 — регулировочный винт; 13 —
основание; 14 — толкатель; 15 — кор-
пус датчика; 16 — резиновая пробка;
17 — диафрагма; 18 — наполнитель;
П — перепускная щель
268
расширения наполнителя:
1 — церезина 100; 2 — фракции I
Рис. 146. Статическая характеристика датчика терморегулятора
рактеристику (рис. 146), представляющую собой зависимость хода толкателя
от температуры жидкости, омывающей датчик. Выход толкателя измеряют
индикатором. Скорость нагревания воды в термостате при снятии характери-
стики должна составлять 0,5—1° С/мин. В интервале температур 69—80° С,
на который отрегулирован датчик, статическая характеристика практически
прямолинейна и коэффициент усиления датчика
^Д= = 0,377 мм/°С.
Статическая неравномерность регулирования в данном случае состав-
ляет 11° С и ее желательно сократить, т. е. увеличить коэффициент усиления
датчика наиболее доступными и дешевыми средствами. К числу последних
следует отнести замену церезина 100 его первой фракцией, в результате чего
Ка возрастает до 1,8 мм/°С, что увеличивает статическую точность регулиро-
вания в 4 раза и более.
Значительное увеличение коэффициента усиления может привести в не-
которых САР к потере их устойчивости. Однако тепловозные системы охла-
ждения обладают большой инерционностью. Характер переходных процессов
в них апериодический, затянувшийся (8—10 мин), и система имеет большой
запас устойчивости. Поэтому увеличение коэффициента усиления дает по-
ложительные результаты по снижению статической неравномерности регу-
лирования температуры воды и масла. На величину статической неравно-
мерности влияет также место установки термодатчика. Опуская доказатель-
ства, отметим, что в охлаждающих системах наиболее распространенных
отечественных дизелей (2Д100, 10Д100, М756А, 11Д45А и 5Д49) термодат-
чики следует устанавливать только в «горячий» теплоноситель, т. е. в поток
воды или масла на выходе из дизеля.
Наряду с терморегуляторами, датчики которых с твердыми наполни-
телями, в тепловозных САРТ применяют и парожидкостные терморегуля-
торы. На рис. 147 показан терморегулятор ТРД-3 с пневматическим сигна-
лом, работающий по принципу измерения отклонения температуры регули-
269
руемой среды и преобразования этого отклонения в пропорциональный пнев-
матический сигнал, который передается исполнительным механизмам САРТ.
Если температура воды (или масла) превысит установленный предел, то дав-
ление расширяющихся паров ацетона в термоэлементе 3 при помощи
втулки 13, нижнего диска 1, штоков 7 и верхнего диска 9 преодолевает со-
противление пружины 11 и мембраны 5, в результате чего головка 2 упи-
рается в клапан 12. При этом преодолевается сопротивление пружины 8,
клапан отрывается от седла корпуса клапана 6 и открывает проход сжатому
воздуху из полости А в полость Б и, далее, к исполнительному механизму.
На тепловозе ТГ16 это напорный золотник, а на тепловозах ТЭЗ с поворотно-
лопастной системой вентилятора (см. рис. 131) — усилитель. При понижении
температуры воды давление паров ацетона снижается, втулка 13 опускается,
клапан 12 прикрывает проходное отверстие, и давление воздуха в полости Б
уменьшается. При этом воздух из полости Б через отверстия корпуса 6 и
головки 2, зазоры между штоками и отверстие в крышке 10 уходит в атмо-
сферу.
Выпускается ряд терморегуляторов указанной конструкции. Зона про-
порциональности этих терморегуляторов равна 8 2° С, зона нечувстви-
тельности не превышает 2° С, а постоянная времени — не более 30 с. В САРТ
тепловозов ТЭ109 и серии 130 находят применение датчики (реле) температуры,
относящиеся к манометрическим жидкостным приборам с электрическим вы-
ходным сигналом.
Анализ и исследование конструкций рассмотренных терморегуляторов,
а также аналогичных, применяемых в САРТ тепловозных дизелей, показали,
Рис. 147. Терморегулятор ТРД-3:
1 — нижний диск; 2 — головка; 3 — термоэлемент в сборе; 4 — кольцо; 5 — мембрана; 6 — корпус
клапана; 7 — шток; 8 — пружина; 9 — верхний диск; 10 — крышка; 11 — пружина; 12 — клапан;
13 — втулка; А и Б — полости
270
что их динамические характеристики определяются в основном поведением
чувствительного элемента (термодатчика) в переходном режиме. Характер
экспериментальных переходных характеристик термодатчиков позволил
аппроксимировать их звеном чистого запаздывания, соединенным последо-
вательно с апериодическим звеном первого порядка и представить в виде
уравнения
(ТдЗ + 1) ДЬ = 7СдЛ/вде-т^ • (65)
Передаточная функция термодатчика получается из уравнения (65),
если взять отношение изображений выходной и входной координат, т. е.
U7 м — —___К*___е Тд’
д/вд Тд®+1 е
где Тд — постоянная времени датчика, с; К.л — коэффициент усиления дат-
чика, мм/°С; тд — время запаздывания датчика, с.
Постоянная времени датчика
1 _ 36000с
д— kF ’
(66)
где G — масса наполнителя, кг; с — удельная теплоемкость наполнителя,
ккал/(кг-°С); k — коэффициент теплопередачи от воды (масла) веществу,
наполняющему термодатчик, ккал/(м2-ч-°С); F — омываемая поверхность
датчика, м2.
Формула (66) позволяет сделать несколько практических выводов. Для
уменьшения постоянной времени необходимо: выполнять чувствительный
элемент небольших размеров с развитой поверхностью соприкосновения;
стремиться к минимально возможному количеству наполнителя; при прочих
равных условиях отдавать предпочтение наполнителю, обладающему мень-
шей теплоемкостью; располагать датчик непосредственно в потоке жидкости,
температура которой регулируется. При отсутствии нормального омывания
датчика постоянная времени возрастает в 2,5—4 раза, так как коэффициент
теплопередачи находится в прямой зависимости от скорости потока охла-
ждающей жидкости. Поэтому датчик лучше всего помещать непосредственно
в коллекторе холодильника, а не в отдельном баллоне со слабой циркуля-
цией.
Экспериментальное определение динамических характеристик терморе-
гуляторов позволяет найти данные, необходимые для расчетов. Получив
опытным путем переходную характеристику датчика, можно определить его
передаточный коэффициент, запаздывание и постоянную времени. Кривые
разгона получают при создании однократного и скачкообразного возмуще-
ния на входе отдельного элементарного звена (датчика и т. д.) или испытуе-
мого объекта в целом. Значение вносимого возмущения должно составлять
5—15% максимально возможной для данного режима входной величины.
Увеличивать вносимые возмущения нецелесообразно, так как это приводит
к повышению влияния нелинейности объекта. Уменьшение же возмущений
затрудняет выделение кривой разгона из случайных переходных процессов
(помех).
Динамические характеристики датчиков можно получить следующим
образом. Испытуемый датчик выдерживают в термостате. Для записи пере-
ходной характеристики датчик быстро переносят во второй аналогичный,
рядом установленный термостат, температуру в котором поддерживают на
одном и том же уровне, но выше, чем в первом, на 10—15° С. Вызванное пере-
271
Рис. 148. Расчетная схема гидропривода вентилятора:
1 — жалюзи; 2 — вентилятор; 3 — гидродвигатель; 4 — трубопровод высокого давления; 5 — насос;
6 — всасывающий трубопровод; 7 — бак с фильтрами; 8 — перепускной золотник
носом датчика возмущение приводит к перемещению толкателя, которое за-
писывает самопишущий прибор.
Привод вентилятора. Исполнительным элементом САРТ служит при-
вод вентилятора. Статические и динамические характеристики привода опре-
деляются его типом и конструктивными особенностями. Например, для объем-
ного гидропривода с дроссельным регулированием, установленного на тепло-
возе ТЭП60, статические характеристики представляют собой зависимость
частоты вращения вентилятора от перемещения перепускного золотника na(h)
и имеют незначительную нелинейность (в среднем 4—5%). Для привода
с гидромуфтой переменного наполнения (на тепловозах 2ТЭ10Л и М62) ста-
тическая характеристика представляет собой зависимость выходного регу-
лируемого параметра (частоты вращения турбинного колеса гидромуфты п2
или передаточного отношения 0 от входного регулирующего параметра (коэф-
фициента наполнения q или расхода масла G). Указанные характеристики
могут быть получены как при испытаниях на стенде, так и при испытаниях
на тепловозах.
Для упрощения вывода и анализа уравнений динамики привода венти-
лятора используют метод линеаризации, в соответствии с которым заменяют
реальную систему линейной моделью, достаточно точно отображающей фи-
зические процессы, имеющие место при малых отклонениях переменных
координат.
Рассмотрим в общих чертах путь составления уравнений динамики на
примере гидрообъемного привода вентилятора тепловоза ТЭП60 [94]. Рас-
четная схема этого привода дана на рис. 148. Входной координатой звена
является перемещение перепускного золотника терморегулятора h (см),
а выходной — частота вращения вала гидродвигателя им (об/мин). В каче-
стве возмущающих воздействий на привод рассматривают изменение частоты
вращения вала гидронасоса пн (соответственно пдиз), степень открытия жа-
люзи <р, температуру Тн и давление р„ наружного воздуха.
272
Вывод передаточной функции гидропривода базируется на двух основ-
ных уравнениях: расхода жидкости (масла) и нагрузки на валу гидродвига-
теля. Теоретическая подача (см3/с) насоса
Q — Qi + Qa + Qs + Qt + (67)
где Qt — расход через гидродвигатель, см3/с; Q2— утечки в системе, см3/с;
Q3 — регулируемый расход, идущий на перепуск, см3/с; Q4 — расход, обус-
ловленный деформацией жидкости, см3/с; Q5 — расход для заполнения объ-
ема, изменяющегося вследствие упругости труб, см3/с.
Уравнение баланса расходов должно быть представлено в виде малых
приращений. Например, зависимость Q3 (h, рг — р2) может быть представ-
лена в виде
Q3= 10W У^(Р!-р3),
где рд — коэффициент расхода; f — площадь проходного сечения щели, см2;
g — ускорение силы тяжести, м/с2; рх и р2 — давления в нагнетательном
трубопроводе, соответственно перед фильтром и перед холодильником,
кгс/см2; у — удельный вес масла, кгс/м3.
Приращение AQ3, представленное первыми членами ряда Тейлора с уче-
том, что Д/ = feftA/i, составит
д<г1 = ^Д/,+-ц2Ь_уд(й-,,1),
где kh — коэффициент пропорциональности, равный df/dh в точке устано-
вившегося режима, см; Д^-=1О4/гАрд j/-^~ (pi0—Рао)— частная про-
изводная по Л; д<?3 ——- --°^я^° ---частная производная по
Ota-pj (р„ _ йо)
(Pi— Р2); индекс «нуль» относится к параметрам расчетного режима.
Таким же образом рассматривают и остальные составляющие уравне-
ния (67), после чего записывают это уравнение для конечных приращений
в виде
5
(68)
<=1
В переходном процессе момент (кгс-см), развиваемый на валу гидродви-
гателя, уравновешивается моментами от нагрузки, сил инерции и трения, т. е.
Л*м ^иаг ~Ь ^ин “1“ ^тр-
Уравнение моментов справедливо и в приращениях. Поэтому аналогично
преобразованию баланса расходов выражают приращения моментов как ли-
нейные функции переменных <р, Т„, Ря, п„ и пы. Учитывая исходное уравне-
ние моментов, получим
М (Pi — Р2) = Vmo (- k<№ — kTH ДГн + kPH ДРн) +
+ (2ЛР ^-nuo + с ) Дпм + J (69)
где Др, kpH, km — частные производные в точке установившегося режима.
18 п/р Панова 273
Кроме составленного уравнения моментов необходимы дополнительные
уравнения, чтобы исключить Дрь Др2 и Др0. Заметим, что давление р2
определяется гидравлическим сопротивлением фильтра и секции холодиль-
ника гидропривода. Дополнительные уравнения в приращениях имеют вид
Др2 = Др0 + 21Гпн0Дпн и Др0 = ДРн. (70)
где W — коэффициент, характеризующий систему фильтр—холодильник;
пно — частота вращения вала гидронасоса в установившемся режиме.
Из уравнений (68), (69) и (70) после преобразования получим общее урав-
нение динамики гидропривода
„ А- ( „ 4Дпм , „ dMn„ _h и dAn„
aiAnM + a2-^— + аз-^5—— 61Дпн— ----------
-c^h-d^-ck-^ + e^ + e^ +fiATH + f2-^, (71)
где alt а2, a3, blt b2, cit cz, dlt d2, elt e2, ft, f2 — коэффициенты дифферен-
циального уравнения.
Уравнение (71) позволяет составить передаточные функции гидропривода
как звена САРТ. Если возмущающие воздействия отсутствуют, т. е. Дпн,
Дф, ДТН, ДРН = 0, а ДЛ^а 0, то после преобразования уравнения (71) по
Лапласу Дгам (s) 4 Дпм (т) и Д/i (s) -* ДЛ (т) при нулевых начальных усло-
виях получаем передаточную функцию по регулирующему воздействию
nW Aft(s) “ г;з2 + Гп$+1 ’
где Кп = —(Ci/ai) — коэффициент усиления звена, об/(мин-см); знак минус
означает, что с увеличением открытия перепускной щели терморегулятора
частота вращения гидродвигателя вентилятора снижается; Т„ = (а2/аг) и
Т’п = (as/ai) — постоянные времени звена (привода) соответственно в с и с2.
Таким образом, гидрообъемный привод с регулированием частоты вра-
щения перепуском рабочей жидкости при помощи терморегулятора харак-
теризуется дифференциальным уравнением второго порядка. Аналогично
можно получить передаточные функции по отношению к каждому из возму-
щений, например по отношению к изменению частоты вращения вала насоса:
те7 = —г ______1 ~ гпв$_ /72\
^пв W д„н (s) — Лпв + TnS + j ’ <'4
где Кпв = (61/01) — безразмерный коэффициент усиления; Тпв = (b2/bi) —
постоянная времени, с.
Разность давлений р2 — р0 пренебрежимо мала по сравнению с рабочим
давлением в системе гидропривода, поэтому постоянную времени Тпв можно
приравнять нулю. Тогда передаточную функцию (72) можно записать в виде
U7nB(s)= *пв--------.
т/ + тпз+1а
Полученная функция показывает, что реакция привода на изменение ча-
стоты вращения коленчатого вала дизеля такая же, как и на изменение сте-
пени открытия перепускной щели золотником терморегулятора.
Для всего диапазона работы гидропривода его постоянные времени со-
ставляют: Тппих = 2,7 с; Тпайа = 0,2 с; Тпщах = 0>06 с2; Tnmia = 0,002 с2.
274
Следовательно, влиянием постоянной времени Т'п на переходный процесс
при практических расчетах можно пренебречь и принять
Полученные передаточные функции звеньев САРТ позволяют предста-
вить ее в виде структурной схемы (рис. 149). Передаточная функция этой
разомкнутой САРТ равна произведению передаточных функций отдельных
ее звеньев.
Напомним, что передаточной функцией разомкнутой системы TFpa3 (s)
называют отношение преобразования Лапласа регулируемой величины на
выходе к ее преобразованию на входе.
Учитывая, что время запаздывания датчика терморегулятора (2—3 с)
мало по сравнению со временем запаздывания объекта регулирования, для
упрощения анализа датчик терморегулятора можно представить в виде пере-
даточной функции W„ (s) = _ . Для термодатчика в виде удлиненного
м д5 т *
цилиндрического баллона с церезином 100 коэффициент Ка = 0,045 см/°С,
постоянная Тл = 90 с.
Для одного из режимов То = 240 с; т0 = 25 с; Ко = 0,02 °С/(об/мин);,
К„ = 1,57-103 об/(мин*см); Т„ = 1,6 с. Тогда
1J7 __ 4д вых (®) _ КоКдКпЪ ’ .
H'pasW— /вдвх($) (Tos+1)(ТД«+l)(Tns+1) ’
w .__________________1,41e~25s______
W'pasW —(240s + 1) (90s-f- l)(l,6s+l)'
Из выражения для lFpa3 (s) следует, что основное влияние на переход-
ный процесс САРТ и ее устойчивость имеют величины То, Тл и т0. По сравне-
нию с ними постоянная времени гидропривода достаточно мала. Поэтому
в системе стабилизации температурного режима дизеля гидропривод следует
рассматривать как безынерционное звено. Будучи таковым, гидрообъемный
привод позволяет без опасности нарушения устойчивости системы регули-
рования изменять в широких пределах коэффициент усиления разомкнутой
системы и сокращать, таким образом, статическую неравномерность и за-
траты мощности на привод вентилятора [94].
Используя изложенный на примере гидрообъемного привода путь со-
ставления уравнения динамики, получают дифференциальные уравнения и
для приводов других типов. Например, для гидродинамического привода
Рис. 149. Структурная схема САРТ
воды на тепловозе ТЭП60:
1 — объект регулирования (водяная си-
стема дизеля); 2 — термодатчик; 3 — на-
стройка; 4 — привод вентилятора
18*
275
вентилятора с муфтой, регулируемой на входе, уравнение движения
имеет вид
<4> v U t
= КрДО(т) + Кв [т. + Д®1 (т)] , (74)
где (01 и <в2 — угловые скорости колес насоса и турбины; G—количество
масла, поступающего в гидромуфту; Тъ Т2, Тв — постоянные времени;
Кр и Кв — коэффициенты усиления по регулирующему и возмущающему
воздействиям.
Переходный режим, описываемый дифференциальным уравнением (74)
второго порядка с постоянными коэффициентами, может быть апериодическим
[(7\/Т2) 2] или колебательным [(Т1/Т2)<2]. После преобразования
уравнения (74) по Лапласу передаточные функции, необходимые для расчета
САРТ с гидромуфтой, будут следующими:
по регулирующему воздействию
п/ /м _ (s) _ ____Кр_____
AG(s) -т£2 + Г15+1
и по возмущающему воздействию
пу z„\ _ (s) _ Кв (TbS Ц- 1)
A^Hs) “ Tfs2 + Tis+1 ’
§ 37. УСТОЙЧИВОСТЬ И КАЧЕСТВО РЕГУЛИРОВАНИЯ САРТ.
МЕТОДИКА ИСПЫТАНИЙ САРТ НА ТЕПЛОВОЗАХ
В теории регулирования разработаны методы, позволяющие всесторонне
исследовать устойчивость систем и качество их регулирования [27, 52 и др. 1.
Поэтому лишь в краткой форме отметим те положения, которые напомнят
о принципах подхода к решению задач устойчивости.
При исследовании САР рассматривают устойчивость в малом, т. е. по-
ведение системы при малых отклонениях регулируемой величины от уста-
новившегося значения. В линейных системах устойчивость в малом обеспе-
чивает устойчивость и в большом. Чтобы линейная САР была устойчива
(т. е. переходный процесс затухал с течением времени), необходимо и доста-
точно, чтобы вещественные части всех корней характеристического уравне-
ния САР были отрицательны. Геометрически это выражается в том, что все
корни характеристического уравнения должны быть расположены в левой
полуплоскости корней. Если хотя бы один вещественный корень или пара
комплексных корней расположены в правой полуплоскости, САР является
неустойчивой.
Исследование устойчивости САР вычислением корней характеристи-
ческого уравнения громоздко, поэтому разработаны методы исследования,
не требующие определения корней характеристического уравнения. Эти ме-
тоды известны под названием критериев устойчивости. Наибольшее распро-
странение получили критерии устойчивости Гурвица, Михайлова и Найк-
виста. Следует помнить, что все критерии устойчивости устанавливают один
и тот же факт: отрицательны ли вещественные части всех корней характери-
стического уравнения или нет.
276
Отметим, что с использованием алгебраического критерия Гурвица
можно исследовать на устойчивость только линейные системы с сосредоточен-
ными параметрами без чистого запаздывания.
Частотный амплитудно-фазовый критерий Найквиста—Михайлова поз-
воляет судить об устойчивости замкнутой системы по амплитудно-фазовой
характеристике разомкнутой системы.
Если есть структурная схема САРТ и передаточные функции звеньев,
из которых она состоит, то можно получить передаточную функцию разом-
кнутой системы [для гидропривода уравнение (73)]. Заменяя в этой функции
оператор s мнимым оператором /со, получаем уравнение амплитудно-фазовой
характеристики разомкнутой системы, по которому можно построить на
комплексной плоскости амплитудно-фазовую характеристику.
Амплитудно-фазовый критерий устойчивости формулируется следующим
образом: если амплитудно-фазовая характеристика разомкнутой устойчивой
системы не проходит через точку с координатами (—1; / = 0) на комплексной
плоскости, то замкнутая система устойчива. В противоположном случае —
замкнутая система не устойчива.
Известно, что разомкнутая система устойчива в том случае, когда со-
стоит из устойчивых апериодических и колебательных звеньев. Это устанав-
ливают, непосредственно рассматривая звенья, входящие в структурную
схему.
При построении характеристик следует помнить, что амплитудно-фазо-
вая характеристика системы, состоящая из последовательных элементарных
динамических звеньев, представляет собой произведение векторных комплекс-
ных передаточных функций отдельных звеньев. Строят характеристики, пере-
множая модули и складывая аргументы этих функций.
Устойчивость является необходимым, но недостаточным условием при-
годности САР. Кроме устойчивости любая САР должна обладать еще и тре-
буемым качеством работы. Последнее характеризует точность ее работы
в установившихся и переходных режимах.
Основными величинами, характеризующими качество регулирования,
являются время регулирования и перерегулирования, установившаяся
ошибка и колебательность. Существует прямой метод исследования ка-
чества САР решением дифференциального уравнения системы и построением
кривой переходного процесса. Есть также косвенные приближенные методы:
частотный; распределения корней характеристического уравнения; инте-
гральных оценок. В настоящее время для вычисления кривой процесса регу-
лирования широко применяют вычислительную технику. Особенно удобны
для этой цели моделирующие устройства.
При рассмотрении САРТ с гидрообъемным приводом вентилятора, уста-
новленной на тепловозе ТЭПбО.было отмечено, что увеличения коэффициента
усиления разомкнутой системы можно достигнуть в результате улучшения
характеристики датчика терморегулятора, увеличения коэффициента пере-
дачи и снижения его инерционности. Для оценки влияния указанных харак-
теристик на качество регулирования температуры воды была использована
электронная моделирующая установка МПТ-9-2 [93]. Для моделирования
запаздывания объекта использован блок запаздывания БПЗ-2. Фиксацию
решений дифференциальных уравнений выполняли при помощи двухкоор-
динатного расчерчивающего прибора ДРП-2.
На моделирующей установке было решено два варианта, отличающихся
параметрами термодатчика. По первому варианту (Тя = 100 с и Кл =
= 0,5 мм/°С) данные соответствовали датчику удлиненной цилиндрической
277
конструкции, изготовленному из латуни; по второму варианту (Тя — 20 с,
а Кд = 1 мм/°С) — датчику с улучшенной характеристикой. Для обоих
вариантов принимали одни и те же коэффициенты передачи объекта по регу-
лирующему воздействию, изменяющиеся от 0,0484 до 0,121° С/(об/мин)
в интервале температур Он 20° С, и одинаковые постоянную времени объекта
То = 300 с и время запаздывания 80 с. Базовая температура воды была
равна 75° С.
Переходные процессы при изменении мощности дизеля от 800 до 1900 кВт
для обоих вариантов исполнения датчика приведены на рис. 150 и 151.
Как видим, уменьшение постоянной времени датчика в 5 раз, даже при уве-
личении его передаточного коэффициента в 2 раза, существенно улучшает
характер и качество переходного процесса. Во втором варианте (рис. 151)
колебательный процесс выражен значительно меньше и заканчивается через
250—300 с, тогда как в первом варианте (рис. 150) — через 800—900 с.
Максимальная величина динамического заброса составляла в первом случае
60% и во втором -~17%.
Динамический заброс по температуре существенно зависит от величины
коэффициента передачи объекта. Так, в первом варианте, при Ао =
= 0,0484° С/(об/мин) динамический заброс равен 58%, а при Кп =
= 0,121° С/(об/мин) — составляет 120%. Наиболее достоверные сведения
о работе САРТ можно получить при ее испытаниях в рабочих условиях на
тепловозе.
Статические и динамические характеристики САРТ определяют при
максимальной, минимальной и нескольких промежуточных значениях на-
грузки дизеля. Испытания необходимо проводить таким образом, чтобы
можно было проверить работу системы регулирования в интервале наруж-
Рис. 150. Зависимости для переходных процессов в САРТ с первым вариантом исполнения
датчика (Тд = 100 с; Кд = 0,5 мм/°С)
/ —Ко = 0,0484° С/(об/мин); 2 —К, = 0,0726вС/(об/мин); 3— К. = 0,0968 °С/(об/мин):
4 — Ко=0,1*21 °С(об/мин) ч
Рис. 151. Зависимости для переходных процессов в САРТ со вторым вариантом исполнения
датчика (Тд = 20 с; Кд = 1 мм/°С):
1 — Ко = 0,048° С/(об/мин); 2 — Ко = 0,0726° С/(об/мин); 3 — Ко в 0,0968° С/(об/мин); 4 - Ко =
= 0,121* С (об/мин)
278
ных температур —40-е-+40° С. Поэтому испытания проводят в два этапа:
зимой и летом.
Динамические характеристики системы охлаждения по возмущающему
воздействию (изменению мощности дизеля) снимают при работе дизеля под
нагрузкой и фиксированном положении регулирующих органов, т. е. при
постоянных частотах вращения вентиляторов, обеспечивающих установив-
шийся режим для соответствующей позиции контроллера. При достижении
установившегося режима по возможности быстро переводят контроллер
с одной позиции на другую (но не на близко расположенную). Благодаря
этому система получает возмущение в виде скачкообразного изменения мощ-
ности дизеля. Затем создают в системе возмущения обратного знака. В про-
цессе испытаний регистрируют соответствующие температуры охлаждаю-
щих жидкостей, частоты вращения вентиляторов и необходимые параметры
их приводов.
Как показывают динамические характеристики систем охлаждения раз-
личных тепловозов, процессы нагрева и охлаждения воды и масла протекают
монотонно. Характер изменения температур близок к экспоненциальному
закону, особенно в начальный период.
Переходные процессы исследуют при замкнутой (включенной) САР.
В остальном исследования аналогичны снятию динамических характеристик
системы охлаждения. Кривые переходных процессов, как правило, имеют
апериодический и редко — слабо выраженный затухающий колебательный
характер. По результатам опытов определяют величину динамического за-
броса, время запаздывания и регулирования.
§ 38. СРАВНЕНИЕ ЭКОНОМИЧНОСТИ ПРИВОДОВ]’
ВЕНТИЛЯТОРОВ ХОЛОДИЛЬНИКА
Для полной оценки конструкции примененного привода вентилятора
следует учитывать не только его стоимость, вес, габаритные размеры, энер-
гетические и динамические характеристики, но и расходы на эксплуатацию.
Последние определяются главным образом затратами на топливо и ремонт.
Чтобы найти долю затрат на топливо приводом вентилятора тепловоза, не-
обходимо найти относительную среднеэксплуатационную мощность, расхо-
дуемую на привод вентиляторного колеса. Мощность (л. с.), расходуемая
на привод вентилятора,
V ___ ^ДГ^взРвз
"Р — 75-36003ПвПпр ’
где Cn — коэффициент нагрузки вентиляторного колеса, зависящий от кон-
струкции холодильника, с2/м5; ----объемный расход воздуха через
Рвз
холодильник, м3/ч; Ga3 — расход воздуха, кг/ч; рвз — плотность воздуха,
кг/м3; т|в и г|пр — к. п. д. соответственно вентиляторного колеса и привода.
При сравнении экономичности приводов следует рассматривать (без
ущерба для результатов) их работу при основных, наиболее часто повторяю-
щихся в эксплуатации режимах работы тепловозного дизеля.
При дальнейшем изложении методики определения затрат мощности на
привод вентилятора, принятой ЦНИИ МПС [99], полагаем, что холодильник
укомплектован только водовоздушными секциями и зависимость между рас-
279
Рис. 152. Зависимости к. п. z
приводов и вентилятора от г.
относительной частоты враше
ния:
1 — механический привод; 2 — r::z
рообъемный привод с регулируема
насосом; 3 — привод с гидрому!
той; 4 — гидрообъемный приво"
дроссельным регулированием; о -
вентилятор
ходом воздуха через ни
и величиной коэффициент:
теплопередачи опреде-
ляется эмпирической ли-
нейной зависимостью
k = k* + »GB3,
где k — коэффициент теплопередачи, ккал/(м2-ч-°C); — постоянная ве-
личина; а — коэффициент пропорциональности для водяного холодильник:
ТЭП60 равный 6,72-10-4 ккал/(м2 кг-°С).
Для тепловоза ТЭП60 коэффициент /г* — 14. Расход воздуха, обеспечи-
вающий требуемый теплоотвод при различных мощностях дизеля и темпера-
турах наружного воздуха, может быть определен по выражению
с (С — k*А) V\C ~ k*A)2 + кхЛ*АВ
°вз “ 2аЛ ’
где
---^вд ^вз
2TG-' В = С = аВ + 4.
^ВДиВД ztB3 г
Дальнейшие расчеты целесообразно проводить, используя относитель-
ные величины Уд, 7VB, GB3, рвз и др., представляющие собой отношения
соответствующих текущих значений к расчетным. Относительная мощность,
потребляемая вентилятором:
Необходимые для расчетов значения к. п. д. приводов (рис. 152) изме-
няются в широких пределах. Что касается к. п. д. вентиляторного колеса, то.
начиная с относительной частоты вращения пв = 0,2, он остается практи-
чески постоянным. Это объясняется тем, что при регулировании производи-
тельности вентилятора изменением частоты вращения его вала к. п. д. вен-
тилятора остается постоянным при неизменной характеристике сети.
Частоту вращения вентиляторного колеса, по которой определяют соот-
ветствующие к. п. д. т]в и т]пр по рис. 152, можно вычислить в относительных
величинах как
пв=А-
пдРвз
где пд — относительная частота вращения коленчатого вала дизеля, по ко-
торой учитывают свойство саморегулирования.
280
При сравнении экономичности различных приводов необходимо учиты-
2 ить не только режимы эксплуатации тепловоза, но и климатические условия,
2 которых работает тот или иной тепловоз.
На основании заданных режимов работы и распределения времени ра-
2ты тепловоза при различных нагрузках можно определить относительную
.зеднеэксплуатационную мощность дизеля, расходуемую на привод венти-
2чтора,
^эср 2
N BfTt-
Лпр;
Sv
Величины NBl, t|bZ, r|npf определяют по формуле (75) и кривым рис. 152
иля соответствующих режимов работы дизеля и температур наружного воз-
духа.
Зная среднеэксплуатационный расход топлива тепловозом, стоимость
2энны топлива, а также среднеэксплуатационную мощность, можно опре-
делить среднюю стоимость топлива, расходуемого на привод вентилятора
2эй или иной конструкции. Благодаря применению одного из регулируемых
приводов вентиляторов (гидрообъемного с регулированием перепуском, гидро-
динамического, с электромагнитной муфтой скольжения, с поворотно-ло-
пастной конструкцией вентилятора и гидрообъемного с регулируемым насо-
2эм) можно получить экономию топлива на тепловозе в размере 0,75—1,2%.
Можно считать, что рассмотренные конструкции автоматически регу-
лируемых приводов практически равноценны по своей энергетической эко-
номичности, поэтому при выборе типа привода для вновь проектируемого
зепловоза или при модернизации привода необходимо обеспечить следующее:
добство компоновки; простоту обслуживания в эксплуатации; минимальные
зес и габаритные размеры; невысокую стоимость изготовления и ремонта,
надежность и высокое качество регулирования.
Затраты на ремонт привода того или иного типа можно определить на
.сновании фактических данных, накопленных депо и ремонтными заводами.
Суммарную стоимость ремонта подсчитывают за цикл между заводскими
земонтами без учета технического осмотра. Расходы на ремонт складываются
из затрат на рабочую силу, запасные части и на материалы, используемые
при профилактическом осмотре, малом, большом и подъемочном ремонтах,
внеплановых и заводских ремонтах.
Глава XI
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ТЯГОВЫХ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ
МАШИН И АППАРАТОВ ТЕПЛОВОЗОВ
§39. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О СИСТЕМАХ ОХЛАЖДЕНИЯ ТЯГОВЫХ
ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН И ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
Назначение систем охлаждения. При работе тяговых электрических
машин часть подведенной к ним энергии преобразуется в активных элемен-
тах (в обмотках и в магнитной системе) в тепловую, что ведет к нагреванию
машин и повышению температуры изоляции их обмоток.
Тепловое состояние электрической машины характеризуется превыше-
ниями температур ее обмоток над температурой окружающего воздуха /0,
т. е. rt. = tt — t0.
Увеличение температур обмоток ускоряет старение электроизоляцион-
ных материалов. Для каждого класса этих материалов существует определен-
ный температурный уровень, превышение которого на 5—10° С приводит
к сокращению срока службы в 2 раза. Предельные допустимые превышения
температур обмоток Tfmax строго ограничены стандартами в соответствии
с классами изоляции и имеют следующие значения:
Класс изоляции ... В F Н
Ттах ДЛЯ обмотки ЯКО-
ря, °C.......... 120 140 160
Ттах ДЛЯ О6МОТКИ
возбуждения, °C . . 130 155 180
Здесь значения ттах соответствуют длительному режиму и температуре
охлаждающего воздуха 25° С; определены эти значения методом сопротив-
ления («амперметра—вольтметра»).
Чтобы поддерживать необходимые температурные условия работы элек-
трического оборудования при любых возможных в эксплуатации режимах,
на тепловозах установлены системы охлаждения тяговых электрических ма-
шин и аппаратов (СО).
Интенсивность выделения теплоты А (ккал/ч) в электрических машина:,
можно оценить по их коэффициентам полезного действия:
для тяговых и вспомогательных электродвигателей
Л=86»р«(1-ч«);
для тяговых и вспомогательных генераторов
Лг = 860РгМ--1), (76
где Рд и РГ — мощности соответственно двигателя и генератора, кВт
т]д и т]г — к. п. д. соответственно электродвигателя и генератора.
282
У современных однотипных тяговых электрических машин уровень
к. п. д. одинаков и достаточно стабилен: для тяговых электродвигателей
т|д = 0,90^-0,92; для тяговых генераторов г]г = 0,93-е-0,95.
На тепловозах с электрической передачей переменно-постоянного тока
не менее важным, чем электрические машины, объектом СО является полу-
проводниковая выпрямительная установка. Интенсивность выделения теп-
ла Дву в этой установке можно определить по формуле (76) с подстановкой
в нее расчетной мощности Рву и расчетного к. п. д. т]ву 0,985.
Во всех без исключения системах охлаждения тяговых электрических
машин и аппаратов тепловозов охлаждающим агентом служит атмосферный
воздух.
Интенсивность охлаждения тяговых электрических машин. На совре-
менных тепловозах тяговые электрические машины должны иметь доста-
точно интенсивное воздушное охлаждение. По условиям поддержания нор-
мального для изоляции обмоток температурного режима для охлаждения
машин требуются значительные расходы воздуха Q. Для всех машин
с независимой вентиляцией расходы воздуха даны в табл. 28 по за-
водским данным, а для самовентилируемых генераторов — по результатам
исследований [80]. В целом по тепловозу общее количество воздуха, венти-
лирующего тяговые электрические машины, составляет 13,8—15,3 м3/ч на
каждую л. с. эффективной мощности дизеля, а с учетом охлаждения выпря-
мительной установки на тепловозах с электрической передачей переменно-
постоянного тока — до 16,9—17,3 м3/(л. с. *ч). Расходы воздуха Q в системах
охлаждения бывают заданы техническими условиями заводов-изготовителей
электрических машин и аппаратов.
Интенсивность охлаждения тяговых электрических машин обычно оце-
нивают удельными величинами: удельным расходом воздуха q на единицу
(1 кВт) потерь на нагревание А = или мощности Р. Удельные расходы
воздуха на единицу мощности q = Q/Р для тяговых электрических машин
тепловозов приведены в табл. 29.
Требуемый расход охлаждающего воздуха Q (м3/мин) можно рассчитать,
если использовать полученные при исследовании нагревания воздуха вели-
чины А/ для машин и аппаратов. Если А/ = /вых — /вх, то
для двигателей
для генераторов
(78)
Для
выпрямительных установок
QBV=14,3-^-
у рсрД/ву
(79)
где ср — удельная теплоемкость воздуха при постоянном давлении и тем-
пературе /СР = /вх -|- х/2 А/, ккал/кг-°C; р — плотность воздуха, кг/м3.
Обычно для тяговых генераторов А/г = 22-5-28° С (большие значения
соответствуют самовентилируемым генераторам), для тяговых электродвига-
телей Д/д = 20-5-25° С; для выпрямительных установок А/ву = 10-5-12° С.
Отметим, что величина А/ непосредственно связана с удельной интенсив-
ностью охлаждения q = Q/Р. Рассматривая формулы (77)—(79), замечаем,
что величины А/ и q обратно пропорциональны, т. е. большей интенсивности
охлаждения q соответствует меньшее значение А/ и наоборот.
283
Таблица 28
Тепловоз
Наименование ТЭМ1 ТЭЗ М62 2ТЭ10Л ТЭ109 и ТЭ116 ТЭП60 Проектируемый (4000 л. с.)
Тяговый электродвигатель Серия ЭДТ200Б ЭДТ200Б ЭД107 ЭД107 ЭД 107 ЭД 108 ЭД112
Мощность Р, кВт 87 206 198 307 307 307 410
Расход воздуха Q, м3/мин . . 45 55 53,3 75 75 76,6 120
Тяговый генератор Серия МПТ84/39 МПТ99/47А ГП312 ГП311Б ГС501 ГП311В ГС504
Мощность Р, кВт 625 1350 1270 2000 2000 2000 2600
Расход воздуха Q, м3/ч .... 4140 5400 10 000 15 000 15 900 13 800 18 000
Секция тепловоза Суммарный расход воздуха SQ, м3/ч 20 340 25 200 29 200 42 000 42 900/50 700 ** 41 400 61 200/69 000 **
Удельный расход м3/(л. с. «ч) 20,3 12,6 14,6 14,0 14,3/16,9 ** 13,8 15,3/17,3 **
Приведенная к валу дизеля мощность вентиляторов систе- мы охлаждения 2УВ, л. с. . . 24 28 52 85 1.09—121 85 241
Удельная мощность у = NB/Ne 0,024 0,014 0,026 0,028 0,036—0,04 0,028 0,06
Таблица 29
Электрические машины Тепловоз Мощность Р, кВт Расход Q, м3/мин Q/P, ivP/mhh-kBt Электрические машины Тепловоз Мощность Р,кВт Расход Q, м‘/мин Q/P, м3/мин-кВт
Тяговые Тяговые
электро- генераторы:
двигатели: МПТ 84/39 ТЭ2 625 69 0,110’
ЭДТ200Б ТЭМ1 87 45 0,518 МПТ 99/47А ТЭЗ 1350 90 0,067
тэз 206 55 0,267 ГП312 М62 1270 166 0,130
ЭД107А М62 198 53,3 0,269 ГП311Б 2ТЭ10Л 2000 250 0,125
2ТЭ10Л 307 75 0,244 ГП311В ТЭП60 2000 240 0,120
ЭД108 ТЭП60 307 76,6 0,250 ГС 501 ТЭ109 2000 265 0,132
ЭД 112, V300 307 120 0,392 ГС 504 ТЭ41 2600 i 300 ! 0,113
ЭД 120 ТЭ115 410 120 0,293
Условия эксплуатации тяговых электрических машин тепловозов. Тер-
ритория СССР характеризуется большим разнообразием основных клима-
тических факторов (температура и влажность воздуха, загрязненность атмо-
сферного воздуха, атмосферные осадки и др.).
Температура воздуха. Территория СССР в соответствии с принятой
классификацией относится главным образом к зоне умеренного (нормаль-
ного) климата, в которой максимальная летняя температура редко превы-
шает 30° С, а минимальная зимняя не бывает ниже —30° С.
Отдельные участки сети жел. дор. СССР расположены в зоне холодного
климата, где температура воздуха колеблется от —60 до + 25°С. Южные
участки Среднеазиатской жел. дор. можно отнести к зоне сухого тропиче-
ского климата с диапазоном колебаний температур от —10 до 4-45° С.
С целью унификации требований к проектированию, ГОСТ 15150—69
устанавливает, что жел.-дор. подвижной состав (в том числе и тепловозы)
следует изготавливать в исполнении У (умеренный климат) с понижением
минимальной расчетной температуры до —50° С. Одновременно для умерен-
ного климата в качестве верхнего предела температур принято значение
4-40° С. Иными словами, подвижной состав жел.-дор. СССР должен иметь
единое климатическое исполнение и быть рассчитанным на эксплуатацию
в диапазоне температур воздуха от —50 до 4-40° С. Такая установка ну-
ждается в экономическом обосновании, так как приводит к повышенным рас-
ходам в эксплуатации.
Загрязненность атмосферного воздуха. Атмосферный воздух, исполь-
зуемый для охлаждения тяговых электрических машин, всегда содержит раз-
личные загрязнения в виде взвешенных в нем твердых и жидких частиц
(пыль, капельки тумана). Загрязненность воздуха колеблется в широких
пределах в зависимости от географической зоны и условий эксплуатации
тепловозов. Загрязненность воздуха в основном зависит от содержания
твердых частиц (пыли).
Запыленность (мг/м3) атмосферного воздуха, окружающего тепловоз во
время движения,
<₽=<ро + S л<₽.
где ф0 — фоновая (естественная) запыленность атмосферного воздуха, на-
ходящегося в спокойном состоянии, мг/м3; £ Дф — суммарное повышение
285
запыленности воздуха, связанное с движением локомотива и с изменение
атмосферных условий.
В свою очередь, суммарное повышение запыленности воздуха (мг,:?
2 Дф = Дф1 + Дф2 + Дфз,
где Дфх — повышение концентрации пыли в воздухе вследствие образе-
ния пылевого облака при движении локомотива; Дф2 — повышение концен-
трации пыли в воздухе, вызванное работой локомотива (металлическая пыл^
от истирания тормозных колодок; песок, подаваемый под колеса для улучше-
ния сцепления; продукты неполного сгорания выхлопных газов дизеля
т. п.); Дф3 — повышение концентрации пыли в воздухе из-за особых атмо-
сферных условий (сильный ветер, пыльная буря) или особых условий экс-
плуатации тепловоза (работа на территории промышленных предприя-
тий — металлургических, горно-добывающих и т. п.).
Для целей проектирования можно рекомендовать средние расчетные
значения естественной запыленности воздуха, приведенные в табл. 30 (средне-
годовая запыленность — среднее за год из среднесуточных значений; средне-
декадная — средняя за 7—15 сут.; среднедекадная нормальная — средняя
за декады в течение 2—3 мес.; максимальная кратковременная — зг
период от 30 мин до 2—3 ч).
Повышение концентрации Дфх зависит от следующих факторов: струк-
туры и состояния балластного слоя; поверхности почвы вблизи жел.-дор.:
скорости движения тепловоза; высоты воздухозаборного устройства от уровня
головки рельса; расстояния от лобовой стенки кузова и т. п. Ориентировочно
Дфх = а&Фо,
где а — коэффициент, учитывающий изменения запыленности по высоте
(для расположенных на высоте 3,5—4 м воздухозаборных окон дизеля и глав-
ного генератора а = 1,0; для воздухозаборных окон (на высоте 2 м) тяговых
электродвигателей а = 1,5); k — коэффициент, учитывающий скорость дви-
жения локомотива и число его секций.
Таблица ЗС
Естественная запыленность Запыленность <р0, мг/м3
средне- годовая среднедекад- ная нормаль- ная среднедекад- ная макси- мальная максималь- ная кратко- временная
Пониженная (зона холодного кли- мата — Север Европейской части СССР и Дальний Восток) До 0,05 0,1 0,5—1 3-5
Малая (Центр и Восток Европейской части СССР, БССР, Прибалтика, За- падная и Восточная Сибирь) .... 0,1 0,2—0,6 2-4 5—8
Повышенная (УССР, Молдавия, Кав- каз, Нижнее Поволжье, Южный Урал, Северный Казахстан, Восточно-Сибир- ская жел. дор.) 0,2 1—2 5—10 10—20
Высокая (Средняя Азия, Южный Ка- захстан, Донбасс) Наибольшая (зона пустынь, участок Чарджоу—Красноводск Среднеазиат- ской жел. дор.) 0,3 2—4 10—20 20—40
0,4 5—10 40—50 50—80
286
Коэффициент k следует выбирать в диапазоне 0,5—1,0. Меньшие зна-
чения принимают при более высоких скоростях движения и при односек-
ционных локомотивах, на работе которых повышение концентрации пыли
з результате образования облака отражается в меньшей степени. В процессе
нормальной эксплуатации двухсекционных тепловозов их секции занимают
попеременно то первое, то второе место по ходу движения. Поэтому при
: пределении межремонтных пробегов надо исходить из средней величины k.
Повышение концентрации пыли Аф2 в результате работы тепловоза изу-
чено недостаточно. На некоторых тепловозах визуально наблюдали занос
шлейфа выпускных газов от дизеля в воздухозаборные окна, особенно второй
зекции тепловоза. Наличие в газах продуктов неполного сгорания топлива
приводит в этом случае к значительному загрязнению электрических машин.
Проектировать специальные воздухоочистительные устройства для предот-
вращения этого явления нецелесообразно, так как неполное сгорание топ-
лива нельзя считать нормальным. Исключить попадание продуктов непол-
ного сгорания топлива в электрические машины можно рациональной ком-
поновкой оборудования в процессе проектирования тепловоза, усовершен-
ствованием конструкции выпускных патрубков дизеля и размещением отбой-
ных щитков на крыше тепловоза.
Повышение концентрации пыли Аф3 при пыльных бурях является эпи-
зодическим. Обычно Аф3 Фо + Л<Р1 + Аф2 и в условиях пыльных бурь
практически можно считать ф Аф3.
Запыленность воздуха при пыльных бурях может достигать очень вы-
соких значений, превышающих в 100 раз и более естественную концентрацию
пыли в воздухе. Для района Среднеазиатской жел. дор. в качестве расчетных
можно принимать ф0 + Аф3 = 200-^-600 мг/м3. При расчетах необходимо
учитывать длительность пыльных бурь, которая в отдельных случаях может
превышать сутки.
Атмосферные осадки. Дождевые капли обычно не превышают 0,5 мм
з диаметре, хотя эти размеры колеблются от 0,25 до 6 мм. Любая капля,
превышающая по диаметру 6 мм, в результате трения о воздух разбивается
на несколько более мелких капель. Обычно дождевые капли в неподвижном
воздухе падают со скоростью 3 м/с.
Интенсивность дождя оценивают количеством осадков: слабый дождь —
до 2,5 мм/ч, умеренный — 2,5н-7,5 мм/ч и сильный — более 7,5 мм/ч. В ка-
честве расчетной величины для умеренного и холодного климата установлено
(ГОСТ 15150—69) верхнее рабочее значение интенсивности дождя, равное
3 мм/мин. Такая интенсивность может иметь место 5 мин подряд 1—2 раза
в течение года — двух лет, т. е. очень редко. Кроме этого даны следующие
значения интенсивности дождя: 1,5 мм/мин — в течение 1 ч; 0,5 мм/мин —
в продолжении 5 ч.
Осадкам в виде снега труднее дать количественную оценку. Размеры
снежинок зависят от влажности воздуха. Слипаясь, влажные снежинки
могут образовывать хлопья размером до 30 мм; сухой снег или крупа име-
ет размеры частиц от 1 до 4 мм. Интенсивность^снегопада оценивают водяным
эквивалентом снега (по объему). Обычно этот эквивалент равен 10 : 1 (т. е.
10 мм снега эквивалентны 1 мм дождя). В соответствии с этим в расчетах
можно принимать плотность снега, равную 0,1 кг/м?.
Масляный туман. Следствием загрязнения воздуха внутри машинного
помещения тепловоза является масляный туман. При внутреннем заборе
зоздуха для охлаждения или в случае отсасывающей системы вентиляции
эти загрязнения могут проникать с воздухом внутрь электрических машин.
287
Загрязненность воздуха машинного помещения тепловоза ТЭЗ в осенне-
зимний период в среднем составляет 0,3 мг/м3. Основная часть примесей —
нефтепродукты (туман масла и топлива). Степень загрязнения воздуха
продуктами неполного сгорания топлива является более неопределенной.
Влияние условий эксплуатации на работу тяговых электрических машин.
С одной стороны, загрязненность охлаждающего воздуха влияет на про-
цессы износа трущихся частей, состояние и старение электрической изоля-
ции, на охлаждение машины. С другой стороны, температура охлаждающего
воздуха влияет на нагревание обмоток: непосредственно — увеличение тем-
пературы охлаждающего воздуха повышает температуру охлаждаемых ча-
стей машины; косвенно—повышение температуры обмоток в результате воз-
растания температуры охлаждающего воздуха усугубляется увеличение::
выделения теплоты в обмотках, которая пропорциональна температуре, и
уменьшением массы охлаждающего воздуха при неизменной объемной про-
изводительности вентилятора.
Влияние температуры окружающей среды на работу электрической ма-
шины, Это влияние отражает общее уравнение теплоотдачи:
A = aF(t—/0), откуда t==-^p+to,
где а — условный (осредненный) коэффициент теплоотдачи; F — общая по-
верхность охлаждения.
Если предположить, что А = const и а = const, то превышение темпера-
туры обмотки т = t — t0 не будет зависеть от температуры окружающей
среды. На этих предпосылках основана методика определения температур
обмоток тяговых электрических машин при тяговых расчетах, по которой
при постоянной нагрузке приращение температуры обмотки Д/ равно при-
ращению температуры окружающего воздуха Д/о.
Однако суммарные потери А нельзя считать постоянными, так как в их
состав входят так называемые омические потери, зависящие от температурь,
обмоток, т. е.
Ром = /2/?о[1 + «Д/ — /«)],
где at — температурный коэффициент сопротивления, 1/°С.
У тяговых электрических машин тепловозов омические потери состав-
ляют большую часть суммарных потерь А, чем у тяговых электродвигателе?:
электровозов. Поэтому предпосылка А = const для тепловозов приводит
к большим неточностям.
Анализ уравнений теплоотдачи в машине и экспериментальные иссле-
дования [81] показывают, что при изменениях температуры воздуха на Дг
прирост температуры обмотки якоря
Д^я == (1 “F ty Ato,
где k — коэффициент влияния; для тяговых электродвигателей тепловозов
k = 0,30-4-0,31 (в режиме длительного тока) и k 0,12 (в режиме макси-
мального напряжения).
Таким образом, в режимах длительных токов изменения температурь:
воздуха на 10° приводят к увеличению температуры обмоток якоря тяговых
электродвигателей тепловозов на 12,5—13,1° С.
Влияние запыленности воздуха на износ электрических машин. Экспери-
ментальные исследования износа коллектора и щеток тяговых двигателей
в стендовых условиях [53] показали, что зависимости удельного износа г:
288
Рис. 153. Зависимость интенсивности w износа щеток
тягового электродвигателя ТЛ2К от запыленности ф
охлаждающего воздуха по данным стендовых испытаний
imm/ч или мм/км) трущихся частей двигателя
от запыленности воздуха <р имеют вид w — а-|-
— Ь<р + сф2. Изменение запыленности воздуха
от 0 до 20 мг/м3 увеличивает интенсивность
износа щеток в 3 раза, а до 40 мг/м3 — в 6 раз
(рис. 153). Примерно также изменяется и ин-
тенсивность износа коллектора.
Можно считать, что на износ деталей тяго-
вых двигателей влияют главным образом час-
тицы, диаметры которых более 5—10 мкм и
уровень запыленности выше 10—20 мг/м3.
Технические требования к системам охлаждения. На основании изло-
женного основные требования к СО сводятся к следующим:
система охлаждения должна обеспечивать возможность работы тяговых
электрических машин и аппаратов при температурах наружного воздуха от
—50 до 40° С (среднегодовая температура не выше 25° С);
система должна гарантировать защиту тяговых электрических машин и
аппаратов от попадания в них загрязнений, существенно влияющих на на-
дежность машин, т. е. обеспечивать очистку охлаждающего воздуха. Эффек-
тивность очистки воздуха оценивают коэффициентом очистки т], определяе-
мым по весовым концентрациям взвешенной фазы в очищенном ф' и исход-
ном ф воздухе, т. е. т] =(1--100 %;
коэффициент очистки воздуха от пыли, проверенный на кварцевой пыли
с удельной поверхностью 2800 см2/г, должен составлять не менее 75—85 %
при всех режимах работы системы. Данный уровень очистки основан на тех-
нико-экономическом анализе [82]. Более высокие требования при нормаль-
ных условиях эксплуатации могут быть оправданы лишь в отдельных спе-
цифических случаях;
коэффициент очистки воздуха от капельной влаги и снега при номиналь-
ном режиме должен составлять не менее 70 %;
затраты мощности на работу системы должны быть минимально возмож-
ными и не превышать 4—5% эффективной мощности дизелей тепловоза.
§40. КЛАССИФИКАЦИЯ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ ТЯГОВЫХ
ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН НА ТЕПЛОВОЗАХ И СХЕМЫ ИХ РАБОТЫ
Классификация систем охлаждения. Устанавливаемые на тепловозах
системы охлаждения тяговых электрических машин (СО) классифицируют
по многим признакам.
По размещению вентиляторов тяговые машины делят на самовентили-
руемые (вентилятор встроен в машину и находится на ее валу) и с независимой
вентиляцией (вентилятор установлен отдельно). Любая система охлаждения
может быть вытяжной, если вентилятор размещен за машиной (по ходу воз-
духа) и нагнетательной — если вентилятор перед машиной.
По месту забора вентилирующего воздуха системы охлаждения делят на
системы с внутренним (из кузова тепловоза) и с наружным забором воздуха.
19 П/р. Панова
289
Наружное устройство для забора воздуха можно размещать на крыше тепло-
воза (забор воздуха сверху) или на боковых стенках кузова (забор воздух г
сбоку). В последнем случае забор воздуха может быть односторонним ил::
двусторонним. Как правило, при наружном заборе воздуха предусматри-
вают возможность временного перехода (например, при неблагоприятных
атмосферных условиях) на внутренний забор воздуха.
По степени очистки воздуха системы могут быть без специальных
устройств для очистки воздуха, с простейшими воздухоприемными устрой-
ствами (жалюзийные решетки) и более совершенными устройствами для
очистки воздуха.
По степени централизации подачи воздуха различают системы индиви-
дуальные, групповые и централизованные.
По степени регулирования расхода охлаждающего воздуха различают
системы нерегулируемые, со ступенчатым (сезонным) и непрерывным (авто-
матическим) регулированием.
По способу регулирования расхода охлаждающего воздуха различают
системы с дроссельным регулированием (воздухоприемные жалюзи, заслонки
в воздуховодах) и с регулированием производительности вентилятора. По-
следний способ можно осуществлять регулированием частоты вращения ро-
тора вентилятора (при помощи коробки передач, гидропривода или электро-
привода) или изменением аэродинамических характеристик вентилятора
(поворотные лопатки и т. п.).
По характеру обслуживания воздухоочистительных устройств системы
могут быть с периодическим и непрерывным удалением пыли.
Системы охлаждения тяговых электродвигателей. На тепловозах СС
тяговых электродвигателей в значительной мере однотипны. Практически
на всех современных тепловозах тяговые электродвигатели имеют независи-
мую нагнетательную вентиляцию с групповой подачей воздуха (по тележкам
и свободным выбросом нагретого воздуха в атмосферу. Забор воздуха обычнс
происходит снаружи тепловоза (сбоку) через простейшие сетчатые фильтры
или решетки. Расход воздуха можно регулировать (сезонно) перепуском
части потока.
Относительное единообразие схем вентиляции тяговых электродвига-
телей тепловозов объясняется многолетним опытом электровозостроения, где
охлаждение двигателей осуществлено по аналогичным схемам.
Системы охлаждения тяговых генераторов. Особенности и разнообра-
зие СО тяговых генераторов вызваны большой мощностью генераторов и и:,
расположением в кузове тепловоза, что ухудшает условия отвода теплоты
К системам охлаждения генераторов предъявляют следующие дополнитель-
ные требования:
температура входящего в генератор воздуха должна максимально при-
ближаться к температуре наружного воздуха;
конструкция системы должна исключать попадание во всасывающее
устройство нагретого воздуха, выбрасываемого вентилятором;
устройство входных отверстий и воздуховодов не должно затруднять
охлаждение самовентилируемых генераторов;
попадание в генератор с вентилирующим воздухом капельных жидкс-
стей (масла, дизельного топлива) из воздуха машинного помещения тепле -
воза должно быть исключено.
Практически исполненные конструкции СО тяговых генераторов тепле-
возов охватывают весь диапазон возможных вариантов вентиляционные
систем.
290
Тяговые генераторы малой и средней мощности (до 1500 кВт) в большин-
стве своем являются самовентилируемыми, чему способствуют высокие зна-
чения отношения диаметра якоря Da к его активной длине 1а [как правило
(DaHa) ^2] и сравнительно высокие, а главное, стабильные частоты вра-
щения. Система самовентиляции по интенсивности охлаждения уступает
независимой вентиляции, используемой, например, для тяговых двигателей
тех же тепловозов. Однако при самовентиляции не требуется место для от-
дельного вентилятора и его привода, что очень важно в стесненных условиях
машинного помещения тепловоза. Эти обстоятельства приводили к тому, что
до 1960 г. на всех серийных тепловозах (ТЭ1, ТЭ2, ТЭЗ и T3i41) применяли
исключительно самовентилируемые генераторы с вытяжной вентиляцией.
После 1960 г. в связи с увеличением мощности тепловозов были разра-
ботаны главные генераторы с независимой вентиляцией (ГПЗПБ тепловоза
2ТЭ10Л; ГП311В тепловоза ТЭП60; генераторы зарубежных тепловозов, на-
пример, U25B). Независимая вентиляция была применена и на некоторых
тепловозах средней мощности (М62). Во всех этих случаях применение не-
зависимой вентиляции позволило обеспечить мощным генераторам нормаль-
ные тепловые условия. Независимая вентиляция возможна в двух вариан-
тах: вытяжная и напорная. Последний вариант имеет некоторые эксплуа-
тационные преимущества.
Генераторы многих серийных тепловозов средней мощности имеют вну-
тренний забор воздуха (ГП300 тепловоза ТЭМ2; МПТ 99/47А тепловоза ТЭЗ
выпуска до 1961 г.; GT-581 фирмы Дженерал Электрик тепловоза DL500
и др.). Измерения, проведенные на Коломенском заводе, показали, что тем-
пература воздуха, поступающего из кузова тепловоза ТЭЗ для вентиляции
генератора, на 10—15° С выше атмосферной температуры. Это существенно
снижает эффективность охлаждения.
Тепловозы ТЭЗ первых выпусков имели наружный забор воздуха сверху
для главного генератора; тепловозы ТЭЗ, выпущенные после 1961 г., имеют
двусторонний забор воздуха сбоку. Все современные мощные тепловозы,
в том числе и отечественные (2ТЭ10Л, ТЭП60, ТЭ109, ТЭ116), имеют наруж-
ный (сбоку или сверху) забор воздуха для главного генератора.
Большинство тяговых генераторов тепловозов до 1963—1964 гг. не имело
устройств для очистки воздуха. На тепловозах ТЭЗ с наружным забором воз-
духа сбоку на входе воздуха установлены простейшие жалюзийные решетки.
С 1964 г. на всех серийных тепловозах ТЭЗ, а также на тепловозах ТЭП10
и ТЭ109 применены сетчатые фильтры МИИТа [180].
Почти все тяговые генераторы тепловозов вентилируются индивидуально.
Исключение составляют лишь тяговые генераторы тепловозов с централи-
зованными системами воздухоснабжения.
Осуществленные системы вентиляции как тяговых генераторов тепло-
возов, так и тяговых электродвигателей не имеют регулирования расхода
воздуха, хотя возможность управления расходом может дать определенные
преимущества, особенно на мощных тепловозах.
Имеющиеся на серийных отечественных тепловозах воздухоочистители
(фильтры) требуют периодического обслуживания. На некоторых зарубеж-
ных и на проектируемых советских тепловозах применены воздухоочисти-
тели с непрерывным пылеудалением, не требующие обслуживания.
Основные параметры систем охлаждения тяговых электрических машин.
Удельный расход воздуха q, характеризующий интенсивность системы охла-
ждения q = Q/P, и коэффициент очистки воздуха т), определяющий его
качество, являются основными показателями. Оба показателя непосред-
19*
291
a)
Рис. 154. Зависимости затрат мощности на охлаждение тяговых электрических машин от
секционной мощности тепловоза Ne:
а-"в("е)> 6-v(Ve)
ственно определяют надежность работы электрических машин и аппаратов.
Кроме того, эти показатели влияют на величину мощности NB (л. с.), отби-
раемой от дизеля и расходуемой на работу СО тяговых электрических ма-
шин и аппаратов, т. е.
ДГ _ QbHb
в “ 75адп ’
где QB — расход воздуха, м3/с; Нв — полная потеря напора в системе.
кгс/м2; т]в — к. п. д. вентилятора; т]п — к. п. д. привода вентилятора.
Потери давления в СО можно считать пропорциональными квадрат;
расхода воздуха (т. е. Нв zQl), поэтому
где z — удельное аэродинамическое сопротивление системы, кгс*с2/м8; т] =
— ЛвЛп — к. п- Д- вентилятора с приводом.
Характеристикой сравнительной энергетической эффективности СО мо-
жет служить удельная потребляемая мощность (л. с./кВт)
N =
Р 75т]Р
(80
или
JV«_ =
v Ne 75qA/e
Выше (см. табл. 28) были приведены значения NB и у для систем охла-
ждения электрических машин современных отечественных тепловозов. Ана-
лиз этих данных и зависимостей, приведенных на рис. 154, показывает [83].
что абсолютные и удельные мощности систем охлаждения возрастают с уве-
личением секционной мощности тепловозов. Неизбежность этой тенденции
становится очевидной, если в выражение (80) ввести удельную интенсив-
ность охлаждения q = QB!P, тогда
75г]
292
Рис. 155. Зависимости разностей приведенных
затрат Д/7 на охлаждение электрических машин
тепловозов от эффективности очистки воздуха т)
Следовательно, при одинаковых раз-
мерах тепловоза, сложности системы и
величинах к. п. д. ее вентиляторов, а
также равной интенсивности охлаждения
удельные затраты мощности на систему
прогрессивно возрастают с увеличением
мощности электрических машин. Иными словами, чтобы затраты мощности
на охлаждение электрических машин не превосходили разумных пределов,
при увеличении мощности электрических машин и тепловозов в целом не-
обходимо добиваться повышения интенсивности теплоотдачи.
Улучшение качества очистки воздуха на тепловозах также приводит
[82] к повышению затрат на охлаждение. Именно эти обстоятельства за-
ставляют считать эффективность очистки воздуха при г) = 0,75-^0,85
оптимальной (если значения эффективности очистки определены в стендовых
условиях на кварцевой пыли с удельной поверхностью 2800 см2/г). При ис-
пытаниях на пыли с 5600 см2/г оптимальные значения т] = 0,60-^0,70
(см. рис. 155).
Схемы систем охлаждения тяговых электрических машин. В настоящее
время в тепловозостроении наиболее распространена смешанная схема СО
(см. рис. 156, б), в которую входит индивидуальная СО тягового генератора
и две групповых СО тяговых электродвигателей.
Такая схема связана с компоновкой оборудования на современных тепло-
возах и раздачей мощности на привод вспомогательных механизмов при
помощи карданных валов и распределительных редукторов. От последних
энергия передается вентиляторам тяговых двигателей передней и задней
тележки. Вентилятор тягового генератора приводится в действие непосред-
ственно от дизеля. Такой тип СО имеет большинство отечественных и зару-
бежных тепловозов и, в частности, тепловозы 2ТЭ10Л, ТЭП60, ТЭМ2.
На тепловозах с электрической передачей переменно-постоянного тока
(ТЭ109, ТЭ116) в СО также входит индивидуальная система охлаждения полу-
Рис. 156. Схемы СО современных теп-
ловозов:
а — индивидуальная; б — смешанная; в —
централизованная; В — вентилятор; ЦВ —
центральный вентилятор; Г — тяговый гене-
ратор; ТД — тяговый двигатель; В У — вы-
прямительная установка
293
проводниковых выпрямителей. На тепловозах с одномоторным приводов
тележек тяговые электродвигатели также охлаждаются индивидуальна
(рис. 156, а).
Групповые системы охлаждения тяговых электродвигателей на все::
тепловозах в принципе одинаковы. Наружный воздух через жалюзи ил::
воздушный фильтр в стенке кузова тепловоза и короткий всасывающий кана.:
попадает в вентилятор, откуда через нагнетательные каналы распределяете-
по тяговым электродвигателям, после которых выбрасывается в атмосферу
Некоторые тепловозы (ТЭП70, ТЭ121, ТЭ41? «Сенчури» фирмы Алке
имеют централизованную СО (рис. 156, я), в которой все тяговые электри-
ческие машины и аппараты снабжаются воздухом от одной вентиляторной
установки.
На тепловозе U25B фирмы Дженерал Электрик применена объединенная
централизованная система, которая кроме подачи воздуха к электрообору-
дованию обеспечивает еще и предварительную очистку воздуха для дизеля.
Достоинства централизованных систем заключаются в сосредоточении
в одном месте всего вентиляционного оборудования тепловоза. Это упрощает
конструкцию привода вентиляторов от вала дизеля, значительно снижает
вес привода и объем машинного отделения тепловоза, занятый этими устрой-
ствами. К достоинствам этих систем относится также возможность примене-
ния более совершенных в технико-экономическом отношении высокопроиз-
водительных вентиляторов.
Недостатками централизованных систем являются наличие дополнитель-
ных воздуховодов большой протяженности, увеличивающих вес и габарит-
ные размеры системы, и повышение затрат мощности на работу системы
в связи с увеличением потерь давления.
Несмотря на то что нецентрализованные (индивидуальные и групповые'
СО более экономичны по стоимости изготовления и затратам энергии, он::
имеют и серьезные недостатки, связанные с увеличением общего числа агре-
гатов на тепловозе и усложнением наблюдения за их техническим состоянием.
Необходимость для вентиляторов большой производительности сравнительнс
высоких давлений (до 500 кгс/м2 и более) во многих случаях затрудняет реа-
лизацию централизованных систем. Поэтому при дальнейшем повышении
мощности тепловозов (выше 4000 л. с. в секции) централизацию СО осуще-
ствить будет труднее.
§41. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
ТЯГОВЫХ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН
Проектирование СО состоит из нескольких последовательных этапов
Схему системы выбирают на основе изложенных выше соображений.
Воздуховоды системы проектируют, стремясь уменьшить их общее со-
противление при целесообразном их весе и габаритных размерах и обеспе-
чить необходимое распределение воздушных потоков по параллельным вет-
вям в групповых и централизованных системах соответствующим подбором
аэродинамических сопротивлений.
Протяженность воздуховодов определяется размещением оборудовании
на тепловозе и схемой системы охлаждения. Поперечные сечения воздухе-
водов выбирают исходя из необходимых расходов воздуха. Скорость воздухе
в ответвлениях принимают равной 4—12 м/с, а в общих участках, примы-
кающих к вентиляторам, равной 20—25 м/с. Обычно диаметры (или сечения
воздухопроводов, присоединяемых к всасывающему и нагнетательному от-
294
зерстиям вентиляторов, принимают равными диаметрам этих отверстий. Наи-
зыгоднейшая по затратам мощности и металла скорость воздуха, равная
8 м/с, на тепловозах не всегда осуществима. Ограниченные габаритные раз-
меры заставляют стеснять воздухопроводы и увеличивать этим в них потери
энергии. Вообще говоря, следует стремиться к снижению скорости воздуха
з наиболее отдаленных участках воздуховодов, так как для малых диаметров
при той же скорости воздуха возрастают потери на трение по сравнению с воз-
духоводом большего диаметра.
Скорости воздуха в головных участках нагнетательных каналов тяговых
электродвигателей серийных тепловозов достигают 20—30 м/с, а в ответвле-
ниях к дальним двигателям составляют 15—16 м/с. Каналы охлаждения тя-
говых электродвигателей обычно прокладывают в раме тепловоза и соеди-
няют с входными патрубками двигателей гибкими рукавами. В случаях,
когда необходимое распределение воздуха не обеспечивается, в воздуховодах
предусматривают поворотные заслонки, которые фиксируют в определенных
положениях после регулирования распределения расходов воздуха (тепло-
возы ТЭЗ, ТЭП60).
Воздуховоды изготовляют из листовой стали толщиной 2—4 мм, а иногда,
для снижения их веса — из дюралюминия. Короткие патрубки сложной
конфигурации выполняют из стеклопластиков. В качестве воздуховодов,
проходящих вдоль тепловоза, можно использовать полости рамы тепловоза,
которую в этом случае освобождают от всех трубопроводов и «кондуитов»
полностью (тепловоз U25B) или частично (тепловоз ТЭ114).
Расчет системы охлаждения тягового электрооборудования тепловоза
сводится к подбору вентилятора (или вентиляторов) для спроектированной
системы. Исходными данными для подбора вентилятора являются его не-
обходимые производительность и развиваемое давление (полный напор).
Производительность вентилятора QB определяют в соответствии со схе-
мой системы и необходимыми расходами воздуха в тяговых машинах, задан-
ными техническими условиями или рассчитанными предварительно.
Для индивидуальных систем охлаждения QB = &qQ, где Q — необхо-
димый расход воздуха для охлаждения тяговой машины, м3/с; kq = 1,05-ь
н-1,10 — коэффициент запаса по расходу воздуха.
Для групповых систем QB = kqmQ, где т — число однородных тяговых
машин в группе, обслуживаемой одним вентилятором.
Для централизованной системы QB = kQ (Qr + п(?тд + QBy), где Qr,
Стд и СвУ — необходимые расходы воздуха на охлаждение соответственно
тягового генератора, тягового электродвигателя и выпрямительной уста-
новки; п — число тяговых электродвигателей.
Полный напор Нв (кгс/м2) вентилятора должен быть не менее суммы
аэродинамических сопротивлений элементов воздушного тракта системы
при расчетных режимах охлаждения, т. е.
НВ^Н, где Н = НВХ + НВВ + НГЭМ + Н*. (81)
Рассмотрим слагаемые формулы (81) — аэродинамические сопротивле-
ния элементов системы. Входное сопротивление системы
•^вх Нвп 4“ ИВО АЯВ0>
где Нвп — сопротивление воздухоприемных устройств (защитных решеток
или жалюзи); Нво — начальное сопротивление чистых воздухоочиститель-
ных устройств; Л#во — предельное повышение потери давления в воздухо-
очистителях при эксплуатации, связанное с их загрязнением.
295
Сопротивления Нвп и Нт можно рассчитать по формулам типа
= (82)
где Zi — коэффициент аэродинамического сопротивления элемента (воздухо-
приемника или воздухоочистителя), определяемый экспериментально; у —
удельный вес воздуха на входе, кгс/м3; v — скорость воздуха на входе, м/с.
Коэффициент аэродинамического сопротивления воздухоприемных
устройств равен £вп = 1,54-5, если скорость воздуха отнесена к живому
сечению воздухоприемников [26]. Величины £во и ДЯВ0 зависят от типа
воздухоочистительных устройств (см. § 43).
Аэродинамическое сопротивление воздуховодов системы
^вв - ^вв вс Нвв н>
где Явввс и Яввн — сопротивления соответственно всасывающей части воз-
душного тракта (до вентилятора) и нагнетательной (от вентилятора до элек-
трической машины).
Сопротивления воздуховодов рассчитывают при их проектировании
как сумму потерь давления от трения на прямых участках постоянного сече-
ния и потерь давления в местах сопротивления (повороты, переходы и т. д.).
Потери давления рассчитывают по формулам типа (82), коэффициенты сопро-
тивления к которым принимают по справочным данным [54].
Реальный характер течения воздуха отличается от идеальных схем,
принимаемых в подобных расчетах. В частности, взаимное влияние отдель-
ных участков воздушного тракта может привести к значительным отклоне-
ниям расчетных потерь давления от действительных, поэтому расчеты аэро-
динамических сопротивлений сложных элементов системы имеют лишь оце-
ночное, предварительное значение. Они требуют последующих уточнений на
основе натурных испытаний воздушных систем.
Аэродинамическое сопротивление (кгс/м2) тяговых электрических машин
^тэм- >
где ?тэм — коэффициент аэродинамического сопротивления.
Тяговая электрическая машина в аэродинамическом отношении пред-
ставляет собой еще более сложную, по сравнению с воздуховодами, воздуш-
ную сеть, состоящую из последовательных и параллельных ветвей с упоря-
доченным и неупорядоченным течением в них воздуха.
Аэродинамические сопротивления таких сетей можно рассчитать извест-
ными методами. Необходимые данные для таких расчетов приведены в курсах
тяговых электрических машин [59, 138]. Эти расчеты проводят с исполь-
зованием упрощающих предпосылок (в частности, машину рассматривают
в статическом, неподвижном состоянии). Поэтому результаты расчетов
являются лишь более или менее грубым приближением к реальным перепа-
дам давления. Более надежны результаты испытаний выполненных машин.
Для тяговых генераторов коэффициенты z аэродинамического сопротив-
ления имеют следующие значения:
Генератор z
МПТ84/39; ГП300 ............... 21
МПТ99/47 ...................... 16
ГИЗИ; ГП312.....................12
ГС501.......................... 5,5
296
Рис. 157. К расчету аэродина-
мического сопротивления цент-
рализованной системы:
В — вентилятор; ЦВ — централь-
ный вентилятор; Г — тяговый ге-
нератор; ТД — тяговый двигатель;
ВУ — выпрямительная установка
Ориентировочно аэро-
динамическое сопротивле-
ние проектируемых тяго-
вых генераторов г =26,3 х
X (/а 67/£»а) ,где lanDa — со-
ответственно длина и диа-
метр якоря, м.
Для тяговых электродвигателей коэффициенты z аэродинамического
сопротивления имеют следующие значения:
Электродвигатель z
ЭДТ200 ........................... 59
ЭД104 .............................70
ЭД107 .............................95
Иногда за величину аэродинамического сопротивления электрической
машины принимают величину избыточного статического давления в кол-
лекторной камере, задаваемую заводом-изготовителем. Это не совсем точно.
В аэродинамическое сопротивление машины, т. е. в потери полного давления,
входят и потери давления во входном патрубке машины, удельный вес кото-
рых составляет обычно 10—20%, но может достигать и 25—30%. Это необ-
ходимо учитывать в расчете.
Потери динамического давления Нл на выходе из машины Нл = у (vlblx/2g).
Скорость определяется расходом охлаждающего воздуха Q и площадью
выходных отверстий FBbIX, т. е. увых = (Q/F вых). Значения авых могут до-
стигать 15—17 м/с при Яд = 14-4-17 кгс/м2.
Как уже отмечали, полный напор вентилятора должен быть не менее
величины Ну полученной по формуле (81). Обычно принимают Нв = kHH,
где кн = 1,0-5-1,05 — коэффициент запаса по напору. На основе подсчета
аэродинамических сопротивлений системы можно оценить целесообразность
централизации системы.
Сопоставление схем обычной и централизованной систем и анализ их
аэродинамических характеристик показывают, что затрата мощности 7УЦ
в централизованной СО всегда больше мощности No в обычной СО в ре-
зультате потерь давления в общих участках системы (они выделены толстыми
линиями на рис. 157) и необходимости дросселирования ветвей, идущих к тя-
говому генератору и к выпрямительной установке.
Сопоставление увеличения мощности в конкретных условиях с выигры-
шами, получаемыми вследствие централизации системы, позволяет оценить
ее целесообразность.
§42. ВЕНТИЛЯТОРЫ
На современных тепловозах в СО применяют главным образом центров
бежные вентиляторы среднего давления. Использование центробежного
вентилятора, в котором воздушный поток изменяет направление на 90°,
297
Таблица 31
Тепловоз
Наименование 2ТЭ10Л 2ТЭ10Л ТЭП60 М62 М62 ТЭ10 ТЭЗ ТЭМ1 ТЭМ2
Система охлажде- ния тг * *ТД ** ТГ ТГ ТД ТД ТД ТД ТД
Вентилятор . . . Ц15-45 Ц15-45 и ТД Ц9-55 Ц9-55 Ц9-55 Ц15-45 «Си- «Си- «Си-
QB, м3/с .... Ян, кгс/м2 . . /г, об/мин . . . NB, л. с. ... 4,16 4,16 4,16 2,67 2,45 3,75 рокко» 2,67 рокко» 2,25 рокко^ 1,75
280 320 320 215 230 300 220 205 176
1800 2050 2100 2600 2600 1760 2600 2480 2240
26 30 37 12 15 23 12 9,5 7,8
D, м 0,46 0,46 0,52 0,365 0,404 0,46 0,35 0,35 0,35
* Система охлаждения тягового генератора.
** Система охлаждения тягового двигателя.
упрощает размещение воздуховодов СО на тепловозе. Осевые вентиляторы
в этом отношении менее удобны (например, в качестве вентиляторов тяговых
электродвигателей), так как для них необходимо наличие в системе по край-
ней мере одного плавного поворота круглого воздуховода под прямым углом.
Это трудно осуществить в ограниченном по ширине пространстве машинного
помещения тепловоза.
Центробежные вентиляторы. Применяемые в СО отечественных тепло-
возов (табл. 31) центробежные вентиляторы имеют рабочие колеса барабан-
ного типа с лопатками, загнутыми вперед. Их аэродинамические схемы соот-
ветствуют трем схемам общепромышленных вентиляторов: «Сирокко»,
Ц15-45 и Ц9-55.
Схема «Сирокко», примененная в вентиляторах СО тепловозов ТЭЗ,
ТЭМ1 и ТЭМ2, наиболее проста в конструктивном отношении. Ротор имеет
60 лопаток небольшой относительной высоты: h = г/2 (d — d0) = 0,0675d.
Для вентилятора этого типа к. п. д. не превышает 50—55%, поэтому на совре-
менных тепловозах применяют вентиляторы Ц15-45 и Ц9-55, выполненные
по более совершенным аэродинамическим схемам, разработанным в ЦАГИ.
Рабочее колесо вентилятора тепловоза 2ТЭ10Л, выполненного по схеме
вентилятора Ц15-45 (рис. 158, а), состоит из стальной ступицы и дисков,
к которым приклепаны 32 алюминиевые лопатки. Несущий диск толщиной
6 мм изготовлен из стали, а покрывающий диск — из дюралюминия. Корпус
вентилятора прикреплен непосредственно к корпусу распределительного
редуктора. Вентилятор не имеет собственного вала — вентиляторное колесо
насажено непосредственно на конический хвостовик выходного вала редук-
тора. Привод вала в редукторе осуществлен через гидромуфту постоянного
наполнения, которая служит для гашения крутильных колебаний, усу-
губляющих напряженное состояние лопаток. Надежность лопаток является
определяющей для всего вентилятора.
На тепловозах ТЭП60 с целью повышения надежности применены вен-
тиляторы Ц9-55 (рис. 158, б), отличающиеся меньшей относительной длиной
лопаток, их профилем и переменной по длине лопатки ее высотой. Сокращение
длины лопаток потребовало некоторого увеличения диаметра вентиляторного
колеса, чтобы избежать снижения производительности. В остальном кон-
298
струкция данного вентилятора практически не отличается от конструкции
вентилятора тепловоза 2ТЭ10Л.
Ввиду относительной однотипности конструкций центробежных венти-
ляторов СО, Ворошиловградским филиалом ВНИТИ предложено унифици-
ровать их размеры. Разработан типовой ряд вентиляторов на основе схемы
вентилятора Ц9-55 с диаметрами вентиляторных колес 350, 420, 450 и 600 мм.
Эти вентиляторы могут удовлетворить потребности групповых и индивиду-
альных СО тепловозов мощностью до 4000 л. с. в секции.
Осевые вентиляторы. В системах охлаждения тяговых генераторов
тепловозов ТЭ10 и ТЭ40, а также в централизованных СО тепловозов ТЭП70,
ТЭ41 и U25B применены осевые вентиляторы. Их конструкция не отличается
от обычной конструкции осевых вентиляторов, например охлаждающего
устройства дизеля.
Необходимость повышения давления в СО современных тепловозов
заставляет усложнять схемы и конструкцию осевых вентиляторов. Так,
в проекте тепловоза мощностью 4000 л. с. требовались вентиляторы произ-
водительностью 8,2—10,5 м3/с при давлении 460—510 кгс/м2. Аэродинамиче-
ские расчеты вентиляторов разных типов показали целесообразность приме-
нения осевых двухступенчатых вентиляторов ЦАГИ высокого давления
серии В со спрямляющими аппаратами (диаметр вентиляторных колес
700 мм; к. п. д. при расчетном режиме 0,75—0,77; номинальная частота
вращения вала 2960—3430 об/мин; потребляемая мощность 60—96 кВт).
Для использования в групповых системах охлаждения тяговых электро-
двигателей Ворошиловградским филиалом ВНИТИ и Ворошиловградским
тепловозостроительным заводом разработан одноступенчатый осевой венти-
лятор с направляющим и спрямляющим аппаратами (производительность —
6,67 м3/с при полном давлении 500 кгс/м2; частота вращения вала —
2940 об/мин; потребляемая мощность 45 кВт). Вентилятор исполнен в виде
двигатель-вентиляторного агрегата с электроприводом переменного тока.
Вес агрегата 380 кгс.
Вентилятор К-2 централизованной СО тепловоза ТЭП70 имеет следу-
ющие параметры: QB = 18,3 м3/с; Нв = 350 кгс/м2; п = 1000 об/мин; т]в =
- 0,874-0,90; NB = 80 кВт.
Выбор вентилятора. Тип вентилятора выбирают с учетом компоновки
оборудования на тепловозе, размещения электрических машин и т. д. Рас-
Рис. 158. Аэродинамические схемы вентиляторов:
а — Ц15-45; б — Ц9-55 (все размеры относительные — в процентах от диаметра)
299
Рис. 159. Характеристики центробежных вентиляторов:
а — Ц15-45 (D — 0,48 м; п = 800 об/мин; п Y в 40 м/с); б — Ц9-55 (D в 0,5 м; п = 1000 об/ми?::
“max = 554-60 м/с)
считывают вентилятор по безразмерным характеристикам (см. гл. IX).
Окончательно выбирая параметры вентилятора, необходимо учитывать,
что их реальные характеристики, особенно при серийном исполнении,
в связи с неизбежными технологическими отклонениями при изготовлении
заметно отличаются от расчетных. Поэтому при использовании расчетных
характеристик (рис. 159) значения коэффициента запаса напора следует при-
нимать [160] более высокими (kH = 1,10ч-1,15).
Следовательно, действительный режим работы вентилятора, определяе-
мый рабочей точкой, будет отличаться от расчетного в связи с введение:/
в расчет коэффициентов запаса расхода напора kH и возможными откло-
нениями реальных характеристик от расчетных. Наличие этих поправок при-
водит к повышению потребляемой вентилятором мощности. Если рабочая
точка находится на пологой части характеристики (центробежные вентиля-
торы), то предпочтительнее иметь запас по производительности, а не по
давлению. Потери мощности в этом случае будут меньше. Для рабочей точки,
находящейся на круто падающей характеристике (осевые вентиляторы),
лучше иметь запас по давлению. Таким образом, величины коэффициентов
kq и кн в расчете следует принимать, увязывая их между собой и учитывая
вид характеристики предполагаемого вентилятора.
Характеристики вентиляторов во многих случадх имеют зону неустой-
чивой работы в диапазоне малых расходов (примерно от нуля до одной трети
максимальной производительности). Поэтому при выборе параметров венти-
лятора следует стремиться к тому, чтобы рабочая точка находилась в зоне
нормальной работы, т. е. в зоне производительности вентилятора QB =
= (0,4 ч-1,0) Свтах» независимо от того, какую форму имеет характеристика
давления вентилятора (седлообразную или монотонно убывающую). Чем
дальше от оси ординат находится рабочая точка, тем устойчивее работает
вентилятор [20]. В системах охлаждения, где вентиляторы работают с про-
изводительностью, близкой к зоне неустойчивой работы, небольшое увели-
чение аэродинамического сопротивления системы (из-за технологических
отклонений или загрязнения каналов или фильтров) может перевести рабо-
чую точку в неустойчивую зону.
300
Для вентиляторов СО на тепловозах обычно применяют механический
нерегулируемый привод от коленчатого вала дизеля. Вентилятор в этом слу-
чае работает в различных режимах по частоте вращения в зависимости от
позиции рукоятки контроллера машиниста. Поэтому оптимальность режимов
по к. п. д. и устойчивости работы должна быть проверена не только по номи-
нальной характеристике работы вентилятора, но и по всем его частичным
характеристикам. Более того, в зависимости от назначения тепловоза и его
предполагаемых режимов работы, может оказаться целесообразным устано-
вление наиболее оптимальных условий не в номинальном режиме, а в одном
из частичных режимов, которому соответствует большая часть рабочего вре-
мени тепловоза.
При отсутствии частичных характеристик вентилятора для предвари-
тельной его оценки можно определить эти характеристики на основании
известных уравнений пропорциональности. Частичную характеристику
Я1 (QJ вентилятора (D = const) можно получить пересчетом по точкам его
номинальной характеристики Н (Q) (без учета поправок на влияние числа
Рейнольдса) по следующим формулам
и
Регулирование производительности вентиляторов. В системах охлажде-
ния серийных тепловозов регулирование производительности вентиляторов
выполняют только изменением частоты вращения вала дизеля. Однако ре-
жимы работы тяговых электрических машин связаны с частотой вращения
вала дизеля только по мощности. Соотношение силы тока и напряжения,
л следовательно, и общая величина потерь в машине зависят от нагрузки,
т. е. от профиля пути и веса поезда. В связи с этим в СО, где расходы охла-
ждающего воздуха установлены по максимальным потерям в номинальном
режиме, при частичных режимах могут возникать диспропорции между
производительностью вентилятора и количеством теплоты, подлежащей
отводу, т. е. несоответствие режимов охлаждения условиям нагрузки.
При эксплуатации тепловозов такие явления не могут быть выявлены, так
как тяговые электрические машины на локомотивах не имеют устройств для
измерения (или контроля) температур обмоток. Следствием этого может быть
сокращение срока службы изоляции.
Нерегулируемый привод вентиляторов СО обладает и другим недостат-
ком: при работе дизеля в режиме холостого хода или при малых нагрузках
и средних скоростях вентиляторы подают в электрические машины, не ну-
ждающиеся в интенсивном охлаждении, излишний воздух, что приводит
к повышенным температурным деформациям изоляции и затратам мощности.
Аналогичные явления имеют место и при изменениях температуры окружа-
ющей среды, так как большую часть года она значительно отличается от
расчетной (/нв = 40° С). В связи с этим вопрос о регулировании произво-
дительности вентиляторов СО нуждается в изучении. Предварительный
анализ показывает, что есть возможности улучшения условий работы элек-
трических машин и экономии топлива даже при дискретном (сезонном)
регулировании [81 ].
§43. ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛИ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
К основным характеристикам воздухоочистителей СО, так же как
и воздухоочистителей дизеля, относят эффективность очистки, аэродинами-
ческое сопротивление, расчетную скорость воздуха на входе и пылеемкость.
301
Важными факторами являются габаритные размеры и вес очистителя. Почти
все эти величины и методы их определения рассмотрены в гл. VIII. Большое
значение для эксплуатации воздухоочистителя имеют простота его устройства
и обслуживания.
Эффективность (коэффициент очистки) т] воздухоочистителей СО элек-
трических машин обычно определяют так же, как и воздухоочистителей
тепловозных дизелей в стендовых условиях на кварцевой пыли с удельной
поверхностью S = 5600 см2/г. Использование такой пыли ничем не обосно-
вано, так как требования к очистке воздуха и характер рабочих процессов
в таких разнородных машинах, как двигатели внутреннего сгорания и элек-
трические машины, весьма различны.
МИИТом и Ворошиловградским тепловозостроительным заводом раз-
работана методика испытания воздухоочистителей для тяговых электриче-
ских машин и аппаратов тепловозов, в которой на основании анализа усло-
вий их работы в СССР и за рубежом предусмотрено применение кварцевой
пыли с удельной поверхностью S = 2800 см2/г.
Средняя эффективность используемых в настоящее время на серийных
тепловозах сетчатых воздушных фильтров тяговых электродвигателей, опре-
деленная таким методом, не превышает 10%. Исследования показывают, что
для воздухоочистителей СО экономически оправдана эффективность, равная
75—85%. Дальнейшее повышение эффективности очистки связано с услож-
нением конструкции и значительным увеличением затрат мощности.
Возможны и иные способы нормирования эффективности воздухоочисти-
телей СО. Указанная выше эффективность по существу является относи-
тельной, т. е. представляет собой отношение действительной эффективности
к предельно возможной абсолютной (т] = 100%). В этих условиях качество
(запыленность) очищенного воздуха ф' зависит от запыленности исходного
воздуха ф. Так, при ф = 1 мг/м3 и т] =50% получаем ф' = 0,5 мг/м3, в то
время как при ф = 4 мг/м3 и т] = 75% запыленность «чистого» воздуха
ф' = 1 мг/м3, т. е. несмотря на более высокую эффективность очистки воздух
оказывается более загрязненным.
Поэтому при нормировании эффективности воздухоочистителей СО
следует исходить из величины предельно допустимой для тяговых электри-
ческих машин запыленности вентилирующего воздуха или из предельного
допустимого размера частиц пыли, попадание которых в машину можно
считать неопасным.
В первом случае для нормирования эффективности следует иметь в виду,
что воздух с запыленностью до 1 мг/м3 считают технически чистым, а концен-
трацию 0,5 мг/м3 — предельно допустимой для человека нормой атмосферной
запыленности. Следовательно, вряд ли можно считать обоснованной допу-
стимую для тяговых электрических машин запыленность воздуха, меньшую
1,0—1,5 мг/м3. В этих условиях требуемая эффективность очистки воздуха
от естественной пыли для большей части СССР составит 40—67%, а для райо-
нов Средней Азии 70—85%.
Во втором случае максимальный размер пропускаемых воздухоочисти-
телем частиц можно принять равным 8—10 мкм. Воздухоочистители центра-
лизованной СО тепловоза U25B (США) рассчитаны на почти полное (99%)
удаление частиц крупнее 8 мкм. Применительно к кварцевой пыли с удельной
поверхностью S = 5600 см2/г такая очистка воздуха соответствует эффек-
тивности 68—69%, а применительно к пыли с удельной поверхностью S =
= 2800 см2/г—эффективности 83—85%. Есть сведения, что капроновые
сетчатые фильтры, применяемые на французских электровозах, обеспечи-
302
вают эффективность очистки от частиц крупнее 10 мкм, равную 98%. В пере-
счете на эталонную пыль с удельной поверхностью 5600 см2/г такая эффек-
тивность, считающаяся высокой, составляет всего 58%.
Таким образом, и в первом и во втором случаях, рекомендуемая эффек-
тивность очистки воздуха, равная 75—85% при определении на кварцевой
пыли с удельной поверхностью 2800 см2/г (или 60—70% при определении
на стандартной для двигателестроения и автопромышленности испытательной
пыли с удельной поверхностью 5600 см2/г) является не только экономически
целесообразной, но и достаточной, так как обеспечивает требования по
очистке воздуха для тяговых электрических машин на современно и тех-
ническом уровне.
Аэродинамическое сопротивление воздухоочистителя ЯРО зависит от
скорости воздуха на входе увх. Каждый тип воздухоочистителя имеет свои
оптимальные значения увх. Предельные значения Яво в настоящее время
можно принять равными 100—ПО кгс/м2. Это сопротивление может бы:ь допу-
щено для самоочищающихся воздухоочистителей. Для очистителей иных
типов эта цифра является пределом сопротивления в загрязненном состоянии,
а величину исходного сопротивления чистого фильтра следует устанавливать
в зависимости от требуемой пылеемкости.
Таким образом, в общем случае (Яво -ф АЯВО) С 100-ь ПО кгс/м2,
что допускает применение на тепловозах инерционных воздухоочистителей
многих типов.
Предельные значения полного давления для обычных вентиляторов СО
составляют 400—500 кгс/м2. Из них примерно 100 кгс/м2 составляет динами-
ческий напор, а 140—180 кгс/м2 —аэродинамическое сопротивление элек-
трической машины. Остающиеся 160—220 кгс/м2 приходятся на воздухоочи-
стители и воздуховоды. Опыт показывает, что эти потери могут быть рас-
пределены примерно поровну, что и приводит к указанному пределу аэроди-
намического сопротивления воздухоочистителей СО.
В СО применяют контактные и инерционные воздухоочистители. На боль-
шинстве отечественных серийных тепловозов использованы сетчатые воздуш-
ные фильтры различной конструкции.
Размещение воздухоочистителей на тепловозах зависит от типа СО
и принятой системы забора воздуха для отдельных ее объектов (рис. 160).
Сетчатые фильтры располагают главным образом в боковых стенках кузова.
Сетчатые воздушные фильтры в простейшем исполнении применены
на тепловозах ТЭЗ, 2ТЭ10Л и ТЭМ2. Фильтр представляет собой кассету
в виде рамки толщиной 22 мм, в которую вложены три слоя проволочной
сетки. Первый слой (со стороны входа воздуха) представляет собой плоскую
сетку № 7-1,2 из оцинкованной проволоки (первая цифра означает шаг пере-
плетения сетки в мм, а вторая —диаметр проволоки). Для последующих
двух слоев используют более мелкую, также оцинкованную сетку, гофриро-
ванную в складки высотой 8 мм с шагом 15 мм. Вторым слоем служит сетка
№ 5-0,7, у которой гребни гофров расположены под углом 30° к вертикали.
Третьим слоем является сетка № 4-0,6 с горизонтальными гофрами. В двух
местах сетки скреплены стяжными заклепками по середине.
Кассета имеет четыре поворотных рукоятки для установки и закрепле-
ния сетки в корпусе. Снаружи фильтр закрывают штампованной предохра-
нительной сеткой, укрепляемой на кузове тепловоза. Сетчатые фильтры
такой конструкции обладают невысокой эффективностью и в эксплуатацион-
ных условиях не обеспечивают необходимую защиту тяговых электродви-
гателей от загрязнений.
303
е)
Рис. 160. Расположение воздухоочистителей в СО тепловозов:
а — наружный забор воздуха для дизеля и внутренний — для электрических машин; б — наружный
забор воздуха для дизеля и тяговых электродвигателей и внутренний — для тягового генератора; в —
наружный забор воздуха для всех потребителей; г — общий воздухоочиститель для электрических
машин; д — централизованный воздухоочиститель; е — объединенный воздухоочиститель первой сту-
пени для дизеля с централизованной СО; 1 — дизель; 2 — воздухоочиститель дизеля; 3 — тяговый гене-
ратор; 4 — воздухоочиститель тягового генератора; 5 — воздушный фильтр; 6 — вентилятор тяговых
двигателей; 7 — воздухоочиститель тяговых двигателей; 8 — централизованный воздухоочиститель;
9 — центральный вентилятор; 10 — объединенный воздухоочиститель; 11 — объединенный вентиля-
тор
Одной из причин неэффективной работы фильтров помимо их небольшой
контактной поверхности являются высокие скорости воздуха (8—10 м/с на
тепловозе 2ТЭ10Л), препятствующие осаждению частиц на контактных
поверхностях. Для любых контактных фильтров скорости воздуха не должны
превышать 3—3,5 м/с. Коэффициент аэродинамического сопротивления £
чистого серийного сетчатого фильтра для тяговых электродвигателей равен
4,55. При скорости воздуха 8—10 м/с аэродинамическое сопротивление
фильтра составляет 17,5—27 мм вод. ст.
Более плотные сетчатые фильтры с 15—20 слоями проволочных сеток,,
выполненные по типу воздушных фильтров тепловозных дизелей имеют
начальный коэффициент сопротивления, равный 7,5—10,8. Сетчатый фильтр
фирмы Farr имеет коэффициент £ = 11,5. Эффективность таких фильтров,
при скоростях 3—7 м/с составляет 70—85%.
Принципы расчета сетчатых фильтров были рассмотрены в гл. VIII.
Сетчатые фильтры применяют на тепловозах и при внутреннем заборе воз-
духа для его очистки от капель масла (масляного тумана).
В МИИТе была разработана простая конструкция воздушного фильтра
для тягового генератора тепловоза ТЭЗ (рис. 161). Фильтр представляет
собой кассету с двухслойной проволочной сеткой. Кассету устанавливают на
всасывающем патрубке тягового генератора. Сетка фильтра (№ 1-0,35)
гофрированная с высотой гофра 38 мм и шагом 13,9 мм. По контуру фильтра
304
?ис. 161. Воздушный фильтр конструкции
. 1ИИТа для тягового генератора тепловоза
ТЭЗ:
j — схема гофрировки сеток; б — вариант гоф-
тировки с водоотводящими уголками; 1 и 2 —
сетки; 3 — водоотводящий уголок
а)
б)
:етка с двух сторон сжата специальными зубчатыми планками, шаг зуба
которых совпадает с шагом гофров. Для повышения жесткости сетки и фикса-
ции шага такая же планка расположена посредине фильтра. Сваренные зуб-
чатые планки образуют кассету фильтра. Гидравлическое сопротивление
такого чистого фильтра невелико (не более 3—4 кгс/м2). При загрязнении раз-
режение в патрубке генератора повышается до 8 кгс/м2. Фильтр задерживает
до 80% (по весу) капель масла, содержащихся в виде тумана в воздухе
машинного помещения тепловоза. Фильтры такого типа устанавливали на
тепловозах ТЭЗ.
В СО тепловозов применяют также панельные контактные фильтры
с набивкой из синтетических материалов. На некоторых зарубежных тепло-
возах (Франция, Япония) используют фильтры из стекловолокна или не-
опренового волокна. Их особенность —небольшие скорости воздуха, не
превышающие 1,5—2 м/с при номинальном режиме. На отечественных тепло-
возах [157] испытывают фильтры с набивкой из пенополиуретана (для этих
чистых фильтров Z = 42 ч- 85).
Инерционные воздухоочистители (рис. 162) применяют главным образом
в централизованных СО или в СО мощных тепловозов, где невозможно разме-
стить необходимое количество сетчатых фильтров. Особенность всех инер-
ционных воздухоочистителей — более высокий уровень скоростей воздуха
на входе (15—30 м/с), и следовательно, более высокое аэродинамическое со-
противление (£ 15 ч-20). Эффективность очистки, полученная на стандарт-
ной кварцевой пыли, равна 60—80%.
Рис. 162. Схемы инерционных воздухоочистителей:
а — циклон; б — прямоточный циклон; в — инерционный воздухоочиститель с плоской решеткой;
г — инерционный воздухоочиститель с криволинейной решеткой
20 п/р. Панова
305
Прямоточные циклоны (рис. 162, б) применены в централизованной 2.
тепловоза U25B фирмы Дженерал Электрик. Воздухоочиститель (мульт
циклон) состоит из 1470 циклонных элементов диаметром 50 мм.
Инерционные воздухоочистители с плоской жалюзийной решетк:
(рис. 162, в) применены в проекте тепловоза ТЭ41, а также на некоторь:
американских тепловозах. Недостатком этих воздухоочистителей являет;-
невысокая эффективность очистки воздуха от капельной влаги при атмосфе:-
ных осадках (т] = 30-ь40%) вследствие осаждения капель на пластина
решетки и последующего их уноса.
В инерционном воздухоочистителе с криволинейной решеткой (ИВКР
разработанном в МИИТе [146], использован дополнительный сепарирующи:
эффект. Вследствие того, что решетка и противоположная ей стенка ИВ К г
криволинейны (рис. 162, г), в воздухоочистителе такой конструкции появ-
ляется дополнительный сепарационный эффект в результате действия цен-
тробежных сил. При этом очистка происходит как бы в две стадии: сначал;
при криволинейном движении воздуха по корпусу очистителя, а затем пр.
его повороте на лопатках решетки. Это обстоятельство особенно благопри-
ятно сказывается при очистке воздуха от капельной влаги, так как болет
крупные капли воды в этом случае выделяются из потока воздуха еще
его входа на решетку. Таким образом, исключается возможность их после-
дующего уноса. Эффективность ИВКР по задержанию капельной влаги
в диапазонах расхода воздуха 50—125% номинального и содержания водь
в воздухе 1—9 г/м3 составляет не менее 80%.
Двухступенчатые воздухоочистители являются сочетанием инерцион-
ного воздухоочистителя (I ступень) и сетчатого фильтра (II ступень). Он:
имеют эффективность 80—85% и коэффициент сопротивления £ = 9-S-12
Размещение инерционных воздухоочистителей на тепловозах в отличит
от размещения сетчатых фильтров может быть более разнообразны'
(рис. 163), так как они менее привязаны к боковым стенкам кузова.
Рис. 163. Схемы размещения
инерционных воздухоочистите-
лей с плоской решеткой:
а — тепловоз ТЭ41; б и в — теп-
ловозы японской фирмы Хитати
306
Центробежные сепараторы представляют собой вентиляторы СО, в ко-
торых центробежные силы использованы для сепарации пыли и влаги из
воздуха. Примером таких устройств служат вентиляторы-пылевлагоотде-
тители, разработанные Ворошиловградским филиалом ВНИТИ [84] и
ВЭлНИИ. Эффективность таких вентиляторов по очистке воздуха от пыли
доставляет 45—50% при запыленности воздуха 200 мг/м3 и снижается с ее
уменьшением, а по очистке от капельной влаги 50—60%. Эффективность
существенно снижается при частичных режимах. Достоинством таких кон-
струкций является относительная простота их устройства и размещения на
тепловозе.
Выбор воздухоочистителя для СО необходимо проводить на основе
технико-экономического анализа с учетом особенностей назначения тепло-
воза, условий его эксплуатации, компоновки оборудования, конструкции
кузова и т. д.
Тепловозы, эксплуатируемые в условиях повышенной запыленности
воздуха (Средняя Азия, страны тропического климата), должны иметь более
эффективные средства очистки воздуха по сравнению с тепловозами, эксплуа-
тируемыми в нормальных климатических условиях.
Глава XII
ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ ТЕПЛОВОЗОВ
На тепловозах сжатым воздухом приводят в действие тормоза, песоч-
ницы, электрические аппараты, системы пожаротушения и подачи звуковых
сигналов. Пневматическая система состоит из тормозной системы, систе?:
автоматики и подачи песка.
§44. ТОРМОЗНАЯ СИСТЕМА ТЕПЛОВОЗА
Принцип действия тормозных систем и их конструктивные особенности
наиболее целесообразно рассматривать по их пневматическим схемам.
Воздухопроводы тормозов отечественных тепловозов имеют принципиально
одинаковые пневматические схемы, которые в зависимости от рода службы
тепловоза (грузовой, пассажирский) и наличия электродинамического тор-
моза (ЭДТ) отличаются только применением тех или иных тормозных при-
боров.
В качестве примера рассмотрим пневматическую схему воздухопровод
тормоза грузового тепловоза 2ТЭ10Л (рис. 164). Источником сжатого воздух
служат два компрессора 26. В обеих секциях тепловоза применены сдубли-
рованные компрессоры КТ-7, что обеспечивает надежную работу тепловоза
при выходе из строя одного из них. Засасываемый компрессором воздух нагне-
тается в четыре главных резервуара 33 общей емкостью 1000 л до давления
9 ± 0,2 кгс/см2, после чего компрессоры отключаются регулятором давле-
ния 28 типа ЗРД. Когда давление в резервуарах понизится до 7,5 =
0,2 кгс/см2, компрессоры включаются вновь. Если регулятор 28 не обес-
печивает отключения компрессора при давлении 9 ± 0,2 кгс/см2, то при
достижении в резервуарах давления 10,7 кгс/см2 срабатывают предохрани-
тельные клапаны 29 (Э-216) *. Кроме клапанов 29 предохранительные кла-
паны такого же типа, отрегулированные на давление 4,5 кгс/см2, устанавли-
вают на холодильниках между первой и второй ступенями компрессора.
Главные резервуары 33 обеспечивают необходимые запасы сжатогс
воздуха, частично его охлаждают и способствуют осушке и очистке от масла.
Выделившиеся в резервуарах конденсат и масло периодически выпускают
через спускные краны 32.
Влажность сжатого воздуха, находящегося в главных резервуарах,
никогда не бывает ниже 100%, так как воздух все время соприкасается с вы-
* Условные номера тормозного оборудования соответствуют их номерам, принятый
в каталогах.
308
Рис. 164. Схема воздухопровода тормоза тепловоза 2ТЭ10Л:
1 — концевой кран № 190; 2 — соединительный рукав; 3 — разобщительный кран № 379; 4 — воздухо-
распределитель № 270; 5 — камера № 295; 6 — пневмоэлектрический датчик № 418; 7 — запасной
резервуар; 8 — резервуар стабильности; 9 — разобщительный кран № 383; 10 — тормозной цилиндр
№ 507; 11 — рукав Р32; 12 — рукав Р17; 13 — регулятор давления АК-ПБ; 14 — устройство блоки-
ровки тормозов № 367; 15 — уравнительный резервуар; 16 — кран № 377; 17 — кран комбинирован-
ный № 114; 18 — фильтр Э-114; 19 и 22 — манометры МТК-Ю0-10 кл. 1,6; 20 — манометр МТК-100-16
кл. 2,5; 21 — скоростемер СЛ-2М; 23 — кран вспомогательного тормоза № 254; 24 — кран машиниста
№ 394; 25 — клапан автостопа ЭПК-150; 26 — компрессор КТ-7; 27 — разобщительный кран № 4200:
28 — регулятор давления ЗРД; 29 — предохранительный клапан Э-216; 30 — маслоотделитель Э120Т:
31 и 32 — спускные краны; 33 — главный резервуар; 34 — обратный клапан Э-175; 35 — трехходовой
кран Э-195
делившимся конденсатом. Чем выше температура сжатого воздуха в резервуа-
рах, тем меньше в них осаждается конденсата и тем больше его выделяется
в магистралях после главных резервуаров. Для предотвращения этого явле-
ния при проектировании тормозной системы учитывают, что длина трубо-
провода между компрессором и главными резервуарами должна быть не
менее 8 м. В некоторых случаях устанавливают даже специальные змеевики,
чтобы снизить температуру сжатого воздуха в главных резервуарах до тем-
пературы наружного воздуха.
309
Однако полностью осушить воздух таким способом не удается. Поэтом'
в настоящее время некоторые зарубежные фирмы (Вестингауз, Оэрлико?:
ведут исследовательские работы по применению для осушки воздуха хими-
ческих абсорбирующих веществ. Установки выполняют так, чтобы при вклю-
чении в работу одной группы абсорберов, вторая включалась на регенерацию
(испарение поглощенной влаги). В 1971 —1973 гг. во ВНИТИ был проведе?,
комплекс работ по разработке и исследованию абсорбционной установки для
осушки подаваемого компрессором воздуха.
Из главных резервуаров сжатый воздух поступает в питательную маги-
страль, которая обеспечивает воздухоснабжение всех пневматических цепе:,
тепловоза. Питательная магистраль проходит под кузовом тепловоза и имеет
выводы на его буферных брусьях. Эти выводы соединяют питательные ма-
гистрали тепловозов при их работе по системе многих единиц и при зарядит
резервуаров от постороннего источника сжатого воздуха. На концах маги-
страли установлены концевые краны 1 (№ 190) и соединительные рукава
типа Р17. Между рукавами и кранами размещены специальные калиброван-
ные шайбы с отверстиями 0 12 мм. Шайбы предназначены для снижения
(при обрыве рукава) расхода воздуха из главных резервуаров, тормознып
цилиндров и других магистралей тепловоза. Шайбы обеспечивают временную
работу тепловоза в аварийном режиме до отключения вышедшего из строя
участка системы. Из питательной магистрали сжатый воздух через кран маши-
ниста 24 (№ 394) поступает в тормозную магистраль. Давление в тормозной
магистрали, регулируемое поворотом головки редукционного клапана
крана машиниста, должно быть равно 5,3—5,5 кгс/см2 — при ведении грузо-
вого поезда длиной до 1250 м, 6,0—6,2 кгс/см2 — при ведении грузовог:
поезда длиной более 1250 м и 5,0—5,2 кгс/см2 — при ведении пассажирскогс
поезда.
Для отключения крана машиниста 24 и крана вспомогательного тор-
моза 23 от питательной магистрали, тормозной магистрали и магистрали
тормозных цилиндров (при смене кабины управления) на тепловозе примененс
устройство 14 (№ 367) блокировки тормозов, имеющее одну съемную руко-
ятку для отключения кранов и комбинированный трехходовой кран (№ 114
для разобщения крана машиниста с тормозной магистралью и соединения ее
с атмосферой при необходимости экстренного торможения из нерабочей
кабины.
Одновременно с выключением устройства блокировки тормозов проис-
ходит разрыв электрической цепи управления тепловоза, что исключает воз-
можность приведения его в движение. На отводной части тормозной маги-
страли установлен воздухораспределитель 4 (№ 270), связанный с рабочей
камерой № 5 (№ 295) и двумя запасными резервуарами 7. Средний штуцер
воздухораспределителя соединен с магистралью блокировки тормозов, кото-
рая, в свою очередь, соединена с повторителями кранов 23 вспомогательного
тормоза. На отводной части магистрали блокировки тормозов установлен
резервуар стабильности 8 для сглаживания импульсов давления сжатого
воздуха при работе воздухораспределителя.
Кран 23 вспомогательного (прямодействующего) тормоза одним патруб-
ком через фильтр 18 соединен с питательной магистралью, а другим — с ма-
гистралью блокировки тормозов и третьим — с магистралью вспомогатель-
ного тормоза. Эта магистраль выходит на задний буферный брус тепловоза
и оканчивается концевым краном и рукавом, между которыми имеется ка-
либрованная шайба с отверстием диаметром 7 мм. Кран 23 выполняет две
функции: крана вспомогательного тормоза тепловоза и реле повторителя.
310
обеспечивающего наполнение тормозных цилиндров тепловоза и их отпуск
з зависимости от управляющего импульса давления, который поступает
к нему от воздухораспределителя. Это позволяет снизить до минимального
объем запасного резервуара воздухораспределителя, обеспечивающего не-
истощимость действия тормоза при обслуживании одним воздухораспреде-
лителем нескольких тормозных цилиндров.
При торможении тепловоза поездным краном машиниста 24 (автомати-
ческое торможение) давление в тормозной магистрали снижается, и воздухо-
распределитель 4 срабатывает на торможение. Сжатый воздух из запас-
ного резервуара 7 поступает в магистраль блокировки тормозов и повтори-
тель крана 23 вспомогательного тормоза той кабины, из которой машинист
управляет. В повторителе крана 23 сжатый воздух отжимает блок поршней,
управляющих впускным клапаном, и сообщает питательную магистраль
с магистралью вспомогательного тормоза и через рукава 11 с тормозными
цилиндрами. При этом в тормозных цилиндрах устанавливается давление,
равное давлению в магистрали блокировки тормозов.
Во время отпуска тормозов поезда краном 24 давление в тормозной
магистрали повышается, что вызывает срабатывание воздухораспредели-
теля 4. В результате давление в запасном резервуаре воздухораспределителя
повышается, а в магистрали блокировки тормозов снижается. Это приводит
в действие реле-повторитель 23, которое выпускает воздух из тормозных
цилиндров в атмосферу до тех пор, пока давления в тормозных цилиндрах
и в магистрали за воздухораспределителем не выравнятся, т. е. не произой-
дет частичный или полный отпуск тормозов тепловоза. Если тепловоз тор-
мозят вспомогательным тормозом, то ручку крана 23 устанавливают в одно
из четырех тормозных положений. При этом давление в цилиндрах становится
равным 1,2—4,2 кгс/см2 в зависимости от положения рукоятки крана. Если
тормозные цилиндры до торможения вспомогательным краном были напол-
нены воздухом под действием воздухораспределителя, то давление в цилин-
драх может быть повышено или понижено при помощи рукоятки крана вспо-
могательного тормоза. Это является основной конструктивной особенностью
пневматических систем тормозов грузовых тепловозов. Перечисленное позво-
ляет машинисту в зависимости от профиля пути отпустить тормоза и попол-
нять тормозные цилиндры тепловоза, оставляя неизвестным давление в тор-
мозных цилиндрах состава.
При движении тепловоза в недействующем состоянии тормозные приборы
получают питание через разобщительный кран 9 и обратный клапан 34
из тормозной магистрали. В этом случае открываются разобщительные
краны 9 и 3, краны перед тормозными цилиндрами и включается одно из
блокировочных устройств. Рукоятку крана вспомогательного тормоза при
этом ставят в поездное положение и включают один из главных резервуаров.
Все остальные краны перекрываются.
На случай автоматической экстренной остановки поезда (если маши-
нист не привел в действие тормоза при запрещающем сигнале) тепловозы
оборудованы непрерывной локомотивной сигнализацией с автостопом,
электрическая часть которого связана с пневматической системой тормоза
электропневматическим клапаном 25 автостопа.
Для контроля давления в тормозной и питательной магистралях, тор-
мозных цилиндрах 10 и уравнительном резервуаре 15 крана 24 на пульте
управления установлены однострелочные манометры 19 и 20. Контроль
скорости осуществлен при помощи скоростемера 21.
311
Синхронная работа тормозов двух тепловозов, управляемых при веден:::
тяжеловесных поездов из одной кабины при установке второго локомотин:
в середине поезда, осуществляется специальной магистралью синхрониза-
ции, которая включается при помощи трехходового крана 35 и концевсз:
крана магистрали синхронизации в ведущей секции этого тепловоза. Коннз-
вой кран тормозной магистрали ведущей секции при этом перекрывают,
рукоятку вспомогательного крана 23 устанавливают в положение IV пр::
помощи специального приспособления.
Пневматическая схема тормоза тепловозов 2ТЭ10Л, оборудованных
бесчелюстными тележками с индивидуальными тормозными цилиндрами на
каждое колесо, отличается от приведенной тем, что тормозные цилиндры
одной из тележек получают питание от магистрали через реле давления.
Это вызвано необходимостью сокращения наполнения тормозных цилиндров
при общем увеличении их обьема и применением одного воздухораспредели-
теля вместо двух. Кроме того, для автоматического снятия нагрузки тяговогс
генератора при понижении давления в тормозной магистрали ниже 3 кгс/см2
установлен регулятор давления АК-ПБ, а для сигнализации обрыва тормоз-
ной магистрали — пневмоэлектрический датчик на камере воздухораспреде-
лителя.
Пневматическая схема воздухопровода тормоза грузового тепловоза
2ТЭ116 (рис. 165) отличается от схемы воздухопровода тормоза тепловоза
2ТЭ10Л с бесчелюстными тележками только тем, что для управления работой
компрессора 15 с электрическим приводом применен регулятор давления 21
типа АК-НБ вместо регулятора ЗРД. Компрессор от противодавления при
пуске для исключения перегрузки приводного электродвигателя разгру-
жают при помощи электропневматического вентиля ВВ-3, который в момент
пуска компрессора включается и сообщает его полости нагнетания с атмосфе-
рой. При достижении номинальной частоты вращения вала компрессора
вентиль ВВ-3 выключается.
Для исключения утечки воздуха из главных резервуаров при включении
вентиля ВВ-3 между компрессором и главными резервуарами установлен
обратный клапан 19. Для контроля давления в тормозной, питательной
магистралях и тормозных цилиндрах в схеме применен двухстрелочный
манометр. При использовании такого манометра для контроля давления
в тормозных цилиндрах обеих тележек необходимо знать, что красная стрелка
манометра показывает давление в тормозных цилиндрах той тележки, кото-
рая расположена под кабиной, где установлен манометр.
Тормозные системы пассажирских тепловозов отличаются от тормозных
систем грузовых тепловозов в основном применением новых тормозных при-
боров (поездной кран машиниста, воздухораспределитель и др.) в связи
с оборудованием этих тепловозов электропневматическим тормозом (ЭПТ).
Так, схема воздухопровода тормоза пассажирского тепловоза ТЭП6С
(рис. 166) отличается от пневматических схем грузовых тепловозов 2ТЭ10Л
применением крана машиниста 10 (№ 395) с контроллером для управления
(ЭПТ) взамен крана машиниста № 394, воздухораспределителя 23 (№ 292)
взамен № 270 и электропневматического воздухораспределителя 24 (№ 305).
Тормозные цилиндры передней тележки на этом тепловозе получают
питание непосредственно от воздухораспределителя 23 или от крана 9 вспо-
могательного тормоза, а цилиндры задней тележки — от питательной маги-
страли через реле давления 31. Кран 9 вспомогательного тормоза в этом слу-
чае не работает в качестве повторителя. Отпуск тормозов локомотива при
заторможенных тормозах состава в связи с этим осуществляют только при
312
5 6 1 в 3 10 11
Рис. 165. Схема воздухопровода тормоза тепловоза 2ТЭ116:
1 — концевой кран № 190; 2 — соединительный шланг; 3 и 21 — регуляторы давления АК-ПБ; 4 —
устройство блокировки тормоза № 367; 5 — скоростемер; 6 — манометр двухстрелочный 100Х 16
кл. 1,6; 7 — трехходовой кран Э-195; 8 — однострелочный манометр 100Х 10 кл. 1,6; 9 — уравнитель-
ный резервуар; 10 — кран машиниста № 394; И — кран вспомогательного тормоза № 254; 12 — кла-
пан автостопа ЭПК150; 13 — кран № 377; 14 — фильтр Э-114; 15 — компрессор КТ-7; 16 — предохра-
нительный клапан Э-216; 17 — маслоотделитель Э-120Т; 18 — спускной кран № 4360; 19 — обратный
клапан Э-155; 20 — главный резервуар; 22 — кран № 383; 23 — клапан максимального давления ЗМД;
24 — реле давления № 304; 25 — тормозной цилиндр № 553; 26 — рукав Р32; 27 — кран № 379; 28 —
обратный клапан Э-175; 29 — запасной резервуар; 30 — камера в сборе № 295; 31 — пневмоэлектриче-
ский датчик № 418; 32 — воздухораспределитель № 270; 33 — резервуар стабильности; 34 — соеди-
нительный рукав Р17; А — питательная магистраль; Б — тормозная магистраль; В — магистраль
вспомогательного тормоза; Г — магистраль блокировки тормоза
помощи кнопки отпуска на пульте машиниста, включающей отпускной вен-
тиль электровоздухораспределителя или выпускного одинарного клапана 15,
установленного в кабине. В этом случае повысить давление в тормозных
цилиндрах сверх установленного воздухораспределителем можно при помощи
рукоятки крана 9 вспомогательного тормоза, поставив ее на соответствующую
тормозную позицию. Применение такой схемы воздухопровода тормоза
вызвано необходимостью получения минимального времени наполнения
тормозных цилиндров, сокращения количества воздухораспределителей и
снижения объема запасных резервуаров.
Пневматические схемы воздухопровода тормоза тепловозов серий 120,
130 и 140 (экспортные поставки) выполняют с использованием тормозного
оборудования, применяемого на подвижном составе стран-заказчиков.
Повышение скоростей движения и возрастание осевых нагрузок пасса-
жирских и грузовых поездов требуют увеличения мощности тормозов. Раз-
меры фрикционных тормозных устройств (в частности колодок) не могут быть
увеличены из-за габаритных ограничений, поэтому неизбежно повышение
удельных давлений, приводящее к преждевременному износу таких уст-
ройств. В связи с этим новые тепловозы кроме фрикционных тормозов допол-
нительно оборудуют электоическим реостатным тормозом (ЭДТ) или гидро-
динамическим тормозом.
313
Рис. НИ». Cxcm.'i воздухопровод.*! lopMO'ia ii:i<‘e.i/Mi ргкого kmijiobo i.i I .’ >1 IGO
«ОСЬ
'° s
см
я «
<U Л • “
l-u „ Л _.
. „ S H <L>
s я H'S
U4 О со я о я
Й.Яа?>5 3 ,
cu s
.on
e;
» 5^
2 л
t; g
0 « «
s I §|з*£।§
«52® I 1 л
r'“>o
S
3% 3 о a
я я c\j а л
л я н 2 д
ф * О12 а
IgS^g,
. м О ._ п *=£ I
7 л Q - »=t’s я
A щ О С
©H
с « д я
О °5Я я
со 2® о
co а к
я CO
4. «5 o
2 S'
Ж g I S g
'11 « ” I w
S О Ч -Д
Q.«s^ О * ” _n
s я
«s
.«s
& Я
«» я 2
N 2 I « я
• Я I 1 О я
3
s
s
® «
s s .
Пневматические системы воздухопровода тормоза в слу-
чае применения ЭДТ дополняют приборами, обеспечиваю-
щими:
включение ЭДТ локомотива с приведением в действие
пневматических тормозов состава;
снижение эффективности действия фрикционных тор-
мозов локомотива или полное их выключение при включе-
нии ЭДТ;
автоматический переход с ЭДТ на пневматический тор-
моз при выключении ЭДТ.
Опыт применения ЭДТ на отечественных и зарубеж-
ных тепловозах показывает, что его наиболее эффективное
использование достигается в том случае, когда в пневмати-
ческой схеме воздухопровода тормоза предусмотрено авто-
матическое включение (отключение) ЭДТ по заданной про-
грамме без каких-либо дополнительных манипуляций ма-
шиниста (кроме необходимых для при ведения в действие
пневматических тормозов).
На некоторых опытных тепловозах ТЭП60, 2ТЭ10Л,
ТЭМ2, ТЭП10 с ЭДТ были применены пневматические си-
стемы воздухопровода тормоза, обеспечивающие управле-
ние ЭДТ при помощи тормозных кранов машиниста. Как
выяснилось в процессе эксплуатации этих тепловозов, основ-
ным недостатком их пневматических систем была ненадеж-
ная работа пневматического реостата ЭДМУ-6 и нестабиль-
ность его характеристик Д7? (р).
На тепловозах 2ТЭ114 с ЭДТ более позднего выпуска
пневматический реостат ЭДМУ-6 был заменен индукцион-
ным датчиком с пневматическим следящим приводом. Для
тепловозов 2ТЭ116 и ТЭП70 с ЭДТ принята к разработке
система управления ЭДТ при помощи специального кон-
троллера, аналогичная применяемой на электровозах ВЛ80Т.
Схема системы воздухопровода тормоза тепловоза 2ТЭ116с
ЭДТ приведена на рис. 167. Для взаимодействия ЭДТ и пне-„
вматического тормоза в этой системе установлена следую-
щая аппаратура:
электроблокировочный клапан 25, отключающий пне-
вматический тормоз при действии ЭДТ;
электропневматический клапан 27, который при отклю-
чении ЭДТ подает воздух давлением 2—2,5 кгс/см2 к пов-
торителю крана машиниста № 254;
пневматический выключатель управления 42, который
при экстренном торможении включает ЭДТ с полной мощ-
ностью;
сигнализатор отпуска тормозов 24, включающий при
повышении давления в магистрали блокировки тормозов до
0,3—0,4 кгс/см2 электрический реостатный тормоз с эффек-
тивностью, определяемой установкой задатчика его тормо-
зного усилия;
сигнализатор отпуска тормозов 44, который при повы-
шении давления в магистрали вспомогательного тормоза до
0,3—0,4 кгс/см2 отключает ЭДТ.
315
24 23 22 21 20 19
Рис. 167. Схема системы воздухопровода тормоза тепловоза 2ТЭ116 с ЭДТ:
— компрессор КТ-7; 2 — предохранительный клапан Э-216; 3 — электропневматический вентиль
КЛП-32; 4 — маслоотделитель Э120Т; 5 — спускной кран № 4360; 6 — обратный клапан Э-155; 7 —
главный резервуар; 8 — разобщительный кран № 377; 9 — спускной кран; 10 — концевой кран № 19С
11 — рукав Р17; 12 — рукав Р32; 13 — разобщительный кран № 379; 14 — реле давления № 304.
13 и 45 — разобщительные краны № 383; 16 — тормозной цилиндр № 553; 17 — клапан максималь-
ного давления ЗМД; 18 — обратный клапан Э-175; 19 — воздухораспределитель № 270; 20 — камера
в сборе № 295; 21 — пневмоэлектрический датчик № 418; 22 — запасной резервуар; 23 — резервуар
стабильности; 24 — сигнализатор отпуска тормозов № 352А; 25 — электроблокировочный клапан
КЭ-44; 26 — переключательный клапан ЗПК; 27 — электропневматический клапан КП-54; 28 — редук-
тор № 348; 29 — фильтр Э-114; 30 — разобщительный кран № 383; 31 — регулятор давления АК-11Б
32 — устройство блокировки тормозов № 367А; 33 — скоростемер; 34 — манометр двухстрелочный
МП2Х 16; 35 — трехходовой кран Э-195; 36 — манометр однострелочный МП-10; 37 — кран машинис-
та № 394; 38 — уравнительный резервуар; 39 — кран вспомогательного тормоза № 254; 40 — клапан
автостопа № ЭПК-150; 41 — манометр двухстрелочный МП2Х16; 42~выключатель управления ПВУ-2:
43 — регулятор давления АК-11Б; 44 — сигнализатор отпуска тормозов № 352А; А — магистраль пита-
тельная; Б — тормозная магистраль; В — магистраль вспомогательного тормоза; Г — магистраль
блокировки тормоза
Данная система обеспечивает управление ЭДТ рукояткой контроллера
при торможении тепловоза только ЭДТ, выключение ЭДТ при включении
пневматического тормоза и включение ЭДТ в процессе приведения в дей-
ствие пневматических тормозов на определенную мощность без возможности
ее регулирования.
На тепловозе «Кестрел» установлена система управления ЭДТ фирмы
Вестингауз, обеспечивающая управление электрическим тормозом при
помощи изменения давления воздуха в магистрали тормозных цилиндров,
аналогично системе, установленной на отечественных тепловозах с ЭДТ
[38]. Однако эта система дополнена приборами, обеспечивающими регулиро-
вание давления в тормозных цилиндрах обратно пропорционально тормозной
силе, развиваемой ЭДТ (обратно пропорционально силе тока тяговых дви-
316
гателей). Применение этих приборов позволило снизить предельные реакции
между локомотивом и составом при переходе с электрического на пневмати-
ческое торможение, повысить эффективность тормозных средств тепловоза
благодаря параллельному действию колодочного и реостатного тормоза
в пределах, допустимых сцеплением колес с рельсами.
Принципиальная схема этой системы показана на рис. 168. Система,
состоит из суммирующего дифференциального реле давления 7, состоящего
из корпуса, впускного клапана и стержня с пятью диафрагмами, конец
которого одновременно является выпускным клапаном. Диафрагмы делят
реле на шесть полостей /, 2, 3, 4, 5, 6. Полость 1 сообщена с магистралью
тормозных цилиндров и через канал в стержне реле может сообщаться с атмо-
сферой, полость 3 — с воздухораспределителем 17 тормоза локомотива,
полость 4 — с резервуаром 8 и далее, через обратный клапан 10. с электро-
пневматическим преобразователем давления 15. полость 5 — с регулиру-
ющим резервуаром 9 и далее с электропневматическим преобразователем
давления 15. полость над впускным клапаном 19 — с питательной маги-
стралью 18; полости 2 и 6 — с атмосферой.
Магистраль воздухораспределителя, проходящая через резервуар ста-
бильности 12. сообщена с пневматическим реостатом 13. Резервуар 8 задания
сообщен с выпускным клапаном И. Катушка электропневматического пре-
образователя 15 включена в силовую цепь тяговых двигателей, а катушка
пневматического реостата 13 — в цепь управления ЭДТ. При торможении
срабатывает воздухораспределитель и подает воздух в полость 3 реле давле-
ния 7, а также через резервуар стабильности 12 к пневматическому рео-
стату 13. Стержень реле поднимается, включает впускной клапан 19 и сооб-
щает питательную магистраль с тормозными цилиндрами.
Давление в тормозных цилиндрах будет возрастать до тех пор, пока не
сравняется давление в полостях / и 3 реле давления 7. Одновременно пере-
мещается поршень реостата 13. что приводит к увеличению тормозной силы
ЭДТ и силы тока в цепи катушки преобразователя 15. который снижает
давление в резервуаре 9 управления и полости 5 реле 7. Стержень реле опу-
скается вниз под давлением воздуха в полости 4 и сообщает тормозные ци-
линдры с атмосферой через клапан 20. Таким образом, давление в тормозных
цилиндрах регулируют обратно пропорционально тормозной силе ЭДТ
в пределах, определяемых соотношением площадей диафрагм реле давле-
ния 7.
Рис. 168. Принципиальная схема
системы взаимодействия ЭДТ и пнев-
матического тормоза тепловоза «Ке-
стрел»:
1,2, 3, 4 и 5 — полости реле с соотноше-
нием площадей диафрагм соответственно
24, 22, 5, 22 и 5 ед. 6 — полость реле;
7 — реле давления; 8 — резервуар зада-
ния; 9 — резервуар управления; 10 — об-
ратный клапан; 11 — выпускной клапан;
12 — резервуар стабильности; 13 — пнев-
матический реостат; 14 — цепь управле-
ния ЭДТ; 15 — электропневматический
преобразователь давления; 16 — вентиль
электропневматический; 17 — воздухорас-
пределитель; 18 — питательная магист-
раль; 19 — впускной клапан; 20 — вы-
пускной клапан
317
Рис. 169. Воздухопровод автоматической системы управления:
1 — стеклоочиститель с пусковым вентилем СЛ-21; 2 — приводной клапан свистка и тифона; 3 — тифон
4 — манометр; 5 — пусковой сервопривод системы управления дизеля; 6 — реверсор; 7 — электрс -
пневматические контакторы; 8 — контакторы ослабления поля; 9 — воздушные цилиндры жалюз:
передней и задней секций холодильника; 10 — воздушный цилиндр верхних жалюзи передней и задней
камер холодильника; 11 — звуковой сигнал аварийного вызова помощника машиниста из дизельног:
помещения; 12 — электропневматический вентиль системы подачи песка; 13 и 14 -— электропневматп-
ческие вентили привода жалюзи соответственно передней и задней шахт холодильника; 15 — электрс-
пневматический вентиль включения звукового сигнала вызова помощника машиниста; 16 — свисток
17 — кран трехходовой; 18 — воздушный фильтр Э-114; 19 — разобщительный кран № 383; 20 —
клапан максимального давления ЗМД; 21 — разобщительный кран № 4200; А — магистраль главны:-:
резервуаров
Воздухопровод автоматической системы управления предназначен для
питания электропневматических контакторов, реверсора, пускового серво-
привода системы управления дизеля, контакторов ослабления поля тяговых
двигателей, воздухораспределителей системы подачи песка и др. Для примера
рассмотрим схему воздухопровода автоматической системы управления тепло-
воза ТЭП60 (рис. 169). Воздух к обслуживаемым приборам поступает от
магистрали главных резервуаров. Давление воздуха снижается до 5,5 кгс/см:
при помощи клапана максимального давления 20 типа ЗМД через фильтр 18
типа Э-114. Воздух для питания стеклоочистителей, звуковых сигналов
и воздушных жалюзи холодильника поступает непосредственно от питатель-
ной магистрали под давлением 7,5—9 кгс/см2.
Воздухопровод песочниц предназначен для подачи песка под колеса
тепловоза при буксовании и юзе. На рис. 170 показан воздухопровод песоч-
ниц тепловоза ТЭП60. Колесные пары каждой тележки тепловоза обслужи-
ваются четырьмя песочницами: две песочницы 7 — для работы при переднем
ходе и две 8 — для работы при заднем ходе. Всего на тепловозе восемь песоч-
ниц, объем каждой рассчитан на 90 кг песка. Расположены песочницы в кузове
тепловоза; заполняют их песком через люки в боковых стенках кузова.
Воздухопровод системы подачи песка снабжен четырьмя воздухораспре-
делителями 5, подающими воздух (под давлением 8,5—9 кгс/см2), необхо-
димый для разрыхления и транспортировки песка из питательной магистрали
к форсункам песочниц. Воздухораспределители включаются электропневма-
тическими клапанами КЛП-32А, которые обеспечивают подвод воздуха давле-
нием 5,5 кгс/см2 от воздухопровода автоматической системы управления
к управляющим поршням клапанов. Клапаны включаются педалями песоч-
ниц, имеющимися в обеих кабинах машиниста, при буксовании тепловоза
или специальными микровыключателями, расположенными в контроллерах
318
Рис. 170. Воздухопровод песочницы:
1 и 6 — электропневматические клапаны включения песочниц соответственно переднего и заднего хода;
2 — ножные педали включения песочницы; 3 — блокировка реверсора; 4 — фильтр Э-114; 5 — воздухо-
распределитель песочницы; 7 и 8 — бункеры песочниц соответственно переднего и заднего хода; 9 —-
разобщительный кран; 10 — форсунка; 11 — резиновый рукав; 12 — питательная магистраль
кранов машиниста № 395, при постановке рукоятки контроллера в положе-
ние экстренного торможения. Для обеспечения подачи песка только под
передние по ходу движения колесные пары тележек, питание катушек элек-
тропневматических клапанов осуществлено через блок-контакты реверса.
Компрессорные установки тепловозов предназначены для снабжения
сжатым воздухом пневматических систем тепловозов и поездов. На маги-
стральных тепловозах применены тормозные компрессоры КТ6 (КТ7);
ПК-5,25 и ПК-35М. Технические характеристики этих компрессоров приве-
дены в табл. 32. Зависимости производительности компрессоров и потребляе-
мой мощности Ne от частоты вращения и коленчатого вала приведены на
рис. 171.
Рис. 171. Зависимости произ-
водительности Q и потребляе-
мой мощности Ne компрессоров
от частоты вращения п колен-
чатого вала:
1 — КТ6; 2~ ПК-5,25; 3 — ПК-35М
(давление нагнетания составляет
7,5 — 9 кгс/см2)
319
Таблица 32
Наименование Компрессоры
КТ6 КТ7 ПК-5,25 ПК-35М
Номинальное давление нагнетания, кгс/см2 9 9 9 9
Номинальная частота вращения ко- ленчатого вала, об/мин 850 850 1450 1450
Производительность при номиналь- ном режиме, м3/мин 5,3 5,3 5,25 3,68
Давление нагнетания, кгс/см2 .... 7,5—9 7,5—9 7,5-9 7,5—9
Потребляемая мощность, кВт .... 42,8—44 42,8—44 36,8—38,6 25,5—28,8
Число цилиндров: I ступени 2 2 3 1
II ступени 1 1 3 1
Расположение цилиндров на картере W-образное V-образное
Угол р развала цилиндров 60° 60й 90° 90°
Диаметр цилиндров, мм: I ступени 198 198 140 190
II ступени 155 155 80 ПО
Ход поршня, мм: I ступени левого 144 144 98 НО
правого 153 153 98 ПО
II ступени 146 146 98 ПО
Направление вращения (со стороны привода) Габаритные размеры, мм: длина По часовой стрелке 760 Против часовой стрелки 760 905 660
ширина 1320 1320 745 880
высота 1105 1105 760 880
Вес (без веса масла), кгс 646 646 307 320
Тепловозы, на которых установлены компрессоры ТЭЗ; 2ТЭ10Л; ТЭП70 ТЭ109;
2ТЭ116 ТЭШОЛ; ТЭП60; 2ТЭП60; М62 2ТЭ109; ТГ16 1
Компрессоры КТ6 и КТ7 (рис. 172) имеют полностью взаимозаменяемые
или унифицированные основные детали и отличаются только направлением
вращения коленчатого вала. Корпус 1 компрессора чугунный, имеет спе-
циальные приливы для установки в нем подшипников 10 и 14 коленчатого
вала и цилиндров. Цилиндры 8 и крышки цилиндров 7 — чугунные с оребре-
нием для увеличения поверхностей охлаждения. Коленчатый вал 2 — сталь-
ной, штампованный, с одной шатунной шейкой, двухопорный. Шатуны 3, 4
и 9 стальные, штампованные, двутаврового сечения, с нижней общей голов-
кой соединены через проушины (главный 4 — жестко, а два прицепных 3
и 9 — шарнирно). Поршни 6 — чугунные литые, имеют по два компрессион-
ных и по два маслосъемных кольца; клапаны — кольцевые, самодействующие.
Каждая клапанная коробка имеет разгрузочное устройство, необходимое
для снижения мощности, потребляемой компрессором в режиме холостого
хода.
320
Воздушные фильтры 12 — сухие, имеют капроновую набивку и фетр.
Система охлаждения — принудительная от осевого вентилятора 13. Меж-
ступенчатый холодильник 5 — навесной, трубчатый; трубки — латунные
с наружным ленточным оребрением. Система смазки — комбинированная.
Шатунная шейка, поршневые пальцы и пальцы прицепных шатунов сма-
зываются под давлением от двухлопастного масляного насоса 1Г9 остальные
детали смазываются разбрызгиванием.
Компрессор ПК-5,25 (рис. 173) имеет чугунный тоннельный корпус 10,
имеющий приливы для установки цилиндров 3 и 5 и подшипников 8 и 13
коленчатого вала 14. Вал стальной штампованный трехопорный, с тремя
противовесами. Три шатунные шейки расположены под углами 120°.
Цилиндры 3 и 5 и крышки 4 и 6 цилиндров оребренные. Стальные штампо-
ванные шатуны 1 имеют тонкостенные вкладыши с баббитовой заливкой
в нижней головке и бронзовую втулку в верхней головке. Поршни 7 первой
ступени алюминиевые. Чугунные поршни 2 второй ступени имеют по два
компрессионных и маслосъемных поршневых кольца. Клапаны — пластин-
чатые, самодействующие, с запирающими устройствами, выполненными из
фторопласта.
Воздушные фильтры 9 — сухого типа. Система охлаждения — прину-
дительная от шестилопастного вентилятора 12. Трубчатый межступенчатый
холодильник 11 установлен между каждой из трех пар цилиндров первой
и второй ступеней компрессора. Система смазки — комбинированная, как
и у компрессоров КТ6 и КТ7.
Компрессор ПК-35М (рис. 174) имеет также чугунный литой корпус 8
с приливами для установку цилиндров, коренных подшипников 11 коленча-
того вала и масляного насоса 10. Цилиндры 2 и крышки 5 цилиндров — чугун-
ные оребренные. Коленчатый вал 7 — стальной штампованный двухопор-
ный с одной шатунной шейкой. Алюминиевые поршни 4 первой ступени
и чугунные поршни 6 второй ступени имеют по два маслосъемных и компрес-
сионных кольца. Клапаны — полосовые, самодействующие. Самоочища-
ющиеся воздушные фильтры 1 имеют капроновую набивку и масляную ванну.
Стальные штампованные шатуны 3 имеют тонкостенные стальные вкла-
дыши с баббитовой заливкой в нижней головке и бронзовую втулку в верх-
ней головке.
Система смазки — комбинированная. Смазывающее масло очищается
в магнитной ловушке маслоприемника и в щелевом фильтре грубой очистки.
Система охлаждения принудительная от литого алюминиевого шестилопаст-
ного вентилятора 9.
К пневматическому оборудованию относят регуляторы давления, краны
машиниста, вспомогательные устройства блокировки, воздухораспредели-
тели, реле давления и др.
Регуляторы давления автоматически поддерживают в главных резервуа-
рах заданное давление, включая компрессор при его снижении до минимально
допустимой величины и выключая — при повышении давления до максималь-
ного. Регуляторы давления устанавливают на отводах питательной маги-
страли в кузове тепловоза.
При использовании компрессоров КТ-6 и КТ-7 с механическим приводом
и разгрузочным механизмом всасывающих клапанов применяют регуляторы
давления ЗРД со следующими пределами регулирования: при включении
7,5 кгс/см2; при выключении 9 кгс/см2. При использовании на тепловозах
компрессоров с электрическим приводом устанавливают регуляторы давле-
ния АК-11Б с теми же пределами регулирования, что и у регулятора ЗРД.
21 ГТ/р. Панова
321
— 1320
Рис. 172. Компрессор КТ7:
а — поперечный разрез; б — продольный разрез; 1 — корпус компрессора; 2 — коленчатый вал; 3 и 9'—
шатуны; 4 — главный шатун; 5 — холодильник; 6 — поршень; 7 — крышки цилиндра; 8 — цилиндр;
10 и 14 — подшипники коленчатого вала; 11 — масляный насос; 12 — воздушный фильтр; 13 — вен»
тилятор
В этом случае для разгрузки электродвигателей при пусках применяют спе-
циальные разгрузочные клапаны, сообщающие нагнетательную полость
компрессора с атмосферой.
Краны машиниста предназначены для управления пневматическими и
электропневматическими тормозами подвижного состава. На эксплуатируе-
мых в СССР тепловозах применяют единый универсальный кран машиниста
№ 222, позволяющий управлять прямо действующими и непрямодейству-
ющими автоматическими тормозами. Кран имеет шесть рабочих положений:
отпуск и зарядка; поездное — с автоматической ликвидацией сверхзарядки;
перекрыта без питания магистрали; перекрыта с питанием магистрали;
служебное торможение; экстренное торможение. Необходимое зарядное
давление в магистрали при поездном положении ручки крана поддерживается
специальным редуктором, который входит в комплект крана. Кран маши-
ниста № 328, предназначенный для управления электропневматическими
тормозами, отличается от крана № 222 наличием в верхней части контрол-
322
21*
б)
Рис. 173. Компрессор ПК-5,25:
а — поперечный разрез; б — продольный разрез; 1 — шатуны; 2 — поршень второй ступени; 3 и 5 — цилиндры; 4 и 6 — крышки цилиндров; 7 — пор-
шень первой ступени; 8 и 13 — подшипники коленчатого вала; 9 — воздушный фильтр; 10 — корпус; 11 — холодильник; 12 — вентилятор; 14 —
коленчатый вал
Рис. 174. Компрессор ПК-35М:
иИ~7ыиппа?елНЫ^тт/?г?т3ое3; Т продольный разрез; 1 — воздушный фильтр; 2 — цилиндр; 3 — шатун; 4 *- поршень первой ступени; 5 — крышка
цилиндра, 6 — поршень второй ступени; 7 — коленчатый вал; 8 — корпус; 9 — вентилятор; 10 — масляный насос; 11 — подшипник коленчатого
вала
лера, а также проводов со штепсельным разъемом для включения в цепь
электропневматического тормоза.
С 1968 г. вместо кранов № 222 и 328 выпускаются краны № 394 и 395.
Кран № 394 отличается от крана № 222 установкой стабилизатора ликвида-
ции сверхзарядки тормозной магистрали взамен резервуара времени (8 л).
Это позволяет выполнять ускоренный отпуск тормозов состава установкой
рукоятки крана в положение I и повышением давления в тормозной маги-
страли до требуемой величины. При постановке рукоятки крана в положе-
ние II стабилизатор обеспечивает медленное снижение давления до заряд-
ного, что не приводит к срабатыванию тормозов состава. Кроме того, кран
№ 395 имеет дополнительное седьмое положение рукоятки для служебного
торможения электропневматическим тормозом без разрядки тормозной
магистрали.
Кран вспомогательного тормоза № 254 используют как кран вспомога-
тельного тормоза и как реле-повторитель для обеспечения нормального дей-
ствия автоматического тормоза при обслуживании одним воздухораспреде-
лителем нескольких тормозных цилиндров. Кран № 254 имеет шесть поло-
жений рукоятки: I — отпускное; II — поездное; III—VI —тормозные. Кран
позволяет осуществлять ступенчатое торможение и отпуск тормозов с авто-
матическим поддержанием давления в тормозных цилиндрах, отпуск автома-
тического тормоза при заторможенном составе, усиление торможения тепло-
воза после регулировочного торможения автоматическим тормозом состава,
а также обеспечивать неистощимость действия тормоза. При установке крана
№ 254 на питательном патрубке ставят фильтр № Э-114.
Устройство блокировки тормозов № 367 предназначено для обеспечения
правильного принудительного включения тормозной системы при смене
кабины управления на тепловозе с двумя кабинами. На кронштейне устрой-
ства блокировки смонтированы: переключатель; комбинированный кран;
кулачковый механизм; сигнализатор обрыва поезда и открытия стоп крана.
Кронштейн имеет шесть присоединительных патрубков с внутренней трубной
резьбой. Блокирование тормозов осуществляют съемной ручкой, поворачи-
вая ею эксцентриковый вал переключателя. Ручка имеет два положения:
верхнее — клапаны закрыты и блок-контакт разомкнут; нижнее — клапаны
открыты, блок-контакт включен. Надеть и снять ручку можно только тогда,
когда она находится в верхнем положении, т. е. при заторможенном автома-
тическом тормозе.
Комбинированный кран служит для отключения устройства блокировки
от тормозной магистрали (ручка в левом положении) и для экстренного тор-
можения (ручка в правом положении). При значительном расходе воздуха
из тормозной магистрали сигнализатор подает звуковой сигнал. Блок-кон-
такт служит для включения электрической цепи управления тепловоза.
Воздухораспределители предназначены для выполнения тормозных
операций на тепловозе. В настоящее время в основном применяют воздухо-
распределители двух типов: № 270.002 — грузовой; 292.001 — пассажир-
ский. Воздухораспределитель № 270.002 имеет два переключателя режи-
мов: один для грузовых режимов (порожний, средний и груженый), а другой
для режимов отпуска (равнинный и горный). Воздухораспределитель обес-
печивает ограничение давления в тормозных цилиндрах, многорежимность,
прямодействие и дополнительную разрядку магистрали при служебном и
экстренном торможении, выравнивание времени наполнения тормозных
цилиндров по всей длине поезда при экстренном торможении. При добавле-
нии промежуточной части с электропневматическими вентилями воздухо-
326
распределитель можно использовать в качестве грузового электровоздухо-
распределителя.
Воздухораспределитель № 292.001 имеет следующие три положения:
Д — режим с составом более 20 вагонов и грузовой режим; К — нормаль-
ный режим (с составом до 20 вагонов); У В — ускоритель выключен. Этот
воздухораспределитель обеспечивает дополнительную разрядку магистрали
при служебных торможениях, быструю разрядку магистрали при экстренных
торможениях и выравнивание времени наполнения запасных резервуаров
по длине поезда, обеспечивающее плавность тормозных процессов. К недо-
статкам воздухораспределителя № 292.001 относят зависимость давления
воздуха в тормозных цилиндрах от хода поршня и утечек из цилиндра,
а также истощимость действия тормоза при длительных торможениях.
Электровоздухораспределитель № 305.000, установленный в общей
рабочей камере с пневматическим воздухораспределителем № 292.001,
обеспечивает работу тормозов тепловоза при электрическом управлении
по двухпроводной системе.
Реле давления № 304.002 применяют в качестве вспомогательного
прибора реле-повторителя для воздухораспределителя на тепловозах, име-
ющих большое количество тормозных цилиндров. Обычно воздухораспреде-
литель обслуживает тормозные цилиндры одной тележки, а реле давления,
повторяя его работу,— тормозные цилиндры второй тележки. Реле имеет
следующие три камеры: рабочую, к которой подведен воздух от воздухорас-
пределителя; камеру питательной магистрали и камеру тормозных цилиндров.
К приборам взаимодействия с ЭДТ относят электроблокировочный
клапан Э-104Б или КЭ-44 для сообщения тормозных цилиндров с атмосферой
при включении ЭДТ и разобщения их с магистралью тормозных цилиндров.
Электроблокировочный клапан состоит из пневматического клапана и элек-
тропневматического вентиля. При включении электропневматического вен-
тиля магистраль тормозных цилиндров отключается от воздухораспредели-
теля, а тормозные цилиндры сообщаются с атмосферой. При выключении
питания электропневматического вентиля тормозные цилиндры сообщаются
с атмосферой. В случае установки после воздухораспределителя клапана
Э-104Б для обеспечения устойчивой работы воздухораспределителя необ-
ходим резервуар стабильности объемом 5—7 л.
Реле давления КРД-1 служит для выключения ЭДТ при включении
реостатного тормоза. Рабочий диапазон давления для реле равен 0,1—
10 кгс/см2, а для дифференциала 0,05—0,35 кгс/см2. Разрывная мощность
контактов в цепи постоянного тока напряжением 24 В равна 60 Вт. Реле
КРД применяют взамен сигнализатора отпуска № 352 на тепловозах
ТЭП70 для обеспечения совместной работы ЭДТ и пневматического тормоза.
В этом случае реле регулируют на определенное давление выключения,
которое ниже максимального давления в тормозных цилиндрах.
§45. РАСЧЕТЫ ПНЕВМАТИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ
При разработке пневматических систем тормоза обычно выполняют неко-
торые расчеты для проверки соответствия параметров применяемого обору-
дования предъявляемым требованиям и обеспечения его надежности.
Расчет производительности компрессорной установки выполняют по
двум режимам работы: отпуск и зарядка тормозов, при которых некоторое
время t (с) компрессор работает непрерывно; установившийся режим ведения
поезда и работы автотормозов, при котором компрессор работает с'заданной
327
периодичностью включения. За расчетное принимают наибольшее из двух
полученных значений [56].
При непрерывной работе компрессоров их производительность (л/мин)
<2К=(6ОУГР +QTM + Qc„)s, (83)
где Аргр — изменение давления в главных резервуарах в течение времени
(с), положительное при повышении и отрицательное при снижении давле-
ния, кгс/см2; УГР — объем главных резервуаров, л; QTM — среднее количество
воздуха, поступающего в тормозную магистраль через кран машиниста в еди-
ницу времени, л/мин; QCJI — среднее количество воздуха, используемое на
служебные нужды в единицу времени, л/мин; е 1,1 — коэффициент, учи-
тывающий возможное снижение производительности компрессора в процессе
эксплуатации.
При расчетном установившемся режиме движения поезда
Фк — (Фт + фут + Фел) >
где и t2 — время соответственно включенного и выключенного компрессора.
По наибольшему QK рассчитывают необходимый объем (л) главных
резервуаров при заданном диапазоне Ар (кгс/см2) работы регулятора давле-
ния, т. е.
(84)
Для расчетов величины QK в режимах отпуска и зарядки тормозов
значение объема Угр из выражения (84) целесообразно подставить в фор-
мулу (83). Тогда
ХЛ _ Qtm “Г Сел
^К— 1 ЛРгр
8 Ар[(1//1) + (W1 t
Величины QTM и /, необходимые для расчетов производительности ком-
прессорных установок локомотивов, имеют следующие значения:
6 с QTM, л/мин
Грузовой поезд .... 20
» » .... 40
» » .... 60
Пассажирский поезд . . 10
» » . . 20
5300
4600
4200
5300
4600
Снижение давления в главных резервуарах в процессе отпуска тормозов
не должно превышать 0,5 кгс/см2 в грузовых и 0,7 кгс/см2 в пассажирских
поездах. Нормальные режимы охлаждения компрессоров обеспечиваются
при 40 с и /х 40 с.
Для проверки компрессорной установки в установившихся режимах
принимают QTM и QyT в зависимости от числа осей в составе п0:
QTM. л/мин QyT, л/мин
Грузовой поезд . . . Зпо 4и0
Пассажирский поезд 10ло 4п0
328
Для отдельных участков жел. дор. со специфическими условиями экс-
плуатации QTM выбирают с учетом фактических режимов торможения.
Расчет объема запасного резервуара на тепловозе проводят с учетом
того, что при полном служебном и экстренном торможениях в тормозных
цилиндрах должно быть обеспечено избыточное давление воздуха не менее
3,8 кгс/см2 при максимальном выходе штока поршня. Объем запасного
резервуара
__ РтУтм
Зр Рзр Рт
где VTM — общий объем тормозного цилиндра и магистрали от запасного
резервуара до этого тормозного цилиндра, л; рт — абсолютное давление в тор-
мозном цилиндре, кгс/см2, рзр — абсолютное давление в запасном резервуаре,
кгс/см2.
Общий объем
V —V4-V 4- V 4- V
где V — объем тормозного цилиндра при заданном максимальном выходе
штока с учетом объема «вредного» пространства, л; 7МТЦ —объем магистрали
тормозных цилиндров (принимают исходя из компоновки трубопровода на
тепловозе) от запасного резервуара до тормозных цилиндров, л; VMM — объем
магистрали манометра тормозных цилиндров (принимают исходя из ком-
поновки трубопровода на тепловозе), л; 7кр — объем камеры реле или воз-
духораспределителя, л.
При воздухораспределителях, работающих по принципу выравнивания
давлений (тройные клапаны Вестингауза, воздухораспределители № 292
и др.), давление в тормозных цилиндрах зависит от разрядки магистрали,
объемов запасного резервуара и рабочей полости тормозных цилиндров.
В процессе полного служебного или экстренного торможения подвижного
состава с такими воздухораспределителями происходит выравнивание давле-
ний в запасном резервуаре и тормозном цилиндре. Практически процесс
перетекания воздуха можно считать изотермическим, а следовательно:
Рзр^зр =г: Рт (V3p + ^),
где рзр — абсолютное давление в запасном резервуаре, кгс/см2; V3p — объем
запасного резервуара, л; рт — абсолютное давление в тормозном цилиндре,
кгс/см2; VT — объем рабочей полости тормозного цилиндра, л.
Абсолютное давление в тормозном цилиндре
__ Рзр^зр
Рт~ Изр + Ит •
Давление рзр обычно равно рм — давлению в тормозной магистрали,
поэтому
____ PmV зр
рт— Vsp’+Vr ’
Для ступени торможения
_ __ зр
Рт — ~К-’
где Арм — абсолютное снижение давления в тормозной магистрали,
кгс/см2.
329
В различных тормозных приборах применяют калиброванные отверстия
с жесткими допусками на размеры их диаметров, от которых зависят неко-
торые технические характеристики тормозной системы. В практике тормо-
зостроения размеры дроссельных отверстий подбирают экспериментально,
однако в процессе предварительных проектных разработок бывает необхо-
димо рассчитать размеры отверстий. Для расчетов калиброванных отверстий
используют формулу расхода воздуха
Рв
dt “ ™ V k — 1 vB
(85)
где р, — коэффициент расхода воздуха; при дроссельных отверстиях, равных
0,5—1,2 мм, принимают ц = 0,9н-0,95; f — площадь сечения калиброван-
ного отверстия, м2; g — ускорение силы тяжести; k == 1,41 —показатель
адиабаты для воздуха; рв — абсолютное давление среды, откуда происходит
истечение, кгс/см2; vB — удельный объем воздуха, м3/кг; рн — абсолютное
давление среды, в котором происходит истечение, кгс/см2.
Расход определяют по формуле (85) для случаев, когда (рв/рв) > 0,53.
Если отношение (рн/рв) < 0,53, то расход остается постоянным и равным
расходу при (ри/рв) = 0,53.
При расчетах размеров калиброванных отверстий (или времени перете-
кания воздуха, /, с) в случае зарядки резервуара от источника постоянного
давления или при истечении воздуха в среду с постоянным давлением урав-
нение (85) можно преобразовать к видам
t = [Ф4(рн2) - Фа (рн1)]; (86)
/ = _Х=.[Фв(ря1)_фв(рн2)]; (87)
t = [Фс (рв1)-Фс (рв2)]; (88)
t = УУТ[фд (Рв1) ~ фд (Рв2)Ь (89)
где V — объем резервуара, м3.
Формулы (86) и (87) относятся к зарядке, а формулы (88) и (89) — к исте-
чению из резервуара; формулы (86) и (87) применимы к области сверхкрити-
ческого истечения при рн 0,53ра, а формулы (88) и (89) — к области докри-
тического истечения при рн > 0,53рв. Символы Фа, Фв, Фс и Фд в приведен-
ных формулах обозначают различные функции переменной величины рн
при зарядке и рв при истечении из резервуара. Эти функции имеют следу-
ющий вид:
Фа(Рн) = 0,086(рн/рв); Фв(рн) = 0,1548 - (^-)°’29;
Фс(Рв) = 0,086 In рв;
330
Фд(рв) = 0,0225
/ 7 Г 1—(рн/рв)2/7
t5 L (р^р^п
5/2
1ТГ1-(Рн/рв)2/7 13/2
3
1 - (Рн/рв)2/7 11/2Г
(Рн1р^п
+ 7
При расчете калиброванных отверстий по формулам (86) и (89) в зоне
докритического или сверхкритического истечения можно сразу определить
площадь сечения калиброванного отверстия при заданном времени истече-
ния t. Если процесс истечения захватывает обе зоны, то приходится опреде-
лять искомую площадь калиброванного отверстия подбором. В этом случае
приходится 3 раза задаваться размерами отверстия, подсчитывать для них
время истечения t и строить кривую t (f). По полученной кривой определяют
значение f по заданной величине t [63].
В связи с тем, что обеспечить требуемую очистку сжатого воздуха от
влаги при помощи одних холодильников, резервуаров и влагосборников
затруднительно, в настоящее время многие тормозостроительные фирмы
монтируют на локомотивах специальные абсорбционные установки для погло-
щения влаги. Абсорбционные установки разработаны во ВНИТИ для тепло-
возов отечественных жел. дор. В настоящее время эти установки проходят
эксплуатационную проверку.
Одним из основных условий надежной работы тормозных приборов
в эксплуатации является качество сжатого воздуха. Влажный воздух при-
водит к быстрому образованию в трубах ржавчины, которая, измельчаясь
от вибрации, может засорять тормозные приборы и выводить их из строя.
Для обеспечения необходимого качества воздуха, поступающего в тор-
мозную сеть предусматривают его охлаждение после компрессора, механиче-
ское отделение конденсата, очистку от масла в специальных устройствах,
создание перепада давлений между главными резервуарами и тормозной
магистралью для дополнительного осуществления при дросселировании.
При проектировании тормозной системы тепловоза обычно необходимо
определить требуемую длину магистрального трубопровода между компрес-
сором и главными резервуарами, обеспечивающую охлаждение воздуха до
температуры точки росы, и место установки влагоотделителей.
Расчеты охлаждающих устройств компрессорных установок и опыт
их работы показывают, что для гарантированной работы тормозной аппа-
ратуры воздух после компрессора (до крана машиниста) следует охлаждать
до температуры, на 1—2° С превышающей температуру окружающей среды.
В таком случае в целях упрощения устройства для охлаждения воздуха реко-
мендовано использовать для этого главные резервуары, устанавливая их
вне дизельного помещения в местах с хорошим обдувом воздухом. При этом
точку нагнетательной трубы, где температура воздуха равна 3—5° С (с уче-
том работы в зимних условиях) соединяют с первым главным резервуаром,
а дальнейшее охлаждение воздуха планируют в главных резервуарах.
В настоящее время при разработке новых тормозных приборов поршни
заменяют гибкими диафрагмами. В связи с этим возникает необходимость
определения рабочих площадей диафрагм. Рабочая площадь диафрагмы
в общем случае может быть определена по формуле, рекомендуемой В. М. Ка-
зариновым [63]. Тогда
со = 0,262 (Z)2 + ZM4-d2),
где D — внешний диаметр заделки диафрагмы, см; d — внешний диаметр
заделки диафрагмы в жестком центре, см.
331
На практике возможны следующие два случая конструктивного испол-
нения диафрагмы:
вся поверхность диафрагмы соприкасается с жесткой шайбой, т. е.
D d\ тогда работая площадь (см2) диафрагмы ® = 0,78Z>2, т. е. диафрагма
превращается в жесткий поршень;
диафрагма гибкая, т. е. d = 0; тогда со = 0.262D2.
Если известна необходимая рабочая площадь диафрагмы, то
D = УЗ,82® — 0,75d2 — 0,5d; d = V3,82® — 0.75D2—0,5D.
Взамен малого и большого диаметров может быть вычислен средний
радиус диаметра гибкого пояса
где k = 0,5 (D — d) — ширина гибкого пояса диафрагмы.
Глава XIII
РАМА И КУЗОВ ТЕПЛОВОЗА
§ 46. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Рама и кузов тепловоза предназначены для размещения силового и вспо-
могательного оборудования, а также рабочих мест для локомотивной
бригады. В эксплуатации на раму и кузов действуют статические и динами-
ческие нагрузки от веса оборудования, запаса топлива и экипировочных мате-
риалов, установленных агрегатов, воздействий пути и состава.
Конструкция кузова должна обеспечивать следующее:
нормальные условия работы локомотивной бригады, в которые входят
удобство управления локомотивом и контроля за работой агрегатов, безопас-
ность работы и соблюдение ее санитарно-гигиенических норм;
размещение силового и вспомогательного оборудования, установку теле-
жек и ударно-тяговых приборов;
прочность, жесткость и долговечность конструкции при ее минимальном
весе;
технологичность конструкции в изготовлении и ремонте;
соблюдение современных требований производственной эстетики и аэро-
динамики.
Конструкция кузова определяется также мощностью, родом службы и
условиями эксплуатации локомотива. В зависимости от конструкции и ком-
поновки несущих элементов и от их участия в воспринятии внешних нагру-
зок различают два типа кузовов: с главной несущей рамой и цельнонесу-
щие.
В кузовах с главной несущей рамой все внешние нагрузки восприни-
маются этой мощной рамой. Боковые стенки, крыша и кабины служат лишь
для ограждения машинного отделения и бригады от окружающей среды.
Этот тип кузова имеет два конструктивных варианта: закрытый и капот-
ный.
У тепловозов с закрытыми кузовами боковые стенки размещены с учетом
максимального использования ширины габарита подвижного состава. Это
позволяет бригаде обслуживать силовые агрегаты, не выходя из тепловоза,
улучшает условия их работы и аэродинамику поезда. Кузова такого типа
применены на тепловозах ТЭЗ, 2ТЭ10Л, М62 и др. [166]. На рис. 175
и 176 показаны соответственно главная рама и кузов тепловоза 2ТЭ10Л.
Главная рама образована двумя продольными двутавровыми балками № 45.
междурамными креплениями, шкворневыми балками, стяжными ящика?:?:,
листами настила и боковым швеллером. Полки двутавровых бдлок усилены
листами толщиной 18—20 мм. Боковой швеллер связан с главными балками
333
159М
A—A
Рис. 175. Главная рама тепловоза 2ТЭ10Л
Рис. 176. Кузов тепловоза 2ТЭ10Л:
а — кабина машиниста; б — кувов над двигателем
кронштейнами. Литые узлы концевой части рамы соединены с продольными
балками рамы сваркой и заклепками.
Кузов состоит из кабины машиниста, боковых стенок и крыши. Верх-
няя часть кузова над двигателем — съемная. Рама, кабина и нижние части
боковых стенок высотой 1000 мм соединены сваркой. Такая связь этих эле-
ментов повысила жесткость рамы более чем в 2 раза. Боковые стенки кузова
состоят из тонкостенного каркаса и приваренной к нему стальной обшивки
толщиной 1,5—2,5 мм. Кузов тепловоза 2ТЭ10Л является модификацией
кузова тепловоза ТЭЗ. Его основные элементы использованы также в кузове
тепловоза М62. У тепловозов с капотными кузовами силовые агрегаты
закрыты легким съемным капотом, установленным на несущую раму. Для
текущего обслуживания агрегатов на раме снаружи капота имеются пло-
щадки. Такие кузова обеспечивают хорошую видимость в различных направ-
лениях, и в отечественной практике их применяют преимущественно на
маневровых и промышленных тепловозах.
Капотный кузов тепловоза ТЭМ2 показан на рис. 177. Конструкция
главной рамы аналогична конструкции рамы тепловоза 2ТЭ10Л. У тепло-
воза ТЭМ6 для снижения веса применены сварные продольные двутавровые
балки высотой 500 мм. Каркас кузова над холодильной камерой и кабиной
336
Рис. 177. Кузов тепловоза ТЭМ2:
а — рама и каркас кузова; бив — сечения соответственно по машинному отделению
и по кабине
машиниста соединен с рамой электросваркой, а над дизель-генератором —
болтами. На каркасе при помощи разъемных соединений укреплены листо-
вые люки. В цельнонесущем кузове рама не является самостоятельным несу-
щим элементом, так как в воспринятии внешних нагрузок участвуют также
Таблица 33
Наименование Тепловоз
ТЭП60 ТЭП70 ТЭ109 тэз 2ТЭ10Л М62 ТЭМ2
Мощность, Л. с. 3000 4000 3000 2000 3000 2000 1200
Служебный вес, тс 130 129 120 126 130 116,5 120
Тип кузова . . . Несущий Закрытый, с несущей рамой Ка пот-
Вес рамы с топ- ливным баком, тс 10,0 9,6 10,9 12,8 13,9 14,2 ный 14,5
Вес кузова, тс 9,1 8,7 6,5 7,0 7,1 6,8 7,7
Вес рамы и кузо- ва, тс 19,1 18,3 17,4 19,8 21 21 22,2
Длина рамы теп- ловоза, м . . . . Отношение веса кузова и рамы к общему весу теп- ловоза 18,45 19,85 19,6 15,9 15,9 15,9 15,7
0,146 0,142 0,145 0,157 0,162 0,18 0,185
Отношение веса кузова и рамы к их длине, тс/м . . 1,04 0,92 0,89 1,24 1,32 1,32 1.41
22 п/р. Панова
Рис. 178. Каркас боковых стенок кузова тепловоза ТЭП60
боковые стенки, верхний пояс, кабины машиниста, а в некоторых конструк-
циях и топливные баки. Все эти узлы кузова жестко соединены между собой.
Такими кузовами оборудованы тепловозы ТЭ10, ТЭ40, ТЭП60, ТГП50,
ТЭ109 и ТЭП70.
Применение цельнонесущих кузовов позволяет существенно снизить
общий вес конструкции. В табл. 33 приведены весовые характеристики кузо-
вов некоторых отечественных тепловозов. Как видим, если вес погонного
метра конструкции кузова с главной несущей рамой составляет 1,2—1,4 тс,
то конструкции с несущим кузовом 0,89—1,05 тс. На рис. 178 и 179 приведены
соответственно каркас боковых стенок и нижний пояс кузова тепловоза
ТЭП60. Рама или нижний пояс кузова состоит из двух продольных балок
коробчатого сечения, расположенных под боковыми стенками, и двух цен-
тральных труб 194x6 мм. Эти продольные элементы соединены сварными
стяжными ящиками, четырьмя шкворневыми балками и элементами топлив-
ного бака.
Боковые стенки имеют стальной каркас раскосной конструкции, дюр-
алюминиевую обшивку, укрепленную на каркасе оксидированными заклеп-
ками. Верхний пояс образован двумя швеллерами № 16 и боковыми тонко-
стенными элементами крыши. Крыша над машинным отделением — съемная.
На рис. 180 показан кузов тепловоза ТЭ109. Основными несущими элемен-
тами нижнего пояса (рамы) являются продольные сварные боковые балки
коробчатого сечения, изготовленные из листа толщиной 6 мм, и концевые
центральные балки.
Продольные балки соединены стяжными ящиками, шкворневыми бал-
ками и поперечными креплениями. В средней части кузова расположен топ-
ливный бак, входящий в несущую систему. Боковые стенки образованы тон-
костенным решетчатым каркасом с приваренной к нему стальной гофрирован-
ной обшивкой толщиной 2—2,5 мм. Проемы холодильника подкреплены
решетками, также участвующими в работе несущей системы. Слабо нагру-
женные элементы кузова (перегородки, часть крыши и двери) изготовлены
из алюминиевых сплавов.
Многообразие конструкций рам и кузовов существенно осложняет усло-
вия их изготовления, эксплуатации и ремонта, поэтому большое внимание
уделяют унификации конструкции. Различные требования, предъявляемые
к рамам и кузовам грузовых, пассажирских и маневровых тепловозов по
весовым ограничениям, эксплуатационным качествам и условиям компо-
новки оборудования, затрудняют пока разработку единого унифицирован-
ного кузова. Считают целесообразным грузовые тепловозы мощностью
338
Рис. 179. Нижний пояс кузова тепловоза ТЭП60
3000 л. с. проектировать с ненесущими кузовами, аналогичными кузову
тепловоза 2ТЭ10Л, пассажирские тепловозы и грузовые, мощностью 4000—
6000 л. с. в секции — с несущими кузовами и маневровые тепловозы — с ка-
потными кузовами. Вместе с тем проводят работы по унификации отдельных
узлов и элементов кузова: кабин машиниста, дверей, прокатных, гнутых
и штампованных профилей.
§47. ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО МЕТОДАМ РАСЧЕТА КУЗОВОВ
Расчетные нагрузки. В эксплуатации, при ремонте и в аварийных
ситуациях на кузов действуют следующие нагрузки:
вертикальные статические от собственного веса кузова и веса располо-
женных в нем агрегатов;
вертикальные динамические от воздействий пути;
продольные (тяговые и тормозные);
рывки и соударения;
связанные с работой силовых агрегатов;
действующие при технологических и аварийных подъемах;
инерционные.
Указанные нагрузки существенно различаются величиной, характером
и продолжительностью действия. Одновременно со статическими и постоянно
действующими нагрузками кузов воспринимает переменные нагрузки неста-
ционарного характера. Для оценки прочности в таких сложных условиях
нагружения важное значение приобретает выбор расчетных режимов, до-
статочно полно охватывающих влияние всех действующих сил.
Расчетные нагрузки, принятые для проектирования * и изготовления
сварных рам магистральных локомотивов, следующие.
1. Вес кузова брутто. Здесь учитывают собственный вес кузова, вес
размещенных в нем агрегатов, вес топлива, воды и других материалов.
* Технические требования на проэкгирэвание и изготовление сварных рам локомотивов.
ЦНИИ МПС, 1972, 37 с.
340
Действие вертикальных нагрузок рассматривают при опирании кузова на
тележки (нагрузка 1, а); опирании кузова на домкраты (нагрузка 1, б)
и при аварийной подъемке локомотива за автосцепку (нагрузка 1, в). В слу-
чае опирания кузова на тележки наряду с равенством опорных реакций
рассматривают наиболее неблагоприятные варианты неравномерного рас-
пределения давления на опоры кузова при максимальной разнице, равной
30%. При аварийной подъемке к весу кузова брутто добавляется и вес
тележки.
2. Наибольшие тяговые усилия в режиме двойной тяги. Максимальную
силу тяги (в момент трогания с места) определяют по формуле (8), в которой
максимальный коэффициент сцепления фтах = 0,33.
3. Тяговые усилия при конструкционной скорости в режиме двойной
тяги. Если есть данные о скоростях, при которых имеют место четко выра-
женные резонансные состояния, то учитывают действие тяговых усилий при
этих скоростях. Силу тяги при конструкционной скорости определяют по
тяговым характеристикам локомотива.
4. Продольные усилия при растяжении и сжатии, приложенные по
осям автосцепок и равные 250 тс для грузовых и 200 тс для пассажирских
тепловозов.
5. Динамические нагрузки, возникающие при движении локомотива
с конструкционной или резонансной скоростями. При проектировании
динамические нагрузки принимают распределенными по схеме приложения
вертикальных статических нагрузок. Их величины определяют, умножая
вертикальные статические нагрузки на динамический коэффициент &д,
который зависит от скорости локомотива v, общего статического прогиба
его рессорного подвешивания /ст. Этот коэффициент приближенно опреде-
ляют по формуле
&д = 0,1+0,2-^-,
Л /ст
где vK — конструкционная скорость, км/ч.
341
Действительные динамические нагрузки определяют при поездных
испытаниях локомотива.
6. Нагрузки на кузов при соударениях состоят из следующих:
продольные усилия, равные 250 тс для грузовых и 200 тс для пасса-
жирских локомотивов; при существующих поглощающих аппаратах эти
усилия имеют место при соударениях со скоростями 5—7 км/ч;
инерционные усилия, которые принимают пропорциональными массам
и ускорениям тележек и расположенных в кузове агрегатов.
При расчете шкворневых балок, шкворней, тяг, опорных балок и узлов
крепления оборудования к раме продольные ускорения сосредоточенных
масс (тележек, оборудования локомотива) принимают равными 3g. Дей-
ствительные величины ускорений уточняют при испытаниях на соударение.
На основе приведенных нагружений составляют расчетные режимы,
по которым оценивают статическую и усталостную прочность конструкции.
Статическую прочность определяют при следующих режимах:
трогания локомотива с места (1, а и 2, см. с. 341);
движения локомотива в тяговом режиме (1, а, 3 и 5);
продольного растяжения и сжатия (1, а и 4);
ремонтно-аварийном (1, б, 1, в и 1, г).
Усталостную прочность определяют при режиме, предполагающем
нагрузки, соответствующие пп. 1, а, 3 и 5. Прочность кузова при режиме
соударения определяется при нагрузках 1, а и 6.
Приведенные расчетные нагрузки не исчерпывают всех силовых воздей-
ствий на кузов и его узлы в эксплуатационных условиях. Например, при
работе дизель-генератора и компрессора на раму и кузов передаются периоди-
ческие возмущающие силы, вызывающие дополнительные динамические
напряжения и вибрацию. Эти силы зависят от внешней и внутренней неурав-
новешенности агрегатов, режимов их работы и жесткости конструкции.
Величины и характер этих сил определяют в процессе вибрационных испы-
таний тепловоза.
Прочность кузова оценивают по результатам расчетов и испытаний.
Расчеты кузовов и их элементов выполняют при проектировании и сводят
их к определению напряженного состояния, жесткости конструкции и устой-
чивости ее отдельных элементов от нагрузок, соответствующих расчетным
режимам. В зависимости от конструкции рамы, кузова и их элементов
а также от режима нагружения применяют разнообразные расчетные схемы.
На различных этапах расчета раму и кузов рассматривают как балки, пло-
ские или пространственные рамы, пластинчато-стержневые системы и до
Расчетные схемы должны быть достаточно простыми и в то же время наиболее
полно отражающими реальные свойства конструкции.
Напряжения в каждой точке конструкции не должны превышать доп; -
скаемых значений [142]. При сложном напряженном состоянии прочности
оценивают, используя теории прочности. Эквивалентные напряжения в,
(кгс/см2) определяют следующим образом:
для пластичных материалов
аэ = + —а^ + Зт2; (91
для хрупких материалов
Оз = (а* + ау) + а/ + 4т2,
342
где а = tfBp/aBC; авр и авс — пределы прочности материала, соответственно
при растяжении и сжатии, кгс/см2; ву и т — соответственно нормальные
и касательные напряжения в точке при плоском напряженном состоянии,
кгс/см2.
Устойчивость элементов конструкции определяют, сравнивая действую-
щие в них напряжения с критическими и учитывая коэффициент запаса
устойчивости. Жесткость кузова и его элементов оценивают величинами
линейных и угловых перемещений отдельных сечений и сравнивают их
о допускаемыми значениями. Нормы жесткости в настоящее время выбирают
из условий обеспечения минимального уровня вибраций и создания нор-
мальных условий работы локомотивной бригады и агрегатов.
Материалы, применяемые для изготовления кузовов. Основные несу-
щие элементы рам и кузовов рекомендуется изготовлять из стали М16С
(ГОСТ 6713—53). Допускается применение стали 15 и 20 (ГОСТ 1050—74)
с ограничением предельно допустимого содержания углерода до 0,22%
(сталь 20) и кремния до 0,27% и с введением допустимой ударной вязкости
при температуре минус 20° С не менее 3 кгс-м/см2.
Допускается применение низколегированных сталей 09Г2Д и 09Г2ДС
(ГОСТ 5058—65) с выполнением требований по ударной вязкости. При этом
необходимо учитывать повышенную чувствительность таких сталей и их
сварных соединений к концентрации напряжений.
Для повышения стойкости к атмосферной коррозии в стали для рам
и кузовов желательно содержание Си 0,204-0,30%. Литые детали рам
рекомендуется изготовлять из стали 15Л-1П и 20Л-Ш (ГОСТ 977—65)
с ограничением углерода до 0,23%. Стальные элементы рамы и кузова в ос-
новном сваривают автоматической, полуавтоматической и ручной сварками.
Для автоматической и полуавтоматической сварок под флюсом мало-
углеродистых и низколегированных сталей необходимо применять электрод-
ную проволоку Св08, Св08А, Св08ГА (ГОСТ 2246—70). При сварке в среде
углекислого газа следует использовать электродную проволоку Св08Г20
(ГОСТ 2246—70) диаметром 1,2 мм при условии выполнения сварки не менее
чем в два прохода, а также активированную проволоку диаметром до 2 мм,
разработанную на основе проволоки Св08Г2С.
Для ручной сварки основных элементов рамы из низкоуглеродистых
сталей применяют электроды Э42А или Э50А (ГОСТ 9467—75). Для сварки
менее ответственных узлов можно использовать электроды Э42 и Э46. В слу-
чае соединения низкоуглеродистых и низколегированных сталей применяют
электроды, которыми сваривают низколегированные стали.
Допускаемые напряжения в элементах кузовов. Согласно техническим
требованиям МПС прочность и надежность основных несущих элементов
рам и кузовов тепловозов должна гарантировать их безаварийную работу
в течение всего срока эксплуатации. Расчет этих элементов выполняют на
статическую прочность и выносливость. При расчете на статическую проч-
ность для указанных режимов нагружения принимают следующие допу-
скаемые напряжения: трогание локомотива с места [о] = 0,65от; движе-
ние локомотива в тяговом режиме [о ] = 0,65от; продольное растяжение—
сжатие [о] = 0,9от; ремонтно-аварийные режимы [о] = 0,9от (от—пре-
дел текучести материала).
Усталостную прочность оценивают коэффициентом запаса^п 2; коэф-
фициент запаса
__________________________ a-ip
'ФОот +
(91)
343
Рис. 181. Зависимость коэффициента у,
учитывающего влияние абсолютных jразме-
ров сечения, от параметра Н
где сг_1р — предел выносливости образца при симметричном цикле; гр —
коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии
цикла; k — коэффициент, учитывающий понижение предела выносливости
детали; и gv— соответственно среднее напряжение и амплитуда цикла.
Для проката и листов из малоуглеродистой конструкционной стали,
а также для сварных соединений нормами МПС рекомендовано принимать
гр = 0,25-^0,3. Для волокон, работающих на сжатие (crm < 0), коэффи-
циент гр = 0-^-0,1.
Методика оценки усталостной прочности предусматривает определен-
ную последовательность определения параметров cry, k и гр, входящих
в формулу (91). Напряжение определяют в виде суммы напряжений crCT
от вертикальной статической нагрузки (п. 1, а) и сг^ от тягового усилия,
т. е. (JCT “Ь о^.
Если Gf 100 кгс/см2, то для приближенного расчета можно принять
°ст- Расчетные амплитуды
(Ту = (92)
Более точно, по сравнению с расчетом, величины от и оо определяют
по данным поездных испытаний тепловозов.
Коэффициент
где рк — коэффициент концентрации напряжений; — коэффициент, учи-
тывающий неоднородность материала детали (для проката, поковки и штам-
повки kx = 1,1; для литья k2 = 1,2н-1,3); k2— коэффициент, учитываю-
щий внутренние напряжения в материале детали (при сечении детали до
250 мм коэффициент k2 = 1,0, при сечении 250—1000 мм—коэффициент
k2 = 1,0н-1,2); у — коэффициент, учитывающий размеры детали (рис. 181);
для образцов диаметром 10 мм коэффициент у = 1,0; т — коэффициент,
учитывающий состояние поверхности детали.
Значения коэффициента т в зависимости от поверхности детали сле-
дующие:
т
Полированная поверхность 1,00
Чистовая обработка на стан-
ке ...................... 0,90
Грубая обработка на станке 0,85—0,80
Стальное литье (после обра-
ботки пескоструйным аппа-
ратом) .................. [0,80
Приближенная величина коэффициента рк может быть получена при
помощи теоретического коэффициента концентрации ат и коэффициента
чувствительности материала к концентрации q по формуле рк = 1 +
+ q (ат — 1); значения q и ат берут по справочным данным или по резуль-
344
татам специального эксперимента; для применяемых в кузовах сталей реко-
мендуется принимать q = 0,5-т-0,8. Более точные значения коэффициента |3К
определяют экспериментально при натурных испытаниях.
Элементы шкворневых узлов, буферные брусья, тяги, передающие про-
дольные усилия при трогании с места, рассчитывают на выносливость по
двум режимам нагружения:
при нагрузках по пп. 1а, 3 и 5— по формуле (91);
при нагрузках по п. 2 по пульсирующему циклу, предусматривающему
периодические включения и снятия тяговых усилий,
__ °-ip'' .
Прочность кузова при ударных нагрузках оценивается по коэффициенту
запаса
=------------^1,1,
УД QCT 4- О^т^уд
где ат — теоретический коэффициент концентрации; огуд — напряжения при
ударе.
В современном тепловозостроении большое значение имеет проблема
борьбы с шумом, вибрацией и колебаниями на тепловозах, которые опре-
деляются как характером возмущающих нагрузок (воздействия пути, работа
силовых агрегатов), так и жесткостью конструкции кузова. В настоящее
время динамические качества кузовов оценивают главным образом по ре-
зультатам эксплуатационных испытаний, а в работы по снижению уровня
шума, вибрации и динамических напряжений от колебаний включают про-
ведение специальных исследований.
Расчетные схемы кузовов и их элементов. Для расчета кузова на проч-
ность выбирают схему, элементами которой могут быть статически опреде-
лимые и неопределимые стержневые системы, некоторые типы пластин и
оболочек. Кузова современных тепловозов представляют собой сложную
пространственную систему, поэтому использование расчетной схемы, учи-
тывающей все виды расчетных нагрузок, даже при наличии современных ЭВМ
сталкивается с серьезными трудностями. В связи с этим, в зависимости от
конструкции кузова, действующих нагрузок и характера определяемых
величин, расчет выполняют обычно по нескольким упрощенным схемам.
По каждой из таких схем получают приближенные значения основных
напряжений и деформаций, возникающих от какого-либо вида нагрузки.
Следует также иметь в виду, что расчеты кузовов на прочность имеют
в настоящее время поверочный характер и поэтому их выполняют в два
этапа: сначала по простейшим схемам и с использованием элементарных
методов, изложенных в курсе сопротивления материалов, подбирают основ-
ные размеры несущих элементов, а затем выполняют уточненный расчет.
Рассмотрим расчетную схему рамы тепловоза ТЭМ2 (рис. 177). У ку-
зовов такого типа все внешние нагрузки практически воспринимаются рамой,
и поэтому ее расчет ведут без учета влияния кузова. Главными несущими
элементами рамы являются продольные двутавровые балки, жестко соеди-
ненные между собой между рамными креплениями и листами настила.
При расчете рамы на действие вертикальных и продольных горизон-
тальных нагрузок, симметричных относительно продольной оси рамы,
используют балочную схему. Для балки принимают справедливой гипотезу
345
Условная ось
10706
U6«8
Рис. 182. Схема для расчета рамы тепловоза ТЭМ2
поперечных плоских сечений, а их геометрические характеристики опреде-
ляют с учетом всех продольных элементов рамы, независимо от их длины и
расположения в сечении. Расчетная схема имеет вид балки ступенчато-
переменного сечения, опирающейся на две шарнирные опоры, расположен-
ные по осям шкворней тележек или по линиям действия равнодействующих
опор тележек при их боковом расположении. Ось балки представляет собой
ломаную прямую, отдельные участки которой смещены относительно друг
друга. На рис. 182 показана схема для расчета рамы тепловоза ТЭМ2^и
действующие на раму нагрузки.
Более точные расчеты показывают, что перемещения точек поперечных
сечений отклоняются от линейного закона, а упругая связь между отдель-
ными элементами снижает жесткость сечения в целом. Для уточнения ре-
зультатов геометрические характеристики поперечных сечений балки опре-
деляют с использованием редукционных коэффициентов. Если разделить
поперечное сечение тонкостенной рамы на отдельные элементы — двутавры,
полосы, пластины и т. д. (рис. 183), то силовое взаимодействие между ними
будет характеризоваться непрерывно распределенными по кромкам каса-
тельными усилиями. Нормальные напряжения в пластинах по ширине
распределяются неравномерно. Для отдельной полосы редукционный коэф-
фициент
__ °ср °ср Fq
°1Р (ах H°^/)p F
где оср — средняя величина действительных нормальных напряжений
в сечении F полосы обшивки; о1р — напряжение в стержне в месте его
соединения с обшивкой; jx — коэффициент Пуассона; Fo—площадь рас-
четного сечения полосы при о1р, эквивалентная площади F при действии сгср.
Для сложного сечения, образованного несколькими полосами k:
k
k .2
Л> = 2 ‘nfb n = 1 у F—
i=l 2^1
Рис. 183. Элементы поперечного сечения
рамы
346
Площадь сечения F и момент инерции J при расчетах с использованием
редукционных коэффициентов заменяют расчетными Fo и J 0. Для доста-
точно тонких листов обшивки, имеющей начальные искривления, редук-
ционные коэффициенты [142]
П = 40Л-, (93)
где s — толщина листа; b — ширина участка.
При действии на раму кососимметричных вертикальных нагрузок рас-
чет можно выполнять, как для балки, с учетом факторов стесненного кру-
чения или по схеме пространственной рамы. При использовании балочной
схемы раму рассматривают как балку ступенчато-переменного сечения
с участками замкнутого и незамкнутого профилей. Депланация таких сече-
ний при стесненном кручении рамы вызывает дополнительные напряже-
ния [21 ]. Для расчетной схемы рамы тепловоза кососимметричные внешние
нагрузки приводят к крутящим моментам. Концевые поперечные крепления
рамы принимают абсолютно жесткими. Если используются ЭВМ, то расчет
рамы на кососимметричную нагрузку можно выполнять по стержневой про-
странственной схеме. Листы настила при этом распределяют по стержне-
вым элементам рамы с учетом редукционных коэффициентов.
В процессе проектирования несущих кузовов в соответствии с компо-
новкой оборудования, размещением тележек, топлива и др., намечают общие
габаритные размеры кузова, схему несущей конструкции и размеры сечений
основных несущих элементов. Размеры сечений принимают по результатам
расчетов с использованием простейших расчетных схем, в которых прибли-
женно учтены лишь наиболее существенные свойства конструкции. После
окончательной увязки схемы несущих элементов и их размеров выполняют
поверочный расчет, используя детализированные расчетные схемы.
Основными несущими элементами кузова являются тонкостенные балки,
настил и обшивка. Приближенно их можно представить в виде пластинчато-
стержневой пространственной системы. Такая система многократно стати-
чески неопределима, и ее решение возможно только при наличии ЭВМ.
Стержневые системы рассчитывают с использованием методов, изложенных
в курсе сопротивления материалов, что, как правило, принципиальных труд-
ностей не вызывает. Что касается напряженного состояния пластин, то его
точное определение в условиях совместной работы пластины с каркасом
связано с большими трудностями, и пока такое состояние рассматривают
приближенно.
Роль обшивки в воспринятии внешних нагрузок различна в зависи-
мости от конструкции и жесткости каркаса и самой обшивки, а также от
характера их соединения. Жесткую, устойчивую стальную обшивку тол-
щиной 2—2,5 мм применяют, как правило, при безраскосной системе стерж-
невого набора. Такая обшивка является основным несущим элементом
конструкции. При раскосных боковых стенках применяют обшивку мень-
шей толщины или обшивку из алюминиевых сплавов, которая восприни-
мает значительно меньшую долю нагрузок. Однако в обоих случаях учет
обшивки обязателен. Обшивку боковин стенок и настил рамы представляют
в виде системы прямоугольных пластин в стержневом каркасе.
Сопротивление пластин деформациям растяжения-сжатия учитывают
при расчете стержневого каркаса добавлением к его сечениям редуцирован-
ных сечений пластин с использованием формулы (93). Сопротивление об-
шивки деформациям сдвига учитывают приближенно. Погонные касатель-
347
Рис. 184. к расчету несущего кузова:
а — усилия, возникающие при взаимодействии обшивки и рамы; б — эквивалентный раскос
Рис. 185. к определению расчетной длины стержня
ные усилия q взаимодействия стержней и пластины принимают равномерно
и непрерывно распределенными по длине панели (рис. 184). До потери
устойчивости пластину рассматривают в состоянии чистого сдвига, а после
потери устойчивости — по схеме, предусматривающей работу обшивки
только в направлении главных растягивающих напряжений. В этом случае
пластину представляют в виде поля диагональных волн (раскосов), которые
образуются при достаточно развитой закритической деформации пластины.
Такие раскосы работают на растяжение. Жесткость пластины на сдвиг
при этом снижается до 35% [25].
Таким образом, расчетную схему несущего кузова представляют в виде
статически неопределимой пространственной стержневой системы, отдель-
ные прямоугольные контуры которой подкреплены обшивкой, работающей
на сдвиг. Узлы соединения стержневых элементов рамы принимают жест-
кими.
Длины гибких участков стержней, которые необходимо учитывать при
расчете, рекомендованно выбирать несколько большими, чем соответствую-
щие размеры вырезов (рис. 185). Приближенно расчетная длина стержня
t,3“T‘,lcp 1 J2CP
Л + Л _
где Лср = 2—’ ^2ср = —2 ’ 1—размер выреза; и /2—рас-
стояния от центров тяжестей поясов до вырезов; J3— момент инерции стойки;
Ji, J!', J2 и J'i, — моменты инерции, соответственно верхнего и нижнего
поясов справа и слева от узла соединения пояса со стойкой.
Для упрощения алгоритма расчета на ЭВМ статически неопреде-
лимой системы прямоугольные элементы обшивки как до, так и после потери
устойчивости целесообразно заменить эквивалентными раскосами, рабо-
тающими на растяжение-сжатие (рис. 184, б). Площадь раскосов опреде-
ляют из условий энергетической эквивалентности по следующим формулам:
до потери устойчивости
после потери устойчивости
л __ /is sin2 а
~~ 2 sin2 р ’
348
где G и Е — модули упругости материала соответственно при сдвиге и растя-
жении; s — толщина стенки; /р — длина раскоса; I и h — размеры прямо-
угольной панели; а — угол наклона волн, а & 45°; р — угол наклона рас-
коса.
Значительные трудности, возникающие при расчете кузова как про-
странственной конструкции, привели к широкому использованию в прак-
тических расчетах плоских расчетных схем. Применение таких схем бази-
руется на предположении, что поперечное сечение кузова является жестким
контуром. Это позволяет определять внутренние усилия от вертикальных
и горизонтальных продольных нагрузок, которые симметричны относительно
продольной оси кузова. Расчет по плоской схеме дополняют проверкой
поперечной жесткости кузова, а также расчетом его отдельных поперечных
элементов.
§48. МЕТОДИКА РАСЧЕТА ПЛОСКИХ И ПРОСТРАНСТВЕННЫХ РАМ НА ЭВМ
Расчеты и экспериментальные данные показывают, что на распределение
внутренних усилий в элементах статически неопределимой системы кузова
оказывают влияние не только изгибающие усилия, но и продольные и попе-
речные силы. Так, исключение лишь поперечных сил вносит изменения
в величины напряжений по многим сечениям до 25—30%. При исключении
одновременно поперечных и продольных сил изменения в напряжениях
становятся еще более ощутимыми. Поэтому в расчете статически неопреде-
лимой системы кузова следует учитывать все компоненты внутренних уси-
лий [109].
Исходя из особенностей конструкции кузова тепловоза (нерегулярность
расположения несущих элементов, разнообразие несущих схем) для расчета
целесообразно использо-
вать один из общих мето-
дов строительной меха-
ники, например метод сил
[108, 10].
Составление расчет-
ной схемы и схемы внеш-
них нагрузок.
В качестве исходных
данных определяют коор-
динаты центров тяжестей
концевых поперечных се-
чений прямолинейных
участков стержней посто-
янной жесткости относи-
тельно общей произвольно
выбранной системы осей
XYZ (рис. 186), их пло-
щади F, главные моменты
инерции Jx, Jy, а так-
же характеристики формы
Рис. 186. К определению поло-
жения стержня АВ в общей
и собственной системах
349
Рис. 187. К определению лишних
неизвестных замкнутого контура а
сечения учитывающие
влияние неравномерности
распределения касательных
напряжений по высоте сече-
ния при поперечном изгибе
на величину деформации
сдвига сечения.
Определяют компоненты
внешних нагрузок Pxi, Pyh
Pzi, Mxl, Myi, Mzl — nix.
величины, направление и
точки приложения i (х{, yt,
zj), а затем фиксируют при-
надлежность стержня к замк-
нутому контуру. Если стер-
жень принадлежит нескольким замкнутым контурам, то один из них прини-
мают за основной. Стержни обозначают номерами узлов начала и конца в после-
довательности, получающейся при обходе замкнутого контура против часо-
вой стрелки. Смежный стержень, принадлежащий нескольким контурам,
может иметь различные обозначения. Эти операции выполняют вручную,
а последующие — на ЭВМ. Для определения длины и положения стержня
в пространстве необходимо определить направляющие косинусы осей соб-
ственной системы координат относительно общей системы осей. На рис. 186
изображен стержень в собственной и общей системах осей. Углы рх и Р9
определяют через координаты концевых сечений стержня. Угол у наклона
главной оси инерции сечения стержня 0Y к плоскости, проходящей через
продольную ось стержня и ось, проведенную через начало стержня парал-
лельно оси 0Y, определяется положением сечения в конструкции. Коор-
динаты точек стержня относительно общей и собственной систем осей (X,
Y, Z, х, у, г) связаны соотношением
X li 12 /-з
Y — ntx т2 т3
Z пх п2 п3
х
У »
z
где 11г mlt tii — направляющие косинусы оси х относительно системы осей
XYZ; 12, т2, п2 и /3, т3, п3 — то же, но для осей соответственно у и г.
Направляющие косинусы определяют из выражений:
li — cos р^ cos у—sin Pj, sin pxl sin y;
4=—cos $y sin у — sin Pj, sin PX1 cos y; l3 = sin P^, cos pxl;
= cos pxl sin y; m2 = cos PX1 cos у; m3 = sin pxl;
'n,i—— sin p,, cos у — cos Pj, sin PX1 sin у;
n2 = sin pj, sin у—cos sin pxl cos y; n3 = cos Pj, cos pxl;
cosPs = (Zs—sinр^ = (Хй—Хл)//';
81прЛ=(Ув—Гд)//; cos px = /74
350
l' = V (ZB—ZAy + (Хв—Хл)2;
/ = У (Zb—/л)а + (Хв—Хл)2 + (Ув—УаУ.
Выбор основной системы. В каждом замкнутом контуре делают разрез
и в месте разреза к стержням добавляют по две жесткие консоли, концы кото-
рых вынесены в начало общей системы координат. К каждой паре консолей
прикладывают шесть неизвестных силовых факторов Qx, Qy, Qz, Мх, М„,
Mz, векторы которых направлены по осям общей системы координат. На
рис. 187 показана основная система и лишние неизвестные для одноконтур-
ной рамы. Каждый замкнутый контур имеет шесть лишних неизвестных.
Общая степень статической неопределенности рамы при k замкнутых кон-
турах равна 6 (k— 1).
Определение единичных коэффициентов канонических уравнений. Еди-
ничные коэффициенты канонических уравнений являются перемещениями
от единичных значений лишних неизвестных. Их определяют по формуле
№d,+
I
У
где i, j— единичные состояния; I — длина участка; Mzl, Myi, Mxl, Nzit
Qyt и Qxi — компоненты внутренних усилий от единичного значения i-ro
лишнего неизвестного; £у, — коэффициенты формы поперечного сечения.
Прежде чем записать формулы для определения единичных перемещений
в матричной форме, остановимся на правиле знаков в выражениях для вну-
тренних усилий от единичных сил. Эпюры изгибающих моментов строят
на сжатых волокнах. Ординаты положительных моментов совпадают с на-
правлениями собственных осей координат. Крутящий момент считают
положительным, если он действует по направлению часовой стрелки.
Растягивающие продольные силы принимают положительными, а сжи-
мающие — отрицательными. Положительные поперечные силы, приложен-
ные по концам стержня, вращают его по часовой стрелке, если смотреть
на стержень с положительного направления оси, перпендикулярной плоско-
сти действия силы. Величины внутренних силовых факторов в стержне АВ
(рис. 187) от действия единичных значений лишних неизвестных определяют
по формуле
=
(95)
где
0 -Za Уа 0 -ZB Ув
ZA 0 -хА Zb 0 -хв
D(ab) = -У А ХА 0 -Ув хв 0
,1 0 0 1 0 0
0 1 0 0 1 0
0 0 1 0 0 1 (АВ)
351
Zx О
тх О
пх О
О Zj
О т1
О пг
[АВ)
^(АВ) ~
12 о
т2 О
п2 О
О Z2
О т2
О п2
Z3 О
(ЛВ)
^3(ЛВ) —
т3 О
п3 О
О 13
О т3
О п3
(ЛВ)
(96)
Продольные и поперечные силы постоянны по длине стержня и выра-
жаются матрицами:
ZV (лв> =
— Z3
— т3
— п3
О
О
О
(АВ)
; Q(ab) =
4 4
/пх —т2
пх — п2
О О
О О
О О
(ЛВ)
(97)
В матрицах (97), так же как и в матрицах (96), для моментов в строках
стоят величины сил от действия единичных усилий. В матрице поперечных
сил в первом столбце расположены усилия Qx, во втором Qy. При изменении
последовательности обозначения стержня Л В на В А оси Oz и Ох собственной
системы изменяют свое направление, а направление оси Oz/ не изменится
(рис. 188). При этом cos р^,, sin^, sin рЛ и sin у меняют знаки на проти-
воположные. У направляющих косинусов Zx, mlt п1г 13, т3, п3 знаки также
меняются на противоположные, а у значений у, 12, т2, п2 знаки остаются
без изменения. Вследствие этого все эпюры изгибающих и крутящих мо-
ментов, продольных и поперечных сил меняют знаки на противоположные.
Стержень, принадлежащий трем контурам — а, р и у, показан на рис. 189.
Если принять направление обхода контуров против часовой стрелки, то
рассматриваемый стержень будет обозначен в контуре а как 3—4, а в кон-
турах р и у как 4—3. В соответствии с рассмотренным правилом, эпюры
внутренних усилий в стержне 3—4 от единичных сил для контуров р и у
будут иметь одинаковые знаки, а для контура а — противоположные.
Абсолютные величины ординат эпюр будут для всех контуров одинаковые.
Рис. 188. К определению направления собственных осей при различных обозначениях
стержня АВ
352
Рис. 189. К определению направления обвода замкнутых контуров
Рис. 190. Линейные эпюры усилий, действующих в стержне АВ
При выбранной основной системе внутренние усилия от лишних неиз-
вестных контура а распространяются по стержням только этого контура,
который состоит из прямолинейных участков постоянной жесткости. Единич-
ное перемещение 6Z/ определяют в виде алгебраической суммы перемещений,
подсчитанных по каждому участку по формуле (94). В пределах участка все
подынтегральные выражения являются линейными функциями (М2, Му9 Мх)
или постоянными величинами (Qx, Qy9 Qz). В этом случае решение инте-
грала (94) легко представить в виде произведения матриц, составленных
из ординат эпюр в начале и конце стержня (рис. 190), т. е.
&ij (АВ) =|| MiaMib || HIFm Н(АВ),
1 2 у И М
(98)
где Mt, Mj — внутренние усилия в концевых сечениях А и В стержня АВ
в состояниях i и /; Н^ав) — характеристика гибкости стержня АВ\ при
изгибе Н = (1/6EJ)-, при кручении Нг = (l/6GJK)\ при растяжении HN =
= (//6EF); при сдвиге HQ = (1/6EF).
В соответствии с формулами (95), (96), (97) и (98) компоненты единич-
ных перемещений по стержню АВ от кручения, изгиба в двух плоскостях,
растяжения и сдвига определяют соответственно по формулам:
б(ДВ| = Z2X1IIX1D Нх (АВ)\ ^(/в) =£)^2П%2^ Ну (АВ)\
6(ЛВ) = DX3IH3D Hz (АВ)» б(ДВ) = Н N НN (АВ)\ $(АВ) QAQ Hq (ДВ),
II2 11|
где П = | ; б(дв) —матрицы компонентов перемещений по стержню АВ;
Н о ||
А = гх — матрица коэффициентов формы сечения, определяемых по фор-
I 9 -г/ II
F С (s° )2
муле £х (У) = —— I dF, sx (у) — статические моменты отсеченной
Jx(y) J Ьх(у)
В
части сечения относительно осей х и у; Ьх{у} — ширина сечения.
Величину перемещений по стержню АВ от единичных значений лишних
неизвестных контура а с учетом всех деформаций определяют из выражения
6(ЛВ) = (ам*+&Му + аМг + aN + 8q)(AB},
23 п/р. Панова
353
где
8ХХ $ху $xz $хМу $xMz
^ух ^УУ Ъуг ^уМ.х ^>уМу ^yMz
^2Х $гу $zMx $zMy бгМ2
Ь(АВ)— ^М^Х ^Мху ^МхМх ^МхМу
&Мух ^МуУ у х
$MZX ^Mzy 6мгг 8мгмх &мгму (ЛВ)
Общая величина перемещений по направлениям неизвестных контура а
от их единичных значений
где k — количество стержней, принадлежащих контуру а.
Для смежного стержня, принадлежащего контурам аир,
баа — брр = —(Лв) J 6аЗ = S бар (лв),
где 6аз — перемещения от неизвестных контура а по направлениям неиз-
вестных контура Р; kr— количество стержней, смежных для контуров аир.
В качестве внешних нагрузок при-
нимают сосредоточенные силы РЛ, Pyf
Pz и моменты Мх, Му, Mz. Распределенные
нагрузки заменяют системой сосредоточен-
ных сил. Положительными считают силы
и моменты, векторы которых направлены
вдоль положительных направлений осей
общей системы координат.
При определении грузовых коэффици-
ентов канонических уравнений Д;р, явля-
ющихся перемещениями по i-у направ-
лению от внешней нагрузки Р9 используют новую основную систему, для
которой в начале выбранной общей системы координат (рис. 191) вводят ус-
ловную заделку, а во всех замкнутых контурах рамы — разрезы. Каждый
из компонентов системы внешних сил Pv уравновешивается соответст-
вующими реакциями в заделке через произвольно выбранный силовой
путь Zv. Общая величина реакций в заделке от всех нагрузок должна быть
равна нулю.
Применяя тот же порядок рассуждений, что и при построении единичных
эпюр, для участка силового пути АВ получим следующие выражения для
внутренних усилий:
О ... О,
-{Уа.-Ул)- --(Уп-УдУ
о ... о,
-{Уа.-УвУ --(Уп-Ув^
Мхр (АВ) =KDpP(AB)') Np(AB) = N' Р(АВ)',
Мур (АВ) = КРрР(АВ)\ Qp (АВ) = Q* 2 ?(АВ)-
мгр (АВ) = WpP(AB)\
354
Рис. 191. к выбору силового пути основной системы рамы для внешних нагрузок
Здесь DP{AB) =
(гЯ1-м)-••-(гп-гл)> (Уп-Уа)’ 0...0, 0...0
О ••• 0, _(Ха1_Хл)..._(х„_хл), 0...0, 1 . .. 1, 0...0
(Ч — хл) • • (хп~ха)' 0 ••• °- 0 . . . О, 0 . . . О, 1 . . . 1
(га,~гв) • • --(гп — гй)> (Уа.-Ув) -(Уп—Ув)> 1 • • 1. 0 • • • °> 0 • • • 0
О ... о, хв) . . . — (хл —XS), 0...0, 1...1, 0...0
(xOj—хв)... (х„-хв), 0 ... О, 0...0, О...О, 1 ... 1
— матрица моментов в начале и конце участка АВ от компонентов сил
Л • • Рп (РХп> Руп, Ргп, Мхп, Муп, Мгп, равных единице,
Р(А В)= || РХ1 ' ’ • Рхп’ РУ1 • • • руп' Р21 • pzn’ МХ1 ’ • • ^хп*
му1... муп, мг1... мгп||(ЛВ)
— матрица компонентов сил, действующих на заделку через участок А В;
%Р=\\ЪРх, ЪРу, ЕЛ. О, о, о||
— матрица суммы компонентов составляющих внешних сил, передаю-
щихся через стержень АВ.
Грузовые коэффициенты определяют по формуле
Др= + +
23*
355
Эпюры внутренних усилий от внешних сил являются линейными фун-
кциями, поэтому перемещения AfP можно подсчитать так же, как и пере-
мещения 6Z/:
&мх — DKiHK{DpPHx (АВ); &му = D^UK^DpPHy (ав) ;
Ам2 = D^W^DpPHz (АВ); \N = NN' PHN {Ав)',
Aq =QQ'A S PHq(ab)’, Л(4В) = Amz + A.v + &q){AB}-
Для получения перемещений Atp по направлению действия неизвест-
ных силовых факторов контура а, необходимо сложить перемещения, под-
считанные по всем силовым стержням, входящим в данный контур, т. е.
т
АаР = 2 Аар (ЛВ) ,
где т — число силовых стержней в контуре а.
Как и единичные перемещения, грузовые перемещения по смежному
стержню (при рассмотрении его в разных контурах) равны по абсолютной
величине. Если последовательность обозначения стержня для контуров а
и |3 совпадает, то Аа = Ар(лв). При несовпадении последовательности обо-
значений Аа = —Ар(ЛВ).
Из полученных матриц единичных и грузовых коэффициентов форми-
руют матрицу коэффициентов системы канонических уравнений. Структура
такой матрицы приведена на рис. 192. Система уравнений имеет вид
дУ + АР = 0, (100)
va vx
где V — • — матрица-столбец лишних Vz VMX — матрица-столбец лишних
неизвестных; Уму Ум2 неизвестных контура.
Решая систему уравнений (100), определяют лишние неизвестные.
Построение окончательных эпюр внутренних усилий. Для получения
окончательных эпюр внутренних усилий необходимо ординаты эпюр еди-
ничных усилий умножить на величины соответствующих неизвестных и,
сложив полученные значения, просуммировать их с усилиями от внешних
нагрузок. Выражения для внутренних усилий в стержне АВ, который
является общим для контуров а (главного) и (3 (побочного), имеют следую-
щий вид:
Мх (ав) = ^iD (Уа ± Ур) ±
Му (АВ) = (Va ± Ур) ± faDpP,
М2 (ав) = ^зО (Уа ± Ур) ± KsDpP',
N(AB) = N'(va±v^ ±n’ ^р;
Q(ab) = Q (Va ± Vp) ± Q S P-
(101)
356
1ИММЕИИИ!ВЯИВЯСТ>ВД^ВЯ1ЯИИЙ!!0!И1аИИЕИа!
Рис. 192. Структура матриц единичных и грузовых перемещений
Если стержень не принадлежит силовой ветви, то в выражениях (101)
отсутствуют последние члены. Для простых стержней контура а учитывают
только лишние неизвестные Va. Эпюры усилий строят в собственной системе
координат с отнесением стержня к основному контуру. Перемещения по
заданному направлению i (линейное или угловое) определяют по формуле
т р" т т ____
1 I 1 1 I
+ S JТг'" + S fi.S7F-d‘+
1 1 I 1
где Mx, My, Mz, N, Qx, Qy — внутренние усилия в статически неопреде-
лимой системе от внешних нагрузок; Mxi, Myii Mzi, Qxi, Qyi — внутрен-
ние усилия по участкам от точки приложения единичной силы, по i-y на-
правлению искомого перемещения до условной заделки; А, — перемещение
по i-y направлению относительно условной заделки; т — количество участ-
ков.
В матричной форме перемещение А, определяют по формуле
Д/ = S ^DpP'i П МХНХ + 2 ^DpP'i п муну +
1 1
+ S ^’рР'Л mzhz + i Ni 2 p'iNHN + 2 Qi 2 PiQHq.
i i i
357
Рис. 193. Схема плоской рамы и ее основной
системы
Изложенная методика расчета в рав-
ной мере применима как для пространст-
венных, так и для плоских рам. При
расчете плоской рамы, расположенной,
например, в плоскости YOZ, следует
принять равными нулю параметры X,
Р^, у, Рх, Му, М2. Однако необходимо
учитывать, что память машины при этом
используется не рационально. Поскольку
плоские расчетные схемы нашли широкое
применение при расчетах кузовов, пояс-
ним алгоритм расчета плоских рам на
ЭВМ, в котором указанный недостаток
устранен.
Схема плоской рамы и обозначения ее элементов применительно к рас-
сматриваемому алгоритму расчета на ЭВМ приведены на рис. 193. Рама
состоит из прямолинейных участков стержней постоянной жесткости, сво-
бодных от нагрузки. Положение каждого стержня определяется коорди-
натами его начала и конца в произвольно выбранной системе осей (X, Y)
и принадлежностью к соответствующему замкнутому контуру. Внешние
нагрузки представляют собой сосредоточенные силы Р± . . . Рп (Рхп, Руп)
и моменты Мг . . . Мп, определяемые величиной, направлением и точками
приложения. Рама закреплена при помощи жесткого стержня 0-1 в услов-
ной заделке, расположенной в начале координат.
Для получения основной системы в каждом замкнутом контуре делают
разрез и вводят три компонента внутренних усилий. Из них два усилия (Х,У)
при помощи жестких консолей выносят по направлениям общей системы
осей (ХОУ), а третий компонент берут в виде момента Мг. При этом изги-
бающие моменты в сечениях рамы от единичных значений X и У будут равны
значениям координат этих сечений х и у, а продольные N и поперечные Q
силы, соответственно — синусам и косинусам углов наклона участков рамы.
От единичного момента М2 изгибающие моменты в сечениях постоянны
и равны единице, а силы N и Q равны нулю. Коэффициенты канонических
уравнений 6Z/-, выражающие перемещения по направлению единичной силы i
qt силы /, определяют по формуле типа (94), которую для выбранной основ-
ной системы при линейных эпюоах внутренних усилий можно записать
в матричной форме:
баа — 2 Di TlD'iH + 2 NiNiHn + 2
Здесь
^аа —
ихх
^ух
8мх
$ху ^хм
^уу $ум —матрица перемещений по направлению неизвестных
8му 8ММ V*> контура а;
(АВ) =
Ха Х$
Уа Ув — матрица координат начала А и конца В стержня
1 1 (ЛЙ) или матрица концевых моментов от единичных зна-
чений неизвестных Vx, Vy и Ум',
358
Л^1(лв) =
Ql (АВ) =
COSlp
— sin гр
О
sinip
cos гр
О
— матрица продольных сил в стержне АВ от единич-
ных значений неизвестных Vx, Vy и Гль
— матрица поперечных сил в стержне АВ от единичных
значений неизвестных Vx, Vy и Vm\
Н = U$EJ\ Hn = l/EF\ Hq = l/GF — коэффициенты жесткости стержня ABr
соответственно при изгибе, растяжении и сдвиге.
Коэффициенты баа подсчитывают только по участкам контура а. Для
стержня АВ, принадлежащего двум смежным контурам аир, определяют
компоненты перемещений как по контуру а, так и по контуру р. При этом
баа = 633 = —<5аЗ(лв). Последовательно обходя все замкнутые контуры
рамы, формируют матрицу ее коэффициентов.
Грузовые коэффициенты системы уравнений, являющиеся перемеще-
ниями в основной системе от внешних сил Р по направлениям лишних неиз-
вестных г, определяют по формуле типа (99) или в матричном виде как
пг т т
\iP = 2 D^D.pPH + 2 Niti 2 PHN + 2 Q1Q1 X phq. (Ю2>
1 1 1
_ _ (%a %a) • • • (%n XA), (Уа Уа) • • • (Уп Уа)> 1 ... 1 II
(Ха — Хв). . .(Хп — ХВ), (Уа~У^---(Уп — Ув), 1..1 II
— матрица моментов в начале и конце k-vo участка от единичных значе-
ний Рх, Ру, М. нагрузок Ра . . . Рп\
Р = \\Риа.. ,Руп, Рха...Рхп, Ma...M„|| — матрица компонентов внешних
нагрузок;
2 Р —1| 2 Pxi 2 Ру> ОII — матрица суммы проекций внешних сил, действую-
щих на стержень k силовой ветви.
Систему уравнений записывают в виде выражения (100). Решая систему,
определяют лишние неизвестные, матрица которых имеет вид
Va
Vfi
У X
Vy
Vm
(0
Внутренние усилия В по каждому участку рамы характеризуются
величинами изгибающих моментов в начале и конце участка, продольными
и поперечными силами. Усилия
D\ (Va — Vp) + DipP
В(АВ)= N[(Va— Vfij + Ni 2Р
где B(ab) =
МА
Мв
N
Q
Qi (Цх—Ур) -F Qi 2 Р (Аву
— внутренние усилия в стержне АВ.
(АВ)
359
Меньший порядок матриц, применяемых в рассмотренном алгоритме
для плоской расчетной схемы, позволяет полнее использовать оперативную
память машины и рассчитывать рамы с увеличенным количеством замкнутых
контуров.
Определение характеристик свободных колебаний кузова. Приведен-
ную методику статического расчета рам на ЭВМ используют также для опре-
деления собственных колебаний кузовов. Учитывая высокую поперечную
жесткость конструкции, расчет собственных продольных и вертикальных
колебаний можно выполнять по плоской расчетной схеме. Кузов рассма-
тривают как плоскую стержневую систему с сосредоточенными массами.
Каждой массе дают две степени свободы по направлениям осей х и у.
Расчетная схема кузова тепловоза ТЭП60 показана на рис. 194. В пер-
вом приближении расчет ведут без учета диссипативных факторов системы.
Уравнение свободных колебаний упругой системы с сосредоточенными мас-
сами имеет вид
Л + 6mA = О,
Д1Х
где А =
— матрица-столбец перемещений обобщенных координат
по направлениям 2п;
^пу
'^п,к
'^1у
А =
— матрица-столбец ускорений;
^пу
б —
квадратная матрица единичных перемещений 2п-го порядка;
т1
т2
тп
п т1
т2
т =
— диагональная матрица сосредоточен-
ных масс.
тп
360
Рис. 194. Схема кузова тепловоза ТЭП60 для расчета его колебаний
Для получения матрицы 6 по 2п направлениям прикладывают единич-
ные силы, от каждой из которых по 2п направлениям определяют единич-
ные перемещения. Используя формулу (102), формируют матрицу 6 еди-
ничных перемещений в основной системе рамы. Грузовые коэффициенты Дт
образуют прямоугольную матрицу К-2п, где К — степень статической
неопределимости рамы. Для стержня АВ контура а
Ла/п (АВ) = ^ат (АВ) + Да/? (АВ)\
^ат (АВ) :== D! п DimH 4- NxN[PmHN 4- QiQiPmHQ;
Ла (ав) = Dj П DXHRmH + NiN iRnRmHn + QiQiRqRmHQ,
где Дат (лв) — матрица перемещений по стержню А В от 2п единичных сил;
Ла«(лв) — матрица перемещений по стержню АВ от реакций в опорах,
вызванных 2п единичных сил; Dlm и — матрицы моментов соответственно
от единичных сил и единичных значений их реакций, аналогичные по струк-
туре матрице Dip; Рт и Rm — матрицы, соответственно единичных сил
и их реакций, действующих по стержню АВ.
После подсчета единичных и грузовых коэффициентов по всем стержням
рамы и формирования общей матрицы этих коэффициентов 6 и Дт, решают
системы уравнений с 2п вариантами свободных членов. Затем определяют
внутренние усилия по всем стержням для 2п единичных нагрузок
В (АВ) =
Перемещения
^(Va-V^ + D^ + D^
N\ (Va-V^ + N’x (Pm + Rm)
Qi(va—V₽) + Q; (Pm±Rm)
(103)
6 = 2j Pm П BmH + 2j PnPnHn + 2j BqBqHq,
,i i i
где k — количество стержней в раме.
Задача определения частот собственных колебаний сводится к решению
определителя
|(6/п—%£) | = 0,
где Е — единичная матрица 2п-го порядка;’% = 1/<р2 — матрица собствен-
ных значений [10]; <р— частоты собственных колебаний системы.
Решение определителя выполняют на ЭВМ по программе, реализующей
какой-либо из методов решения характеристического уравнения. В резуль-
тате решения находят собственные числа % и частоты <р собственных коле-
баний системы. Если сосредоточенные массы различны, то матрица 6т по-
лучается несимметричной, что затрудняет ее решение. Используя ортого-
361
нальное преобразование, матрицу 8т приводим к симметричной с теми же
числами X. Каждому значению определителя соответствует своя форма коле-
баний, характеризуемая отношением амплитуд колебаний массовых точек
к произвольной амплитуде, например к амплитуде Пусть cip, с2р, . . .,
сгр, . . ., С2пр — амплитуды колебаний т1г т2, ., тг, . . ., /и2л при <рр.
Обозначим относительные амплитуды brP = crp/ciP. Матрица перемещений
для Р-го решения имеет вид
= (104)
Из решения (104) определяются значения Ьгр. Аналогичная операция
выполняется для всех значений ср и в результате формируется матрица отно-
сительных амплитуд, определяющих формы собственных колебаний
1 ^2 I 1 ... ^2 II ... 1 Ь2Г * 1 1 ^2 2п
— Ьз I Ь3ц ... t>3r ^3 2П
^2п I Ь2п jj
^2п 2п
Определение напряжений в кузове при действии ударных нагрузок.
Нагрузки при соударениях передаются на раму и кузов через поглощающие
аппараты автосцепок. На рис. 195 показана осциллограмма напряжений,
а на рис. 196 дан график изменения продольной силы в хвостовике автосцепки
в зависимости от скорости соударения. Осциллограмма и график получены
при испытаниях на соударения тепловоза 2ТЭ116. Как видим, при скоро-
сти v = 5-ьб км/ч серийный поглощающий аппарат Ш1Т закрывается. При
полной реализации хода поглощающего аппарата происходит так называе-
мый жесткий удар, характеризуемый кратковременным динамическим
воздействием на кузов через упорные угольники и розетки автосцепки.
Распространение волн в кузове при жестком
ударе представляет чрезвычайно сложный про-
цесс, на который существенное влияние ока-
зывают местные деформации и общие коле-
бания диссипативной системы. Поэтому в на-
Рис. 195. Осциллограмма напряжений в раме
Рис. 196. Зависимость силы, действующей в автосцепке, от скорости соударения
362
стоящее время напряжения в кузове при ударе определяют по приближен-
ным расчетным схемам или по эмпирическим формулам.
Ударные нагрузки рассчитывают по приведенным ранее балочным или
плоским стержневым расчетным схемам, к которым прикладывают продоль-
ные статические нагрузки. Кроме того, отдельные элементы кузова, непо-
средственно воспринимающие инерционные усилия от тележек и оборудова-
ния (шкворневые балки, шкворни, опорные балки, узлы крепления обору-
дования и др.), рассчитывают на действие этих усилий при нормативных
значениях ускорений по балочным схемам. Удовлетворительную качествен-
ную картину распределения внутренних усилий можно получить, используя
для этого расчет кузова на свободные колебания при заданных начальных
условиях, отражающих явление удара [НО].
Для упругой стержневой системы с сосредоточенными массами (см.
рис. 194), по приведенной методике определяют частоты и формы собствен-
ных колебаний. После этого рассчитывают перемещения, ускорения и силы
инерции системы. Перемещения Дг, массы тг определяются из выражения
Дг = У brPc1P sin (typt -f- Юр),
где <лр — фаза колебаний.
Для определения cip и ®р используют 4п начальных условий: при
t = О
Д, (0) = Д2 (0) - • • • = Дг (0) = • •. = Д2л (0) -- 0;
Д1(0) = Д2(0)=.-.=ДгЛ(0) = 0; ДА(0) = Пь (105)
где vk — скорость массы mk при ударе в момент времени t = 0 (для схемы,
показанной на рис. 194, k = 1).
Исходя из уравнения (105), составляют 2п уравнений
2п
Дг(0) = S brPciP sin ®р = 0 (Ю6)
1
и 2п уравнений
д* (0) = S ЬгРс1Р<рр cos Юр = vk; I <
Д1(0) = Д2(0)= •• • =Д2л(0) = 0. I
Все свободные члены уравнений (106) равны 0 и, следовательно, юр = 0.
Уравнения (107) образуют матрицу вида
bqc = v, (108)
где
Ф2П
— диагональная матрица частот собственных
колебаний;
ci
сп
с =
— матрица-столбец амплитуд колебаний;
363
V =
О
vk
— матрица-столбец начальных скоростей масс системы.
0 J
Из уравнения (108) получим с = (£><р)
Матрицы перемещений и ускорений масс для
^2» • • •»
моментов времени
Д = bcs,
& = bcq2s,
где
sin sin ф1/2 simp^ . . . sin
Sin фп/1 81Пфц/2 81Пфп/3 , . . sin фл^
Sin ф2«^1 Sin ф2л/2 ^1П фг/г^З • • • Sin ф2/г^/п
Силы инерции масс системы определяют по формуле
Р^ = (Ь'тУ сф25,
где
Ла
Л2
р
Внутренние усилия от таких нагрузок для стержня АВ получают,
умножая матрицы внутренних усилий от соответствующих единичных
сил (103) на матрицу сил инерции в фиксированные моменты времени:
Врим = BmP^ Врим = BnP*\ Bp^q = BqP^-
Напряжения при найденных величинах внутренних усилий определяют
по формулам, приведенным в курсе сопротивления материалов.
364
ST Приведем расчет кузова тепловоза ТЭ109 на действие статических
нагрузок и на колебания. На рис. 197, а показана плоская расчетная схема
кузова, характеристики которой следующие: степень статической неопре-
делимости равна 48; количество замкнутых контуров — 16; количество
стержней — 43; вертикальные нагрузки от веса соответствуют данной схеме;
горизонтальные нагрузки действуют по автосцепкам. При помощи жесткой
консоли рама закреплена в условной заделке, расположенной в произвольно
выбранном начале координат.
В качестве исходной информации записывают следующее: координаты х,
у начала и конца каждого стержня и его принадлежность к соответствующему
контуру; геометрические характеристики поперечных сечений стержней;
точки приложения внешних сил и силовые пути; внешние нагрузки.
Геометрические характеристики поперечных сечений определяют с ис-
пользованием редукционных коэффициентов. На рис. 197, б приведены
эпюры изгибающих моментов и продольных сил в элементах кузова. При
определении собственных колебаний массы кузова и расположенных в нем
агрегатов, а также массы тележек приведены к семи сосредоточенным мас-
сам, пять из которых имеют две степени свободы.
К записанной исходной информации добавляют величины сосредото-
ченных масс, координаты х, у центров масс, координаты вертикальных и гори-
зонтальных опор.
Вертикальные колебания определяют для кузова на абсолютно жестких
и упругих опорах. Динамическую жесткость этих опор по данным испыта-
ний ВНИТИ принимают равной жй = 30 000 кгс/см. Динамическая жест-
кость соединения кузова с составом жг = 40 000 кгс/см. Частоты собствен-
ных вертикальных колебаний кузова были получены равными: 3,48; 5,96;
9,8; 17,5 и 41,2 Гц.
Первая и вторая формы вертикальных колебаний на упругих опорах
близки соответственно к подпрыгиванию и галопированию, а третья и чет-
вертая формы — к двух-и трехузловому изгибу. Определение последующих
частот и форм колебаний не обязательно, так как при испытаниях эти формы
проявляются практически очень слабо. Замена упругих опор на жесткие
приводит к повышению частот собственных колебаний кузова на 40—50%
по основным формам колебаний с последующим выравниванием результа-
тов. С целью сокращения объема приводимой исходной информации здесь
использована упрощенная схема приведения масс. В практических расче-
тах следует выбирать более детализированную схему.
Если определяют внутренние усилия в элементах кузова при ударе,
то расчет продолжают с реализацией начальных условий (105). На рис. 198
приведены полученные расчетом зависимости N (0 в различных сечениях
кузова при ударе. Приведенный расчет кузова на соударение можно исполь-
зовать для качественной оценки работы конструкции.
Результаты расчета показали следующее:
основной компонент внутренних усилий образуется при первых формах
колебаний, соответствующих минимальным частотам;
с возрастанием жесткости упруго-фрикционного устройства продольная
сила интенсивно увеличивается (при абсолютно жестком устройстве при-
мерно в 3 раза), а продолжительность полупериода снижается до 0,07—
0,08 с;
учет, наряду с горизонтальными силами инерции, сил инерции, возни-
кающих при вертикальных колебаниях, не вносит существенных поправок
в результат;
365
снижение жесткости упругой системы вдвое, что может иметь место при
кузове из алюминиевых сплавов, приводит к уменьшению внутренних
усилий примерно на 30—40% и увеличению продолжительности ударного
импульса;
сравнение результатов расчета кузова по методу свободных колебаний
и результатов расчета на сжатие силой 250 тс по автосцепке с учетом сил
инерции агрегатов при постоянном ускорении показывает существенную
разницу напряжений по многим ответственным элементам конструкции.
§49. РАСЧЕТ РАМ ТЕЛЕЖЕК
Рамы тележек являются одним из наиболее ответственных узлов эки-
пажа тепловоза. Статистика показывает, что у некоторых локомотивов
имеют место повреждения рам тележек, которые носят, как правило, уста-
лостный характер.
Рамы тележек изготовляют преимущественно сварными из горячека-
таных листов. Для рам применяют малоуглеродистую сталь М16С и СтЗ.
Допускается также использование стали 20 при ограничении содержания!
366
углерода до 0,22%, кремния до 0,17—0,27% и обеспечении ударной вязкости
не менее 3 кгс*м/см2 при температуре —20° С. Литые детали рам тележек
изготовляют из сталей 15ЛШ и 20ЛШ при содержании углерода не более
0,23%.
Расчетные нагрузки. При проектировании и изготовлении рам тележек
магистральных локомотивов принимают следующие расчетные нагрузки.
1. Вертикальные нагрузки от веса кузова брутто с учетом собственного
веса рамы тележки и обрессоренных весов всего оборудования. Действие этих
нагрузок рассматривают при опирании кузова на тележки (нагрузка 1, а),
выкатке колесных пар (нагрузка 1, б), аварийной подъемке локомотива
за автосцепку (нагрузка 1,в, см. с. 341).
2. Наибольшие тяговые усилия при трогании с места. Эти усилия опре-
деляют по формуле (8). При этом крутящий момент тягового электродвига-
теля уравновешивается парой сил, приложенной к оси и раме тележки.
Реактивная сила
РТр£»
где D — диаметр колеса по кругу катания; п — число осей; 1т — расстоя-
ние от оси тягового электродвигателя до его подвески к раме тележки.
3. Тягу при конструкционной скорости. Характер распределения
усилий в раме тележки при втором и третьем видах нагружения одинаков.
Поэтому напряжения при третьем виде нагрузок определяют через напря-
жения при втором виде нагрузок, которые умножают на коэффициент kF =
=
4. Усилия при движении локомотива в кривой. В эти усилия входят
центробежные силы кузова и обрессоренных частей тележки в кривой R =
= 600 м и при скорости v — 100 км/ч и сила бокового давления ветра (удель-
ное давление ветра на единицу боковой поверхности кузова принимают
равным 50 кгс/м2). Реакции в первичном подвешивании определяют с уче-
том возвышения наружного рельса при непогашенном ускорении 0,7 м/с2.
5. Усилия при торможении. В эти усилия входят нагрузки тормозной
системы, инерционные силы кузова и надрессорного строения самой тележки.
Общее тормозное усилие локомотива в случае двустороннего торможения
Т1 4nKn/VcpK,
где пкп — число колесных пар локомотива; N — сила нажатия на колодку,
соответствующая максимальному давлению в тормозной системе; <рк — мак-
симальный коэффициент трения колодок, определяемый при v = 0.
Расчетная масса тележки
об “I- Л4КП,
где 1Л4тсб — масса подрессоренных частей тележки; /Икп — приведенная
масса колесных пар (МКП = PKn«TP/2g); ув — коэффициент, учитывающий
инерцию вращающихся частей; для существующих типов экипажей ув
1,25.
Усилия, действующие на раму тележки в местах подвески тормозного
оборудования, определяют исходя из особенностей конструкции тормозной
рычажной системы.
6. Динамические нагрузки, возникающие при движении локомотива..
368
7. Нагрузки на раму тележки при соударениях. Подробнее об опреде-
лении этих усилий (п. 6 и 7) было сказано ранее (см. стр. 341).
Из приведенных случаев нагружения составляют расчетные схемы,
по которым оценивают статическую и усталостную прочность конструкции
рамы тележки. При расчете на статическую прочность рекомендованы сле-
дующие режимы нагружения и допускаемые при них напряжения [а]:
Трогание локомотива с места
(пункт 2) *.................0,55a/n
Движение локомотива в тяго-
вом режиме по кривым (пунк-
ты 3, 4, 6) * ...............0,55от
Торможение локомотива в кри-
вых (пункты 4, 5, 6) * . . . . 0,55от
Ремонтно-аварийные режимы ** 0,9от
Расчеты на выносливость выполняют по методу ЦНИИ МПС исходя из
условия работы рам тележек без усталостных разрушений в течение всего
срока службы локомотива. Также, как и для кузовов, усталостную проч-
ность оценивают определяемым по формуле (91) коэффициентом запаса
п 2.
Статическую составляющую цикла <зт определяют с учетом статиче-
ских напряжений от вертикальных нагрузок <гст, от тяговых усилий
при движении в кривой окр и при торможении отсп:
^т ~~~ <?ст -F °т сп) “F ^кр* (109)
Во второе слагаемое формулы (109) вводят наибольшее из напряжений of
или отсп. На стадии проектирования принимают <зт аС7. Расчетную
амплитуду напряжений av определяют по формуле (92). Тогда
п =____2=1___,
OmW + kk^’
где ф и k — коэффициенты, принимаемые в соответствии с ранее данными
рекомендациями.
Более точные, по сравнению с расчетными, величины <зт и сга определяют
в результате поездных испытаний тепловозов.
В эксплуатации рама тележки тепловоза испытывает нестационарное
нагружение, при котором напряжение о0, а следовательно, и коэффициент
асимметрии цикла меняются в широких пределах, поэтому предпочтитель-
нее пользоваться формулой
1г g-i + g^ (‘"I?)
От + Ov ’
которая выведена в предположении, что от = const.
Расчеты при соударениях проводят для несущих элементов рам тележек
и креплений тягового и тормозного оборудования. Величины действующих
на раму нагрузок принимают исходя из расчетной продольной силы удара
в автосцепку, равной 250 тс для грузовых и 200 тс для пассажирских тепло-
возов. При указанных нагрузках по автосцепке согласно данным ЦНИИ
МПС ускорения в тележках могут достигать 3g. Исходя из такой величины
* С учетом нагружения но режиму 1, а (см. с. 341).
** С учетом нагружения по режиму 1, б и 1, в (см. с 341).
24 П/p. Панова 369
Рис. 199. Схема вертикальных нагрузок и эпюра изгибающих моментов для рамы тележки
тепловоза 2ТЭ10Л (эпюра моментов построена для половины рамы до ее продольной оси сим-
метрии):
I—IV — замкнутые контуры системы; цифрами обозначены границы участков постоянной жесткости
и точки приложения сил
ускорения находят инерционные усилия на раму тележки, от действия кото-
рых и определяют напряжения ау. Коэффициент запаса прочности
_ [<ут
Рк (Пст-Ь^)’
где 1,2.
Расчетная схема рамы. Рама тележки представляет собой простран-
ственную тонкостенную конструкцию. Широкое распространение в настоя-
щее время получили расчетные схемы в виде пространственной рамы с пря-
молинейными участками. При этих схемах напряжения в местах радиальных
сопряжений определяют через номинальные напряжения и коэффициенты
концентрации. Расчетные длины участков обычно принимают без учета
влияния жесткости узлов. Некоторое уточнение может быть получено при
схеме, в которой участки стержней, примыкающие к узлу, принимают абсо-
лютно жесткими.
Расчет пространственной статически неопределимой рамы может быть
выполнен методом сил по ранее приведенному алгоритму с использованием
ЭВМ. В качестве примера рассмотрим расчет рамы тележки тепловоза 2ТЭ10Л
на действие вертикальных нагрузок. На рис. 199 приведена геометрическая
схема рамы. Характеристики расчетной схемы следующие:
Степень статической неопределимости 24
Количество замкнутых контуров . . 4
Количество стержней ...........39
370
Там же показаны вертикальные нагрузки от веса кузова брутто, соб-
ственного веса рамы и подрессоренного веса прочего оборудования. Начало
координат принято в точке 16. В качестве исходной информации записы-
вают координаты X, Y, Z узловых точек, геометрические характеристики
стержней и внешние нагрузки. Эпюра изгибающих моментов, полученная
в результате расчета на ЭВМ, приведена также на рис. 199. Эквивалентные
напряжения определяют по формуле (90) или как
цэ = /а2 + 4т2. (ПО)-
§ 50. ИСПЫТАНИЯ КУЗОВОВ И РАМ ТЕЛЕЖЕК
Расчеты рам кузовов и тележек выполняют, как правило, на стадии
их проектирования. Для окончательной оценки прочности проводят стендо-
вые, поездные и ударные испытания опытных образцов. В практике работы-
некоторых конструкторских бюро получили распространение испытания
моделей.
Стендовые испытания рам и кузовов проводят с целью определения
напряжений и деформаций при действии расчетных статических нагрузок.
В зависимости от конструкции, ее изученности и новизны, напряжения опре-
деляют обычно в 1000—2000 точках, которые выбирают по результатам
расчетов, а также в тех сечениях, где имеет место концентрация напряжений.
Наиболее тщательно обследуют новые, мало изученные узлы. На специаль-
ном стенде кузов нагружают продольными усилиями по автосцепкам и
буферам, кососимметричными нагрузками и вертикальными усилиями,
возникающими при опирании кузова на тележки, домкраты и при аварийных
подъемках.
24*
371
Рис. 200. Амплитуды напряжений:
Н — максимальный размах; Т — пе-
риод
Напряжения определяют
при помощи тензодатчиков
с базой 5, 10 и 20 мм. Для
определения номинальных
напряжений тензодатчики
наклеивают не ближе, чем на
расстоянии 50 мм от мест
концентрации напряжений.
В местах концентрации на-
пряжений формируют це-
почки датчиков; в деталях,
находящихся в плоском на-
пряженном состоянии, на-
клеивают розетки датчиков.
Их показания фиксируют
обычно на многоточечные
автоматические или полу-
автоматические тензостанции.
Одновременно оптико-меха-
ническими методами при
помощи специальных при-
способлений определяют об-
щие и местные деформации
кузова по различным на-
правлениям.
При стендовых испыта-
ниях рам тележек опреде-
ляют их напряженное сос-
тояние, а также возможные
места появления трещин при эксплуатационных нагрузках.
Поездные испытания проводят на опытных полигонах и жел.-дор.
путях МПС с использованием вагонов-лабораторий, в которых размещена
аппаратура, позволяющая определить величины динамических напряжений,
ускорений и перемещений.
Обрабатывая результаты испытаний, определяют расчетные величины
амплитуды напряжения, принимая максимальные размахи по осциллограмме
рис. 200. Для этого выявляют укрупненные размахи с периодом Т и наиболь-
шими амплитудами и из них выбирают максимальный размах Н. Получен-
ные 15—20 замеров максимальных амплитуд (0,5 Н) наносят на график ст0 (о),
из которого находят расчетную амплитуду (для заданной расчетной скоро-
сти и). В качестве расчетной величины ст0 выбирают (в диапазоне скоро-
стей —5 км/ч) наибольшее из числа максимальных значений сг0, подтвер-
жденное двумя-тремя замерами.
Для исключения резко выделяющихся величин оэ, искажающих ре-
зультат, применяют статистическую обработку по методу размахов. Исходная
информация должна быть получена при заданной расчетной скорости,
а общее время записи составлять не менее 2—4 мин. При этом запись должна
состоять из сравнительно кратковременных замеров (по 10—30 с), получен-
372
ных на большом участке (около 100 км). В данном методе учитывают укруп-
ненные размахи; промежуточные колебания напряжения, размахи которых
меньше 25—30% максимальных, не рассматривают. В результате стати-
стической обработки осциллограмм получают кривую распределения напря-
жений. По такому распределению методами математической статистики
определяют среднюю статистическую величину ov и среднее квадратическое
отклонение амплитуды sa. В качестве расчетной амплитуды принимают ее
максимальное вероятное значение
0^ — Оу —}— 3sa.
Величина gv введена в формулу (91) для оценки прочности.
Напряжения и ускорения w при соударениях замеряют при наезде
тепловоза со скоростью 3—10 км/ч на заторможенный состав из трех-четырех
груженых вагонов или при накате вагона-бойка на тепловоз, сцепленный
с составом. По результатам испытаний строят зависимости Руд (у), о (у),
w (v), по которым определяют расчетные величины при заданной скорости.
Наряду с испытаниями натурных объектов часто испытывают их мо-
дели. Цель таких испытаний — подробное исследование прочности конструк-
ции в процессе проектирования. Для этого одновременно с основным рас-
сматривают и другие варианты конструкции и ее отдельные узлы. В настоя-
щее время моделирование охватывает исследование конструкции при ста-
тических нагрузках. Испытания металлических моделей позволяют опреде-
лить характер передачи усилий отдельными элементами, степень загрузки,
а также их слабые места. Реже модели применяют для сравнения долговеч-
ности деталей и определения эффективных коэффициентов концентрации,
так как в этих задачах большое влияние оказывает масштабный фактор и
технология изготовления.
Для возможности переноса результатов испытаний моделей на натурную
конструкцию, модель и натура должны быть подобны. Условия подобия
зависят от рода исследуемого явления. Для анализа механических процес-
сов должно быть обеспечено геометрическое, кинематическое, материальное
подобие, а также подобие действующих нагрузок. При статических процессах
эти условия предполагают соблюдение равенства (для образца и модели)
следующих безразмерных критериев:
Е Р
ц = const, ---г — const, = const,
r ’pg/ ЕР
где Е и р — соответственно модуль упругости и коэффициент Пуассона;
р — плотность материала; Р — нагрузка; I — сходственный геометриче-
ский размер.
Трудности, связанные с соблюдением всех указанных условий, выну-
ждают часто отказываться от полного подобия и переходить к частичному,
при котором соблюдается равенство не всех, а лишь наиболее важных кри-
териев. При моделировании кузовов наиболее существенным является
соблюдение равенства критерия Р/ЕР = const.
Широкое распространение получают исследования напряженного со-
стояния на моделях методом фотоупругости, особенно в элементах конструк-
ции сложной формы, где методы сопротивления материалов не применимы
или приводят к большим погрешностям. Наиболее просто моделируют
плоские задачи теории упругости на плоских моделях. Модели, геометри-
чески подобные в двух измерениях плоскому образцу, изготовляют из плиток
оптически активного материала.
373
Рис. 201. Интерференционная картина полос в модели боковой стенки кузова тепловоза
ТЭ10 при ее вертикальном нагружении
Поляризованный луч света, проходя через напряженную модель, раз-
лагается на два компонента по направлениям главных напряжений в каждой
точке модели. Скорость прохождения каждого луча зависит от величины
главных напряжений в точке, поэтому при сложении выходящих компо-
нентов лучей, сдвинутых по фазам, получается интерференционная картина
полос, расшифровка которой позволяет определить напряжения на свобод-
ном контуре, а при дополнительных исследованиях — и напряжения в любой
точке тела.
На рис. 201 приведена интерференционная картина полос в модели
боковой стенки тепловоза ТЭ10 при ее вертикальном нагружении. Каждая
полоса — изохрома соответствует кривой максимальных касательных на-
пряжений определенной величины. На свободном от внешней нагрузки кон-
туре одно из главных напряжений, направленное по нормали к контуру,
равно нулю. В месте выхода на контур изохрома фиксирует величину кон-
турного напряжения, которое равняется порядку полосы, умноженному на
оптическую постоянную модели. Эту постоянную определяют на тариро-
вочных образцах; она указывает напряжение, соответствующее одному
порядку полосы. Порядок полос определяют визуально в процессе нагру-
жения модели при просвечивании ее белым светом или при помощи компен-
саторов.
§51 . СВАРНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ И ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
ПО ИХ РАСЧЕТАМ
Сложный характер нагружения кузова и рамы тележки, включающего
статические, вибрационные и ударные нагрузки, определяет особое внима-
ние к проектированию и расчету сварных соединений.
Сечения основных сварных элементов должны быть по возможности
симметричными и составленными из минимального числа частей. Применять
панели из нескольких сварных листов не рекомендуется. С целью получе-
ния минимальных деформаций надо стремиться к тому, чтобы центр тяжести
сварных швов совпадал с центром тяжести сечения элементов. Сварные швы
должны быть сплошными по всей длине сварного элемента. Применение
в несущих элементах прерывистых швов не рекомендуется. Следует отда-
вать предпочтение стыковым швам, обеспечивающим наиболее равномерное
распределение напряжений и силового потока.
374
Стыковые продольные швы в элементах, изготовленных из штампован-
ных или гнутых профилей, следует располагать по возможности в плоскости
нейтрального слоя поперечного сечения. Диафрагмы и ребра жесткости
необходимо располагать с учетом действия нагрузок. К растянутым поясам
приваривать диафрагмы и ребра жесткости не рекомендуется. Конструктив-
ные формы сварных узлов не должны иметь резких изменений сечения.
Следует избегать приварки к основных узлам большого числа второстепен-
ных элементов, накладок и т. д. Во всех случаях необходимо предусматри-
вать плавные сопряжения.
В основных элементах, выполненных из холодно-гнутых и штампован-
ных профилей, следует учитывать понижение пластичности в местах резких
перегибов; располагать здесь сварные швы не рекомендуется. Не рекомен-
дуются также соединения, в которых часть усилий воспринимают сварные
швы, а часть — заклепки или болты. Стыковые швы, как правило, должны
быть с двусторонней сваркой. Применение односторонней сварки допу-
скается при условии обеспечения полного провара. Лобовые швы рекомен-
довано выполнять вогнутыми или в виде неравнобедренного треугольника
с отношением катетов 2 : 3 (больший катет направляют вдоль силового по-
тока). Для снижения остаточных сварных напряжений и коробления свар-
ных элементов нецелесообразно увеличивать сечение шва по сравнению
с расчетным. При соединении встык листов различной (разница >3 мм)
толщины в несущих деталях более толстый лист выполняют со скосом
1 : 34-1 : 5.
Нормами МПС рекомендованы следующие правила и формулы для рас-
чета сварных соединений. Угловые швы сварных соединений (рис. 202),
рассчитывают на срез по формуле
£ 0,7/йш
где т — касательные напряжения в металле шва; N — продольная сила;
I и йш — соответственно рабочая длина и катет углового шва.
При обеспечении полного провара сварного соединения наплавленный
металл рассматривают Как элемент основного металла и напряжения в нем
определяют при расчете детали.
В случае более сложных соединений и нагрузок используют следующие
расчетные формулы.
Силы и моменты действуют в плоскости соединения. Тогда при жест-
кости соединяемых элементов большей, чем жесткость шва на сдвиг (рис. 203):
Т = ]/”ti + Т2 + 2Т!Т2 sin (Qp) < [т],
где ?! = ---; т2 = . Q—равнодействующая сила в плоскости
соединения; М — момент сил в плоскости соединения относительно центра
тяжести сечения швов; — расчетная длина шва, равная проектной, умень-
ттптптпа.
Рис. 202. Угловые швы свар-
ных соединений, рассчитывае-
мые на срез
^ггпти иппу
375
Рис. 204. Сварное соединение угловыми швами замкнутого тонкостенного элемента
Рис. 205. Сварное соединение угловыми швами незамкнутого тонкостенного элемента
шенной на 2ЛШ; швы длиной меньше 30 мм и меньше 4/гш в расчете не учи-
тывают; расчетную длину фланговых швов в концевых закрепленных дета-
лях принимают равной не более 60йш; h: — расчетная высота сечения шва;
при автоматической сварке hi = Лш, при ручной hi = 0,7/гш, где hm — наи-
меньший катет расчетного сечения шва, принимаемого в виде равнобедрен-
ного треугольника, вписанного в сечение шва по проекту; р — радиус,
проведенный из центра тяжести сечения швов к точке шва, в которой опре-
деляют напряжение;
при соединении замкнутых трубчатых тонкостенных элементов (рис. 204)
т= Q , М
У lihi cos 2Fhi ’
где F — площадь, ограниченная замкнутым контуром швов;
при соединении незамкнутых тонкостенных элементов (рис. 205)
т__ Q_______________________________! ZMjht
У lihiCOS(Qlt) У liht
Силы и моменты действуют в плоскости, перпендикулярной плоскости
соединения. В этом случае
т,_ MZY MyZ N
~ Jz + + ^lihi ’
где у, г — главные центральные оси инерции сечения швов; J2, Jy — мо-
менты инерции сечения швов; ширину участков этого сечения принимают
равной расчетной высоте шва.
Если силы и моменты одновременно действуют в плоскости соединения
и в плоскости, перпендикулярной к ней, то общую величину т2 определяют
как геометрическую сумму напряжений
т2 = ]/т2 + (т')2.
В сплошных продольных швах балки при^поперечном изгибе касатель-
ные напряжения
т__ Qj/^zo
Jzhn 9
376
где Qy — поперечная сила; Szo — статический момент площади части сече-
ния балки, присоединяемой п швами, относительно нейтральной оси; Jz —
момент инерции сечения пояса относительно его центральной оси; h — рас-
четная высота шва; п — число присоединяющих швов.
Нормальные напряжения о в рассматриваемых продольных швах нахо-
дят при расчете балки на изгиб и с учетом касательных напряжений опре-
деляют эквивалентные напряжения по формуле (ПО).
Для балки, нагруженной поперечной силой, которая приложена к поясу
(рис. 206), касательные напряжения в шве, соединяющем пояс с вертикаль-
ной стенкой,
т — ]/"т14- тг,
2Р QSzn ,
где тх = Lh n ; т2 = ; Jn — момент инерции сечения пояса балки
относительно его центральной горизонтальной оси.
Нормальные напряжения в шве в этом случае также определяют при
расчете балки на изгиб и складывают с касательными напряжениями по
аналогии с формулой (ПО).
Конструкцию рамы и кузова следует расчленять на технологически за-
вершенные, несложные в изготовлении узлы (кабина, стенки кузова, крыша
и т. д.). В конструкциях боковых стенок и кабин целесообразно предусма-
тривать отдельные подузлы — каркасы и листы обшивки. Это позволяет
применять такую последовательность приварки обшивки к каркасу, при
которой будет исключена заметная деформация листов. Рекомендовано при-
менение гнутых профилей и штампованных деталей, что обеспечивает сокра-
щение затрат металла и труда на изготовление сварных конструкций, умень-
шение объема сварки, снижение внутренних напряжений и деформаций.
Наиболее технологичны гнутые профили, полученные методом непрерывного
профилирования, что повышает производительность их изготовления. При-
менение в кузовах гофрированных листов позволяет в ряде случаев умень-
шить массу их конструкции в результате исключения приварки ребер
жесткости, диафрагм и других деталей. Целесообразно использование
пустотелых элементов замкнутых сечений, хорошо воспринимающих про-
дольное сжатие и кручение.
Для уменьшения остаточных напряжений, исключения концентраторов
и повышения усталостной прочности необходимо избегать приварки накла-
док и соединений внахлестку, а также швов, пересекающихся или распо-
ложенных один от другого на небольшом расстоянии. Между параллельными
стыковыми швами, как правило, должно быть расстояние, равное пяти тол-
щинам свариваемых деталей, но не менее 10 мм для толщины листов до 2 мм.
Конструкция узла в месте приложения внешней нагрузки должна обладать
определенной жесткостью, обеспечивающей работу всех элементов сечения.
В местах действия больших р
перерезывающих сил (при
резком изменении изгибаю-
щего момента) не рекомен-
дуется размещать вырезы
прямоугольной формы.
Рис. 206. Балка, нагруженная по-
перечной нагрузкой, приложен-
ной к поясу
377
§52 . ПРИМЕНЕНИЕ ЛЕГКИХ СПЛАВОВ И НЕМЕТАЛЛИЧЕСКИХ
МАТЕРИАЛОВ
Одним из перспективных направлений совершенствования конструкций
кузовов тепловозов является применение новых строительных материалов,
в первую очередь легких сплавов. Характеристики веса конструкции во
многом зависят от отношения предела прочности или предела текучести
материала к его удельному весу. Поэтому существенные преимущества обес-
печивает применение алюминиевых сплавов, для которых это отношение
в 2—3 раза больше, чем для стали.
В отечественном тепловозостроении алюминиевые сплавы пока приме-
няют главным образом для слабо нагруженных или ненесущих узлов рамы
и кузова (обшивка боковых стен тепловоза ТЭП60, двери, поперечные пере-
борки тепловоза ТЭ109 и т. д.).
В связи с освоением методов сварки алюминиевых сплавов в настоящее
время внимание конструкторов сосредоточено на сваривающихся сплавах
средней прочности, имеющих в своей основе алюминий и магний. Среди
отечественных сплавов этой группы следует отметить сплавы АМг5, АМгб,
01915 (табл. 34).
Исследования показали, что применение алюминиевых сплавов позво-
ляет снизить массу конструкции примерно на 35—40%. Одной из основных
особенностей алюминиевых сплавов является значительно меньший, чем
у стали (примерно в 3 раза) модуль упругости. Поэтому проблема жесткости
кузова в целом и его частей становится одной из главных. В связи с этим
применение несущих кузовов, обеспечивающих высокую общую жесткость,
является необходимым условием наиболее полного использования возмож-
ностей алюминиевых сплавов. Важным преимуществом кузовов из легких
сплавов является повышение безопасности в эксплуатации при ударных
нагрузках, что обусловлено повышенной способностью этих сплавов к погло-
щению энергии деформации. Эта способность у алюминиевых конструкций
оказывается примерно в 2 раза выше, чем у стальных.
Сравнение результатов расчетов стальных и алюминиевых кузовов при
соударениях показывает, что пониженная жесткость алюминиевых кузовов
приводит к снижению динамического эффекта удара: внутренние усилия
Таблица 34
Сплав Удельный вес Механические свойства ; K1? : : Ji и- । 51 г. ' 7i 7 i to to
2 ^2 * и to 2 О to а_р кгс/мм2 «6 to см и to CQ to CQ 7 to °-1 (A 1) a I (CT)
АМц 2,73 10—15 5,0 5,5 20—23 3,67— 5,5 0,5- 0,33 0,242— 0,36 0,42 0,28 0,64— 1,04
АМг — 20—19 10 12,5 16—23 7,15 0,5 0,48 0,66 0,63 1,35
АМг-3 — 20 10 — 17 7,34 0,5 0,49 — 1,4
АМг-5М — 27 15 14 23 10 0,556 0,65 0,52 0,72 1,9
АМг-5В 2,65 30 15 11 18 11,3 0,5 0,715 0,367 0,565 2,13
АМг-бТ 2,65 32—38 16—18 7,5— 12,5 15—20 12,1— 14,4 0,49 0,845 0,215 0,38 2,5
АМг-61 2,65 38—41 19—22 — 11—17 15 0,545 0,95 — — 2,83
01915 2,77 41—42 27 — 12—15 15 0,98 1,0 — — 2,84
378
в сечениях кузова уменьшаются на 30—40%. Проектируя кузова из алюми-
ниевых сплавов следует иметь в виду, что некоторые вопросы пока не имеют
окончательного решения. Так, одной из особенностей алюминиевых сплавов
является отсутствие горизонтального участка кривой усталостной прочности,
в связи с чем возникают трудности при оценке вибрационной прочности
конструкции в течение полного срока службы кузова.
Недостаточно полно исследованы динамические характеристики кузова
из алюминиевых сплавов, уровень вибрации и его соответствие санитарно-
гигиеническим и техническим требованиям. Нет четких рекомендаций по
обеспечению коррозионной стойкости алюминиевых сплавов в условиях
воздействия топлива, воды и других агрессивных сред, а также в условиях
соединения стали и алюминия. Нуждается в уточнении влияние неодина-
ковых коэффициентов линейного расширения стали и алюминия на прочность
конструкции и ее соединений и т. д.
Поэтому внедрению алюминиевых сплавов в несущих конструкциях
кузовов обычно предшествуют специальные исследования. Длительное
время изучается вопрос о применении стеклопластиков в качестве материала
для несущих конструкций. Их высокая прочность создает условия для проек-
тирования и постройки облегченных конструкций кузовов. Однако, ввиду
недостаточной изученности этого материала, пока еще преждевременно
ставить вопрос о его широком использовании в кузовах и рамах.
Значительного упрощения конструкции боковых стенок и повышения
их устойчивости можно достигнуть при использовании многослойных и,
в частности, трехслойных обшивок. Если два листа, общая толщина которых
равна толщине исходного сплошного листа, расположить на некотором рас-
стоянии и в таком положении связать упругим наполнителем, то изгибная
жесткость такой пластины по сравнению с жесткостью сплошного листа
увеличится в десятки и сотни раз. Применение трехслойных пластин позво-
ляет упростить, а в некоторых случаях и полностью упразднить каркас
и ребра жесткости. При этом повышается качество вибро-, шумо- и термо-
изоляции.
Глава XIV
ТЕЛЕЖКИ И ВОЗВРАЩАЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
§ 53. ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К ЭКИПАЖНОЙ
ЧАСТИ ТЕПЛОВОЗОВ
Постоянная тенденция к повышению скоростей движения железно-
дорожного подвижного состава вызывает необходимость проведения кон-
структорско-исследовательских работ по созданию и совершенствованию
экипажных частей, отвечающих требованиям безопасности, долговечности
и комфорта.
Требования снижения силового воздействия в месте контакта колеса
и рельса и обеспечения плавности хода находят отражение в конструкции
экипажной части подвижного состава. Ходовые качества, определяемые
уровнем вертикальных и горизонтальных динамических нагрузок, должны
непрерывно улучшаться. Основными факторами, определяющими динами-
ческое воздействие подвижного состава на путь, являются: в вертикальной
плоскости — вес неподрессоренных масс, гибкость рессорного подвешивания
и степень демпфирования; в горизонтальной плоскости — число направ-
ляющих осей, упругость, разделение масс и степень демпфирования.
В современных тепловозах наибольшее распространение получили теле-
жечные экипажи, что вызвано их преимуществами (лучшие динамические
качества, меньшие затраты на постройку и ремонт тепловозов, возможность
применения агрегатных методов ремонта и др.).
Тележки тепловозов в процессе эксплуатации находятся под сложным
силовым воздействием. Они воспринимают вес кузова со всем находящимся
в нем оборудованием и передают его железнодорожному пути. На тележки
действуют динамические воздействия от кузова, сила тяги, тормозные силы
и динамические силы от жел.-дор. пути (возникающие от его неровностей
и при прохождении кривых), передаваемые кузову. Это в значительной
степени предопределяет плавность хода тепловоза, его тяговые свойства
и другие динамические характеристики, зависящие от конструкции теле-
жечного экипажа.
К конструкции современных тепловозных тележечных экипажей в целом
и их тележек предъявляют следующие разносторонние требования, которые
необходимо учитывать при проектировании.
Тележки должны обеспечивать следующее:
безопасную эксплуатацию тепловоза с максимальными заданными ско-
ростями движения как на прямых, так и на кривых участках пути при наи-
меньших динамических воздействиях на путь в вертикальной и горизон-
тальной плоскостях;
380
минимальные динамические усилия и ударные импульсы, передаваемые
от пути устройствам тяговой передачи и кузову;
максимальное использование сцепного веса при необходимой эксплуа-
тационной надежности конструкции, ее минимальном весе, хорошей ремонто-
способности и минимальных приведенных годовых расходах.
Конструкционные скорости тепловозов устанавливают на основании
технико-экономических расчетов (см. гл. II). При расчетах экипажной
части на прочность расчетные скорости принимают на 10—15% большими
конструкционных.
Вертикальные динамические воздействия тепловоза на путь, а также
пути на раму тележки, кузов и тяговую передачу определяются главным
образом конструкцией рессорного подвешивания и величиной неподрессо-
ренного веса, зависящего'от конструкции колесных пар и букс, типа подвё-
шйвани^тяговых двигателей (для тепловозов с электрической передачей).
Во вновь проектируемых пассажирских тепловозах следует применять опор-
но-рамное, а в грузовых — опорно-центровое или осевое подвешивание
тяговых электродвигателей. При осевом подвешивании желательно в места
сопряжения электродвигателей с рамой тележки и колесной парой вводить
упругие элементы. Неподрессоренный вес, приходящийся на одну ось, при
опорно-рамном подвешивании не должен превосходить Д^тс, а при опорно-
центровом или осевом 4 тс.
Конструкция экипажа магистральных тепловозов должна обеспечивать
геометрическое вписывание в кривую радиусом 125 м. Коэффициент исполь-
зования сцепного веса не должен быть менее 0,92 при расчетном коэффи-
циенте сцепления фк = 0,33. Износостойкость деталей тележек должна
обеспечивать работу без ремонта или замены в течение пробега ^>1 млн. км
(кроме бандажей и тормозных колодок).
Одним из важнейших факторов, снижающих приведенные годовые рас-
ходы, является степень унификации тележек и их основных узлов [161].
§ 54. ТЕЛЕЖКИ ТЕПЛОВОЗОВ, ИХ ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА,
КЛАССИФИКАЦИЯ И ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
Конструкция тележек тепловозов в своем развитии, особенно за послед-
ние годы, претерпевает значительные качественные изменения, направлен-
ные на повышение безопасности при высоких скоростях движения и надеж-
ности работы, а также на снижение приведенных годовых расходов. Все
это привело к значительному разнообразию конструкций тележек, приме-
няемых на эксплуатируемых тепловозах.
Тележки тепловозов классифицируют по следующим основным кон-
структивным особенностям:
числу колесных пар, объединенных жесткой рамой (двух-, трех- и
четырехосные);
конструкции связи букс с рамой тележки (челюстные, поводкового
типа, с цилиндрическими направляющими);
конструкции подвешивания тяговых двигателей (опорно-осевое, опорно-
центровое и опорно-рамное);
числу ступеней упругого подвешивания (одно- и двухступенчатое);
конструкции связи кузова с тележками в поперечном к оси пути напра-
влении (жесткая и упругая);
числу тяговых двигателей в тележке (много- и одномоторные);
типу рам (брусковые и сварнолитые).
381
К основным узлам тележки относят следующие: раму, упругое подве-
шивание, колесные пары, буксы, тяговые зубчатые передачи, подвешивание
тяговых двигателей, устройство для передачи силы тяги и тормозную
систему.
Рамы тележек выполняют брусковыми или коробчатыми сварно-литыми.
Междурамные крепления и поперечные концевые балки — коробчатые,
сваренные из прокатных профилей и листов.
Упругое подвешивание тележек предназначено для смягчения ударов,
идущих от колесных пар на тележку и кузов, и для равномерного распре-
деления подрессоренного веса между колесными парами. Колесные пары
воспринимают нагрузку от веса всего тепловоза и силы, возникающие между
колесом и рельсом. Конструкция колесных пар, тип подвешивания тяговых
двигателей и тип зубчатых передач определяют неподрессоренный вес тепло-
воза. Стремление к снижению неподрессоренного веса приводит к созданию
безбандажных колес, полых осей, а также более надежных и легких зубча-
тых колес и шестерен.
Букса является звеном, соединяющим колесную пару с рамой тележки
и опорной точкой рессорного подвешивания. В корпусах букс размещены
подшипники, обеспечивающие вращение оси колесной пары при движении.
В передних крышках букс установлены упругие или жесткие упоры, обеспе-
чивающие необходимые разбеги осей колесных пар.
Различают три типа подвешивания тяговых двигателей: опорно-осевое,
опорно-центровое и опорно-рамное. Крутящий момент передается зубчатым
редуктором при всех типах подвешивания двигателя.
Опоры кузова служат для передачи веса кузова с оборудованием на
тележки. Конструкция опор определяется родом службы тепловоза. В зави-
симости от конструкции связи тележек с кузовом опоры могут передавать
как вертикальные силы от веса кузова, так и поперечные горизонтальные
силы инерции, а также силу тяги и тормозные силы. В зависимости от си-
стемы подвешивания опоры могут быть жесткими или упругими в вертикаль-
ном направлении.
Тяговые и тормозные усилия с тележки на кузов можно передавать
при помощи шкворня, маятниковой опоры, наклонных тяг и шарнирно-
рычажных устройств, размещенных ниже плоскости осей колесных пар.
Установлено, что передача силы тяги с тележки на кузов при помощи
низко расположенных тяг позволяет свести к минимуму изменение нагрузок
по осям тележки. В связи с этим значительно повышается коэффициент
использования сцепного веса, что исключительно благоприятно отражается
на тяговых свойствах экипажа.
Обеспечение безопасности движения при повышении скоростей требует
увеличения мощности тормозного оборудования. Тормозная система должна
обеспечивать остановку тепловоза в пределах установленной длины тормоз-
ного пути. С увеличением скорости движения обеспечение нормированного
тормозного пути становится все более трудной задачей. Это объясняется
тем, что с увеличением частоты вращения колес коэффициент трения чугун-
ных тормозных колодок резко снижается, а сила нажатия ограничивается
опасностью заклинивания (юза) колес. Кроме того, с увеличением силы на-
жатия износ колодок и возможность провертывания бандажей относительно
центров колес резко возрастают. В связи с этим в тормозной системе необ-
ходимо предусматривать следующие дополнительные устройства: регуляторы
выхода штока; регуляторы давления; противоюзные устройства; двухсек-
ционные колодки и т. п.
332
Таблица 35
Наименование Тепловозы СССР
тэз 2ТЭ10Л М62 ТЭ7 тэпю ТЭП10Л
Назначение тепловоза Осевая формула .... 2 (30-30) Грузо] 2 (30-30) ЗОЙ 3q-30 Пассаж 2 (30-30) ирский Зо-Зо
Мощность, л. с 2Х 2000 2X3000 2000 2X2000 3000
Конструкционная ско- рость, км/ч Нагрузка от колесной пары на рельсы, тс . . 100 100 100 140 140
21 21,6 19,4 21 21,6
Сцепной вес тепловоза, тс 2X126 2Х 129,6 116,4 2X126 129,6
Длительная сила тяги, кгс ‘ 2Х 20 200 2X26 000 20 000 2X11 600 18 000
Скорость при длитель- ной силе тяги, км/ч . . 20 24 20 35 37,2
Коэффициент тяги . . . 0,16 0,200 0,172 0,092 0,139
Диаметр колеса, мм . . 1050 1050 1050 1050 1050
Передаточное отношение тягового редуктора . . . 75 : 17 68 : 15 68 : 15 66 : 26 63 : 20
База тележки (жесткая), мм 4200 4200 4200 4200 4200
Минимальный радиус кривой вписывания, м 125 125 125 125 125
Наименование Тепловозы СССР
ТЭ109* 130 2ТЭ116 140, проект ТЭП60 ТЭП70
Назначение тепловоза Грузовой Пассажирский
Осевая формула .... Зо‘Зо Зо-Зо 2 (Зо-Зо) Зо"Зо Зо-Зо Зо'Зо
Мощность, л. с 3000 3000 2X3000 4000 3000 4000
Конструкционная ско- рость, км/ч Нагрузка от колесной пары на рельсы, тс . . 100/140 140 100 140 160 160
20 19 23 21 21,5 21,5
Сцепной вес тепловоза, тс 120 114 2X138 126 129 129
Длительная сила тяги, кгс 26000/18000 21 500 2X25 300 19 200 12 500 17 000
Скорость при длитель- ной силе тяги, км/ч . . . 24/35 20 23,7 44 52 50
Коэффициент тяги . . . 0,216/0,15 0,188 0,183 0,152 0,097 0,132
Диаметр колеса, мм . . 1050 1050 1050 1050 1050 1220
Передаточное отношение тягового редуктора . . . 68 : 15 75 : 17 75 : 17 72 : 27 72 : 31 78 : 25-
База тележки (жесткая), мм 3700 3700 3700 3700 4600 4600
Минимальный радиус кривой вписывания, м 125 125 125 125 125 125
В знаменателях даны параметры тепловоза в пассажирском исполнении.
383
По основным конструктивным особенностям применяемых тележек
отечественные магистральные тепловозы делят на три группы: I — тепло-
возы ТЭЗ, 2ТЭ10Л, ТЭ7, ТЭП10 и М62; II — тепловозы ТЭ109, 130, 2ТЭ116;
III —тепловозы ТЭП60, 140 и ТЭП70.
Основные технические характеристики тележек отечественных тепло-
возов приведены в табл. 35.
[§ 55. КОНСТРУКЦИЯ ТЕЛЕЖЕК
Тепловозы мощностью 2000—4000 л. с. оборудованы двух- и трехос-
ными тележками, а опытные тепловозы мощностью 6000—8000 л. с. —
четырехосными и попарно-сочлененными двухосными тележками.
Тележки тепловозов 2ТЭ10Л и ТЭЗ. Вес рамы и кузова с оборудова-
нием через восемь жестких роликовых опор передается на две трехосные
тележки (рис. 207). Роликовые опоры 9 установлены на боковинах рамы
тележки по окружности, центр которой является центром поворота тележки.
Рама 1 тележки связана с кузовом шкворнем 7, через который передаются
горизонтальные силы (продольные и боковые) от тележки кузову. При дви-
жении по кривым участкам пути конструкция тележки обеспечивает только
поворот в горизонтальной плоскости относительно кузова на угол 3—4°.
Поперечное перемещение тележки относительно кузова не предусмотрено.
Нагрузка от рамы тележки на буксы передается через одноступенчатое,
сбалансированное по сторонам тележки рессорное подвешивание 2, которое
состоит из листовых рессор, концевых пружин, балансиров и подвесок.
Буксы 3 челюстного типа на роликовых подшипниках. Рама 1 тележки
челюстная, сварно-литая, состоит из боковин коробчатого сечения, конце-
вых балок, междурамных креплений и шкворневой балки. Буксовые напра-
вляющие соединены внизу подбуксовыми струнками, заставляющими одно-
временно работать обе челюстные направляющие. Все оси тележки имеют
опорно-осевую подвеску тяговых электродвигателей. Расположение тяговых
двигателей в тележке — встречное. На раму тележки тяговый двигатель 8
опирается через пружинный комплект, а на ось колесной пары — через
моторно-осевые подшипники скольжения. Смазка подшипников осуществ-
ляется польстерным устройством.
Передача крутящего момента от двигателя колесной паре осуществлена
через односторонний прямозубый тяговый редуктор 5, состоящий из веду-
щей шестерни, укрепленной на валу якоря тягового двигателя, и ведомого
зубчатого колеса, насаженного на ось колесной пары. Тяговый редуктор
защищен кожухом сварной конструкции, прикрепленным к остову тягового
двигателя.
Колесная пара 6 имеет сплошную ось и литые центры с бандажами.
Рычажная передача 4 тормоза с односторонним нажатием колодок имеет
два цилиндра диаметром 254 мм и чугунные односекционные тормозные
колодки.
Тележка тепловоза 2ТЭ10Л, являющаяся модернизированным вариантом
тележки тепловоза ТЭЗ, отличается более мягким рессорным подвешиванием,
в котором жесткие 18-листовые рессоры заменены 8-листовыми с подсоеди-
ненными последовательно к каждой рессоре винтовыми пружинами и более
мягкими концевыми пружинами. В рессорном подвешивании применены
кольцевые резиновые амортизаторы. Гибкость рессорного подвешивания
увеличена на —25%. Крайние колесные пары снабжены упругими торцовыми
упорами. Многие узлы модернизированной тележки (опорно-возвращающее
384
П/р. Панова
5520
Рис. 207. Тележка тепловоза 2ТЭ10Л:
I — рама тележки; 2 — рессорное подвешивание; 3 — букса; 4 — рычажная передача тормоза; 5 — тяговый редуктор;
рень; 8 — тяговый двигатель; 9 — роликовые опоры
6 — колесная пара; 7 — шкво-
устройство, рама, рессорное подвешивание и рычажная передача тормоза)
полностью унифицированы с аналогичными узлами тележки тепловоза ТЭЗ.
Различие состоит только в конструкции букс и польстерного устройства
[164].
Тележки тепловозов ТЭ7, ТЭП10 и ТЭП10Л полностью унифицированы
с тележкой тепловоза 2ТЭ10Л и отличаются только величиной передаточного
отношения тягового редуктора и узлом установки роликовых опор. Тележка
тепловоза М62 также унифицирована с тележкой тепловоза 2ТЭ10Л, но
имеет рычажную передачу тормоза с двусторонним нажатием колодок.
Тележки тепловозов 2ТЭ116, ТЭ109 и 130. Отличие этих принципи-
ально аналогичных конструкций состоит в форме и размерах некоторых
узлов (рамы, их боковины и концевые крепления, кронштейны крепле-
ния поводков букс, корпуса букс, элементы буксового подвешива-
ния — пружины, фрикционные гасители и упругие торцовые упоры букс
крайних осей). Значительные различия имеются в конструкции тормозной
рычажной передачи таких тележек, особенно в форме и размерах рычагов
и триангелей.
Тележка тепловоза 2ТЭ116 показана на рис. 208. Нагрузка от кузова
на тележку передается через четыре роликовые опоры 2, расположенные
на боковинах рамы тележки. Эти опоры допускают поперечное перемещение
тележки относительно рамы кузова. При вписывании в кривые поворот
тележки относительно рамы кузова происходит в результате скольжения
трущихся поверхностей рамы кузова по верхним опорным плитам ролико-
вых опор тележки, снабженных металлокерамическими пластинами.
Рама тепловоза связана с рамой тележки шкворнем 4, допускающим
поперечное перемещение тележки относительно кузова на ±=40 мм. Для полу-
чения нелинейной характеристики в поперечной плоскости для связи кузова
с тележкой шкворень снабжен пружинным возвращающим устройством,
которое включено параллельно с роликовыми опорами и вступает в работу
после отклонения тележки на 20 мм. Жесткость пружин возвращающего
устройства равна 330 кгс/мм.
Через шкворень на раму тепловоза действуют горизонтальные (про-
дольные и боковые) силы. Нагрузка от рамы тележки на буксы передается
через одноступенчатое индивидуальное рессорное подвешивание 3, состоящее
для каждой буксы из двух одинаковых комплектов двойных цилиндриче-
ских пружин. Каждая букса 5 оборудована фрикционным гасителем коле-
баний 3. Буксовый узел бесчелюстного типа связан с рамой тележки при
помощи поводков 10 с резино-металлическими шарнирами. Буксы имеют
роликовые цилиндрические подшипники. Осевые усилия воспринимаются
упорным шарикоподшипником, расположенным в наружной крышке
буксы.
Рама 1 тележки бесчелюстная, сварно-литая, состоит из двух боковин
коробчатого сечения, двух междурамных креплений с кронштейнами под
опоры тягового двигателя и двух концевых балок. Одна из этих балок по
конструкции идентична междурамному креплению, так как на ней распо-
ложена опора тягового двигателя. Средние междурамные крепления соеди-
нены литой шкворневой балкой. Кронштейны крепления буксовых повод-
ков стальные литые, соединены с боковинами сваркой.
Тяговые двигатели 7 имеют опорно-осевую подвеску и одностороннее
расположение, что позволило сократить базу тележки до 3700 мм. Колесная
пара 9 имеет ось и литые колесные центры с бандажами. Рычажная передача 6
тормоза — индивидуальная с двусторонним нажатием тормозных колодок.
386
5700
Рис. 208. Тележка тепловоза
2ТЭ116:
/ — рама тележки; 2 — роликовые
опоры; 3 — рессорное подвешива-
ние; 4 — шкворень; 5 — букса;
6 — рычажная передача тормоза;
7 — тяговый двигатель; 8 — фрик-
ционный гаситель колебаний;
9 — колесная пара; 10 — буксо-
вый поводок
Колодки безгребневые, секционные, чугунные. Ручной тормоз действует на
два колеса каждой тележки.
Тележки этого типа имеют следующие преимущества. Одностороннее
расположение тяговых двигателей позволяет увеличить использование сцеп-
ного веса примерно на 10% [74] и снизить время разгона состава в случае
работы тепловоза на однопутных участках с неровным профилем и частыми
остановками.
Увеличенный статический прогиб подвешивания обеспечивает низкую
собственную частоту вертикальных колебаний (около 2 Гц). Применение
индивидуального рессорного подвешивания на цилиндрических пружинах
в сочетании с гасителями колебаний позволило сократить его вес, исключить
трущиеся места, увеличить этим надежность, а также сократить расходы на
эксплуатацию и ремонт. Использование поводков с обрезиненными шар-
нирами ликвидировало быстроизнашиваемые поверхности трения (налич-
ники на раме и буксе) и значительно увеличило надежность буксового узла.
Введение поперечного упругого перемещения тележки относительно
кузова повысило динамические показатели в горизонтальной плоскости
и снизило воздействие тепловоза на путь. Применение рычажной передачи
тормоза с двусторонним нажатием колодок позволило увеличить время ра-
боты колодок в результате снижения удельных давлений примерно в 2 раза
и несколько сократить длину тормозного пути.
Тележка проектного тепловоза 140. В пассажирском исполнении тележка
аналогична по конструкции тележке тепловоза 2ТЭ116, но отличается нали-
чием второй ступени подвешивания и опорно-рамной подвески тяговых
двигателей. В связи с этим изменена конструкция кронштейнов крепления
тяговых двигателей. Буксовое рессорное подвешивание индивидуальное,
состоит (для каждой буксы) из двух одинаковых комплектов цилиндриче-
ских пружин, обеспечивающих статический прогиб 68 мм.
Вторичное рессорное подвешивание устанавливают для разделения
масс кузова и тележки. На раме тележки (рис. 209, а) установлены четыре
корпуса, в которых размещены скользуны 3. Трущаяся пара скользунов —
пластмасса по стали в среде жидкой смазки. На верхней плите скользуна
(рис. 209, б) установлен корпус для размещения двух одинарных пружин 1
из легированной стали 65С (ГОСТ 14959'—69). Статический прогиб пружин
равен 94 мм. Упругая опора закреплена в кузове. От продольного смещения
корпус опоры удерживается двумя упругими упорами 2, а от поперечного —
поводком 4 с резино-металлическими шарнирами. При прохождении кривых
тележка повертывается благодаря скольжению корпусов пружин по сколь-
зунам рамы тележки.
Сила тяги с тележки на кузов передается при помощи шкворня, который
входит в гнездо шкворневой балки. Шкворень снабжен пружинным возвра-
щающим устройством, унифицированным с устройством тележки тепловоза
2ТЭ116.
В колесно-моторный блок входит тяговый двигатель с рамной подвеской,,
тяговый привод, колесная пара и бесчелюстные буксы поводкового типа
с цилиндрическими роликоподшипниками. Тормозная рычажная передача
унифицирована с рычажной передачей тележки тепловоза 2ТЭ116.
Тепловоз 140 намечен к постройке в двух исполнениях: для грузового
и пассажирского движения. Приведенная конструкция тележки относится
к пассажирскому тепловозу с максимальной скоростью движения 140 км/ч.
Для грузового тепловоза с максимальной скоростью 120 км/ч тележка по
конструкции идентична тележке тепловоза ТЭ109.
388
Рис. 209. Вторая ступень подвешивания тепловоза 140:
а — расположение опор на тележке; б — узел опоры; 1 — пружина; 2 — упругий упор; 3 — скользун;:
4 — поводок
Тележка тепловоза ТЭП60. На рис. 210 показана тележка с бесче-
люстными буксами, одноступенчатым сбалансированным подвешиванием,
опорно-рамным подвешиванием тяговых электродвигателей и центральными
опорами маятникового типа [125]. Кузов тепловоза опирается на тележки
через четыре центральные 6 и восемь боковых 8 опор. Центральная опора 6
представляет собой вертикальную стойку, верхний и нижний концы которой
оснащены коническими упругими амортизаторами. Центральные опоры
воспринимают —50% нагрузки, а остальную нагрузку воспринимают боко-
вые опоры S. Пружины боковых опор имеют статический прогиб, равный
98 мм. Устойчивость кузова при отклонении обеспечена возвращающими
пружинными устройствами 7, соединяющими кузов с центральными
389
7 7 М
5
А-А 6-Ь
1300
Рис. 210. Тележка тепло-
воза ТЭП60:
1 — рессорное подвешива-
ние; 2 — букса; 3 — колес-
ная пара; 4 — буксовый
поводок; 5 — упругая муфта;
6 — центральная опора;
7 — возвращающее устрой-
ство; 8 — боковая опора;
9 — тяговый двигатель;
10 — тормозной цилиндр;
11 — рама тележки; 12 —
рычажная передача тормоза
2280
опорами. Пружины возвращающего устройства устанавливают с предвари-
тельным натягом, равным 1500 кгс.
Рама 11 тележки сварно-литая. Нагрузка от рамы тележки к колесным
парам передается через сбалансированное рессорное подвешивание /, со-
стоящее из пружин, рессор, балансиров и подвесок. В системе рессорного
подвешивания применены резино-металлические амортизаторы. Статиче-
ский прогиб подвешивания равен 94,3 мм (без учета сопротивления поводков
и прогиба резиновых амортизаторов).
Колесные пары 3 с литыми центрами и бандажами и сверленой осью
оборудованы буксами 2 на подшипниках качения, которые буксовыми по-
водками 4 прикреплены к раме тележки. Тележка имеет опорно-рамное
подвешивание тяговых двигателей 9 и упругий шарнирно-рычажный тяго-
вый привод 5 типа Альстом, состоящий из полого вала и эластичной муфты
с резино-металлическими амортизаторами. Рычажная передача тормоза 12
выполнена с двусторонним нажатием тормозных колодок.
Тележка опытного тепловоза ТЭП70. Тележка постройки 1973 г. ана-
логична по конструкции тележке тепловоза ТЭП60 и отличается только
диаметром колес, равным 1220 мм. Увеличение диаметра колеса позволило
увеличить передаточное отношение тягового редуктора, что кроме увеличе-
ния мощности тягового двигателя улучшило и тяговые свойства тепловоза
(см. табл. 35).
§ 56. КОЛЕСНЫЕ ПАРЫ
Общие сведения. Колесная пара воспринимает удары, возникающие
от неровностей пути как в вертикальном, так и горизонтальном направле-
ниях, и сама жестко воздействует на путь. В связи с этим при проектирова-
нии колесной пары следует стремиться к снижению ее веса при одновре-
менном повышении надежности. К колесным парам при их освидетельство-
вании, ремонте и формировании предъявляют повышенные требования,
обусловленные «Инструкцией по освидетельствованию, ремонту и формиро-
ванию колесных пар локомотивов и электросекций ЦТ/2306». (М., «Транс-
порт», 1964, 162 с.).
Колесные пары различают по способу подвешивания тягового двига-
теля. При опорно-центровом и опорно-рамном подвешиваниях тягового
электродвигателя передачу крутящего момента от него к колесной паре
осуществляют при помощи упругих муфт, обеспечивающих относительное
перемещение колесной пары и тягового двигателя. В таких конструкциях
ведомая шестерня с осью колесной пары не связана. При опорно-осевом под-
вешивании большое зубчатое колесо непосредственно напрессовано на ось
колесной пары или на удлиненную ступицу колесного центра (тепловозы
ТЭЗ первого выпуска).
На тепловозах с электрической передачей применяют колесные пары
с односторонней прямозубой зубчатой передачей, имеющей модуль, равный
10 или 11.
Колесные пары тепловозов преимущественно используют с внешними
шейками; в этом случае колеса располагают внутри рам тележек. Исключе-
ние составляют тепловозы, в которых усилия от тягового двигателя к дви-
жущей паре передаются при помощи спарниковой передачи. При такой
передаче пальцы кривошипов колесных центров для спарникового меха-
низма вынуждают располагать колеса снаружи рам.
392
1580
Рис. 211. Унифицированная колесная пара тепловозов ТЭЗ, 2ТЭ10Л, 2ТЭ116 и М62
Колесные пары в зависимости от конструкции колесного центра клас-
сифицируют также на спицевые, дисковые стальные литые и катаные. Спи-
цевые и дисковые колеса относят к числу сборных; они состоят из колес-
ного центра, бандажа и укрепляющего кольца. Такие колеса нашли широкое
применение в локомотивостроении. Цельнокатаные колеса использованы на
тепловозах как опытные. Применение цельнокатаных колес обеспечивает
снижение веса колесной пары на 500 кгс.
Детали колесных пар для тепловозов с электропередачей (ТЭЗ, 2ТЭ10Л,
М62, 130, ТЭ109, ТЭ7, ТЭП10 и 2ТЭ116) в основном унифицированы. На
рис. 211 показана унифицированная колесная пара для этих тепловозов.
Колесные пары отличаются размерами и формой торца шейки оси.
Технология обработки деталей колесной пары и тепловой способ ее
формирования для всех тепловозов с опорно-осевым подвешиванием тяговых
двигателей, одинаковы. Формирование ведомой шестерни с осью выполняют
также тепловым способом, а колесные центры с осью — прессовым или теп-
ловым способами.
Конструкция колесных пар тепловозов. Колесные пары тепловозов
ТЭП60 и 140 (рис. 212 и 213) несколько отличаются от колесных пар других
тепловозов в связи с применением системы опорно-рамного подвешивания
тяговых двигателей. Колесная пара ТЭП60 состоит из оси /, колесных цен-
тров 2 с бандажами, полого вала 4, ведомой шестерни 3 и упругой муфты 5.
Конструкция колесного центра выполнена с учетом размещения упругих
муфт при опорно-рамном подвешивании тягового двигателя. У тепловоза
ТЭП60 колесные центры одной колесной пары одинаковы. Каждый колесный
центр имеет два прилива с отверстиями для запрессовки пальцев и два отвер-
стия 0 200 мм для прохода цапф приводом эластичной муфты.
У тепловоза 140 колесные центры одной колесной пары различны, так
как принцип работы привода тепловоза 140 при опорно-рамном подвешива-
нии тягового двигателя отличается от принципа работы привода колесных
пар тепловоза ТЭП60. Оси — с внутренним сквозным сверлением; средняя
их часть гладкая одного диаметра.
393
Рис. 212. Колесная пара тепловоза ТЭП60:
1 — ось; 2 — колесный центр; 3 — ведомая шестерня; 4 — полый вал; 5 — упругая муфта
В настоящее время на железнодорожном транспорте применяют два
типоразмера колес: для тепловозов — диаметром 1050 мм, для электрово-
зов— диаметром 1250 мм. Использование колеса диаметром 1050 мм обус-
ловлено нагрузкой на колесную пару до 23 тс и мощностью тепловозов,
равной 3000 л. с. При увеличении мощности тепловозов до 4000 л. с. и выше,
а следовательно, и нагрузки на ось до 25—30 тс становится необходимым
применение колеса диаметром 1250 мм. Больший диаметр колеса обусло-
вливает следующие преимущества: увеличение силы тяги в результате
повышения нагрузки на ось; возрастание пробега между обточками благо-
даря снижению износа бандажей колес; существенное повышение противо-
буксовочных качеств; возможное снижение контактных напряжений в рель-
сах; унификацию ходовых частей тепловозов и электровозов, что снижает
расходы на формирование колесных пар; уменьшение необходимого запаса
Рис. 213. Колесная пара тепловоза 140:
1 — ось; 2 — колесный центр; 3 — полый вал; 4 — ведомая шестерня; 5 — упругая муфта
394
бандажей, осей, центров, букс и др.; снижение эксплуатационных и ремонт-
ных расходов. Кроме того, уменьшаются габаритные ограничения по раз-
мещению колесно-моторного блока и создается возможность замены моторно-
осевых подшипников скольжения подшипниками качения, что позволит
сэкономить значительное количество цветного металла, расходуемого для
моторно-осевых вкладышей.
Недостатки, обусловленные применением колеса диаметром 1250 мм,
следующие: увеличение веса колесной пары на 500—550 кгс, что несколько
повышает напряжение в рельсах; увеличение эксцентриситета рамы тепло-
воза относительно оси автосцепки, что приводит к повышению напряжений
в раме и требует ее усиления.
Оси колесных пар тепловозов с электропередачей (рис. 214) классифи-
цируют по способу подвешивания тягового двигателя (опорно-осевое, опорно-
центровое и опорно-рамное). Оси колесных пар с опорно-рамным подвеши-
ванием двигателя (тепловозы ТЭП60 и 140) не имеют моторно-осевых шеек
и подступичной части под посадку шестерни. Такую конструкцию оси при-
меняют при наличии полого вала; в случае отсутствия полого вала и при
посадке ведомой шестерни на ось, подступичную часть под шестерню сохра-
няют. Оси колесных пар тепловозов с электропередачей по основным раз-
мерам унифицированы и их заготовки изготовляют из стали ОСЛ
(ГОСТ 4728—72).
Механические свойства осевой стали после термообработки должны соот-
ветствовать ГОСТ 3281—59. Для снижения концентрации напряжений пере-
ход от одного сечения оси к другому выполняют плавным, по возможности
Рис. 214. Оси колесных пар тепловозов:
а — ТЭП60; б — 2ТЭ10Л; М62, 130, ТЭ109, ТЭ7 и ТЭП10;
в — 140
395
большим радиусом. Поверхности галтелей должны иметь повышенную,
по сравнению с цилиндрическими поверхностями, чистоту обработки.
В соответствии с ГОСТ 3281—59 цилиндрические поверхности оси,
кроме средней части, и их галтели упрочняют накаткой стальными зака-
ленными роликами при усилии на ролик 3—4 тс. Накатка создает в поверх-
ностном слое высокие остаточные напряжения сжатия, повышающие при-
мерно в 2 раза предел выносливости накатанного участка в зоне неподвижных
посадок. После накатки поверхности шеек оси шлифуют до требуемого диа-
метра для посадки внутреннего кольца подшипника. Концы осей растачи-
вают до диаметра 80 мм для установки вкладыша. Во вкладыш запрессо-
вывают втулку, в которую помещают хвостовик привода скоростемера.
Вкладыш и втулку устанавливают во все оси колесных пар тепловоза, кото-
рые, таким образом, становятся взаимозаменяемыми.
Торцы осей, кроме оси тепловоза ТЭП60, выполняют роль упорной
пяты, передающей боковое давление через буксу на раму тележки. На этих
осях знаки и клейма наносят на цилиндрический поясок, примыкающий
к их торцу. На оси тепловоза ТЭП60 клейма наносят на ее торце. Марки-
ровка оси содержит номер завода-изготовителя, дату изготовления, год и
месяц, номер плавки и порядковый номер оси, а также приемочные клейма
отдела технического контроля и приемщика МПС.
При опорно-рамном подвешивании тягового двигателя ось в среднем
сечении менее нагружена (тепловозы ТЭП60, 140), чем при опорно-осевом,
поэтому диаметр средней части оси несколько уменьшен и ось выполнена
с внутренним сквозным сверлением диаметром 70 и 75 мм. При этом вес
оси уменьшается примерно на 190 кгс (тепловоз 140) и на 50 кгс (тепловоз
ТЭП60) в сравнении с осью колесной пары при опорно-осевом подвешива-
нии двигателя (2ТЭ10Л). Внутреннее сверление до 30—70 мм не вызывает
Рис. 215. Схема действия нагрузок и расположение расчетных сечений при односторонней
тяговой передаче
396
о
Рис. 216. Схема действия вер-
тикальных сил на тяговый дви-
гатель [знаки (+) и (—) озна-
чают направление сил соответ-
ственно вверх и вниз; кружки
и крестики означают точки при-
ложения соответственно реакций
связей и действующих сил]
о'
т,
—if- -
о'
Середина
тележки
+g;
заметного ослабления оси,
так как отверстие распо-
ложено по нейтральной
оси [148].
Расчет осей колесных
пар. Подступичная часть
оси испытывает наиболь-
ший изгибающий момент
и подвержена действию
коррозии трения. Предел
выносливости при расчете
коррозии, трения и концентрации напряжений от напрессовки колеса суще-
ственно снижается. Диаметр подступичной части оси является определяющим
при унификации колесных пар. Оси рассчитывают по методике, разработан-
ной в СССР и согласованной странами СЭВ [91 ]. В табл. 36 приведены пара-
метры и коэффициенты, входящие в расчетные зависимости. Индексы «п»,
«ш» и «с» относятся к параметрам соответственно подступичной части, шейки
и средней части оси. Схемы для расчета действующих сил и нагрузок при-
ведены на рис. 215 и 216.
В зависимости от веса GRn колесной пары коэффициенты вертикального
ускорения буксы jv и горизонтального ускорения колесной пары /А прини-
мают следующие значения:
0,5 L
rst
на
усталостную прочность этой части оси из-за
Q
+ 7
о
L
—ф---ф4
Г2(4*О '
^КП, ТС 1,2
jv . . . 10,5 9,5
jh . . . 0,75 0,7
3,0 4,0 5,6
8,4 7,7 7,0
0,65 0,6 0,55
При расчете осей колесных пар используют следующие формулы.
Для подступичной части
d > 1/ 32Л*П 4- А •
a^V л[о]п+ п’
Mn = -^-r\kh+ 2/ft(l — 8)+f +4-6 [l+A0 + m/0 +
+ 2 (c+^A.]j.
Вертикальная нагрузка (кгс) на буксовую шейку оси
Р=Р, + РР+Р/ + Рв + Рю,
где Ps = 6Q/2 — статическая нагрузка от подрессоренного веса подвижного
состава; Ро = kaPs — динамическая нагрузка, возникающая при про-
хождении вертикальных неровностей пути и колебаниях надрессорного
строения; Р{ = tnjvPs — сила инерции буксового узла; Рс = 2с ф- kPs —
*1
397
Таблица 3&
Обозначение и размерность Наименование
dt см Диаметр расчетного сечения оси
М, кгс*см Изгибающий момент в расчетном сечении
[а], кгс/см2 Допускаемое напряжение
а_р кгс/см2 Предел выносливости при расчете на усталостную прочность, материала оси в расчетном сечении; для осевой стали (ГОСТ 4728—72) о_1п = 1430 кгс/см2, о_1ш = 1480 кгс/см2, о_1с = 1480 кгс/см2
п Запас прочности; пп = 1,34-1,5; пш > 2; пс = 1,34-1,5
А, см Уменьшение диаметра сечения оси, допускаемое при ремонте- колесных пар; Ап = 0,5 см, Ас= 1 см (в местах установки под- шипников тягового двигателя)
Q, кгс Статическая нагрузка от колесной пары на рельсы; принимается при полной экипировке локомотива
kh Коэффициент рамного давления: kh — (XplQY, принимают kh = = 0,34-0,6 в зависимости от динамических качеств экипажа в горизонтальной плоскости, скорости движения и состояния пути
6 Коэффициент амортизации в вертикальной плоскости 6 =(2PS/Q); в зависимости от конструкции подвижного состава 6 = 0,654-0,9’
ky Динамический коэффициент в вертикальной плоскости (отно- 2Ps шение динамической нагрузки на буксу к статической); kv = “эдг; в зависимости от динамических качеств экипажа в вертикаль- ной плоскости, скорости движения и состояния пути принимают ^=0,24-0,5
т Коэффициент веса буксового узла (отношение веса буксы к весу 2Р подрессоренных частей); т =
th Коэффициент горизонтального ускорения колесной пары
iv Коэффициент вертикального ускорения буксы
D и г, см Диаметр и радиус неизношенного колеса в плоскости круга катания
/, см Расстояние от середины буксовой шейки до плоскости круга катания ближайшего колеса
f Коэффициент трения колес о рельсы; принимают /= 0,154-0,25
398
Продолжение табл. 36
Обозначение и размерность Наименование
€ Коэффициент центробежной силы, равный отношению части центробежной силы надрессорного строения, неуравновешенной возвышением наружного рельса, к весу надрессорного строения;
с= C/2PS; принимают с = 0,05-е-0,07
•kuo Коэффициент ветровой нагрузки (отношение ветровой нагруз- ки W к весу надрессорного строения); при давлении ветра 50 кгс/см2 коэффициенты W = С и kw = с
k Коэффициент, учитывающий перегрузку’рессорного подвешивания при крене надрессорного строения; k = 1/[ 1 — 4 (/ic//i) (^s/^i)], где hc — высота центра тяжести надрессорного строения над цент- рами колес; Fs — статическая осадка рессорного подвешивания; — расстояние между серединами буксовых шеек; Ас//Х = = 0,6~0,8 для колеи 1435 и 1520 (1524) мм
Лу, V» см Расстояние от линии приложения нагрузки до расчетных сече- ний IV—IV и V— V (см. рис. 215)
/2, см Расстояние от плоскости круга катания набегающего колеса до точки приложения силы Z
/т, см Расстояние от плоскости круга катания набегающего колеса до точки приложения силы Г
/s, см Расстояние между кругами катания колес
£, см Расстояние от оси колесной пары до оси подвешивания тяго- вого двигателя к раме (см. рис. 216)
А/, см Радиус инерции статора тягового электродвигателя относительно оси подвешивания двигателя к раме
г2, см Радиус ведущей шестерни (делительной окружности)
F, кгс Сила тяги локомотива при максимальной скорости (примерно равной 0,8 конструкционной), приходящаяся на одну колесную пару
jp, кгс* см* с2 Момент инерции ротора тягового электродвигателя относительно оси вращения
Ом. кгс Вес тягового электродвигателя (с кожухом редуктора и ведущей шестерней)
62, КГС Вес ведомой шестерни
Go, кгс Вес части оси, расположенной между кругами катания колес
/т Коэффициент вертикального ускорения тягового электродвига- теля; по данным испытаний /т^ 0,5 /0
g, см/с2 Ускорение силы тяжести; g = 981 см/с2
kst Коэффициент веса статора тягового электродвигателя, равный отношению веса Gst статора двигателя (вместе с кожухом) к об- щему весу (?м тягового электродвигателя
kp Коэффициент веса ротора тягового электродвигателя, равный отношению веса ротора Gp к общему весу тягового электродви- гателя
i Передаточное число тяговой зубчатой передачи
а, Р а = (ах/а) и [3 = (а2/а) приведены на рис. 216
399
догрузка от неуравновешенной возвышением наружного рельса центробеж-
ной силы надрессорного строения; Pw = 2^ ф- kPs — догрузка от дей-
•'I
ствия силы ветра на боковую поверхность надрессорного строения подвиж-
ного состава.
Боковое давление рельса на набегающее колесо
Г = Ур + Уг + Я,
где Yp = khQ/2 — поперечное давление рамы на колесную пару; Yt —
= 2(1— 6) jh-Q—поперечная сила инерции колесной пары и жестко
связанных с ней частей, возникающая при прохождении горизонтальных
неровностей пути; Н = /Q/2 — поперечная составляющая силы трения
внутреннего колеса о рельс.
После подстановки составляющих сил получим
Р = 4б [1 +kv + mjv + 2(c + kw)k ;
У' = 4^ + 2/й(1-6) + Л; =
Для шейки оси
Пш~ 32МШ ’
Для средней части оси
d =-^32^^. д
1V’v у CTXJ-iiv, v 1V J1V v Ягу» V
M1V = P7IV + Yr—S (/1V—/)—Z (/1V—/—4);
Mv = P'ly + Y’r—S — Z{ly—l— lz) + T(lv— I—
P'= P-2-^-dmjv;
S = P' + 2(Pc + Pa,)^- + (yp + y(.)-^-
P r ^P/Tg(» + i)f gm д. . _
2L 2L2 2 stJT \ L J
- ^-kpjT [1 -^]2 + % -Gz(/4-1) (1 - A) - (/;-1);
z=f ' + ^ga +1) + Gz(jv_
Силы T и Ti определяют из условия равновесия тягового двигателя
у р г ( Ц> „ \ I Jphg (^ +1) / ьр • \
1 — f Та) D \^~ а) ~
400
Ti = - F^[±®-V + V-<*)] +
+ Jph8^^- (₽ - 1) + i (1 - a)] + GMjT (1 - a) (kst J2 +
4A [ 1 -^±21Г} + °* (i _a);
R = F _£. + 4frgG +.1.).L + Gm/t ksZ^(i_££L\ +
Zr Х-/ \ £v /
+ kp [(1-z^±l))Mi+I)]}.
Из уравнения моментов сил вокруг точки А определяют силу
S=P' 1+к _Gz(jB_ 1) kzJ? +
Is lS
+ (Г, + Гр)^— «t7-R4+°4t-
-ooW;-i)A-o;^-g;,A.
Здесь Z = F -Д- + /p^Tg + - — усилие, действующее на зуб ведущей
шестерни (рис. 216); G'st=Gukst^-— сила инерции статора тягового
электродвигателя при вращении его около точки подвешивания к раме
тележки; Gp = GKkpjT —Гг ] — сила инерции ротора тягового элек-
тродвигателя при поступательном перемещении двигателя относительно
тележки.
Колесные центры магистральных тепловозов для колесных пар с опорно-
осевым подвешиванием тяговых двигателей в основном унифицированы.
На рис. 217, а представлен унифицированный литой колесный центр, приме-
няемый для многих тепловозов. Отличие составляют центры колесных пар
тепловозов М62 и 130 для колеи 1435 мм, у которых наклон диска изменен
на половину уменьшения расстояния между внутренними гранями бандажа,
равного 80 мм для европейской колеи.
Колесные центры тепловоза ТЭП60 (рис. 217, г) и тепловоза 140
(рис. 217, бив) имеют конструктивные отличия, вызванные размещением
упругих муфт тягового привода (опорно-рамное подвешивание двигателя).
Колесные центры выполняют литыми из стали 25ЛП и 25ЛПК
(ГОСТ 977—65) с относительным удлинением не менее 22% при выполнении
требований ГОСТ 4491—48. Окончательно обработанный колесный центр
статически балансируют; допускаемый дисбаланс не должен превышать
12,5 кгс-см.
Бандажи колесных пар магистральных тепловозов стандартизованы
(ГОСТ 3225—46). Тяжелые условия работы предъявляют высокие требова-
ния к бандажам, как к наиболее часто сменяемым деталям. Качение колес
по рельсу сопровождается значительным проскальзыванием, что объясняется
поперечными перемещениями колесных пар, вилянием в связи с конической
26 П/р. Панова
401
a — ТЭЗ; 2ТЭ10Л, M62, 2ТЭ116, ТЭ7 и ТЭП10; б и в — 140; г — ТЭП60
поверхностью бандажей и буксованием колес при высоких контактных на-
пряжениях между бандажом и рельсом. Толщина нового бандажа для тепло-
возов, диаметр колеса которых по кругу катания равен 1050 мм, установ-
лена равной 75 мм. Минимальная толщина бандажа с учетом наибольшего
проката, равного 7 мм для колес локомотивов, составляет 36 мм. Диаметр
бандажа по кругу катания равен 1050i i мм; ширина бандажа в обработан-
ном виде составляет 140i 2 мм.
Бандажи изготовляют из раскисленной мартеновской стали, химиче-
ский состав которой соответствует стали 60 (ГОСТ 1050—74), и подвергают
термической обработке. Предел прочности термически обработанных бан-
дажей ^96 кгс/мм2, относительное удлинение ^10%, относительное суже-
ние ^12%, твердость ^гНВ 269, ударная вязкость при температуре 20°С^
^=2 кгс-м/см2, при температуре —20° С ^1,5 кгс-м/см2. Бандажи, изготов-
ленные из стали II (ГОСТ 398—71), имеют предел прочности ^88 кгс/мм2.
Бандажи на колесный центр насаживают в нагретом состоянии (до
250—320° С) с натягом, примерно равным 0,001 диаметра бандажа. Для ко-
лес тепловозов натяг составляет 1—1,45 мм. Внутреннюю обработанную
поверхность бандажей перед насадкой на колесные центры проверяют дефек-
тоскопом.
Укрепляющее кольцо профиля 7-1 (ГОСТ 5267—63), служащее для
предотвращения сползания бандажа с колесного центра, заводят в выточку
бандажа при температуре последнего не ниже 200° С. После этого прижимной
бурт бандажа осаживают при помощи ролика на специальном станке.
§57. БУКСЫ
Буксы, применяемые на тепловозах, можно разделить на три основных
типа, принципиально различающихся по конструкции.
Буксы челюстные с подшипниками скольжения. Такие буксы имеют
стальной корпус с приливами, охватывающими буксовые направляющие
402
(челюсти) рамных полотен как с наружной, так и с внутренней стороны
боковины. В некоторых разновидностях такой буксы ее приливы касаются
буксовых направляющих с одной стороны (с внутренней или с наружной
стороны боковины).
В корпус буксы закладывают вкладыш, опирающийся непосредственно
на шейку оси колесной пары, буксовый камень между вкладышем и корпу-
сом буксы, подбивочные валики для смазывания поверхности шейки и упор
ограничения поперечного перемещения колесной пары. Такими буксами были
оборудованы тепловозы Да, ТЭ1 и ТЭ2.
Буксы челюстные с подшипниками качения. Основными достоинствами
таких букс являются увеличенный срок службы, повышенная надежность,
уменьшение сопротивления движению тепловоза, сокращение расходов
на ремонт и обслуживание и т. д. Корпус буксы имеет приливы, ограничи-
вающие поперечное перемещение колесной пары. Такие буксы комплектуют
с цилиндрическими и сферическими роликовыми подшипниками различных
типов. Этими буксами оборудованы колесные пары тепловозов ТЭЗ, ТЭ7,
М62, ТЭП10, ТЭП10Л и 2ТЭ10Л. Существенным недостатком челюстных
букс является наличие зазоров между корпусами букс и буксовыми направ-
ляющими рамы тележки, вследствие чего колесная пара может произвольно
перемещаться в продольном и поперечном направлениях, увеличивая склон-
ность тележек к вилянию на прямых участках пути.
Буксовый узел тепловоза 2ТЭ10Л (рис. 218) в отличие от буксового
узла тепловоза ТЭЗ имеет арочное нагружение подшипников вертикальной
нагрузкой, что позволяет применять подшипники меньших габаритных
размеров. Смазка подшипников консистентная, что дало возможность при-
менить лабиринтное уплотнение задней крышки буксы. Упрощено торцовое
крепление подшипников на оси. Модернизированный буксовый узел имеет
вес 180 кгс, в отличие от веса этого узла на тепловозе ТЭЗ, равного
268 кгс.
Применение консистентной смазки вместо жидкой наряду с упрощением
конструкции позволило снизить эксплуатационные расходы на обслужива-
26*
403
ние и ремонт, а также сократить расход смазки. Осевой упор смазывают
жидкой смазкой, используя специальный подпружиненный фитиль.
Корпус буксы стальной, выполнен по типу корпуса буксы тепловоза
ТЭЗ. В переднюю крышку вварена разделительная диафрагма, препятству-
ющая смешиванию консистентной и жидкой смазок. В нижней части перед-
ней крышки буксы имеется ванна жидкой смазки для подпитки фитиля
осевого упора. Крышки буксы, передняя и задняя, также стальные литые.
К боковым поверхностям корпуса приварены наличники из стали 60Г
(ГОСТ 1050—74). В наличники поступает жидкая смазка из ванн, распо-
ложенных в верхней части корпуса буксы.
На шейку оси колесной пары насаживают в горячем состоянии лабиринт-
ное кольцо с натягом 0,145—0,07 мм. Вплотную к лабиринтному кольцу
насаживают два внутренних кольца подшипников с натягом 0,035—0,065 мм;
между внутренними кольцами ставят дистанционное кольцо. Эти детали
на оси крепят стопорным кольцом. При сборке свободное пространство между
лабиринтным кольцом и перегородкой в передней крышке заполняют кон-
систентной смазкой 1-ЛЗ (ГОСТ 12811—67). Ванну под фитилем заполняют
автотракторным маслом АКп-10 (ГОСТ 1862—63). В резервуары для смазки
наличников заливают осевое масло: в летний период — марки Л, в зим-
ний — марки 3 (ГОСТ 610—72).
На тепловозах ТЭЗ, ТЭ10 и 2ТЭ10Л свободный суммарный разбег ко-
лесной пары, регулируемый прокладками, должен быть равным 28 + 1 мм —
для средних колесных пар и 3 + 1 мм —для крайних колесных пар. Кроме
свободного разбега буксы крайних колесных пар тележки имеют нерегули-
руемый упругий разбег, равный 11 мм на сторону. Упругий разбег дости-
гается постановкой пружины жесткостью 400 кгс/мм с предварительным
сжатием силой 1600 кгс. На тепловозах ТЭЗ, ТЭ10 и 2ТЭ10Л пру-
жины взаимозаменяемы. Буксы средних колесных пар упругого разбега
не имеют.
Буксы бесчелюстные с подшипниками качения. Такие буксы по кон-
струкции крепления к раме тележки делят на поводковые и с цилиндриче-
скими направляющими. Поводковыми буксами оборудованы колесные пары
тепловозов ТЭ109, 130, 140, 2ТЭ116, ТЭП60 и ТЭП70.
Буксами с цилиндрическими направляющими оборудованы электро-
возы ЧСЗ и ЧС2, а также тепловозы фирмы Мак (ФРГ) и др. Корпус повод-
ковой буксы имеет кронштейны для установки пружин первой ступени рес-
сорного подвешивания. В зависимости от системы рессорного подвешивания
кронштейны могут быть отлиты заодно с корпусом (тепловозы ТЭ109, 130,
140 и 2ТЭ116) или предусмотрены опоры для пружин на балансире, шар-
нирно связанном с корпусом буксы в нижней ее части (тепловоз ТЭП60).
В верхней и нижней части корпуса буксы имеются два прилива, располо-
женные диаметрально противоположно. Эти приливы служат для крепле-
ния букс при помощи поводков к раме тележки. Поводки снабжены шар-
нирами с резино-металлическими элементами, допускающими упругие верти-
кальные и поперечные перемещения букс.
Буксы комплектуют с цилиндрическими и сферическими роликовыми
подшипниками различных типов, а также с жесткими и упругими торцовыми
упорами различных типов. Такие буксы имеют следующие преимущества:
устраняется возможность перемещения в продольном направлении, что
снижает частоту колебаний виляния; исключаются поверхности трения;
облегчаются условия ремонта и обслуживания; увеличивается долговеч-
ность узла.
404
Поводковые буксы (рис. 219) были установлены в тележках опытного
тепловоза ТЭ109. Аналогичная конструкция букс применена на тепловозах
130, 140, ТЭП60, ТЭП70 и 2ТЭ116. Поводковые буксы отличаются от анало-
гичных серийных букс тепловоза ТЭ10 характеристикой возвращающих
устройств. Зазоры в соединении поводковых букс с рамой тележки отсут-
ствуют.
В первоначальной конструкции буксового узла тепловоза ТЭ109 в перед-
ней крышке был предусмотрен упругий осевой упор в буксах крайних осей
тележек, состоящий из резинового амортизатора с начальным сжатием силой
300 кгс, упорного и центрирующего подшипников. Упругий упор вступает
в работу после преодоления силы начального сжатия. В результате имеет
место поперечное смещение оси по комбинированной характеристике. При
силах в раме, равных силе начального сжатия, деформировались сайлент-
блоки буксовых поводков и пружины рессорного подвешивания, а если эти
силы превышали начальную силу предварительного сжатия, то включался
упругий упор.
Установлено, что эффективность упоров возрастает с уменьшением силы
начального сжатия, однако эта эффективность невелика и выражается в сни-
Рис. 219. Букса тепловозов ТЭ109, 130 и 140:
а — крайних осей; б — средних осей
405
Рис. 220. Букса тепловоза 2ТЭ116:
а — крайних осей; б — средних осей
жении сил в раме только на 4—17%. Ускорения кузова при этом не сни-
жаются, а в отдельных случаях и повышаются на 10—17%. Ввиду низкой
эффективности упругие упоры были удалены при одновременном увеличении
поперечной гибкости буксовых поводков. Устранение упоров позволило
снизить вес букс и упростить их конструкцию без ухудшения ходовых
качеств тепловоза.
На основании проведенных испытаний была разработана усовершенство-
ванная конструкция буксового узла с осевым упором, примененная на
тепловозе 2ТЭ116 (рис. 220). Корпус такой буксы аналогичен по конструк-
ции корпусу буксы тепловоза ТЭ109 и взаимозаменяем с ним. Ролико-
подшипники и детали буксы (задняя крышка, лабиринтное уплотнение,
дистанционные кольца) взаимозаменяемы с аналогичными деталями челюст-
ной буксы. В передней крышке буксы размещен осевой упор, принципиально
отличающийся от осевых упоров букс тепловозов 2ТЭ10Л и ТЭ109.
Осевой упор состоит из упорного шарикоподшипника, через который
передаются усилия от оси колесной пары на корпус буксы и далее на раму
тележки. Упорный подшипник нагружен постоянным усилием (200 кгс)
и при помощи пружины и упорного стакана зажат между торцом оси и перед-
ней крышкой буксы. Для смягчения ударов в крышках букс крайних осей
установлен кольцевой амортизатор. Упругий осевой разбег крайних осей
тележки при такой конструкции осевого упора возможен благодаря упругой
деформации шарниров поводков букс.
Применение упорного подшипника в качестве осевого упора позволило
сократить габаритные размеры буксы, исключить осевое трение, взамен
двух видов смазки применить только консистентную смазку, использовать
лабиринтные уплотнения и отменить бронзовый упор скольжения. Эти меро-
приятия в значительной степени сократили расходы на ремонт и эксплуа-
тацию.
406
При сборке лабиринтное кольцо буксы, роликовые и упорный подшип-
ники, дистанционное кольцо предварительно нагревают в индустриальном
масле 10 или 20 до температуры 100—120° С. Натяг соединения должен
быть равен для роликовых подшипников 0,035—0,065 мм, а для упорного
подшипника 0,003—0,046 мм. После окончательной сборки свободное про-
странство буксы заполняют смазкой 1-ЛЗ (ГОСТ 12811—67). При нормаль-
ной эксплуатации смазку заменяют во время подъемочного и заводского
ремонтов.
Буксы тепловоза ТЭП60 делят на буксы средних и крайних осей
(рис. 221). Отличие состоит в том, что в буксах крайних осей для воспри-
нятая осевых сил установлен однорядный радиально-упорный шарико-
подшипник 8Н232, обеспечивающий осевое перемещение на 0,5—1 мм.
Радиальные нагрузки в буксах крайних осей передают два роликовых под-
шипника ЗН32532Л1, а в буксах средних осей — подшипники ЗН152532Л1
с приставными упорными кольцами, ограничивающими поперечное пере-
мещение оси колесной пары относительно буксы до ±14 мм. Для смазки
подшипников применяют смазку жировую 1-13 (ГОСТ 1631—61). Корпус
буксы имеет проушину в нижней части для установки балансира буксового
подвешивания. Внутренняя крышка и лабиринтное кольцо образуют много-
ручьевое лабиринтное уплотнение.
Поводок буксы (рис. 222) соединяет буксу с рамой тележки и передает
усилия, возникающие в раме, силу тяги и тормозную силу. Ориентировоч-
ная жесткость поводков одной буксы в продольном направлении равна
2500—3000 кгс/мм, в поперечном 500—600 кгс/мм, в вертикальном 10—
20 кгс/мм.
Резино-металлические шарниры поводка 1 состоят из валиков 2 и
наружных стальных втулок 3, между которыми специальным приспособ-
285
Рис. 221. Букса тепловоза ТЭП60:
а крайних осей; б — средних осей
407
а а
хвостовики, которые вставляют в пазы
Рис. 222. Поводок буксы
лением запрессована резиновая
втулка 4, имеющая (после запрес-
совки) толщину 7 мм. Натяг
между втулкой 3 и поводком 1
равен 0,06—0,16 мм. К торцовым
поверхностям корпуса поводка на
штифтах прикреплены резиновые
амортизаторы 5, представляющие
собой резино-металлический блок.
Шайбы блока (резиновые и метал-
лические) соединены вулканиза-
цией. Для изготовления шарни-
ров поводков применена резина
твердостью HS 60—70. После фор-
мирования амортизаторы поводка
проходят старение в темноте в
течение 20 дней при температуре
20—30° С, после чего их оконча-
тельно обрабатывают. Валики
поводков имеют трапециевидные
>амы и буксы и крепят болтами.
В процессе эксплуатации возможно ослабление креплений, для устра-
нения которого предусмотрен натяг, равный 4,5 мм. Торцовые амортизаторы
насаживают на валик с предварительным натягом и фиксируют разъемным
кольцом. Поводки по посадочным местам и торцовым поверхностям на
раме тележки и буксе устанавливают плотно, а клиновые поверхности ва-
ликов — с прилеганием 50% поверхности при условии отсутствия зазора
в узкой части клина. Затягивают болты динамометрическим ключом, при-
кладывая момент, равный 15 кгс*м.
Поводки букс тепловозов ТЭ109, 130, 2ТЭ116, 140 и др. имеют ана-
логичную конструкцию. Относительно продольной оси поводок буксы тепло-
воза ТЭП60 несимметричен по условиям сборки с рамой тележки. Детали
поводка (кроме корпуса) унифицированы для всех бесчелюстных тележек
тепловозов.
Выбор подшипников качения. Подшипники качения изготовляют из
высокопрочных хромистых сталей ШХ-15 и ШХ-15СГ (ГОСТ 801—60),
имеющих твердость после термообработки HRC 62—65. Буксовые под-
шипники рассчитывают из условия их службы до усталостного износа,
т. е. до выкрашивания металла на поверхностях дорожек качения и на
роликах. Долговечность буксовых подшипников должна обеспечивать 1,5—
1,8 млн. км пробега локомотива.
Используя зависимость С = Rp (nh)0'3, долговечность подшипников
[134] можно выразить в км пробега как
где С — коэффициент работоспособности подшипника, определяемый по
каталогу или по эмпирическим формулам в зависимости от его конструкции;
п — частота вращения подшипника, об/мин; h — срок службы подшипника
408
(расчетная долговечность), ч; Rp — расчетная эквивалентная нагрузка;
ka — динамический коэффициент безопасности; для буксовых подшипников
(134] ka = 1,1; D —диаметр колеса по кругу катания, м.
Для роликовых подшипников расчетная радиальная эквивалентная
нагрузка (кгс)
== Рsfд>
где Ps — статическая нагрузка на буксу, кгс; /д — 1,2-н1,5 — динамический
коэффициент для подрессоренного жел.-дор. экипажа.
В расчетной нагрузке на буксу силу тяги не учитывают вследствие ее
относительно малого влияния на величину радиальной нагрузки. При учете
силы тяги величина расчетной нагрузки возрастает в среднем на 2,5—3%.
По статистическим данным, грузовые локомотивы около 50% вре-
мени используют силу тяги, близкую к расчетной на подъеме. При этом
результирующая расчетная радиальная нагрузка (кгс)
Rp = VPl + PK,
где FK — сила тяги, отнесенная к колесу.
Если буксовые подшипники одновременно воспринимают радиальную
и осевую нагрузки, то приведенная нагрузка (кгс) на подшипник
Rn = (Ps + mApyka,
где т — коэффициент приведения осевой нагрузки к радиальной; Ар —
расчетная осевая нагрузка, кгс.
Для цилиндрических подшипников, смонтированных в буксе с осевым
упором, tn = 0; для сферических подшипников т = 3; для конических
роликовых подшипников т = 1,3. Нагрузку Ар, равную величине давле-
ний в раме, принимают действующей в течение всего пробега локомотива
попеременно на обе буксы как на прямых, так и на кривых участках пути.
Это учитывают, вводя коэффициент 0,5 в формулу для определения расчет-
ной нагрузки.
На основании анализа результатов испытаний локомотивов, которые
были проведены на путях, имеющих удовлетворительное состояние, расчет-
ная величина давления в раме для прямых участков пути принята равной
0,2Q/2, а для кривых участков 0,3Q/2, где Q — нагрузка от колесной пары
на рельсы [37, 161]. В расчетах принимают, что прямые участки состав-
ляют 75%, а кривые 25% пробега локомотива.
Расчетная осевая нагрузка (кгс)
Ар =3’3^ 0,5 [0,75 (0.2Q/2)3-33 + 0,25 (0.3Q/2)3-33].
Упорные шарикоподшипники, воспринимающие осевые усилия, выби-
рают по каталогу, откуда берут и значение их коэффициента работоспособ-
ности.
Цилиндрические роликоподшипники имеют специальное исполнение,
поэтому их коэффициент работоспособности
С=&z°»7dp/p cos р,
где k — коэффициент динамической стойкости, зависящий от типа подшип-
ника, материала, качества и точности изготовления; для подшипников по-
409
движного состава при /p/dp = 1,25н-2 коэффициент k = 70-н80; согласно
результатам испытаний [24] можно принимать k — 95; i — число рядов
роликов; г — число роликов в одном ряду; dp — диаметр ролика, мм; /р —
Таблица 37
Место установки подшипника Обозначение подшипника Параметры подшипника
Габаритные размеры*, мм Коэффи- циент работо- способ- ности С Допу- скаемая стати- ческая нагрузка Rst кгс Предель- ная частота вращения п, об/мин Вес подшип- ника G, кгс
Букса тепловоза ТЭЗ (с внутренней стороны) Роликовый 2Н32732Л 160Х320Х Х108 1 260 000 68 000 1 600 41,6
Букса тепловоза ТЭЗ (с наружной стороны) Роликовый 2Н52732Л 160Х320Х X108/123 1 260 000 68 000 1 600 44,5
Букса тепловозов 2ТЭ10Л, М62, 12ТЭ1161 ТЭ109, ТЭП10, 13СПП40 Роликовый ЗН32532Л1 160X290X80 830 000 62 000 2 000 24
Букса тепловозов 1%ТЭ116/ ТЭ109, ТЭП10, 130 и 140 (крайние оси, осевой упор) Упорный шариковый 8320 100X170X 55 280 000 50 000 1 000 5,1
Букса тепловозов ТЭП60 и ТЭП70 (крайние оси, наружная сторона) . . Роликовый ЗН232532Л1 160X290X80 830 000 62 000 2 000 24,4
Букса тепловозов ТЭП60 и ТЭП70 (крайние оси, внутренняя сторона) . . Роликовый ЗН42532Л 160X290X80 830 000 62 000 1 2 000 24,4
Букса тепловозов ТЭП60 и ТЭП70 (средние оси) Роликовый ЗН152532Л1 160Х290Х X80/94 830 000 62 000 2 000 26,3
Букса тепловозов ТЭП60 и ТЭП70 (крайние оси) Радиально- упорный щариковый 8Н232 160X290X48 330 000 — 2 000 15,5
* В знаменателе дана ширина подшипника с учетом приставного кольца.
410
рабочая длина роликов, мм; для цилиндрических роликов /р 0,9 Z; I —
длина ролика; |3 — угол контакта тел качения; р = 0.
Для спаренных роликоподшипников, установленных в одном буксовом
узле, общий коэффициент работоспособности Собщ = 1,7 С, а для одинар-
ного роликоподшипника Собщ = 0,85 С.
В табл. 37 приведены основные параметры подшипников качения,
устанавливаемых в тележках отечественных тепловозов.
§ 58. РАМА ТЕЛЕЖКИ
Конструкция рамы тележки определяется диаметром колес, способом
крепления букс, типом опор кузова и рессорного подвешивания, располо-
жением смежных узлов рамы и кузова и т. д. Рамы тележек подразделяют на
листовые, брусковые, цельнолитые и сварно-литые. В зависимости от рас-
положения колес рамы делят на внешние и внутренние.
Для тепловозных тележек широко используют сварно-литые рамы замк-
нутого сечения. Сварные боковины рам выполняют из листов, прокатных
профилей коробчатого сечения или из штампованных профилей. Применение
прокатных профилей удешевляет производство рам, однако увеличивает их
вес по сравнению с рамами из штампованных профилей.
Рама тележки тепловоза 2ТЭ10Л челюстного типа аналогична раме
тележки тепловоза ТЭЗ, сварная. Рама состоит из боковин 4 (рис. 223),
двух между рамных креплений /, соединенных шкворневой балкой 2, двух
концевых креплений 3 и литых буксовых челюстей 5. Боковина сварена из
стальных листов. Толщина верхнего и нижнего листов 14 мм, боковых
Рис. 223. Рама тележки тепловоза 2ТЭ10Л:
/2— междурамное крепление; 2 — шкворневая балка; 3 — концевое крепление; 4 — боковина; 5 —
буксовая челюсть; 6 и 7 — кронштейны подвески тяговых двигателей
411
10 мм. Верхний и боковые листы по всей длине цельные, а нижний состоит
из нескольких частей, между которыми вварены стальные челюстные на-
правляющие.
Междурамное коробчатое крепление сварено из листов толщиной 8 мм
и соединено с боковиной сварными стыковыми швами. К нижним листам
междурамных креплений приварены литые кронштейны 6 и 7 подвески
тягового электродвигателя. Внутрь междурамного крепления вварены ребра
жесткости. Шкворневая балка сварена из листов толщиной 10 мм. В ее
средней части вварен литой подпятник, в расточенное отверстие которого
вставлена и приварена прерывистым швом сменная втулка, изготовленная
из стали 50 (ГОСТ 1050—74) и доведена термообработкой до твердости
НВ 255—305.
Детали рамы тележки изготовлены из листового проката мостовой стали
СтЗкп (ГОСТ 380—71), а литые детали — из стали 20ЛШ (ГОСТ 977—65).
Концевые балки выполнены из швеллера № 22. К торцам концевой балки
приварены планки, при помощи которых балка болтами прикреплена к бо-
ковинам рамы тележки. Подкладки к челюстям и наличники прикреплены
электрозаклепками. Подкладки изготовлены из СтЗ (ГОСТ 380—71), а на-
личники — из стали 60Г (ГОСТ 1050—74) и термически обработаны до твер-
дости НВ 285—363. Перед сборкой рамы тележки боковины, шкворневую
балку, междурамные и концевые крепления подвергают термообработке
для снятия остаточных напряжений, возникающих при сварке.
Челюсти снизу скреплены буксовой стрункой, охватывающие поверх-
ности которой выполнены с уклоном 1 : 12 и пригнаны к челюсти по краске
с равномерным прилеганием 70% рабочей поверхности. Во избежание де-
формации струнок рекомендуется подгонять их с установленными про-
кладками, которые при окончательно укрепленной струнке должны быть
зажаты между нею и челюстью.
Рама тележки тепловоза ТЭП60 (рис. 224) бесчелюстная, как и у тепло-
возов 2ТЭ116, ТЭ109, 130 и 140, но конструктивно значительно отличается
от них. Выполнена рама из отдельных штампованных и литых элементов,
соединенных сваркой. Рама состоит из двух боковин 1, двух междурамных
креплений 2, выполняющих роль шкворневых балок, и двух концевых
креплений 3, соединенных с боковинами стальными литыми угольниками 4,
Боковина рамы коробчатого сечения состоит из шести корытообразных
штампованных частей толщиной 10 мм. По длине боковина сварена из трех
частей. Каждая боковина имеет два продольных стыковых шва, проходящих
посредине в верхней и нижней полках. К штампованным частям боковины
приварены встык половинки кронштейнов 8 крепления поводков букс.
Снаружи рамы приварены кронштейны 5 боковых опор кузова. К боковинам,
шкворневым и концевым балкам приварены кронштейны крепления тормоза.
Шкворневые балки состоят из двух штампованных половин толщиной
12 мм, соединенных сваркой. В средней части шкворневая балка имеет ко-
робчатое сечение, усиленное приваркой листа толщиной 13 мм к нижней
полке сечения и листов толщиной 10 мм к боковым стенкам. В середине балки
вварен литой стальной стакан для размещения центральной опоры кузова.
Шкворневая балка от середины к концам плавно переходит от коробчатого
сечения к цилиндрическому. Концы балок обработаны до диаметра 256 мм
и соединены с боковиной сваркой — с наружной стенкой непосредственно,
а с внутренней — при помощи специального фланца. Снизу к шкворневым
балкам сваркой и болтами присоединены кронштейны 6 и 7 подвешивания
тяговых электродвигателей.
412
Концевые балки состоят из двух штампованных корытообразных по-
ловин толщиной 10 мм, соединенных двумя продольными стыковыми швами
в нижнем и верхнем поясах. Штампованные детали рамы тележки изготов-
ляют из стали 20 (ГОСТ 1050—74), а литые — из стали 20ЛП и 25ЛП
(ГОСТ 977—65). Боковины, шкворневые и концевые балки с приваренными
к ним кронштейнами и другими приварными деталями до механической
проходят термическую обработку. После термической обработки отдельных
частей рамы ее окончательно сваривают, и перед механической обработкой
рама проходит естественное старение в течение пяти суток.
Рама тележки тепловоза 2ТЭ116 (рис. 225) бесчелюстного типа, сварно-
литой конструкции состоит из двух боковин /, трех одинаковых между-
рамных креплений 2, концевого крепления 4 и шкворневой балки 3. Боко-
вина— сварная, коробчатого сечения размером 240x270 мм. Толщина
верхнего листа 14 мм, нижнего 22 мм и боковых листов 10 мм.
Снизу к каждой боковине приварено по три больших 6 и по три малых 5
литых кронштейна с трапециевидными пазами для крепления буксовых
поводков. Малый кронштейн одновременно является опорной поверхностью
для пружин буксового подвешивания одной стороны буксы. Для второй
буксовой пружины снизу боковины приварены специальные платики.
Рис. 224. Рама тележки тепловоза
|ТЭП60:
1 — боковина; 2'— междурамное крепление;
3 — концевое крепление; 4 — угольник; 5 —
кронштейн боковой опоры; 6 и 7 — кронш-
тейны подвески тяговых двигателей; 8 —
кронштейн крепления поводков букс
413
Рис. 225. Рама тележки тепловозов 2ТЭ116, 130 и ТЭ109:
7 — боковина; 2 — междурамное крепление; 3 — шкворневая балка; 4 — концевое крепление; 5 и
6 — кронштейны крепления поводков букс; 7, 8 и 9 — кронштейны подвески тяговых двигателей
Лхеждурамные крепления — балки коробчатого сечения, сваренные из
листов толщиной 8—10 мм. Одно из междурамных креплений одновременно
является концевой балкой. Такое конструктивное исполнение рамы тележки
обусловлено односторонним расположением тяговых двигателей. К двум
средним междурамным креплениям сверху приварена сварная шкворневая
балка 3 коробчатого сечения с прямоугольным гнездом для размещения
шкворня и пружин возвращающего устройства. Междурамные крепления
с боковинами соединены сваркой встык. Основные сварные швы рамы тележки
(соединения междурамных креплений с боковинами и шкворневой балки
с междурамными креплениями) равномерно упрочнены наклепом, особенно
в местах перехода к основному металлу. Наклеп выполняют перед механи-
ческой обработкой рамы. После наклепа сварка на этих участках запрещена.
Раму тележки тепловоза 2ТЭ116 можно устанавливать под тепловозы
2ТЭ10Л, 130 и ТЭ109 с применением букс бесчелюстного типа, а также уни-
фицировать, за исключением кронштейнов подвешивания тяговых двига-
телей, с рамой тележки тепловоза 140.
§ 59. ОПОРЫ И ВОЗВРАЩАЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
Общие сведения. Движение тележечных локомотивов на прямых участ-
ках пути с большими скоростями сопровождается усиленным вилянием
экипажей. Для улучшения ходовых качеств приобретает большое значение
разделение в подвешивании масс кузова и тележек благодаря применению
упругих подвижных элементов (пружин, резино-металлических опор, под-
весок и др.), обеспечивающих относительное поперечное перемещение. Это
414
необходимо для уменьшения боковых сил, действующих при движении в кри-
вых участках пути, а также в прямых, при наличии неровностей пути в плане
и из-за синусоидального движения колесных пар, вызываемого конусностью
бандажей и наличием зазоров между гребнями колес и внутренними гра-
нями рельсов.
При проектировании системы подвешивания основные ее параметры,
определяющие колебательный процесс, должны быть подобраны с расчетом
получения требуемой плавности хода, характеризуемой малыми значениями
амплитуды и частоты колебаний кузова, а также отсутствием значительных
отклонений его от оси пути. Эти требования могут быть выполнены при
использовании длинных маятниковых или люлечных подвесок, установлен-
ных вертикально. Эти подвески обладают постоянной жесткостью и возвра-
щающей силой, прямо пропорциональной перемещению. Учитывая затруд-
нительность практического осуществления очень низких значений жесткости,
их следует принимать эквивалентными динамической модели в виде маят-
ника длиной 600—700 мм.
Однако устройства с переменной поперечной жесткостью при испыта-
ниях дали лучшие динамические показатели в горизонтальном направле-
нии [69]. Такие показатели обеспечивает нелинейная характеристика воз-
вращающей силы — мягкая на первой части перемещения (х') и более же-
сткая на второй. В таком случае возвращающая сила (Рв), при полном
перемещении (х) тележки относительно кузова, составляла около четверти
веса кузова, приходящегося на тележку. Такая характеристика реализуется
на современных локомотивах при использовании подвесок (с люлечным
брусом или без него) и в случае применения в качестве возвращающих
устройств пружин или резино-металлических блоков во второй ступени
рессорного подвешивания.
Рис. 226. Опорно-возвращающее устройство тележек тепловозов ТЭЗ, ТЭ7, ТЭ10 и 2ТЭ10Л
415
Рис. 227. Схема установки опор на тележках тепловозов:
а — ТЭЗ и 2ТЭ10Л; б — ТЭ7 и ТЭ10
Опорно-возвращающие устройства тепловозов ТЭЗ, ТЭ7 и 2ТЭ10Л.
Нагрузка от кузова у этих тепловозов передается через четыре роликовые
опоры, установленные на боковины рамы тележки по окружности, центр
которой является центром поворота тележки. Внутри корпуса 1 (рис. 226)
помещен подвижный механизм опоры, состоящий из сферического гнезда 4,
верхней опорной плиты 3 и цилиндрических роликов 2. Хвостовики роликов
с обеих сторон входят в отверстия обойм 5, что обеспечивает их параллель-
ное перемещение при перекатывании. Рабочие поверхности верхней 3 и
нижней 6 опорных плит представляют собой наклонные плоскости. Вну-
тренняя полость корпуса заполнена осевым маслом Л в летний период и
маслом 3 — в зимний (ГОСТ 610—72). Уровень масла должен находиться
между верхней и нижней отметками маслоуказателя. От пыли и влаги опора
защищена брезентовым чехлом 7.
При прохождении тепловозом кривых участков пути тележка поверты-
вается, и в результате наклона поверхностей опорных плит возникает гори-
зонтальное усилие, стремящееся вернуть тележку в первоначальное поло-
жение. Тележка повертывается по окружности вокруг центра шкворня,
а ролики катятся по наклонным поверхностям, перемещаясь по прямой.
В результате сферическое гнездо 4 проскальзывает по верхней опорной
плите. Если оси опор повернуть относительно радиуса окружности, на
которой они расположены (рис. 227), то перемещение сферического гнезда
по опорной плите увеличится и работа трения возрастет [72]. Для получе-
ния необходимых возвращающих сил и моментов трения, обеспечивающих
устойчивое положение тележки под тепловозом и плавное вписывание эки-
пажа в кривую, после проведения испытаний был установлен угол наклона
опорных плит, равный 2°, и угол поворота опор в плане, равный 5°. Пара-
метры двух вариантов опорно-возвращающих роликовых механизмов сле-
дующие:
Угол наклона плоскостей
наклонных плит..........3°30' 2°
Угол поворота опор . . . 8Q 5°
Возвращающий момент,
кгс-м................... 3130 1795
Момент трения, кгс-м . . 1500 1380
Общий момент, кгс-м . . . 4630 3175
Опоры тепловозов 2ТЭ10Л и ТЭЗ обеспечивают только поворот тележек
в плане относительно кузова и не обеспечивают поперечного перемещения.
Продольные и поперечные горизонтальные силы от тележки на раму кузова
передаются через шкворень.
416
Рис. 228. Схема установки опор на
тележках тепловозов 2ТЭ116, ТЭ109
и 130
Опорно-возвращающие уст-
ройства тепловозов 2ТЭ116, 130
и 140. На базе испытанной
в опытной эксплуатации опорно-
возвращающей системы тепло-
воза ТЭ109 созданы опорно-
возвращающие устройства теп-
ловозов 2ТЭ116, 130 и 140.
Такое устройство состоит из
четырех опор с роликовым
возвращающим устройством и шкворневого узла, обеспечивающего макси-
мальное поперечное перемещение кузова относительно тележек на ±=40 мм.
При первоначальном перемещении на ±20 мм возвращающая сила создается
благодаря радиусной поверхности плит роликовых опор. Величина возвра-
щающей силы пропорциональна отклонению тележки. При последующем
перемещении на величину ±20 мм параллельно роликовым опорам всту-
пают в работу пружины шкворневого узла.
Роликовые опоры аналогичны по конструкции опорам тепловозов ТЭЗ
и 2ТЭ10Л, но отличаются способом установки на раме тележки. Опоры рас-
положены так, чтобы направление движения роликов было перпендикулярно
продольной оси тепловоза (рис. 228). Профиль поверхностей верхней и
нижней плит со стороны роликов выполнен одним радиусом. На верхней
опоре сверху имеется скользун, который перемещается по опорной поверх-
ности на кузове при повороте тележки в кривых участках пути. Момент
трения, возникающий при повороте тележки, способствует уменьшению
виляния. В качестве пары трения принята сталь 65Г и пластмасса
или металлокерамика, имеющие низкий коэффициент трения. Смазка
поверхностей — консистентная; поверхности предохранены защитным
кожухом.
Такая система компактна, технологична, имеет меньший вес, что вы-
годно отличает ее от люлечных устройств. Недостатком является завышен-
ный момент сил трения, препятствующий повороту тележки в кривых уча-
стках пути. При обеспечении минимального коэффициента трения между
трущимися поверхностями эта система может быть использована для модер-
низации существующего парка тепловозов 2ТЭ10Л и ТЭЗ при минимальных
затратах и для установки на вновь строящихся тепловозах.
Шкворневой узел (рис. 229) состоит из собственно шкворня и двух
стаканов, установленных с обеих сторон гнезда шкворневой балки. Внутри
стакана перемещается шток, опирающийся на пружину. Зазор между
скользуном шкворня и штоком установлен равным х = 20 мм на сто-
рону; полная величина хода штока на сторону хтах = 40 мм. В первой
части перемещения возникает возвращающее усилие, создаваемое перекаты-
ванием роликов по поверхностям опор специального профиля. Собст-
венная частота боковых колебаний относа кузова при перекатывании на
роликах [145]
f = = Гц.
27 П/р. Панова
417
Рис. 229. Шкворневой узел тепловозов 2ТЭ116, ТЭ109 и 130:
а — опора; б — шкворень
где 2(7? — г) = £экв — длина эквивалентного маятника; g = 9,81 м/с2 —
ускорение силы тяжести; R = 275 мм — радиус нижней и верхней опорных
плит; г = 30 мм — радиус ролика.
Для тепловозов ТЭ109 (130) длина £экв = 490 мм. Тогда жесткость
возвращающего устройства, отнесенная к одной тележке, на первой поло-
вине смещения кузова будет составлять 75,6 кгс/мм. На второй половине
смещения, где вступают в работу и пружины шкворня, жесткость увеличи-
вается так, что суммарная возвращающая сила при максимальном смещении
кузова (40 мм) будет равна г/4 веса кузова. Подобные характеристики воз-
вращающего устройства позволяют ограничивать амплитуды боковых коле-
баний кузова, особенно при движении в критических режимах.
Определение вертикальных перемещений кузова в зависимости от его
поперечного отклонения относительно тележки. При перемещении кузова
относительно рамы тележки (рис. 230) на величину х центр ролика из точки О
переместится в точку О', а точка А верхней опоры переместится в точку Д'.
Тогда
sina=fl372= адЪ-’ cosa=ri-sin2a=
Вертикальное перемещение кузова
у = 2 (r--f)(l~C0Sa) = (2R — d)(l— cosa), (111)
где 7? — радиус опор; d — диаметр ролика; х— поперечное перемещение
кузова.
Заменяя cosa в формуле (111), окончательно получим
y = (2R— dy
(И2)
Определение горизонтальной возвращающей силы роликовых опор.
Потенциальная энергия кузова
П = (^у, (113)i
где QK — вес кузова с оборудованием, кгс.
418
Возвращающая сила, приходящаяся на обе тележки и действующая
в направлении поперечного смещения кузова,
г dn
F- = ~dX-
Подставив значение у из формулы (112) в формулу (ИЗ) и взяв произ-
водную от П по х, получим
d(27? d) 1- j/'l (2R_d)2 QrX
dx V(2R — d)2 — .V3'
На одну тележку действует вдвое меньшая сила
j-, QvX
F = Жэх =------,
р 2К(2Я — d)Z — X2
(И4)
где жэ — эквивалентная жесткость роликовых опор.
Выбор параметров возвращающего устройства поперечной связи кузова
с тележкой. В соответствии с исследованиями, проведенными ВНИТИ [69],
характеристика поперечной связи кузова с тележками имеет вид, показан-
ный на рис. 231. Возвращающая сила упругой связи кузова с тележкой
(роликовых опор и упругого шкворня)
= + = + (115)
Возвращающая сила, обеспечиваемая роликовыми опорами при пере-
мещении кузова на величину х,
Fp = жэх.
Радиус опоры, определяемый из формулы (114),
1/^2 + 1 + ’
где d — диаметр ролика, определяемый в зависимости от величины допу-
стимых контактных напряжений.
Рис. 231. Зависимость, характеризующая поперечную связь кузова с тележками
419
На второй половине отклонения кузова возвращающая сила будет
создаваться не только роликовыми опорами, но и пружинами упругого
шкворневого узла. Возвращающая сила при максимальном отклонении
кузова
Fx = (0,23 4-0,25) QK.
Возвращающая сила, создаваемая пружинами шкворневого узла те-
лежки:
77 ЖщХ
— “у •
Подставляя в уравнение (115) значение Fp из уравнения (114), получим
jr, _ ЧКЛ I
Т~’2/(2Я —d)2 —х2
(П6)
Жесткость пружин шкворневого устройства находим из уравнения (116).
Тогда
Ojp
2К(2/? —б/)2—х2
Работа роликовых возвращающих устройств идентична работе возвра-
щающих устройств с подвесками. Поэтому представляет интерес величина
эквивалентной длины вертикальной подвески люльки, которая позволила бы
обеспечить аналогичную характеристику связи кузова с тележкой в гори-
зонтальной плоскости.
Возвращающая сила люльки [96]
7? _ QkX
г л 9/ ’
где Ьлп — длина люлечных подвесок.
Приравнивая возвращающую силу люльки Рл величине возвращающей
силы роликовых опор Fp, определим эквивалентную длину подвески люльки:
т __ Qkx
э~ 2Fp •
Опорно-возвращающие устройства тележек тепловоза ТЭП60. По кон-
струкции эти устройства отличаются от опорно-возвращающих устройств
роликового типа тепловозов ТЭЗ, 2ТЭ10Л и 2ТЭ116. Нагрузка от кузова
на тележку передается через две центральные (рис. 232) и четыре боковые
(рис. 233) опоры. Опоры допускают относительное поперечное перемещение
тележек и кузова. При поперечном смещении тележек центральные опоры
наклоняются. Устойчивость центральных опор в поперечном направлении
обеспечивается специальными возвращающими устройствами (рис. 234),
создающими возвращающую силу и момент, способствующий плавному
повороту тележек в кривых. Возвращающий аппарат своими ушками соеди-
нен с опорой и кронштейнами кузова. Пружина возвращающего аппарата
установлена с предварительным натягом 1500 кгс, при котором она сжи-
мается на 15,7 мм. Пружину регулируют прокладками. Максимальный про-
гиб пружины возвращающего аппарата равен 50 мм.
420
Рис. 233. Боковая опора кузова тепловоза ТЭП60
600
360 a
Рис. 234. Возвращающее устройство тепловоза ТЭП60
Тяговые и тормозные силы от тележки раме кузова передаются также
центральными опорами. Для этой цели как в стойке опоры, так и в крон-
штейнах рамы кузова предусмотрены специальные камни, изготовленные
из легированной стали с термообработкой.
Условие равновесия центральной опоры с возвращающим устройством
(рис. 235)
QKx + Fxl — Nb = 0, откуда FX = N (b/l) — (QK//) x.
Усилие, создаваемое возвращающим устройством,
N = 2N0 + 2жа,
где No — предварительное сжатие пружины одного возвращающего устрой-
ства; ж — жесткость пружины; а = х (Ь/1) — прогиб пружин возвраща-
ющего устройства.
После подстановки значения N и преобразования получим возвра-
щающую силу
Fx = 2У0 (Ь/1) + [2ж (b/l)2 — QK/l] х,
где 2N (Ь/1) — предварительный натяг возвращающего устройства, приве-
денный к нижней точке опоры; 2ж (Ь/1)2 — QJI — суммарная жесткость
опоры, приведенная к нижней точке опоры; 2ж (Ь/1)2 — жесткость возвра-
щающего устройства; Q/1 — жесткость сжатого стержня.
При условии Ь/1 = 0,5 возвращаю-
q щая сила
'' ' F* = М) + (^/2 — QK/0 х.
т—Условие равновесия центральной
I опоры без возвращающих устройств
I Fxl cos a = QKx.
J—1—Учитывая, что угол наклона опор при
nJ I движении по кривым небольшой, примем
I —cos а = 1. При этом абсолютная вели-
J_____I f* чина поперечной жесткости опоры
л । ж~=-Рх/х —
IX
--- Рис. 235. Схема маятниковой опоры кузова
422
Возвращающее устройство люлечного типа. Для обеспечения плавного
входа в кривые участки пути и выхода из них, а также для смягчения боко-
вых колебаний подвешивание кузова к раме тележки часто выполняют
в виде люльки. Подвески в тележках можно располагать как вертикально,
так и наклонно. Наклонное расположение люлечных подвесок способствует
более быстрому нарастанию возвращающего усилия. Однако такие подвески
вызывают наклон подрессорных брусьев люлек двух тележек в разные
стороны, что приводит к появлению скручивающего момента. Наклон под-
весок способствует уменьшению их эффективной длины, в связи с чем уве-
личивается поперечная жесткость подвешивания и возрастает возвращающая
сила. При параллельных подвесках эти моменты не наблюдаются. Возвра-
щающая сила возрастает также с уменьшением длины люлечной подвески,
однако, как показывают проведенные исследования, для обеспечения удов-
летворительных динамических показателей в горизонтальной плоскости
длина люлечных подвесок менее 600 мм не рекомендуется.
Для вертикальных люлечных подвесок (а = 0) возвращающая сила
р __Qk
х — 2 ’ L 9
1
откуда отклонение а = - л— .
Это уравнение показывает, что люлька с параллельными подвесками
имеет прямолинейную характеристику (с погрешностью ^1%). Схема
люльки с наклонными подвесками показана на рис. 236. При отклонении
люльки из среднего положения, вызванном действием боковых сил (центро-
бежной и давления ветра), подвески займут положение, показанное на
чертеже сплошными линиями.
Дополнительная вертикальная нагрузка (разгрузка) шарниров люльки
от действия боковых сил
п Рц^ц 4" Fв^в (Fц 4- FB) /г
6 ~ 2b ~ 2Ь ’
где — центробежная сила,
приложенная к центру тяжести
кузова; йц — высота центра
тяжести надрессорного строе-
ния над головкой рельса; FB —
давление ветра на кузов; hR —
высота точки приложения вет-
ровой нагрузки над головкой
рельса.
Разложив вертикальные
нагрузки + Рб и — Рб,
действующие на шарниры
люльки, на горизонтальные
составляющие /Д и и на
составляющие Sj и S2, направ-
Рис. 236’. Схема люльки с наклон-
ными подвесками
423
ленные вдоль люлечных подвесок, получим возвращающие усилия
ненной люльки
откло-
где
+ P6)tg(<p+a) и
'- — Рб) tg (Ф —a).
Возвращающая сила
Fx = -у [tg (ф + a) + tg (ф — а)] + Рб [tg (ф + а) — tg (ф — а)].
После преобразований сила
р _QKtg<p(14-tg2a) + 2P6tga(l + tg2a)
Г X
(1 — tgq>tga)(l + tgq>tga)
При малых величинах углов ф и а и незначительной разнице
ними можно принять
1 + tg2a <=« 1 + tg^ «=Л + tg <ptga и tg ср sin ф.
Следовательно (см. рис. 236):
= I [sin (ф + а) — slna] и x2 = /[sin(<p — a) + sina].
Полагая, что
(Н7)
между
получим
= -L [Sin (ф a) Sin (q> —a)],
sin cp = 7—%tg cp.
T Z cos a T
После подстановки уравнения (118) в выражение (117)
Qki—---Н 2^б tg a
£cos a
1 x
I — ----tg a
Z cos a
Подставив значение Рб в уравнение (И9) и приравняв + FB = F.
получим
(Н8)
Fx
QKx 4- 2P^l sin a
I cos a — x tg a
(119)
Fx — Fi + F2,
х
QKx + Fx (h/b)I sin a
Z cos a — x tg a
Fx
откуда
Fx
I cos a — х tg a-----I sin a
Пренебрегая величиной х tg а, как малой, получим
г __________Qkx_______
Г* I h \ *
Z cos a I--г- tg a
(120)
Из уравнения (120)
x Fxl cos a (1 — (h/b) tg a)
Qk
(121)
424
Анализируя формулы (120) и (121), убеждаемся, что возвращающая
сила Fx возрастает, а боковое смещение х снижается при увеличении угла
наклона подвесок и особенно при уменьшении их длины. Если угол наклона
выбран так, что оси люлечных подвесок пересекаются в точке приложения
равнодействующей боковых сил, т. е. tg а = b/h, то перемещение х = 0
и, следовательно, люлька не выполняет своей задачи. Если угол а еще больше,
т. е. (h/b) tga > 1, то люлька имеет отрицательное смещение, т. е. откло-
няется в сторону, противоположную направлению боковых сил, — кузов
теряет устойчивость. Следовательно, параметры люльки необходимо выби-
рать так, чтобы точка пересечения подвесок была выше точки приложения
равнодействующей боковых сил и чтобы равнодействующая проходила
в пределах подрессорного бруса [14].
Приведенный расчет по определению возвращающего усилия ориенти-
ровочный, так как не учитывает угловые перемещения подрессорного бруса,
вертикальные и горизонтальные смещения центра тяжести кузова, а также
влияние упругости подвешивания люльки и сопротивляемость шарниров
люлечных подвесок [18].
Улучшение динамических качеств и снижение бокового воздействия
на путь — один из важнейших этапов решения проблемы скоростного дви-
жения. Плавность хода локомотива, его воздействие на путь во многом зави-
сят от величины боковых сил, возникающих при движении по прямым и
кривым участкам пути. Известно, что на величину этих сил оказывают
влияние характеристики поперечных связей кузова с тележками и тележек
с колесными парами. Исследования, проведенные во ВНИТИ, показали,
что хорошие ходовые качества имеют конструкции, в которых обеспечена
поперечная связь кузова с тележками без начальной возвращающей силы.
При этом жесткость на первой половине возможного смещения должна быть
невысокой, а на второй половине — такой, чтобы при полном смещении
возвращающая сила была достаточной для исключения соударения кузова
и тележек.
Сравнительные динамические испытания тепловозов с гибкой попереч-
ной связью кузова и тележки в оптимальном исполнении (тепловоз ТЭ109
и др.) и с жесткой шкворневой связью (тепловоз 2ТЭ10Л и др.) показали,
что силы, возникающие в раме, и поперечные ускорения кузова тепловоза
с гибкой связью при движении по прямым участкам пути в 2—3 раза ниже,
чем тепловоза с жесткой связью, а при движении в кривых — также ниже,
но в 1,33—1,6 раза [68].
Силы, возникающие при взаимодействии колеса и рельса, в основном
зависят от следующих принципиальных конструктивных особенностей
экипажной части: типа тепловоза; колесной базы; связей кузова с тележкой
и тележки с колесной парой; системы рессорного подвешивания и подвеши-
вания тяговых двигателей; величин зазоров в колее и неподрессоренного
веса и др. Для каждого конкретного экипажа эти силы определяют при
расчете динамического вписывания локомотива в кривые участки пути и
при движении по прямым [72].
Главным фактором, определяющим указанное примущество по динами-
ческим показателям в горизонтальной плоскости, является наличие гибкой
поперечной связи кузова с тележками. Примененные на современных локо-
мотивах конструкции роликовых опорно-возвращающих устройств в соче-
тании с упругим шкворнем (тепловозы ТЭ109, 130 и 2ТЭ116), люлечных под-
весок или элементов, их заменяющих (тепловозы ТЭП60, ТЭП70), а также
возвращающих устройств в виде пружин или резино-металлических блоков
z25
обеспечивают заданную характеристику возвращающей силы для первой
половины перемещения эквивалентной динамической модели в виде маят-
ника длиной 500—600 мм.
§60. ТЯГОВЫЙ ПРИВОД И ПОДВЕШИВАНИЕ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ
Тяговые передачи выполняют с индивидуальным и групповым приводами
колесных пар. При групповом приводе от одного электродвигателя пере-
дается вращение одновременно двум или трем колесным парам. В этом слу-
чае двигатель и редуктор монтируют на раме тележки, а вращение от дви-
гателя колесным парам передается через редуктор при помощи эластичных
муфт и полого вала. Групповой привод обладает преимуществами, заключаю-
щимися в значительном снижении общего веса тяговых двигателей и улучше-
нии использования сцепного веса тепловоза. Групповой привод в отечествен-
ном локомотивостроении не получил широкого применения из-за сложности
конструкции.
В современном тепловозостроении широко применяют индивидуальный
привод колесных пар через односторонний цилиндрический тяговый редук-
тор при следующих способах подвешивания тягового электродвигателя:
опорно-осевом; опорно-центровом; опорно-рамном.
На тепловозах ТЭЗ, 2ТЭ10Л, ТЭП10, ТЭ7, М62 и 130 осуществлен
индивидуальный привод с опорно-осевым подвешиванием и односторонним
тяговым редуктором (рис. 237). Тяговый двигатель 2 через моторно-осевые
подшипники 5 опирается на ось колесной пары, а через упругую пружинную
опору 1 — на раму тележки. Крутящий момент передается зубчатым коле-
сом 4, жестко насаженным на ось колесной пары, и шестерней 3, укреплен-
ной на валу якоря тягового электродвигателя. Приняты следующие переда-
точные числа i и модули т редуктора: для грузовых тепловозов ТЭЗ и 130
число i = 75/17 = 4,41, модуль т = 10; для тепловозов 2ТЭ10Л и М62
число i = 68/15 = 4,53, модуль т = 11; для пассажирского тепловоза ТЭ7
число i = 66/26 = 2,54, модуль m = 11, для ТЭП10 число i = 63/20 = 3,15,
модуль zn = 11. Колесные пары этих тепловозов оборудованы двигателями
ЭД-107А и ЭД118А, обеспечивающими межцентровое расстояние А =
= 468,8 мм. Могорно-осевые подшипники смазываются при помощи шерстя-
ной подбивки или специального польстерного устройства с хлопчатобумаж-
ным фитилем.
Зубчатая передача при опорно-осевом подвешивании двигателя рабо-
тает в тяжелых условиях, обусловленных переменным режимом работы
и высокими ускорениями. Ухудшению условий работы способствуют дефор-
мация оси и вала якоря при консольном креплении шестерни, а также пе-
рекос остова двигателя относительно оси из-за зазоров в моторно-осевых
подшипниках. Перекос зубчатых колес приводит к неравномерному распре-
делению нагрузки по длине зуба и к чрезмерной концентрации напряжений
в отдельных точках. Некоторая компенсация этих недостатков достигается
благодаря скосу правого профиля зубьев ведущей шестерни на тепловозе ТЭЗ
(если смотреть на торец зуба со стороны большого диаметра конуса). Тол-
щина зуба уменьшена в направлении к двигателю на 0,16—0,22 мм.
Повышения долговечности работы зубчатых колес и снижения воздей-
ствия пути на зубчатую передачу при опорно-осевом подвешивании можно
достигнуть применением упругого соединения венца ведомого зубчатого
колеса с его ступицей. Ворошиловградским тепловозостроительным заводом
совместно с ВНИТИ и МИИТом разработано упругое зубчатое колесо,
которым оборудованы колесные пары серийного тепловоза 2ТЭ116.
426
Рис. 237. Опорно-осевой привод тепловоза
2ТЭ10Л:
1 — опора двигателя; 2 — двигатель; 3 — шестерня
ведущая; 4 — зубчатое колесо; 5 — осевой под-
шипник
Колесо (рис. 238) состоит из сту-
пицы 7, напрессованной на ось колес-
ной пары. Венец 4 соединен со ступи-
цей при помощи двух торцовых флан-
цев 2 и шестнадцати резино-металличе-
ских блоков, равномерно расположен-
ных по окружности. Фланцы прикреп-
лены к ступице зубчатого колеса бол-
тами 7. Колесо скомплектовано с ре-
зино-металлическими блоками двух
типов: тройные блоки 3 меньшей
жесткости состоят из трех резиновых
втулок, установленных на одну общую
втулку, а двойные блоки 9 большей
жесткости имеют только две резиновых
втулки. В каждое колесо установлено
восемь тройных и восемь двойных
блоков. Блоки вставлены в цилиндри-
ческие отверстия торцовых фланцев и
диска зубчатого венца и фиксированы
от осевого смещения стопорными
пружинными кольцами 5 и кольце-
выми дисками 6. Тройные мягкие
блоки установлены без зазоров, а у
более жесткого двойного блока между
средней втулкой и отверстием диска
венца имеется зазор а.
При передаче крутящего момента
в работу включаются сначала более
мягкие тройные блоки, а затем, когда будет выбран зазор, — более жесткие.
Это обеспечивает нелинейную тангенциальную характеристику упругого
перемещения венца относительно ступицы, способствующую улучшению
антивибрационных показателей тяговой передачи. Регулировать упругую
характеристику можно различным количественным сочетанием жестких и
эластичных блоков. Центровка венца относительно ступицы обеспечена
установкой коротких бочкообразных роликов S. Благодаря бочко-
образности роликов и наличию боковых зазоров между диском венца
и торцовыми фланцами, венец может самоустанавливаться, обеспечивая
равномерное прилегание поверхностей зубьев сопрягаемых шестерен при
перекосе.
Эффективность упругой установки зубчатого венца была проверена
в опытной эксплуатации на тепловозе 2ТЭ10Л в условиях пониженных
температур. По сравнению с серийным приводом динамические нагрузки
в тяговой передаче с упругим венцом удалось снизить в 2 раза и более,
а коэффициент концентрации удельной нагрузки в результате улучшенного
прилегания сопряженных поверхностей зубьев — в 6 раз и более.
427
Значительным недостатком опорно-осевого подвешивания двигателей
является повышенное динамическое воздействие на путь, поскольку часть
веса двигателей неподрессорена. Уменьшение динамического воздействия
на путь неподрессоренной части веса двигателя достигается применением
опорно-центрового подвешивания, при котором тяговый двигатель через
упругие элементы опирается на колесные центры, а через упругую опору —
на раму тележки. При такой конструкции крутящий момент от двигателя
передается зубчатому колесу, жестко укрепленному на полом валу привода.
От полого вала крутящий момент через упругие элементы, соединенные
с центрами колес, передается на ось колесной пары. Преимущество опорно-
центрового подвешивания по сравнению с опорно-осевым состоит в том,
что тяговый двигатель, соединенный с колесной парой упругими элементами,
защищен от жесткого воспринятия вибраций, передающихся от колесной
пары. Опорно-центровой привод (рис. 239) нашел применение в приводах
зарубежных тепловозов (Франция и ГДР).
Наименьшего воздействия на путь от веса колесно-моторного блока
можно добиться при опорно-рамном подвешивании, когда тяговый двига-
тель закреплен на раме тележки, т. е. полностью подрессорен. В этом случае
крутящий момент передается при помощи дополнительного шарнирно-ры-
чажного устройства или упругих муфт, размещенных между валом якоря
и шестерней или между зубчатым колесом и колесной парой. Преимущество
опорно-рамного подвешивания заключается в том, что тяговый двигатель
защищен от вибраций рессорным подвешиванием тележки, а также в значи-
тельном снижении неподрессоренного веса тепловоза. Однако опорно-рам-
ный привод имеет более сложную конструкцию. Поэтому грузовые тепловозы
с конструкционными скоростями, не превышающими 120 км/ч, имеют опорно-
осевое подвешивание двигателей, а пассажирские — с большими конструк-
428
ционными скоростями — опорно-рамное подвешивание. Существует не-
сколько схем передачи крутящего момента от двигателя колесной паре,
некоторые из них приведены в табл. 38.
Индивидуальную тяговую передачу с опорно-рамным подвешиванием
двигателя имеют пассажирские тепловозы ТЭП60, ТЭП70 и 140. На тепло-
возе ТЭП60 передача крутящего момента осуществлена при помощи двух
эластичных муфт и полого вала, на котором жестко установлена ведомая
шестерня. Полый вал вращается в подшипниках, расположенных в остове
двигателя, опирающегося в трех точках на раму тележки. Передаточное
число редуктора i = 72/31 = 2,32 при модуле т = 10 и межцентровом
расстоянии А = 520 мм. Конструкция привода аналогична шарнирно-
рычажной передаче фирмы Альстом (табл. 38, схема 6).
Тяговый привод тепловозов 140 и ТЭП70 выполнен по одинаковой схеме
(табл. 38, схема 10). Отличие приводов тепловозов 140 и ТЭП70 состоит
в конструкциях упругих муфт. Привод тепловоза 140 состоит из установлен-
ной на валу тягового двигателя ведущей шестерни 2 (рис. 240), находящейся
в зацеплении с зубчатым колесом 3, свободно вращающимся в подшипниках
качения. Эти подшипники смонтированы на опоре 6 остова двигателя. Под-
шипниковый узел 5 собран из двух роликоподшипников и одного шарикопод-
шипника. Внутри опоры проходит полый вал 7, выполненный из тонкостен-
ной трубы, к концам которого приварены фланцы 4 и 3. При помощи флан-
цев и упругих муфт 9 полый вал соединен с ведомым зубчатым колесом и
колесным центром.
Таким образом, полый вал соединен одним концом с подрессоренными
деталями (ведомым зубчатым колесом), а другим — с неподрессоренными
Рис. 239. Опорно-центровое подвешивание тягового двигателя:
а — тепловоза 68000 (Франция); б — электровоза Е11 (ФРГ)
429
Таблица 38
Опорно -осевое подвешивание двигателя
О порно-рамное подвешивание двигателя
С упругим звеном между полым
валом и колесной парой
„Вестингауз"
С шарнирно-рычажными
механизмами
„Альстом"
С упругим звеном
в зубчатом колесе редуктора
„ Винтертур”
С карданны м валом
в полом якоре
„Броун- Бовер",, Сешером”
Продолжение табл. 38
Групповые привадь/
Рис. 240. Опорно-рамный привод тепло-
воза 140:
1 — двигатель; 2 — шестерня ведущая; 3 —
зубчатое колесо; 4 и 8 — фланцы полого-
вала; 5 — подшипниковый узел; 6 — опора
подшипникового узла ведомого зубчатого
колеса; 7 — полый вал; 9 — упругая муфта-
(колесной парой). Упругая муфта,
выполнена из четырех полуколь-
цевых упругих элементов, соеди-
ненных фланцами и болтами..
Упругие элементы в достаточных
пределах допускают относитель-
ные перемещения колесной пары
и ведомого зубчатого колеса в
радиальном, осевом и тангенци-
альном направлениях, обеспечи-
вая в то же время необходимую
жесткость. Передаточное число
тягового редуктора i = 72/27 = 2,66
при модуле /тг = 10 и межцент-
ровом расстоянии А = 502 мм.
Зубчатая пара выполнена с поло-
жительной угловой коррекцией,,
зубья шестерни имеют скосы по
высоте. Упругая муфта тепловоза
ТЭП70 рычажного типа имеет
упругие резино-металлические
шарниры, которые взаимозаме-
няемы с шарнирами привода теп-
ловоза ТЭП60.
В связи с тяжелыми условия-
ми работы шестерен и зубчатых
колес их изготовляют из легированной стали. Ведущую шестерню изго-
товляют из хромоникелевой стали 12Х2Н4А или 20Х2Н4А (ГОСТ 4543—71),
зубчатое ведомое колесо — из стали 45ХН (ГОСТ 4543—71). Необходимой
вязкости центров зубьев и твердости поверхностей достигают термообра-
боткой и цементацией поверхности зубьев с последующей закалкой.
Твердость металла: шестерен НВ 326, зубчатого колеса НВ 285. Твер-
дость поверхности зубьев шестерни HRC 59, зубчатого колеса HRC^ 56.
Глубина цементации шестерни и колеса равна 1,6 мм.
Выбор геометрических параметров и характеристик тягового редуктора
изложен ранее (см. гл. IV). Расчет на прочность является поверочным.
Контактную прочность рабочих поверхностей зубьев и их прочность на из-
гиб определяют по методике, изложенной во многих источниках [79 и др. 1.
§61. ТЕЛЕЖКИ ЗАРУБЕЖНЫХ ТЕПЛОВОЗОВ
Решающее влияние на конструкцию тележек оказывают условия экс-
плуатации на жел. дор. (тип и состояние верхнего строения пути, скорости
движения, веса поездов, план и профиль пути и др.) и возможности локо-
мотивостроительной промышленности.
432
В США, где на жел. дор. преобладает грузовое движение, в основном]
применяют рельсы тяжелого типа, уложенные на щебеночном балласте.
Веса поездов здесь очень большие (до 20 000 тс), а скорости сравнительно
невысокие (до ПО км/ч), поэтому локомотивы строят с очень высокой на-
грузкой от оси на рельсы (25—30 тс), приспосабливая их для вождения
тяжелых поездов. Высокие нагрузки от оси на рельсы допускают применение
тележек с литыми рамами, челюстными буксовыми узлами и индивидуаль-
ной моторно-осевой подвеской тяговых двигателей. Применяют двух-, трех-
и четырехосные тележки с двухступенчатым рессорным подвешиванием,,
состоящим преимущественно из пружин. В большинстве случаев тележки
унифицированы для тепловозов нескольких типов.
Четырехосная тележка тепловоза U50, состоящая из двух сдвоенных
двухосных тележек, показана на рис. 241. Каждая двухосная тележка
имеет низко опущенные балансиры, опирающиеся на челюстные буксы.
Нагрузка от рамы тележки передается на балансиры через четыре комплекта:
цилиндрических пружин, каждый из которых состоит из трех пружин.
Параллельно пружинам установлены гасители. Эта группа пружин состав-
ляет первую ступень рессорного подвешивания, а во вторую ступень входит
люлька, опирающаяся на два комплекта листовых рессор. Каждый комплект
состоит из трех эллиптических рессор. Листовые рессоры установлены на
подрессорной балке, которая на четырех подвесках прикреплена к раме
тележки.
Сила тяги от рамы тележки на шкворневую люлечную балку передается
через специально предусмотренные упоры. Каждая пара тележек объединена
устанавливаемой на их люльки общей литой рамой. На конце рамы смонти-
рована автосцепка. Сила тяги от двухосных тележек на объединяющую-
балку передается при помощи шкворней. Сила тяги от промежуточной,
(объединяющей) балки к кузову передается также при помощи шкворня,
несколько сдвинутого к центру тепловоза. Вертикальные силы от кузова на
промежуточную раму передаются через шкворневую пяту, а от промежуточ-
ной рамы на двухосные тележки — через шкворни, установленные на шквор-
невой балке. Для предохранения от опрокидывания на промежуточной раме
предусмотрены специальные упоры.
Рис. 241. Тележка тепловоза U50
28 П/р. Панова
433
Рис. 242. Тележка тепловоза ДД-40Х
Буксы тележки челюстного типа с роликовыми подшипниками, рабо-
тающими на консистентной смазке. Диаметр шейки оси 165 мм. Буксовые
накладки изготовляют из марганцовистой стали. Колеса стальные, цельно-
катаные диаметром 1016 мм.
Конструкция тележки обеспечивает прохождение кривых малого ра-
диуса. Тележка может свободно преодолевать вертикальные неровности
пути без значительного перераспределения нагрузок по осям [163]. На
рис. 242 показана четырехосная тележка тепловоза ДД-40Х. Все четыре
оси тележки укреплены в жесткой стальной литой раме. Тяговые двигатели
имеют опорно-осевое подвешивание и одностороннее расположение (носиками
к центру тепловоза). Подвешивание тепловоза двухступенчатое. Буксовое
подвешивание индивидуальное несбалансированное состоит из двойных
комплектов цилиндрических пружин, нагружаемых в вертикальной пло-
скости. Вторичное подвешивание — люлечное. Люлечная балка опирается
на два упругих комплекта, каждый из которых состоит из трех цилиндри-
ческих пружин. Поперечное перемещение люлечной балки происходит
в результате упругой поперечной деформации этих пружин, одновременно
выполняющих роль возвращающих устройств. Такое подвешивание позво-
ляет исключить люлечные подвески. В систему подвешивания включены
фрикционные демпферы вертикальных и горизонтальных колебаний. Та-
кими же тележками оборудованы тепловозы ДД35 повышенной мощности.
На жел. дор. Западной Европы верхнее строение пути более слабое и
допускает сравнительно небольшие нагрузки от осей на рельсы (до 21 тс).
Веса поездов небольшие (800—1500 тс), но имеет место значительная частота
движения и повышенные скорости (до 120—160 км/ч). Локомотивы чаще
всего бывают предназначены для смешанной службы. Стремление к лучшему
использованию мощности локомотива привело французские фирмы к приме-
нению группового привода, устройств передачи силы тяги от тележек к ку-
зову и буксового подвешивания, препятствующих перераспределению нагру-
зок между осями.
Примером может служить тепловоз 68000, в котором сила тяги пере-
дается от тележки к кузову при помощи наклонных тяг (рис. 243), вершина
угла наклона которых находится на уровне головки рельса. Шкворень 3
свободно перемещается вдоль вертикальной оси в направляющей втулке 1
поперечной балки рамы тележки и своей верхней цапфой 2 входит в отвер-
стие надрессорной балки, передавая усилие через эластичную втулку. Узел
нижней опоры шкворня соединен с рамой тележки цоколем 5 и поводками 4,
а с кузовом — рычагами S, упругими тягами 9, двумя парами горизонталь-
ных тяг 6 и регулируемой подвижной опорой 7. Горизонтальные тяги, рабо-
тая поочередно в зависимости от направления движения, передают силу
тяги от тележки к кузову одновременно с верхней опорой, соединяющей
434
Рис. 243. Устройство передачи силы тяги тепловоза 68000:
1 — направляющая втулка; 2 — цапфа шкворня; 3 — шкворень; 4 — поводки; 5 — тяговый цоколь;
6 — горизонтальные тяги; 7 — подвижная регулируемая опора; 8 — рычаги; 9 — упругие тяги
надрессорную балку с кузовом. Эта система допускает свободный поворот
тележки вокруг вертикальной оси и препятствует перераспределению на-
грузки движущих осей при трогании тепловоза с места.
Конструкция подвешивания средних колесных пар позволяет перерас-
пределять нагрузки от колесных пар на рельсы при помощи специального
регулируемого рессорного подвешивания (рис. 244), которое в режиме
движения (от трогания с места до минимальной длительной скорости) обес-
Рис. 244. Регулируемое рессорное подвешивание средней поддерживающей оси тепловоза
68000:
1 — поршень; 2 — впуск воздуха: 3 и 4 — пружины; 5 — натяжной стержень; 6 и 9 — подвижная
опора; 7 — съемная регулируемая прокладка (из двух частей; 8 — балансир
28*
435-
Рис. 245. Тележка тепловоза ВВ-ВВ300
печивает разгрузку средней колесной пары на 4 тс и выравнивание нагрузки
на крайние колесные пары (на 2 тс). Этим достигается увеличение сцепного
веса тепловоза. При достижении скорости, соответствующей силе тяги
тепловоза, равной 18 тс, это устройство автоматически отключается.
Для предохранения тяговых двигателей от динамических нагрузок
используют опорно-рамное подвешивание тяговых двигателей и эластичный
привод колесных пар. Широко применяют резино-металлические опоры при
соединении кузова и тележки. Такие опоры обеспечивают вертикальные и
поперечные перемещения кузова и тележки, а также перемещения при
повороте тележек во время прохождения локомотивом кривых участков
пути. Опирание кузова на тележки через многослойные резиновые эле-
менты обеспечивает необходимые характеристики маятникового подвеши-
вания. Этот тип подвешивания, длительное время испытывавшийся на локо-
мотивах, характеризуется отсутствием изнашивающихся деталей и уменьше-
нием усилий при прохождении кривых малого радиуса.
Фирмы СЕМТ и CAFL создали восьмиосный тепловоз ВВ-ВВ300 для
колеи 1067 мм, мощностью 3600 л. с. Особенностью этого тепловоза является
экипаж, который состоит из четырех двухосных одномоторных тележек,
попарно соединенных промежуточными рамами (рис. 245). Подобная кон-
струкция экипажа обеспечивает реализацию высокой мощности при низких
нагрузках от оси на рельсы и хорошее вписывание тепловоза в кривые
малого радиуса (7? = 50 м).
Заслуживает внимания оригинальная конструкция одномоторной трех-
осной тележки тепловоза СС72000 (рис. 246), созданная на базе ранее по-
строенных и проверенных в эксплуатации тележек тепловозов ВВ69000
и СС70000. Достигнута высокая унификация и взаимозаменяемость деталей
этой тележки и тележек тепловозов ВВ69000 и СС70000, а также тележек
электровозов. У тележки тепловоза СС72000 корпус моторно-осевой пере-
дачи является несущей частью рамы. Тяговый двигатель расположен сверху
рамы. Над одним из промежуточных колес редуктора установлен корпус
коробки передач.
Редуктор коробки передач двухрежимный, состоящий из двух пар зуб-
чатых колес с различными передаточными отношениями; зубчатые пары
436
могут быть переключены на стоянке при помощи пневмоцилиндра. Таким
образом, обеспечивается два тяговых режима тепловоза. Тележки с пере-
ключаемым двухрежимным редуктором работают на жел. дор.- Франции
с пассажирскими поездами весом 450 тс и грузовыми поездами весом 1500 тс.
Низшая ступень тягового редуктора тепловоза обеспечивает максимальную
скорость 85 км/ч и силу тяги при трогании 37 тс, а высшая ступень — мак-
симальную скорость 140 км/ч и силу тяги при трогании 21 тс.
От тягового двигателя к коробке передач момент передается через
эластичную муфту, установленную между коробкой передач и картером
двигателя. От коробки передач колесной паре момент передается через зуб-
чатое колесо, установленное на полом валу, который размещен в корпусе
моторно-осевой передачи в подшипниках с разъемными вкладышами и съем-
ными крышками.
С колесной парой полый вал соединен через упругую муфту «Альстом».
Буксы с рамой тележки соединены поводками с резино-металлическими
шарнирами. Индивидуальное буксовое рессорное подвешивание состоит
из спиральных пружин, имеющих большой статический прогиб.
Вторичное рессорное подвешивание составляют многослойные резино-
металлические элементы — по два комплекта на каждую боковину тележки.
Блоки допускают поперечное перемещение тележки, равное 60 мм. Силы
тяги и тормозные усилия от тележки кузову передаются через наклонные
тяги.
Применение одномоторных тележек обеспечивает экономию в весе
примерно 3 тс для тепловоза мощностью 2000 кВт.
Английские фирмы строят тепловозы, тележки которых имеют индиви-
дуальный привод колесных пар с осевым подвешиванием тягового двига-
теля на моторно-осевых подшипниках качения. Тележки имеют литую раму
с челюстными буксовыми направляющими, буксы с роликовыми подшип-
никами и люлечное двухступенчатое рессорное подвешивание с витыми
цилиндрическими пружинами в первой и второй ступенях. Нагрузка от
кузова передается на раму тележки через шкворневую пяту литой люлеч-
кой балки. Тележки тепловозов оборудованы электродинамическим и пнев-
матическим тормозами. Примером может служить тележка тепловоза «Ке-
Рис. 246. Одномоторная тележка тепловоза СС72000
437
стрел» — трехосная, шкворневая, с литой рамой и люлечным подвешива-
нием (рис. 247).
Вес кузова передается на люлечную балку через шкворневую
пяту люльки с развитой опорной поверхностью. Через нее же передаются
силы тяги и тормозные усилия от тележки кузову. Люлечная балка опи-
рается на четыре комплекта двойных пружин, установленных на подрессор-
ной балке, подвешенной на подвесках к раме тележки. Параллельно пру-
жинам люльки расположены гидравлические гасители колебаний. Люлеч-
ная и подрессорные балки — стальные литые. Надрессорная балка имеет
четыре упругих ограничителя, расположенных по одному на каждом ее
углу, для смягчения ударов при колебаниях надрессорного строения. В соот-
ветствующих местах на раме кузова имеются поверхности, снабженные пла-
стинами из марганцовистой стали. Люлька допускает поперечное переме-
щение до 95 мм. От жесткого удара при максимальном перемещении люлька
предохранена упругими резиновыми ограничителями.
Цельнолитая рама тележки опирается на буксы через четыре
пары пружин, установленных на продольных балансирах. Все спираль-
ные пружины изготовляют из кремниево-марганцовистого шлифованого
прутка.
Колеса имеют бандажи и цельнокатаные стальные диски. Буксы челюст-
ного типа со сменными наличниками из марганцовистой стали. Буксовые
шейки крайних осей тележки оборудованы сферическими подшипниками,
а средней оси — двойными цилиндрическими роликоподшипниками. Смазка
буксовых узлов — консистентная.
Тяговый двигатель с опорно-осевым подвешиванием опирается на колес-
ную пару через полый вал и моторно-осевые сферические и цилиндрические
подшипники качения. Подвеска двигателя маятникового типа с упругими
резиновыми шарнирами. От смещения тягового двигателя относительно
средней оси в поперечном направлении предусмотрен демпфер «Армстронг»,
который прикреплен к раме тележки и соединен через рычажный механизм
с верхним кронштейном тягового двигателя. Привод колесной пары осуще-
ствлен через осевой редуктор, ведомая шестерня которого имеет упругое
крепление венца.
Тележка «Кестрел» имеет электродинамический и пневматический тор-
моза с двусторонним нажатием колодок. Каждая тележка оборудована че-
тырьмя тормозными цилиндрами со встроенным автоматическим регуля-
тором зазоров. Рычажная передача также предусматривает ручное регули-
рование. Ручной тормоз приводится в действие из любой кабины машиниста
и через гидравлическую систему, в свою очередь, приводит в действие тор-
моза на всех колесах ближней к кабине тележки. На каждой тележке уста-
новлены четыре песочницы. Песок подается под передние по направлению
движения колеса.
Для обеспечения равенства нагрузок по осям тележка оборудована
пневматическим догружателем, установленным на внутреннем рамном
брусе. Это устройство приводится в действие машинистом, и его применяют
при трогании с места и в особо трудных условиях.
Технические характеристики тележек некоторых зарубежных теплово-
зов приведены в табл. 39. Общим в конструкции этих тележек является
увеличение статического прогиба рессорного подвешивания и уменьшение
собственной частоты вертикальных колебаний, введение упругих элементов,
обеспечивающих упругое перемещение кузова относительно тележки и
применение в системе подвешивания витых пружин.
438
ььги
Рис. 247. Тележка тепловоза «Кестрел»
Наименование Тепловоз
Дженерал Электрик (США) Электро-мотив (США) Алко (США)
U25C U 50 GP-35 ДД-35 ДД-40Х Сенчури 636 Сенчури 855
Назначение тепловоза Осевая формула .... Со-Со В-В-В-В I В0-Во "рузовой До "До До-До Со-Со В-В-В-В
Мощность, л. с 2500 5000 2500 5000 6600 3600 5500
Конструкционная ско- рость, км/ч Нагрузка от оси на рель- сы, тс Сцепной вес тепловоза, тс 112 112 113,5 113,5 145 113 112
25,2 31,5 27,5 27,7 31,75 30,0 30,0
151,5 252 110 221 254 180 239
Сила тяги длительного режима, кгс 36 000 48 100 23 200 46 600 44 258 41 000 48 100
Скорость при силе тяги длительного режима, км/ч 14,4 23,5 19,2 19,2 18,1 20 26,6 |
Коэффициент тяги . . . 0,237 0,19 0,211 0,211 0,174 0,228 0,201 I
Диаметр колеса, мм . . 1016 1016 1016 1016 1016 1016 1016 1
Передаточное отношение тягового редуктора . . . 74 : 18 74 : 18 62 : 15 62 : 15 62 : 15 74 : 18 74 : 18
База тележки (жесткая), мм 3962 2844 2743 5210 5210 3810 2844 1
Минимальный радиус кривой вписывания, м 83,0 83,5 45,8 90,0 90,0 83 83,5
* В знаменателе даны параметры для пассажирского исполнения тепловоза.
** В скобках дан диаметр колеса необмоторенной оси или нагрузка на рельс.
*** В скобках дан размер базы двухосной тележки.
Эксплуатационные качества тележек улучшают благодаря исключению
лишних шарниров и других изнашивающихся частей. Широко применяют
упругое соединение при помощи резины, в частности в подвешивании теле-
жек и тяговых двигателей. Большое внимание уделяется унификации те-
лежек.
§ 62. ТОРМОЗНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТЕЛЕЖЕК И ЕГО РАСЧЕТ
Все тележки тепловозов имеют пневматическое и ручное торможение.
Тормозное оборудование тележек состоит из тормозных цилиндров (двух,
четырех или шести на каждую тележку), рычажной передачи и тормозных
колодок. Источником энергии для торможения является давление сжатого
воздуха на поршни тормозных цилиндров.
Назначение и классификация рычажных передач. Тормозные рычажные
передачи служат для передачи силы давления сжатого воздуха, приложен-
ной к поршню тормозного цилиндра, или усилия, прикладываемого чело-
веком к рукоятке привода ручного тормоза, при помощи системы рычагов
и тормозных колодок на колеса тепловоза.
440
Таблица 39
..рмы
Альстом (Франция) СЕМТ и CAFL (Франция) Инглиш Электрик (Англия) Браш (Англия)
ВВ69000 СС700Э0* СС72000* 68000 вв-ввзоо Дельтик «Кестрел»
В-В Грузо-пас С-С сажирский С-С А-1-А- Грузовой в+в-в+в Пассаж Со-Со ирский Cq-Cq
4120—4800 4800 3600 А-1-А 3000 3600 3300 4000
147 105/140 85/160 130 80 160 176
21 19 19 20(13)** 16,2 16,5 21
84 114 114 106 130 99,0 126
22 500 18 000/13 500 22 500/14 250 17 900 35 000 15 900 18 700
42 59/78,5 34,5/55,8 34,5 19 52 45
0,268 0,158/0,118 0,197/0,125 0,169 0,269 0,161 0,148
1250 1100 1140 1250 (950)** 1000 1092 1092
Г рупповой npi [ВОД 75 : 17 Групповой — —
2400 3216 3216 3000 привод 4600 4120 4547
— — — — (1600) *** 50 80 70,5
По принципу действия рычажные передачи делят на односторонние
и двусторонние. Односторонние обеспечивают передачу тормозного уси-
лия только на одну сторону колеса, двусторонние — на обе стороны. Одно-
сторонние передачи просты по конструкции, имеют сравнительно небольшой
вес и обеспечивают хороший доступ для осмотра и ремонта экипажной части.
Однако эти передачи обладают следующими существенными недостатками:
при торможении на ось колесной пары действует дополнительный крутящий
момент от нажатия тормозных колодок на колесо; большое давление на тор-
мозные колодки приводит к снижению коэффициента трения между колодкой
и колесом и к повышенному износу колодок. Эти передачи применяют на
тепловозах ТЭЗ, 2ТЭ10Л, ТЭМ2 и др. Опыт отечественного и зарубежного
локомотивостроения показывает, что односторонние передачи целесообраз-
нее применять в случае установки на них композиционных колодок с вы-
соким коэффициентом трения (больше 0,2) при условии обеспечения допу-
стимых давлений на колодку.
Рычажные передачи с двусторонним расположением колодок применяют
на тепловозах ТЭП60, 2ТЭ116, 2ТЭ10Л (с бесчелюстными тележками). Эти
передачи не нагружают ось колесной пары дополнительным крутящим мо-
441
Рис. 248. Схема рычажной передачи тормоза
тепловоза 2ТЭ116:
1 — тормозной цилиндр; 2 — горизонтальный двупле-
чий рычаг; 3 — серьга; 4 — вертикальный двуплечий
рычаг; 5 — подвеска; 6 — башмак; 7 — колодка; 8 —
поперечная балка; 9 — регулировочная стяжка; Б —
точка приложения усилия от ручного тормоза
ментом, обеспечивают значительное повы-
шение коэффициента трения между колод-
ками и колесами (вследствие уменьше-
ния давления), обеспечивают больший
срок службы колодок, но более сложны по
конструкции, что затрудняет осмотр и
ремонт экипажной части тепловоза.
Устройство и принцип действия двусторонней рычажной передачи
поясняет схема, приведенная на рис. 248.
На тепловозах 2ТЭ1(1Л_ с челюстными тележками применяют рычажную
передачу одностороннего действиям (рис. 249), аналогичную применяемой
на тепловозах ТЭЗ и ТЭМ2. Недостаточная жесткость этой передачи в попе-
речном направлении не позволяет применить безгребневые секционные тор-
мозные колодки.
Рис. 249. Тормозное оборудование тележки тепловоза 2ТЭ10Л:
1 — регулировочная муфта; 2 — горизонтальный двуплечий рычаг с двумя отверстиями для’положе-
ний I и 1Ц а — точки приложения усилия от ручного тормоза
442
Рычажная передача приспособлена для установки на тепловозе компо-
зиционных колодок с более высокими, чем у чугунных, фрикционными
свойствами. В случае применения таких колодок заданный коэффициент
нажатия получают в результате перестановки валика горизонтального ры-
чага 2 из положения II в положение /, т. е. изменением передаточного
отношения рычажной передачи с 15,1 при чугунных колодках до 10,8 —
при композиционных. Зазоры между бандажом и колодками регулируют
при помощи регулировочных муфт 1. При ручном торможении усилие от
ручного тормоза прикладывается в точках а горизонтальных рычагов. На
тепловозах ТЭЗ и ТЭМ2"применяют композиционные и гребневые тормозные
колодки (ГОСТ 1597—58).
Рычажная передача тормоза пассажирского тепловоза ТЭП60 (рис. 250)
выполнена с двусторонним расположением тормозных колодок. На каждой
тележке тепловоза установлено по четыре тормозных цилиндра диаметром
254 мм. Каждый цилиндр приводит в действие три тормозные колодки.
Характерной особенностью этой рычажной передачи является возмож-
ность изменения передаточного отношения в зависимости от типа применяе-
мых тормозных колодок. При чугунных тормозных колодках ось вращения
вертикального рычага 1 устанавливают в нижнем его отверстии, а при компо-
зиционных — в верхнем. Передаточное отношение в первом случае равно 5,33,
а во втором 2,38. Действительные коэффициенты нажатия при чугунных
и композиционных колодках соответственно равны 0,6 и 0,27. На теплово-
зах ТЭП60 более поздних выпусков передаточное отношение при чугунных
колодках было увеличено до 5,77.
Рычажная передача тепловоза ТЭП60 имеет следующие недостатки:
малую жесткость в поперечном направлении, не позволяющую применять
безгребневые секционные колодки; высокую трудоемкость и сложность
регулировки; большой вес; невозможность эффективного применения проти-
воюзовых устройств, так как при юзе одного из колес необходимо обеспе-
чить отпуск сразу шести тормозных колодок.
Рычажная передача тормоза тепловоза 2ТЭ116 отличается от передач
тепловозов 2ТЭ10Л и ТЭП60 тем, что в ней каждое колесо обслуживается
Рис. 250. Схема рычажной передачи тормоза тепловоза ТЭП60:
1 — вертикальный двуплечий рычаг с двумя отверстиями
443
। - „ Рис. 251. Схемы действия сил на тор-
/Лх----мозящее колесо:
/ / \ л а — ПРИ Дисковом тормозе; б — при
’ / । )Д колодочном тормозе
4-------------
\ Z7 одним тормозным цилиндром
диаметром 203 мм, а переда-
1 точное отношение равно 4,81.
Вк Для предотвращения сползания
0) с поверхностей катания колес
безгребневых колодок приме-
нены поперечные стяжки, сое-
башмаков противоположных колес. В этой передаче
использованы секционные безгребневые чугунные колодки без твердых
вставок. В одном тормозном башмаке расположены две колодки.
Преимущество рычажной передачи состоит в том, что она имеет малое
передаточное отношение, обеспечивает устойчивую работу безгребневых
колодок, позволяет эффективно использовать противоюзовые устройства,
так как в случае юза каждая колесная пара может растормаживаться от-
дельно. К недостаткам этой передачи следует отнести отсутствие автомати-
ческого регулятора выхода штока, что повышает трудоемкость регулирования
зазоров между колодкой и колесом.
Расчет силы нажатия тормозных колодок (накладок). Одной из важ-
нейших задач при проектировании тормозной системы тепловоза является
обеспечение минимального тормозного пути при торможении с конструкцион-
ной скорости. Согласно техническим требованиям на вновь проектируемое
тормозное оборудование для подвижного состава жел. дор. СССР колеи 1520
(1524) мм тормозные средства тепловозов должны обеспечивать следующие
длины их тормозных путей: для грузовых тепловозов с конструкционной
скорости 100 км/ч — не более 800 м, а со скорости 120 км/ч — не более
1200 м; для пассажирских тепловозов с конструкционной скорости
140 км/ч — не более 1000 м, а со скорости 160 км/ч — не более 1200 м [33].
Для правильного выбора максимальных нажатий фрикционных тор-
мозных средств, обеспечивающих безъюзовое торможение в нормальных
эксплуатационных условиях, эти средства рассчитывают по условиям сцеп-
ления колес с рельсами [56, 63]. На рис. 251 приведены схемы действия сил
на заторможенное колесо при воздействии силы тормозного нажатия К
на специальный диск радиусом г (при дисковом тормозе) и на поверхность
катания колеса радиусом R (при колодочном тормозе).
Во время прижатия колодок к колесу или накладок к тормозному бара-
бану возникает сила трения Вк = ^(pк. При этом тормозной момент, дей-
ствующий на колесную пару,
Л4т = 2/Ссркг,
где фк — коэффициент трения тормозной колодки (накладки).
Тормозной момент, создаваемый внутренней по отношению ко всему
экипажу силой, не может непосредственно выполнить его торможение, так
как для этого необходимо приложение внешней силы. Тормозной момент Л4Т
при нормальном вращении колесной пары уравновешивается моментом BTR*
где Вт — реакция, возникающая в точке касания колеса с рельсом, нагру-
женным силой Р, которая и является тормозным усилием.
444
Рис. 252. Значение функции (р (и) для различного
подвижного состава:
1 _ грузовые вагоны; 2 — локомотивы; 3 — пассажирские
и изотермические вагоны, вагоны электро- и дизель-поезда
Из равенства моментов для дискового
тормоза имеем Вт = 2Kq«r!R. Для колодоч-
ного тормоза (при г = R) получим Вт = Вк.
Для обеспечения безъюзового торможе-
ния колесной пары, тормозная сила Вт не
должна превышать максимально возможную
силу сцепления колес с рельсами, т. е.
применительно к колодочному тормозу и при учете инерции вращающихся
масс должно быть обеспечено соотношение
Е /C<PkR 2A|)RAb£h + ©' Zj
(122)
где 2 К — суммарная сила нажатия всех колодок (накладок) на одну колес-
ную пару; R — радиус колеса; Р — нагрузка от колесной пары на рельсы;
ф — физический коэффициент сцепления колеса с рельсом; kB и kn — коэф-
фициенты, учитывающие разгрузку колесной пары от действия соответ-
ственно вертикальных динамических сил и сил инерции; со' — угловое
замедление вращения колесной пары; J — сумма произведений полярных
моментов инерции колесной пары и сопряженных с нею масс на квадрат
соотношения угловых скоростей вращения этих масс и колесной пары.
Точно учесть изменение коэффициента сцепления в зависимости от раз-
личных факторов затруднительно, поэтому параметры тормозной системы
выбирают по величинам расчетных значений коэффициента сцепления колес
с рельсами, который обычно определяют экспериментально. Юз отсутствует,
если имеют место следующие статические равновесия моментов силы трения
и силы сцепления:
для колодочного тормоза Фк2К='фк2В;
для дискового тормоза <рк2 Кг = фк2Р7?,
где фк — расчетный коэффициент сцепления.
Если 2 KI2P = бк — коэффициент нажатия колодочного тормоза,
а — коэффициент нажатия дискового тормоза, то наибольшая,
величина коэффициента нажатия без юза для колодочного тормоза бк —
= Фк/фк, Для дискового 6д=^-4"*
M <Рк А
Из выражения (122) расчетный коэффициент сцепления
Фк = Ф^и + ^ S Л
т. е. зависит от физического коэффициента сцепления ф и динамических
свойств подвижного состава.
ЦНИИ МПС на основе проведенных исследований по определению
коэффициентов сцепления колес с рельсами рекомендует принимать рас-
четный коэффициент сцепления
фк = Ф(у)ф(7),
где ф (у) — функция скорости, определяемая по зависимостям рис. 252;
Ф (?) — функция осевой нагрузки, которая в зависимости от нагрузки
колесной пары на рельсы имеет следующие значения:
445
Нагрузка от колес-
ной пары на рель-
сы ........... 18 20 22 24 26
Функция осевой
нагрузки <р (q) 0,140 0,135 0,131 0,127 0,124
Значения расчетных коэффициентов сцепления и скоростей движения,
для которых проверяют отсутствие заклинивания колесных пар при макси-
мальных силах нажатия тормозных колодок, для локомотивов с различ-
ными осевыми нагрузками следующие:
Расчетная скорость, км/ч .......... 20 100
Функция ф (у) ................... 0,84 0,61
Расчетный коэффициент сцепления фк
при нагрузке от колесной пары на
рельс, равной
18 тс............................ 0,118 0,087
20 тс............................ 0,113 0,082
22 тс............................ 0,109 0,079
24 тс............................ 0,106 0,077
26 тс............................ 0,103 0,075
160
0,56
0,080
0,075
0,070
Максимально допустимые, по условиям сцепления колеса с рельсами,
нажатия на тормозную колодку (накладку) следующие:
тг п Фк Р
для дискового тормоза Ктах = аР —-----;
фк г
для колодочного тормоза Ктах = аР——,
фк
где а — коэффициент, учитывающий возможную разгрузку колесной пары
при торможении (для ориентировочных расчетов принимают а = 0,9).
Расчет допустимой величины нажатия К на колодку (накладку) вызы-
вает некоторые затруднения, так как одна из определяющих его величин срк
является функцией того же параметра К- В связи с этим на практике при-
меняют искусственные приемы. Часто исходя из имеющихся данных о фрик-
ционных свойствах намеченных к применению пар трения и требований
к тормозной эффективности подвижного состава, сначала ориентировочно
принимают соответствующие коэффициенты нажатия [63]. По предвари-
тельно выбранному значению 6 выполняют проверку на отсутствие юза при
минимально допустимых нагрузках на ось, определяя значения требуемых
для реализации заданной тормозной силы коэффициентов сцепления и сопо-
ставляя их с расчетными по следующим выражениям:
для колодочного тормоза фк = - <рк;
для дискового тормоза фк = фк.
В связи с изменениями параметров срк и фк в зависимости от скорости
это сравнение выполняют для всего диапазона скоростей движения тепло-
воза. Зависимости коэффициентов трения чугунных и некоторых компози-
ционных колодок и накладок дискового тормоза от скорости движения
и удельного давления исследовали многие авторы [29, 64, 170].
Используя полученные в ЦНИИ МПС расчетные коэффициенты сцеп-
ления колес с рельсами и коэффициенты трения колодок (накладок) для
тепловозов, полученные во ВНИТИ, а также установленную для них тор-
мозную эффективность, можно применять следующие апробированные
в эксплуатации значения коэффициентов тормозного нажатия.
446
При чугунных тормозных колодках:
б = 0,64-0,7 для грузовых тепловозов;
б = 0,7ч-0,8 для пассажирских тепловозов;
6 = 1,24-1,5 для пассажирских тепловозов со скоростным регулято-
ром (скорость движения выше 60 км/ч).
При композиционных колодках с коэффициентом трения <рк = 0,384-
4-0,25:
6 = 0,34-0,35 — для пассажирских тепловозов;
6 = 0,274-0,3 — для грузовых тепловозов.
При теплопроводных композиционных колодках с коэффициентом тре-
ния срк = 0,284-0,2:
6 = 0,374-0,4 — для пассажирских и грузовых тепловозов.
При тормозных накладках дискового тормоза из композиционных
материалов с коэффициентом трения срк = 0,324-0,37:
6 = 0,284-0,3 —для пассажирских и грузовых тепловозов.
Если при скорости движения тепловоза 100 км/ч выражение 6фк/фк рэ
0,85, то при полном торможении на тепловозах с колодочными тормо-
зами необходимо включать песочницы. При использовании дисковых тор-
мозов песочницы должны автоматически включаться, если 6<рк/фк 0,75.
В этом случае на тепловозе также необходимо устанавливать противогазо-
вые устройства или очистные тормозные колодки, расходующие приблизи-
тельно 30% тормозной мощности [56, 86]. Исходя из наибольшей силы на-
жатия, количества и размеров тормозных колодок, определяют давление
на тормозную колодку (накладку), которое не должно превышать 12 кгс/см2
для чугунных и 6 кгс/см2 для азбокаучуковых композиционных материалов
5-6-60, 6КВ-10, 8-1-66 и др. при скоростях движения до 180 км/ч и соот-
ветственно 12 и 5 кгс/см2 при скоростях, превышающих 180 км/ч. Для накла-
док дискового тормоза из азбокаучуковых композиционных материалов
6КВ-10, 5-6-60, 140-42-70 и др., исходя из результатов стендовых испыта-
ний, проведенных во ВНИТИ, для этих же диапазонов скоростей можно
рекомендовать давление соответственно до 5 и до 4 кгс/см2 [63]. Рекомен-
дации по давлениям на колодки (накладки) приведены на основе опыта
эксплуатации фрикционных тормозов.
Для повышения срока службы узлов трения фрикционных тормозов,
локомотивы дополнительно оборудуют электрическим (реостатным) или
гидродинамическим тормозами. В этом случае вес тепловоза увеличивается
из-за установки на нем дополнительного оборудования. Больше половины
тормозной мощности при всех тормозных режимах гасится в электрических
или гидродинамических тормозах, поэтому габаритные размеры тормозных
колодок могут быть уменьшены при одновременном увеличении давлений
примерно в 1,5—1,8 раза [88, 89, 102].
После выбора силы нажатия на колодки подбирают диаметр тормозного
цилиндра и передаточное число тормозной рычажной передачи. Действитель-
ная сила нажатия (тс) на тормозную колодку
гл 1 I ЭТб/ц г"1 ।
К = ^7100 (— № - - F3) ПТЬ
где — число колодок, приводимых в действие одним тормозным цилинд-
ром; б!ц — диаметр тормозного цилиндра, см; рц — расчетное давление
в тормозных цилиндрах, кгс/см2; т)ц — к. п. д. тормозного цилиндра; для
предварительных расчетов можно принимать т)ц = 0,98; F\ — усилие внут-
ренней отпускной пружины тормозного цилиндра при торможении, кгс;
447
Рис. 253. Схема установки авто-
регулятора с рычажным приводом:
1 — тяга; 2 и 4 — рычаги; 3 — тормоз-
ной цилиндр; 5 — опора рычага регу-
лятора; 6 — рычаг привода регуля-
тора; 7 — распорный стержень; 8 —
регулятор; 9 — упор регулятора при
стержневом приводе; 10 — стержень
для затяжки горизонтальных рычагов
цилиндра; — расстояние между
рычагом и корпусом регулятора; а, б,
с, d и е — плечи рычагов
У7 2 — усилие наружной отпускной пружины, передаваемое на шток тормоз-
ного цилиндра, кгс; F3 — усилие пружины автоматического регулятора,
передаваемое на шток тормозного цилиндра, кгс; п — передаточное число
рычажной передачи от одного тормозного цилиндра; т]п — к. п. д. рычаж-
ной передачи.
Усилие (кгс) внутренней отпускной пружины тормозного цилиндра
Т7! = Fn + Жх/щ, а усилие наружной отпускной пружины
\ “ш / иш
где FH — усилие предварительного натяга отпускной пружины, принимае-
мое по характеристике тормозного цилиндра, кгс; — жесткость отпуск-
ной пружины тормозного цилиндра, кгс/см; /ш — выход штока, см; ZH —
предварительный натяг наружной пружины, см; ан, аш — расстояние от
мертвой точки соответственно до пружины и до штока тормозного цилиндра,
•см; ж2 — жесткость наружной отпускной пружины, кгс/см.
Усилие (кгс) пружины регулятора с рычажным приводом
F, = (Fp + «p/p)(4-V-T£)’ <123»
где Fp — сила предварительного натяга пружины регулятора, кгс; жр —
жесткость пружины регулятора, кгс/см; /р — величина сжатия пружины
регулятора при торможении, см; a, b, с, d и е — размеры плеч горизонталь-
ного рычага и рычажного привода бескулисного регулятора (рис. 253).
Величина сжатия (см) пружины регулятора
, _ /ш + ^з Г ь . d-+-e / Ь — с с \ 1
4Р— 2 [ а "Г d \ а + b а )]’
где 13 — зазоры между колодкой и колесом при отпущенном тормозе, см.
При установке регулятора с рычажным приводом желательно соблю-
дать следующее условие соотношений плеч рычагов: а + b = d + е; а +
________________________________ Q
+ с = d. В этом случае /р =(/ш—nl3).
При стержневом приводе регулятора (показан штриховыми линиями)
рычаг 6 и распорный стержень 7 не устанавливают; силу Fp, передаваемую
на шток тормозного цилиндра, для этого случая можно рассчитать по выра-
жению (123) при с = 0.
448
Передаточное число рычажной передачи определяют по соотношениям
ведущих и ведомых плеч рычагов с учетом ее схемы и полагая
L К = Ршпх]п,
где Рш — усилие штока тормозного цилиндра, кгс; п — передаточное
число рычажной передачи; т]п — к. п. д. рычажной передачи.
Схему рычажной передачи, количество и диаметр тормозных цилиндров
для вновь строящихся тепловозов рекомендовано выбирать так, чтобы пере-
даточное число рычажной передачи было минимально возможным и не пре-
вышало 10. Это обеспечивает минимальное количество регулировок передачи
по мере износа колодок и минимальные размеры регулируемых звеньев.
На тепловозах ТЭП70 и 2ТЭ116 при чугунных колодках нашли широкое
применение рычажные передачи с одним цилиндром на каждое колесо, что
позволяет получить минимальное передаточное отношение.
Передача усилия от штока поршня цилиндра к колодкам всегда сопро-
вождается потерями на трение в шарнирах рычажной передачи, направляю-
щих и т. д. Отношение фактического нажатия на колодки к расчетному,
полученному без учета потерь в рычажной передаче, называют к. п. д.
передачи, или коэффициентом силовых потерь, который в основном зависит
от ее конструкции. Коэффициент силовых потерь обычно определяют опыт-
ным путем для каждого типа тепловозов. К. п. д. рычажных передач боль-
шинства локомотивов определены в ЦНИИ МПС, ВЭлНИИ и ВНИТИ [34].
При выполнении тормозных расчетов эти к. п. д. можно использовать в за-
висимости от схемы рычажной передачи.
При проектировании рычажной передачи и проверке максимальных сил
нажатия колодок необходимо учитывать возможные в практике эксплуатации
отклонения тормозных сил от расчетных вследствие изменения по мере
износа колодок угла [3 между подвеской и перпендикуляром к радиусу
колеса, проходящему через центр колодок. В односторонних (рис. 254)
рычажных передачах изменение силы нажатия на колодку, вызванное
наклоном подвесок на угол (3
±SAK = ^-sinP = BTtgfk
Для обеспечения минимального влияния износа колодок на суммарное
тормозное нажатие необходимо принимать длину подвесок равной не менее 0,8
радиуса колеса, а точки их подвеса выбирать так, чтобы при средних изно-
сах колодок и бандажей колес угол (3 оставался близким к прямому.
Регулирование рычажных передач. По мере износа тормозных колодок,
бандажей колес и деталей шарнирных соединений рычажной передачи увели-
чиваются зазоры между колодками и бан-
дажами. Это увеличивает выход штока
поршня тормозного цилиндра, повышает
расход воздуха при торможении, уменьшает
нажатие тормозных колодок и ухудшает
отпуск тормозов. Для сохранения заданной
Рис. 254. Схема взаимодействия сил при односто-
роннем торможении:
К — нажатие на колодку; ДК —изменение нажатия на
колодку, вызванное наклоном подвесок на угол |3; Вт —
тормозная сила; R — усилие, действующее на подвеску;
А — точка приложения усилия к башмаку
29 П/р. Панова
449
величины хода поршня рычажные передачи регулируют обычно двумя
способами: ручным и автоматическим — при помощи специальных регуля-
торов. На большинстве тепловозов применено ручное регулирование при
помощи стяжных винтовых муфт, регулировочных винтов и перестав-
ляемых валиков. При проектировании этих устройств необходимо вы-
полнять следующие основные требования:
длина всех регулировочных звеньев и их расположение в передаче
должны обеспечить возможность получения необходимых зазоров между
колодками и бандажами при допустимых нормах износа колодок^и требуе-
мых углах отклонения рычагов;
регулировочные звенья бесступенчатой регулировки должны поддер-
живать необходимые зазоры между колодками и бандажами до полного
износа колодок;
расположение регулировочных звеньев на тележке должно допускать
удобное их обслуживание.
В настоящее время для подвижного состава отечественных жел. дор.
за типовой принят автоматический регулятор двустороннего действия (усл.
№ 536М) с рычажным или стержневым приводом. Бескулисные регуляторы
этого типа не нашли практического применения в рычажных передачах
тепловозов из-за трудности их установки. На базе бескулисных регуляторов
двустороннего действия Первомайским тормозным заводом, находящимся
в Горьковской области, разработаны регуляторы одностороннего действия,
встроенные в тормозной цилиндр. Эти цилиндры должны получить широкое
распространение на вновь создаваемых локомотивах. Зарубежные фирмы
применяют тормозные цилиндры со встроенными регуляторами. На отече-
ственных тепловозах такие регуляторы впервые использованы на теплово-
зах ТЭП75. В рычажных передачах грузовых тепловозов 2ТЭ116 применены
механические регуляторы выхода штока тормозного цилиндра с храпови-
ком, которые устанавливают на вертикальных рычагах передачи.
Принцип действия регуляторов различных типов и описания их кон-
струкций изложены во многих источниках [35, 57, 155], а здесь мы рассма-
триваем только вопросы, связанные с монтажом регуляторов и выбором
их габаритных размеров. Автоматический регулятор рычажной передачи
в тормозном цилиндре по мере износа колодок должен увеличивать длину
штока, а регулятор, установленный на рычаге, — сокращать длину тяги.
При этом такие изменения не должны создавать чрезмерного наклона рыча-
гов передачи по сравнению с их расположением, принятым при расчете.
Желательно, чтобы регулятор позволял изнашивать тормозные колодки
до их минимальной толщины без использования ручного регулирования.
Это условие в большей мере будет выполнено тогда, когда при средних
нормах износа бандажа и колодки рычаги в заторможенном состоянии
располагаются перпендикулярно по отношению к сочлененным с ними тягам.
При установке на тепловозе бескулисного регулятора с рычажным
приводом желательно, чтобы сумма плеч рычага регулятора была равна
длине соответствующего ему рычага передачи и рычаг регулятора при тор-
можении был расположен параллельно рычагу передачи. Расстояние между
рычагом и корпусом регулятора при отпущенном тормозе (рис. 253)
(124)
где 1К — сумма конструктивных зазоров в деталях регулятора рычажной,
передачи; /к = 0,6-т-0,9 см.
450
Расстояние Ар между рычагом и корпусом регулятора при отпущенном
тормозе регулируют с учетом получаемого выхода /ш штока цилиндра, рав-
ного сумме свободного хода штока /с до прижатия колодок и выхода штока Д/
в результате упругой деформации рычажной передачи. Тогда
4ii = ^c +
Свободный ход поршня определяется передаточным числом рычажной
передачи и величиной зазоров между колодками и колесом, т. е.
/с = п/3,
где 13 — зазор между колодкой и колесом при отпущенном тормозе; прини-
мают /3 0,5 ч-0,8 см.
В случае применения тормозного цилиндра со встроенным регулятором
выхода штока зазор между крышкой тормозного цилиндра и упором регу-
лятора рассчитывают по формуле (124), не учитывая размеры плеч рычагов.
Для обеспечения необходимого отхода колодок от колес при отпущенном
тормозе, центр тяжести башмаков с триангелями обычно опускают ниже
центра колесной пары на 40—50 мм.
Расчет ручного тормоза. Тормозное усилие на колодки при ручном
тормозе передается зубчатой или винтовой передачами. На рис. 255 приве-
дены наиболее распространенные схемы передачи ручного тормоза локомо-
тивов. Полное передаточное число для ручного тормоза с зубчатой переда-
чей (рис. 255, а)
п _ г2 Zi D Йр+6Р gP
р 2^ г3 d3 бр 2р
а для ручного тормоза с винтовой передачей (рис. 255, б)
где г2 и z4 — числа зубьев ведомых колес; zx и z3 — числа зубьев ведущих
колес; D — диаметр рукоятки, мм; d3 — диаметр звездочки тяговой цепи,
мм; Ор, бр, вр и гр — плечи рычагов ручного тормоза, мм.
Для ручного тормоза к. п. д. т]р ниже, чем к. п. д. т] для автоматиче-
ского тормоза из-за потерь приложенного к рукоятке усилия в зубчатых
или винтовых передачах, в тяговых цепях и шарнирах дополнительных рыча-
гов. К. п. д. для одной пары зубчатых передач с учетом сопротивления в опо-
рах можно принимать равным 0,95, для тяговой цепи — равным 0,8 и для
а)
Рис. 255. Типовые схемы передач ручного тормоза тепловозов:
а — тормоз с зубчатой передачей; б » тормоз с винтовой передачей
29*
451
винта — равным 0,75. Таким образом, к. п. д. передачи ручного тормоза
до тормозного цилиндра можно принимать равным 0,7, а полный к. п. д.
тормозной передачи — составляющим 0,7 к. п. д. автоматического тормоза.
Сила нажатия (кгс) на тормозную колодку при ручном тормозе с зуб-
чатой передачей
= 2/n-lOOO 2/ти]),
а при ручном тормозе с винтовой передачей
2т-1000 [ г tg (а + р) "р^р — 2f"nTl] >
где Т — сила, приложенная к рукоятке ручного тормоза, условно прини-
маемая равной 30 кгс; F — суммарное усилие оттормаживающих пружин,
кгс; F = Fr + F2; R — радиус рукоятки, мм; г — радиус винта, мм; а —
угол наклона резьбы; р — угол трения.
В винтовых передачах сумма а + р обычно не превышает 15—20°,
поэтому с достаточной точностью сила нажатия (кгс)
2т-1000 (“0^ГПРг1Р
Наибольшую необходимую силу нажатия тормозных колодок ручного
тормоза определяют из условия удержания остановившегося локомотива
на спуске с уклоном i = 30%. При этом должно быть обеспечено неравенство
Pic < 2 КрФкр +
где Р — вес локомотива, тс; ic — удельное сопротивление от уклона; ic =
= 30 кгс/тс; £ Кр — суммарная расчетная сила нажатия тормозных коло-
док ручных тормозов, кгс; сркр = 0,27 — расчетный коэффициент трения
чугунной колодки о колесо при скорости, равной нулю; шх = 2,3 кгс/тс —
удельное основное сопротивление при трогании локомотива с места под
уклон.
В условиях эксплуатации ручной тормоз можно приводить в действие
после применения автоматического торможения. В этом случае фиксируется
установленная большая сила нажатия, которая не изменяется и после от-
пуска автоматического тормоза. Поэтому при расчете деталей тормоза на
прочность необходимо исходить из усилий, развиваемых автоматическим
тормозом при к. п. д. передачи, равном 1.
Глава XV
РЕССОРНОЕ ПОДВЕШИВАНИЕ ТЕПЛОВОЗОВ
§ 63. КЛАССИФИКАЦИЯ СИСТЕМ РЕССОРНОГО ПОДВЕШИВАНИЯ
Рессорное подвешивание предназначено для уменьшения динамиче-
ского воздействия колес на рельсы при движении по неровностям пути,
а также для снижения динамических усилий и ударных импульсов, переда-
ваемых от рельс тяговым двигателям, силовой установке и другому обору-
дованию тепловоза. Частота собственных колебаний надрессорного строения
при достаточной гибкости рессор во много раз меньше частоты приложения
нагрузок, вызываемых неровностями рельсового пути. При этом ускорения
элементов надрессорного строения во время их колебаний также невелики
по сравнению с ускорениями колесных пар.
Рессорное подвешивание тепловозов в целом и его узлы можно класси-
фицировать по следующим признакам:
по материалу упругих элементов (сталь, резина, пневматические эле-
менты);
количеству ступеней или ярусов подвешивания (одно- и двухступенча-
тое подвешивание);
числу отдельных групп подвешивания в составе экипажа или тележки
(трех- и четырехточечное или индивидуальное подвешивание);
функциям, выполняемым элементами подвешивания (упругие эле-
менты — спиральные пружины; упругодемпфирующие элементы — листо-
вые рессоры, пневмобаллоны, резино-металлические элементы; демпфирую-
щие элементы — фрикционные и гидравлические амортизаторы; элементы,
распределяющие усилия в системе, — балансиры, подвески и т. п.).
На отечественных тепловозах прежней постройки (ТЭЗ, ТЭ10Л и др.)
наиболее распространено одноступенчатое сбалансированное (четырехто-
чечное) рессорное подвешивание из листовых рессор и спиральных пружин
(рис. 256). Нагрузка на буксы передается через балансиры 6. Спиральные
пружины 2, расположенные по обе стороны от листовой рессоры /, передают
нагрузку от рамы тележки на хомут рессоры через подвеску 15 и валик 4.
Концы листовой рессоры соединены с концами балансиров также при помощи
подвесок 5 и валиков 12 и 14. Нагрузка на пружины передается через круг-
лые резиновые прокладки. Стальные валики и втулки подвергнуты предва-
рительной закалке и смазаны консистентной смазкой, запрессовываемой
через клапаны на торцах валиков.
Эти шарнирные соединения в эксплуатации подвержены сильному из-
носу, причиной которого являются значительные удельные давления между
валиками и втулками, особенно возрастающие вследствие перекосов подве-
сок при поперечных перемещениях букс относительно рамы тележки в ре-
зультате наличия зазоров между лобовыми наличниками букс и рам тележек.
453
Рис. 256. Рессорное подвешивание тепловозов ТЭЗ и 2ТЭ10Л
В связи с этим шарнирная система, соединяющая упругие элементы одной
стороны тележки, недостаточно чувствительна из-за значительного трения
В'шарнирах. К тому же динамические нагрузки, имеющие небольшую про-
должительность действия, не успевают перераспределяться между колесами
вследствие значительной инерции балансиров и рессор, замедляющей их
угловые перемещения.
Перечисленное существенно уменьшает теоретические преимущества
сбалансированной системы рессорного подвешивания в отношении вырав-
нивания нагрузок на колеса и объясняет переход к индивидуальному под-
вешиванию на тепловозах ТЭ109, 2ТЭ116 и др. (рис. 257). В этой конструк-
ции упругие элементы состоят только из спиральных пружин, попарно
опирающихся на приливы поводковых букс. Между корпусом буксы и рамой
тележки размещен фрикционный гаситель колебаний. Такая система под-
вешивания примерно в 3 раза легче сбалансированной, кроме того, в ней
отсутствуют подверженные 4 износу шарнирные соединения, требующие
периодической смазки (48 точек смазки на секцию тепловоза). Однако инди-
Рис. 257. Рессорное подвешивание тепловозов 2ТЭ116:
1 — фрикционный гаситель колебаний; 2 — пружинный комплект; 3 — прокладки; 4 — верхняя опора
пружины; 5 — средняя пружина; 6 — наружная пружина; 7 — внутренняя пружина; 8 — нижняя
опора пружины
454
видуальная система подвешивания требует большей точности изготовления
и монтажа. Спиральные пружины комплекта не должны значительно отли-
чаться друг от друга по жесткости и длине в свободном состоянии, иначе
возникнет неравенство статических нагрузок, передаваемых колесами на
рельсы.
§ 64. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЖЕСТКОСТИ СЛОЖНЫХ СИСТЕМ
РЕССОРНОГО ПОДВЕШИВАНИЯ. УЧЕТ ТРЕНИЯ
Пусть имеется группа, состоящая из п упругих элементов (рессор, пру-
жин, резиновых амортизаторов и т. п.), объединенная при помощи балан-
сиров, причем равнодействующая всех вертикальных нагрузок, передавае-
мых от рамы тележки на буксы колесных пар, равна Q. Обозначим через Pz,
otct и ft соответственно нагрузку, жесткость и деформацию f-го элемента,
а через ж и f соответственно жесткость и статический прогиб всей группы
подвешивания. Тогда, из условия равенства работ
Обозначая через А/ = Pz/Q отношение нагрузки на i-й элемент к на-
грузке на всю группу подвешивания, получим
ж = -^±—. (125)
1
п
Если все элементы включены в группу параллельно, то ^Az=l.
1
Если какие-либо элементы k, k + 1 передают нагрузку последовательно,
то для этой подгруппы \k = А*+1. Определим жесткость рессорного под-
вешивания тележки тепловоза ТЭ10Л (рис. 256). Обозначим через жи ж2 и ж3
жесткости соответственно рессоры, пружины и резинового амортизатора.
Тогда Aj = 1/6, Д2 = 1/12 и А3 = 1/12; нагрузка на каждый из упругих
элементов отнесена к полной нагрузке, передаваемой от рамы тележки на
все шесть букс. В этом случае
__ 1 __ Збж^зЖз
Жт — ( 1 \2 4 / 1 \2 12 / 1 \2 12 ~ 4яс2^з + Зж!Х3 4- *
При жесткостях жА = 173 кгс/мм, ж2 = 107 кгс/мм и ж3 = 1000 кгс/мм
получим жт = 665 кгс/мм.
Следует иметь в виду, что жесткость увеличивается в результате тре-
ния в листовых рессорах, а также сопротивления амортизаторов (демпфе-
ров) и буксовых поводков, возникающего при перемещении букс относи-
тельно рамы тележки.
Расчетную жесткость листовой рессоры определяют по формулам со-
противления материалов без учета трения между листами. Наличие сухого
трения делает задачу определения колебаний надрессорного строения нели-
нейной. Можно получить приближенное значение, линеаризовав зависи-
мость динамической нагрузки на рессору от соответствующей деформации
рессоры введением понятия о динамической жесткости рессоры.
455
Рис. 258. Диаграмма нагружения и разгрузки листовой
рессоры:
1 — линия нагружения; 2 — расчетная прямая; 3 — линия
разгрузки
Своеобразную картину можно наблюдать
при деформациях резиновых элементов. Значения
их фактической жесткости зависят от скорости
деформации. При быстропротекающих нагруже-
ниях высокоэластичный характер деформации
резины, связанный с распрямлением молекуляр-
ных цепей, не успевает проявиться полностью;
резина становится как бы более жесткой. Таким
образом, различие между расчетной и фактической (динамической) жест-
костью рессорного подвешивания объясняется нелинейностью упругих
характеристик, зависимостью их от скорости деформации, а также влиянием
демпфирования, зависящего от материала, конструкции упругих элементов
и интенсивности колебаний.
Потеря энергии на трение в листовой рессоре при ее прогибе происходит
вследствие относительного перемещения листов, прижатых друг к другу
монтажным усилием Рм и рабочей нагрузкой Рраб. Отношение работы тре-
ния (площадь АБВГ, рис. 258) к работе сил упругости (площадь аАГг)
называют коэффициентом относительного трения рессоры срр. Он может быть
приближенно определен по формуле
h
Фр = 2н (п — 1) -jj ,
где ц — коэффициент трения между листами, принимаемый для условий
недостаточности смазки равным 0,4; п — число листов рессоры; h — тол-
щина листа; L — длина рессоры (расстояние между подвесками).
Сила трения, отнесенная к хомуту, FTp = Ррабсрр. Если в рессорном
подвешивании тележки имеется т рессор, то для подвешивания тележки
коэффициент относительного трения
фт = ФРтАР“>
ЛСр
где Ар — отношение нагрузки на рессору к подрессоренному весу, приходя-
щемуся на всю тележку; жр и жТ — жесткости рессоры и всего подвешива-
ния тележки (без учета трения).
По данным ВНИТИ и ЦНИИ рекомендован коэффициент срт = 0,05 —
-0,06.
Динамическая жесткость листовой рессоры
жрд = ЖР р Рдинр— = -р—---------= жр Ь *ДИН - > (126)
РД Р Рдин FTp Рдин Ррабфр Р ^дин фр
где &дин — динамический коэффициент, представляющий собой отношение
динамической нагрузки на рессору к рабочей (статической) нагрузке без
учета трения.
Формулой (126) можно пользоваться при &дин > <рр. До тех пор, пока
динамическая нагрузка на рессору Рдии меньше силы трения FTP, рес-
сора не деформируется и ее жесткость будет чрезвычайно большой (в пер-
456
вом приближении жесткость можно считать бесконечно большой). С увели-
чением скорости движения и интенсивности динамических нагрузок дина-
мическая жесткость листовой рессоры снижается и приближается к рас-
четной жесткости оставаясь, однако, всегда выше этого значения. Ве-
личину динамического коэффициента &дин можно определить по эмпири-
ческой формуле ЦНИИ МПС:
^ин = 0,1+0,2^,
zCT
где zCT — статический прогиб рессорного подвешивания (без учета трения),
мм; v—скорость движения, км/ч.
Таким образом, динамическую жесткость подвешивания при наличии
в нем листовых рессор можно определять по формуле (125) с учетом того,
что жесткость листовых рессор будет определена по формуле (126).
При наличии фрикционных амортизаторов, обладающих примерно
постоянной силой трения Fa и включенных параллельно упругим элемен-
там, как это сделано, например, на тепловозе 2ТЭ116 (см. рис. 257),^дина-
мическая жесткость подвешивания, отнесенная к одному колесу,
= (жпр + даспв) йдинд™фа > (127)
где сра = FJP&6 — коэффициент относительного трения фрикционного
амортизатора; ^пр — суммарная жесткость пружин одной буксы; ^пв —
суммарная жесткость буксовых поводков при вертикальном перемещении
буксы.
Общая динамическая жесткость подвешивания трехосной тележки
в данном случае будет в 6 раз больше, т. е. жтд -- 6жд.
Учет перечисленных выше и входящих в формулу (127) параметров
может существенно увеличивать динамическую жесткость подвешивания,
особенно при небольших значениях динамической нагрузки. Например,
для тепловоза с индивидуальным рессорным подвешиванием (типа 2ТЭ116)
при = 75 кгс/мм; жпв = 30 кгс/мм; Fa = 400 кгс; Рраб = 9300 кгс
и гст = 125 мм (без учета трения в амортизаторе и сопротивления поводков)
получим
W=0’043 « ^=(75+30)-^W3-
При скоростях 0; 50 и 100 км/ч получим значения 6ДИН соответ-
ственно 0,1; 0,18 и 0,26. Тогда динамическая жесткость (на одно колесо)
составит соответственно 254; 138 и 126 кгс/мм, т. е. увеличится в 3,49; 1,84
и 1,68 раз по сравнению с жесткостью пружин. Условно можно считать, что
во столько же раз уменьшится и статический прогиб.
Основными параметрами рессорного подвешивания являются: жест-
кость подвешивания или обратно пропорциональный ей статический прогиб,
распределение этого прогиба по ступеням (если подвешивание двухступен-
чатое) и затухание (демпфирование). Выбору оптимальных значений этих
параметров посвящено много исследований 115, 61, 65], хотя единой точки
зрения по некоторым вопросам не имеется. Общепринятым можно считать
требование наличия достаточно большого статического прогиба. По реко-
мендации ЦНИИ МПС значение статического прогиба (в мм) должно быть
примерно равным величине конструкционной скорости локомотива (в км/ч).
457
В технических требованиях Министерства путей сообщения на локомотивы
с нагрузкой от оси на рельсы, равной 27—30 тс, предусматривается, что
такие локомотивы при конструкционной скорости 120 км/ч должны иметь
двухступенчатое рессорное подвешивание с винтовыми рессорами и с сум-
марным расчетным статическим прогибом (при учете жесткости всех упру-
гих элементов, включенных параллельно винтовым рессорам) ^>150 мм,
т. е. 2CT/vK0HCTp = 1,25. При этом статический прогиб буксовой ступени
должен составлять около 1/3 суммарного статического прогиба.
Отдельные исследователи [127], однако, приходят к выводу, что двух-
ступенчатое подвешивание несколько ухудшает динамические показатели
экипажа по сравнению с одноступенчатым подвешиванием (при том же ста-
тическом прогибе). В частности, возрастают ускорения кузова, увеличивается
динамический коэффициент и т. д. Эти недостатки особенно заметны, если
общий статический прогиб распределен поровну между обеими ступенями
подвешивания (кузовной и буксовой).
Распределение прогибов между ступенями влияет прежде всего на зна-
чения частот собственных колебаний кузова и тележки. Обозначим отно-
шение статических прогибов подвешивания буксовой и кузовной ступеней
через с, а отношение соответствующих подрессоренных весов через а. Пусть
частота собственных колебаний подпрыгивания при одинаковых значениях
общего веса надрессорного строения и общего статического прогиба zCT
составит /о = 2л]/ g/zCT. Тогда оба значения частот собственных колебаний
подпрыгивания при двухступенчатом подвешивании определяются по фор-
муле
[с+1 + V
Более низкое значение частоты f1 соответствует синфазным (не отли-
чающимся по фазе) колебаниям кузова и тележек, причем /0. Более
высокая частота /2 соответствует противофазным колебаниям кузова и
тележек. При обычных для современных магистральных тепловозов пара-
метрах экипажа f2 4/0, т. е. при /0 = 1,5-т-1,7 Гц частота /2 = 6-^7 Гц.
Отметим, что наблюдениями над физическим воздействием колебаний на
человеческий организм выявлены три нежелательных интервала их частот.
К первому относятся колебания с частотой меньше 1 Гц, вызывающие яв-
ления укачивания. Второй интервал колебаний с частотой 4—8 Гц харак-
теризуется возникновением резонансных явлений в области головного мозга
и, как следствие, быстрой утомляемостью. Вибрации высокой частоты в ин-
тервале 16—32 Гц, возникающие, например при работе дизеля, также небла-
гоприятно действуют на человеческий организм и нуждаются в демпфиро-
вании.
Таким образом, колебания кузова с частотой f2 будут находиться в не-
желательной зоне частот. Однако при этом амплитуда колебаний кузова
составляет лишь небольшую долю амплитуды колебаний тележек. Это об-
стоятельство, с учетом того, что высокочастотные колебания быстро зату-
хают, служит объяснением того факта, что при динамических испытаниях
высокочастотные колебания кузова проявляются слабо [61]. Для снижения
ускорений кузова также предпочтительнее отношение с = zCT буксует куз
0,5, при котором большая часть статического прогиба реализуется в верх-
ней (кузовной) ступени.
458
Рис. 259. Динамическая передаточная функция, определяющая ускорения локомотива при
наличии демпфирования в верхней ступени рессорного подвешивания
Двухступенчатое подвешивание обладает некоторыми конструктивными
преимуществами, делающими его желательным для применения на локомо-
тивах. К их числу относят: удобное размещение рессор и пружин при
больших значениях статического прогиба; более удобное конструктивное
оформление механизма горизонтальных перемещений кузова относительно,
тележек; меньшее воздействие на кузов высокочастотных вибраций, возника-
ющих при ударах колес во время их прохода по стыкам; меньшие взаим-
ные перемещения элементов опорно-рамного привода, что улучшает его
работу.
Суммарную же величину статического прогиба следует принимать
примерно на 20% больше, чем при одноступенчатом подвешивании.
В заключение остановимся на вопросе выбора величины оптимального
демпфирования. На рис. 259 приведена характерная кривая динамической
передаточной функции (3, определяющей ускорения локомотива с двухсту-
пенчатым подвешиванием и с гидравлическим демпфером в верхней (кузов-
ной) ступени подвешивания при движении по периодически повторяющимся
неровностям рельсового пути. Эта же передаточная функция служит и для
определения динамического коэффициента. На кривых указаны значения
относительного коэффициента демпфирования, начиная от D = 0 и до D =
= оо (верхняя ступень подвешивания не деформируется).
В теории колебаний доказано [36], что все эти кривые пересекаются
в двух характерных точках Р и Q независимо от величины демпфирования.
Положение этих точек определяют совместным решением уравнений (3 (со)
для граничных условий при /) = 0и/) = оо(в этом случае система будет
иметь одну степень свободы с частотой р0 при гст = ?тст). После этого
можно найти такие значения Z), при которых величины динамических пере-
даточных функций в точках Р и Q были бы одновременно минимальны или
касательная к кривой в более высокой из них была бы горизонтальна 1}.
1 Строго говоря, одновременно с выбором £>Опт можно подобрать и сопт = CI/zK ст
таким образом, чтобы ординаты точек Р и Q были одинаковы. Однако в практике локомотиво-
строения значения с ограничены, с одной стороны, величиной zT ст, которая не должна быть
менее 60 мм для исключения значительных толчков, передающихся на раму тележки, а с дру-
гой стороны, общий прогиб подвешивания обычно не превышает 160—ISO мм. Таким образом,
практически 0,5 с 2.
459
В практике может встретиться случай, когда область второго резонанса
и точка Q лежат за пределом конструкционной скорости локомотива. Тогда,
очевидно, следует добиваться минимальных значений |3 в точке Р и при
значении со, соответствующем конструкционной скорости движения локо-
мотива.
Диаграмма такого же типа имеет место и для динамической передаточ-
ной функции, определяющей ускорение кузова. Выполненные расчеты
показывают, что оптимальное значение демпфирования D = 0,24-0,25 при
постановке гидродемпфера в ступень подвешивания с большим статическим
прогибом. Фрикционные демпферы в буксовой ступени подвешивания сле-
дует устанавливать, включая их последовательно с упругими (лучше рези-
новыми) элементами для предохранения от повреждений и для гашения
высокочастотных вибраций, возникающих вследствие ударов колес при
проходе стыков.
Сказанное относится и к случаю одноступенчатого подвешивания, для
которого при «вязком» (пропорциональном скорости) трении оптимальное
значение относительного коэффициента демпфирования D = 0,2 4-0,25Л Если
применены гасители «сухого» трения, то оптимальное значение коэффи-
циента относительного трения в подвешивании срт = 0,05н-0,06, что при-
мерно эквивалентно стреле сухого трения, равной 4—5 мм.
§65. РАСЧЕТ РЕССОР И ПРУЖИН
Напряжение в листовой рессоре под действием статической нагрузки Рст
определяют (все размеры в см) по формуле
ЗР (i CL\
or ст I » 6 /
bh2 (пк Н- пс) 9
где I— половина длины рессоры (рис. 260); а— ширина хомута; b и h —
соответственно ширина и толщина листа рессоры; пк и пс — соответственно
число коренных и ступенчатых листов.
Рис. 260. Листовая рессора
460
Рис. 261. Спиральная пружина
Расчетный прогиб /р и расчетную
жесткость рессоры ж$ (без учета сил
трения между листами) находят по фор-
мулам
/ а \ 3
6РстН--^-)
f =-------'____в .
' Р Ebh3 (Зпк -г 2пс) ’
______ Ebh3 (Зпк + 2/гст)
•Z/l/гч _ •
6)
Материалом для локомотивных рес-
сор (и пружин) служит сталь 55С2,
60С2 и 65С2В. Обычно сечение листов
(в мм) (ГОСТ 7419—74) принимают рав-
ным 120X12 или 120X 16 (в мм). Для этих марок стали принимают астшах =
= 6500 кгс/см2. Если к статической прибавить наибольшую динамическую
нагрузку, то асуммшах = 10 000 кгс/см2. Модуль Юнга Е = 2,1-108 кгс/см2.
Спиральные пружины (рис. 261) рассчитывают на кручение (все раз-
меры в см) по формуле
т ____А ст®
ст — К nd3 ’
тде Dud — диаметры пружины и прутка; k — коэффициент, учитывающий
неравномерное распределение напряжения по поверхности прутка и зави-
сящий от отношения Did’.
Did. . . 3 4 5 6 8
k. . . . 1,48 1,37 1,29 1,24 1,17
Диаметр прутка по ГОСТ 2590—71 может быть равен 22; 36; 38 и 40 мм;
напряжение тсттах = 4500-^5000 кгс/см2, а с учетом динамической на-
грузки тсуммтах = 6000-4-6500 кгс/см2. Напряжение от динамической
нагрузки не должно превышать 1200—1500 кгс/см2, с учетом того, что для
асимметричного цикла нагружения, при котором работают пружины рес-
сорного подвешивания, предел выносливости обычно не превышает ог =
= 6000-4-6500 кгс/см2.
Прогиб и жесткость пружины подсчитывают по формулам
, 8О3РСтП Gdi
В этих формулах п — число рабочих витков пружины (без учета тех
частей витков, которые являются опорными, — обычно 1,5—2 витка). Шаг
витков пружины в свободном состоянии h должен быть таким, чтобы при
полной (суммарной) нагрузке не происходило смыкания витков, а между
ними был зазор Д 3 мм, т. е.
г SPcjmmD л
h — -Gd^~ +d + Д*
Целесообразно проверять напряжение, возникающее в витках при их
лолном смыкании, т. е. при действии предельной нагрузки
р ______ р п ц
г пред г сумм h — d — а
461
Рис. 262. Деформация пружины
под действием горизонтальной
(силы:
а — при жесткой заделке концов
пружины; б — при шарнирном
опирании рамы на верхний виток
пружины
Напряжение тпред не
должно при этом превос-
ходить предела текучести
материала пружин при
кручении, для сталей
55С2 и 60С2 равного
7000 кгс/см2, а для стали
a) 6)
65С2ВА составляющего 8500 кгс/см2. Модуль сдвига G = 0,8 • 10е кгс/см2.
Применение двойных (а иногда и тройных пружин) позволяет увели-
чить статический прогиб комплекта при сохранении наружных габаритных
размеров. Размеры пружин подбирают так, чтобы прогибы и напряжения
были одинаковыми, т. е. f = const и ттах = const. Тогда, если принять, что
отношения Did будут одинаковыми, т. е. Did = const, получим Dn = const
и P/d2 = const, т. e. Djnj = D2n2 = D3n3 и Pr : P2 : P3 = d2 : dl : dl.
При этом, разумеется, должны быть выполнены условия Dr— dr >D2-\-
+ d2 и D2 — d2 > D3 + d3.
В последнее время начали использовать свойство спиральных пружин
воспринимать поперечную нагрузку и соответственно деформироваться
при этом. Возвращающие устройства такого рода применены на теплово-
зах ТГ16 и на дизель-поездах ДР-1. В этом случае существенной является
схема жесткого (рис. 262, а) или шарнирного (рис. 262, б) опирания рамы
на верхний виток пружины. Поперечная деформация пружины (в горизон-
тальном направлении)
nPnH3QQ / е , о D^Hr \ 1
/2"“ 2^kEJH1 2G /1 — а ’
где Q — горизонтальная нагрузка на пружину; J = nd^/64 — момент
инерции сечения прутка; Hq — плечо действия силы; Н1 — рабочая высота
пружины под нагрузкой;
HQ = HQ—f—Н^Н. — f— l,5d;
HQ — высота пружины в свободном состоянии; % — коэффициент, завися-
щий от установки опорного витка относительно упора (при жестком опира-
нии % = 0,54-1,0, а при шарнирном % = 0,254-0,5); k— коэффициент,
учитывающий условия крепления опорных витков; при жестком закрепле-
нии k = 1, при шарнирном (рис. 262, б) k = 0,25.
Увеличение прогиба /г, вызываемое действием осевой нагрузки Р^
приближенно оценивают множителем 1/(1 — а), где а представляет собой
отношение приложенной осевой нагрузки Р к критической Ркрит.
TZ D
Критическая осевая нагрузка для пружин, у которых
р IJq — 1 ,Ou
2,62 при жестком опирании концов или __ 1 1,31 при шарнир-
ном опирании концов 0
р ____ 2nEJ
Крит 7 р \ ’
-ge)
р = 1 для жесткого закрепления концов и р = 2 для шарнирного.
462
Таблица 40
Наименование Тепловоз Наименование Тепловоз
ТЭЗ (1-й вариант) ТЭЗ; 2ТЭ10Л ТЭП60 ТЭЗ (1-й । вариант) ТЭЗ; 2ТЭЮЛ ТЭП60
Число листов: Прогиб под расчетной
коренных 4 2 2 нагрузкой, мм 80 50 40
ступенчатых Размеры листа, мм: 15 6 6 Длина рессоры под на- грузкой, мм Расчетная жесткость, 1150 1150 1050
ширина 130 120 120
толщина 10 16 16 кгс/мм 106 173 246
Рабочая (расчетная) на- грузка, кгс 8500 8600 9700
Таблица 41
Наименование Диаметр пружины, мм Диаметр прутка, мм Общее число витков Высота в свободном состоянии, мм Статическая (расчетная) нагрузка, кгс Прогиб под расчетной нагрузкой,” мм Жесткость, кгс/мм
ТЭЗ (1-й вариант):
наружная пружина 103 30 6 210 3000 17 134
внутренняя пружина ТЭЗ; 2ТЭ10Л 54 17 10 210 1150 17 58
одинарная пружина ТЭП60: 200 40 4,5 — 4300 107 40
одинарная концевая пружина .... 205 38 6,5 394 4600 94 49
одинарная средняя пружина .... 2ТЭ116*: 185 38 5,5 305 4600 55 84
наружная пружина 200 36 6,5 — 4650 125 75
внутренняя пружина 132 16 8,5 — 4650 125 75
* С двойными пружинами (в настоящее время выпускаются тепловозы 2ТЭ116 с тройными пружи-
нами, см. рис. 257).
Если отношение н <2,62 или, соответственно, меньше 1,31,
то для подсчета Ркриг служит формула
PKpHT=O,813(tfo-l,5d)-^[l - ]/1-0,696П(^т^)2],
где 1] = л — для жесткого опирания и т] = л2/4 — для шарнирного.
В табл. 40 и 41 приведены данные о размерах и основных параметрах
рессор и пружин отечественных тепловозов.
§ 66. РЕЗИНОВЫЕ АМОРТИЗАТОРЫ
На тепловозах СССР резиновые амортизаторы (рис. 263) в рессорном
подвешивании применяют главным образом в виде круговых (кольцевых)
пластин, передающих нагрузку от рамы тележки на спиральные пружины.
На тепловозах ТЭП60 в качестве устройств для передачи нагрузки от кузова
на тележки использованы полые резиновые конусы, играющие роль шкворне-
вых опор и элементов возвращающих устройств. Одновременно эти конусы
463
выполняют совместно с пружинами боковых опор функции упругих элементов
верхней (кузовной) ступени рессорного подвешивания. В зарубежных локо-
мотивах резиновые элементы иногда применяют в качестве рессор в нижней
или верхней ступенях подвешивания, чаще всего в виде пакетов из чередую-
щихся привулканизированных резиновых и стальных пластин.
В качестве материала для таких конусов применяют морозостойкие,
а иногда одновременно и маслостойкие резины различных марок, которые
обеспечивают работу при температуре до —50° С. Параметры этих резин
следующие: сопротивление разрыву 100—150 кгс/см2; относительное удлине-
ние 300—500% ; твердость по Шору 50—70.
Деформация резинового амортизатора существенно зависит от способа
закрепления торцов и коэффициента формы Ф, представляющего собой отно-
шение поверхности, позволяющей резине выпучиваться, к площади закреплен-
ного торца. Для кольцевого амортизатора с наружным D и внутренним d
диаметрами и толщиной Я, при наличии металлических пластин, привулкани-
зированных к торцам, коэффициент
, _ л (D2 — d2) _D — d
~ 4л (D + d) Н ~~ 4Н *
Деформацию сжатия амортизатора подсчитывают по обычной формуле
где F — площадь нагружения. Однако расчетный статический
модуль упругости Ер зависит от коэффициента формы Ф и твердости резины h
(рис. 264). Следует иметь в виду, что динамический модуль упругости больше
статического, причем это увеличение обычно тем значительнее, чем больше
твердость резины. При твердости h = 50; 60 и 70 коэффициент увеличения
соответственно равен 1,27; 1,6 и 2,2. Можно принять модуль сдвига резины
G = Е/3. Допускаемые значения напряжения сжатия о = Р/F не превышают
15 кгс/см2. Относительная деформация резины (f/H) -100 обычно не превы-
шает 20% .
Рассмотрим расчет цилиндрических резинометаллических шарниров
(рис. 265), применяемых в буксовых поводках. При вертикальном перемеще-
нии буксы относительно рамы тележки в этих шарнирах возникает напряже-
ние скручивания, в результате чего на буксу действует дополнительная
нагрузка, увеличивающая жесткость рессорного подвешивания. Резино-
металлические шарниры состоят из валиков и стальных втулок, между кото-
рыми при помощи специальных приспособлений запрессованы резиновые
втулки с предварительной деформацией
по толщине около 25% , что значительно
увеличивает их долговечность. На торцах
между валиком и корпусом поводка раз-
Рис. 263. Резиновый элемент рессорного подвешивания тепловозов
Рис. 264. Зависимость статического модуля упругости Ер при растяжении от коэффициента
формы Ф и условной твердости по Шору h
464
Рис. 265. Резино-металлические шарниры буксового поводка
мещены торцовые резино-металлические шайбы. Угловая жесткость каж-
дого валика при закручивании шарнира складывается из угловых жестко-
стей цилиндрической втулки и двух торцовых шайб. Эту жесткость можно
определить по формуле
/ dId221{ Di-D43\
ЖЧ> = nG I —2 TjT + ГбЯ ) ’
\ /
где D x и D 2 — соответственно внутренний и наружный диаметры резиновой
втулки; /£- — длина втулки (1г или /2); Ds и П4 — соответственно внутренний
и наружный диаметры торцовой шайбы; Н — толщина шайбы.
При перемещении буксы вертикальная жесткость
21дс" + "") (128>
где дасф1 и дасф2 — угловые жесткости каждого из шарниров буксового поводка,
которые могут отличаться по величине; L — длина поводка.
При обычных размерах поводков жпв = 30-*-50 кгс/мм. Определим,
например, жпв для буксы со следующими размерами поводков: /4 = 10 см;
/2 = 15 см; D1 = 6 см; £>2 = 7,4 см; D3 = 8,5 см; £>4 = 12 см; Н — 1,3 см;
L = 30 см; G = 12 кгс/см2. Тогда
= л • 12 (в ‘7’422 + ^т6~.8’5. } = 67 600 кгс • см/paд;
\ < — О 10 • 1/
, о (15-62-7,42 . 124 — 8,54\ о-? ЕЛА ,
= л. 12 7)42_62 + - ig;, 3 ) = 87 500 кгс • см/рад;
2(67 600 + 87 500) о.г . _
жпв —-----------------= 34о кгс/см или 34,5 кгс/мм.
30 п/р Панова
465
§ 67. ФРИКЦИОННЫЕ АМОРТИЗАТОРЫ
Конструкция фрикционного амортизатора тепловоза 2ТЭ116 показана
на рис. 266. Корпус 1 амортизатора прикреплен к раме тележки четырьмя
болтами. Сверху корпус закрыт кожухом 6, предохраняющим поверхности
трения от попадания влаги и пыли. Стальной «поршень» 3 амортизатора упруго
соединен с вертикальным штоком 2 шаровыми вкладышами 5 и 7 резино-
металлическими прокладками 4 (шайбами). Таким же образом шток прикре-
плен к стальному кронштейну, приваренному к крышке буксы. «Поршень»
движется между двух плоских вкладышей, которые прижаты к нему благо-
даря давлению предварительно сжатой спиральной пружины. Усилие пред-
варительного сжатия равно 500 кгс. Удельное давление на трущихся поверх-
ностях составляет около 4 кгс/см2. При коэффициенте трения, равном 0,4,
суммарная сила трения равна 400 кгс и постоянна по величине, что и является
одним из преимуществ фрикционного гасителя колебаний по сравнению
с листовой рессорой *. При нагрузке на шейку оси тепловоза 2ТЭ116 усилие
* При перекосах рамы тележки сила трения амортизатора может несколько изменять
свое значение.
Рис. 266. Фрикционный амортизатор тепловоза 2ТЭ116
466
Р = 9300 кгс, коэффициент относительного трения сра = 400/9300 = 0,043
или 4,3% , что примерно вдвое меньше, чем величина этого коэффициента
для листовых рессор. Упругие сферические соединения уменьшают влияние
перекосов рамы тележки на работу амортизатора. Отметим, что испытания
различных вариантов фрикционных амортизаторов показали практическую
непригодность их шарнирного прикрепления при помощи валиков к буксе
и к раме тележки из-за влияния зазоров в шарнирах.
§ 68. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ АМОРТИЗАТОРЫ
Гидравлические амортизаторы возможно будут применены и на тепло-
возах. В качестве пример а ?ра‘ссмотрйм конструкцию гидравлического амор-
тизатора, установленного на электровозах ЧС4 (рис. 267). Он состоит из
рабочего цилиндра 5, в котором
перемещается поршень 9. Шток
поршня связан с крышкой аморти-
затора. В диске поршня размещены
клапаны 8 с дроссельными отвер-
стиями. Кроме того, такие же кла-
паны 10 размещены в днище рабо-
чего цилиндра. Цилиндр 3 находится
внутри масляного резервуара 4.
Объемы под поршнем и над поршнем
сообщаются через клапан 8. Объем
под поршнем сообщается с масляным
резервуаром через клапан 10. Кла-
паны 8 и 10 выполнены в виде коль-
цевых пластин с дроссельными отвер-
стиями. Эти пластины прижаты к
своим посадочным пояскам давлением
пружин 7 и 11. Кроме того, для
избежания слишком резкого повы-
шения давления в штоке амортиза-
тора предусмотрен шариковый пре-
дохранительный клапан б, а в го-
ловках амортизатора установлены
резиновые втулки 1 и 12.
При увеличении расстояния
между валиками амортизатора масло
из рабочего цилиндра 3 вытесняется
в пространство под поршнем через
клапан 8, и создается значительное
сопротивление перемещению поршня.
При уменьшении расстояния между
валиками масло из полости 5 пе-
ретекает через клапан 8 в прост-
Рис. 267. Гидравлический амортизатор:
1 и 12 — резиновые втулки; 2 — уплотнения;
3 — цилиндр; 4 — масляный резервуар; 5 —
полость рабочего цилиндра <?; 6 — шариковый
предохранительный клапан; 7 и 11 — пружины;
8 и 10 — клапаны; 9 — поршень
65
30!
467'
дине — возникают меньшие
сорного комплекта буксы.
Рис. 268. Диаграмма нагружения и разгрузки пружины
с гидравлическим амортизатором
ранство над поршнем и одновременно через
клапан 10 в масляный резервуар 4.
Сила сопротивления амортизатора при этом
меньше, чем в первом случае. Такая несиммет-
ричная характеристика гидравлических амор-
тизаторов целесообразна тогда, когда их уста-
навливают в нижней (буксовой) ступени рес-
сорного подвешивания. Объясняется это тем,
что при движении по неровностям во время
резкого подъема колеса на выпуклости на
амортизатор действуют весьма значительные
усилия, а во время опускания колеса во впа-
усилия, ограниченные величиной нагрузки рес-
Кроме того, эффективная глубина впадины,
радиус кривизны которой меньше радиуса кривизны колеса, оказывается
меньше ее фактической (геометрической) глубины.
На рис. 268 приведена диаграмма нагружения (кривая 1) и разгрузки
(кривая 2) пружины с параллельно включенным гидравлическим амортиза-
тором, имеющим симметричную характеристику. Преимуществом таких
амортизаторов является то, что они обеспечивают плавное затухание колеба-
ний. В момент, когда динамический прогиб пружины достигает максималь-
ного значения, — сила сопротивления гидравлического амортизатора равна
нулю.
С достаточно хорошим приближением можно принять, что сила сопроти-
вления гидравлического амортизатора Ега пропорциональна скорости пере-
мещения колеса относительно рамы тележки, т. е. Гга = k^dyjdt, где у* —
перемещение колеса, мм; ka — коэффициент пропорциональности, кгс*с/мм.
Площадь эллипса на рис. 268 представляет собой работу сил сопротивле-
ния гидравлического амортизатора за один период колебаний
А =
где со = 2л/Т = 2л/ — круговая частота колебаний буксы относительно
рамы тележки, совершающихся с периодом Т и частотой /.
Формулы для определения коэффициента демпфирующей силы аморти-
затора ka приведены в специальной литературе [31]. Для гидравлического
амортизатора, изготовленного Калининским вагоностроительным заводом,
ka = 94-12 кгс-с/мм. Для амортизатора ЧС-4 при работе на растяжение
ka = 5,5 кгс*с/мм, а при работе на сжатие ka = 2,5 кгс*с/мм, т. е. в 2,2 раза
меньше.
Для определения величины демпфирования при наличии гидравлических
амортизаторов в подвешивании можно воспользоваться тем, что значение
логарифмического декремента 6 колебаний может быть с достаточно хорошим
приближением выражено соотношением
где ДЕ — рассеивание энергии за полупериод колебаний; Ео — запас
энергии в начале периода; а — численный коэффициент, который при 6 =
= 0,3; 0,8 и 1,2 соответственно равен 1,15; 1,41 и 1,57.
468
Так как ДЕ = -у- = 0,5л(о//д У ka = n2fy^ ^ka и Ео = О,5 X жУд Дек‘
2л7 ka
ремент о^а—===—.
2j ж
С другой стороны, величина относительного демпфирования
В = А = а nf^ka . (129)
£ ж v 7
Здесь суммирование распространяется на все амортизаторы и все пру-
жины подвешивания тележки. Значение коэффициента а уточняют после
вычисления D и 6.
Задаваясь значением оптимального демпфирования, например, D = 0,2,
из формулы (129) можно найти необходимую величину 5 ka и подобрать
амортизаторы. Следует иметь в виду, что при наличии буксовых поводков или
пластинчатых резиновых амортизаторов, работающих последовательно с пру-
жинами, действительная величина демпфирования D будет несколько больше,
чем подсчитанная по формуле (129). Однако это увеличение заметно главным
образом при высоких частотах.
§69. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ РЕССОРЫ
В последнее время в локомотиво- и вагоностроении начинает находить
применение пневматическое рессорное подвешивание в связи со следующими
положительными качествами:
возможность получения параметров подвешивания, эквивалентных до-
статочно большим значениям статического прогиба;
простое регулирование жесткости и величины демпфирования;
принципиальная возможность автоматического регулирования перекоса
кузова при проходе по кривым участкам пути, что имеет важное значение
для скоростного движения.
Пневматическое подвешивание применяют в Японии, США, ФРГ,
Англии, Франции и других странах. В СССР оно применено в электропоезде
ЭР200, на нескольких опытных тепловозах (ТЭ7, 2ТЭ10Л, ТГМЗ и ТЭМ7).
Тележка опытного тепловоза ТГМЗ с пневматическим подвешиванием,
построенного на Людиновском тепловозостроительном заводе, показана
на рис. 269, а на рис. 270 дана конструкция пневморессоры. Как видим, на
Рис. 269. Тележка тепловоза ТГМЗ с пневматическим подвешиванием:
1 — высоторегулирующий клапан задней тележки; 2 — опора балансира; 3 — соединительные трубо-
проводы; 4 — высоторегулирующий клапан передней тележки; 5 — дополнительные резервуары; 6 —
пневморессора; 7 — балансир; 8 — рама тележки; 9 — привод высоторегулирующего клапана
469
Рис. 270. Пневморессора тепловоза ТГМЗ:
1 — сегмент; 2 — верхняя опора; 3 — оболочка; 4 — стяжное кольцо; 5 — нижняя опора; 6 — ком-
плект пружин; 7 — балансир; 8 — регулировочная прокладка
каждой стороне двухосной тележки между ее рамой и балансиром, передаю-
щим нагрузку на буксы, размещено по одной пневморессоре. Пневморессора
состоит из резинокордной оболочки с охватывающим ее по периметру стяж-
ным кольцом, верхней и нижней опор, в которых укреплены края оболочки,
и комплекта из четырех спиральных пружин со статическим прогибом, рав-
ным 20 мм. Эти пружины передают нагрузку от нижней опоры на балансир.
Они необходимы на случай, когда, по каким-либо причинам, давление воздуха
в рессоре снизится до атмосферного.
Рабочий диаметр пневморессоры составляет 670 мм при высоте 150 мм
и рабочем давлении в системе, не превышающем 6 кгс/см2. Каждая пневмо-
рессора соединена с двумя дополнительными резервуарами общим объемом
в 76 л. Сжатый воздух из главного резервуара поступает к высоторегулирую-
щему клапану, а затем в пневморессору. В трубопроводе, соединяющем
пневморессору с дополнительными резервуарами, имеются штуцера с дрос-
сельными отверстиями, обеспечивающими необходимое демпфирование.
Назначение высоторегулирующего клапана (рис. 271) — поддерживать
заданную высоту главной рамы тепловоза относительно головок рельсов при
помощи автоматического изменения давления воздуха в пневмобаллонах.
Клапан служит для сообщения пневмобаллона с питающей магистралью
или с атмосферой в зависимости от того, необходимо увеличить или умень-
шить давление воздуха в баллоне.
Чтобы клапан не реагировал на относительно быстро протекающие
колебания кузова и рамы с частотой более 1 Гц, возникающие при проходе
по стыкам, стрелочным переводам и другим неровностям пути, а срабатывал
только при медленных смещениях главной рамы на высоту около 20 мм, его
снабжают гидравлическим устройством и пружинным приводом. Этот привод
соединяет клапан, установленный на раме тележки, с какими-либо непод-
рессоренными деталями тележки.
Несколько иные конструкции движущей тележки и пневморессоры ис-
пользованы на дизель-поездах VT634 железных дорог ФРГ (рис. 272 и 273).
Пневмобаллоны 1 «Континенталь» диаметром 740 мм и высотой 260 мм имеют
470
Рис. 271. Высоторегулирующий клапан тепловоза ТГМЗ:
4 — гидравлическая часть; 2 — атмосферный клапан; 3 — пневматическая часть; 4 ** клапан под-
питки; 5 — рычаг привода; 6 — дроссель
форму тора. Внутри каждого баллона размещен пластинчатый резиновый
амортизатор 2, выполняющий роль упругого элемента при внезапной потере
давления внутри баллона. Пневмобаллоны обеспечивают помимо вертикаль-
ных также горизонтальные перемещения рамы тележки относительно главной
рамы и позволяют тележке повертываться относительно вертикальной оси при
движении по кривым. Это является отличительной особенностью данной кон-
струкции. Параллельно пневморессоре включен гидравлический аморти-
затор 4.
Высоторегулирующий клапан 3 размещен на главной раме и обеспечи-
вает примерно одинаковое положение кузова по высоте при различной на-
грузке (различном количестве пассажиров), а также выравнивает наклон
кузова наружу при движении по кривым. Предусмотрена такая последова-
тельность работы высоторегулирующих клапанов обеих тележек, что при
скорости движения до 30 км/ч подвешивание моторного вагона является трех-
точечным, а при более высокой скорости — четырехточечным (для лучшего
Рис. 272. Тележка с пневмоподвешиванием дизель-поезда VT634 (ФРГ)
471
Рис. 273. Пневморессора «Континенталь»
сопротивления поперечной качке). Иногда применяют электрическую схему
управления работой высоторегулирующих клапанов, которые в этом случае
приводятся в действие при помощи электромагнитных реле.
Заслуживает внимания конструкция воротника пневмобаллона. Срок
службы первых образцов (рис. 274, а) составлял лишь 7 мес., а затем в зоне
воротника появлялись разрывы. После изменения расположения кордных
волокон, как это показано на рис. 274, б, срок службы пневмобаллонов уве-
личился до 6 лет, причем одним из преимуществ является простота обслужива-
ния в эксплуатации.
Характеристика высоторегулирующего клапана, применяемого на дизель-
поездах ФРГ, приведена на рис. 275. Она представляет собой зависимость
объема воздуха V в л/с, подводимого (сплошная линия) и отводимого (штрихо-
вая линия), от хода рычага клапана при перемещении рамы тележки относи-
тельно неподрессоренных частей. Отметим, что при небольших поворотах
рычага подача и, соответственно, отвод воздуха незначительны. При длитель-
Рис. 274. Конструкция воротника пневмобаллона «Континенталь»:
а — первоначальный вариант; б — вариант с улучшенным расположением кордных волокон
Рис. 275. Характеристика высоторегулирующего клапана дизель-поезда
472
ном и значительном изменении уровня надрессорного строения клапан более
интенсивно работает на впуске, чем на выпуске, поскольку нежелательно
с точки зрения безопасности движения слишком быстро разгружать колеса.
При определении жесткости пневморессоры или величины эквивалентного
ей условного статического прогиба следует иметь в виду, что жесткость
не будет постоянна по величине. В этом случае правильнее говорить о мгно-
венном значении жесткости, определяя его как отношение приращения на-
грузки на рессору ДР к приращению деформации ДЯ, в пределе dPIdH.
Процесс сжатия воздуха в пневморессоре можно считать адиабатическим, так
как продолжительность деформации рессоры при изменении передаваемой
на нее нагрузки невелика, а количеством тепла, отведенного за это время,
можно пренебречь. Тогда для пневмосистемы будет иметь место соотношение
pVk = poVo = const,
где k = 1,4 — показатель адиабаты для воздуха.
Если обозначить высоту пневмобаллона через Н и предположить, что
диаметр баллона изменяется незначительно, то можно принять
V = FH + W„
где F = (л£>2/4) = const; ДУд — часть объема дополнительного резервуара.
Объем ДУд можно представить в виде Д Уд = F&H-. Тогда pF (Н -Ь
+ = pQVk0 или pFF*-' (Н + ДЯд)* = pQV*.
Учитывая, что pF = Р, где Р — значение нагрузки, действующей
на рессору, получим
Р =
г PqVo
где С = -т—.----постоянная величина.
рк 1
PqVq = С
k~L (Н&Нл)к ~ (Я + АЯд)*
Тогда
_ _dP_ __________Ck
ж~~ dH ~~ (// + ДЯд)*+1 ‘
(130)
Согласно формуле (130) жесткость не является в данном случае постоян-
ной величиной, а зависит от начальных параметров пневматической рессоры:
давления в баллоне; объема баллона при статической нагрузке; объема
дополнительного резервуара. Кроме того, жесткость зависит от деформации
баллона при изменении нагрузки. Иначе говоря, пневморессора имеет нели-
нейную характеристику, хотя нелинейность в пределах изменения нагрузок,
действующих на рессору, не слишком велика. Статическая жесткость, соглас-
но формуле (130), возрастает с увеличением давления и уменьшением объема
дополнительного резервуара.
Типичная упругая характеристика пневморессоры (диаграмма «нагрузка-
прогиб») приведена на рис. 276. Сплошными линиями даны характеристики
для конструкции со значительным объемом дополнительного резервуара
(уд рст), а штриховыми — характеристики для конструкции с относитель-
но небольшим объемом дополнительного резервуара. Верхние кривые отно-
сятся к случаю полной нагрузки на рессору, при избыточном статическом
давлении в баллоне 5 ат (полностью нагруженный вагон дизель-поезда),
а нижние кривые —к случаю, когда пассажиры в вагоне дизель-поезда отсут-
ствуют, избыточное давление в пневмобаллоне составляет 3,5 ат и устанавли-
вается автоматически благодаря выпуску некоторого количества воздуха при
помощи высоторегулирующего клапана.
473
Рис. 276. ^Характеристика пневматической рессоры:
Р — нагрузка на рессору; f— деформация рессоры (по высоте).
f = Нст — Н; р — давление в пневмобаллоне при статиче-
ской нагрузке
Частота собственных колебаний кузова на
пневморессорах почти не меняется при раз-
личной нагрузке кузова. Это объясняется тем,
что отношение жесткости ж к массе кузова т
(или к пропорциональной ей нагрузке на рес-
сору Р) остается постоянным (ж/т) — const,
так как высота баллона Н (при статической
нагрузке) не изменяется благодаря срабаты-
ванию высоторегулирующего клапана. Это
было показано при выводе формулы (130). В то же время нелинейность
упругой характеристики пневморессоры (см. рис. 276) затрудняет развитие
резонансных явлений при вынужденных колебаниях кузова.
Пользуясь значением статической жесткости, легко определить величину
эквивалентного ей условного статического прогиба Д, = (P/ж), который также
зависит от давления в баллоне и его объема и от объема дополнительного
резервуара. На опытных тепловозах ТЭ7, 2ТЭ10Л и ТГМЗ удалось получить
значения условного статического прогиба около 180 мм и более, что предста-
вляло бы значительные конструктивные затруднения при обычной системе
подвешивания. Это приводит к значительному (в 2—2,5 раза) снижению вер-
тикальных ускорений кузова и рамы тележки, а также динамического коэф-
фициента в вертикальном направлении.
Показатель плавности хода дизель-поезда (ФРГ) на тележках с пневма-
тическим подвешиванием в вертикальном направлении при движении со
скоростью 120 км/ч по прямому участку пути составил Wz =2,1. Для
дизель-поезда, у которого тележки с обычным рессорным подвешиванием,
Wz = 2,4. Значения Wz для горизонтального направления были равны соот-
ветственно 2,2 и 3,1. Аналогичное улучшение Wz имело место и при движении
по кривым. Кроме того, было зафиксировано снижение шумности внутри
вагона (от путевых источников) на 3—7 дБ.
Демпфирующую способность пневматической рессоры легко регулиро-
вать в необходимых пределах. Она зависит от диаметра отверстия в дроссели-
рующем штуцере и соотношения объемов пневматического баллона и дополни-
тельного резервуара. Сочетание упругих и демпфирующих свойств в системе
пневматического подвешивания, являющееся его особенностью, весьма удоб-
но для использования такого подвешивания на локомотивах. Как показала
опытная эксплуатация тепловозов с пневматическим подвешиванием, расход
воздуха из главного тормозного резервуара из-за неплотностей очень невелик
(около 1 л/мин на рессору).
Более значителен расход воздуха в результате периодического срабаты-
вания высоторегулирующих клапанов при движении по участкам с большим
количеством кривых. По данным испытаний, проведенных на жел. дор. ФРГ,
при движении дизель-поезда по таким участкам со скоростью 85 км/ч расход
воздуха (на один вагон) составил примерно 30 л/мин, а при движении со
скоростью 110 км/ч — около 130 л/мин, т. е. относительно небольшую долю
общей производительности тормозного компрессора.
Пневматическое подвешивание локомотива позволяет автоматически
компенсировать недостаточное возвышение наружного рельса в кривых
474
и тем самым повысить скорость движения по кривым примерно на 20—25%,
что весьма важно при организации скоростного движения. Например, на
тележках вагонов дизель-поездов, эксплуатируемых на жел. дор. ФРГ,
увеличение наклона кузова внутрь кривой осуществляется автоматическим
устройством, датчиком которого служит маятник, подверженный действию
как силы тяжести, так и центробежной силы. При вхождении вагона в кривую
центробежная сила отклоняет маятник к наружному рельсу.
В зависимости от отклонения маятника исполнительное устройство, при
помощи электромагнитных клапанов, впускает и выпускает воздух из соот-
ветствующих пневматических баллонов, меняя таким образом их высоту
и увеличивая наклон кузова внутрь кривой. При выходе из кривой происхо-
дит обратный процесс и так продолжается до тех пор, пока кузов постепенно
не возвратится в нормальное положение. Устройство срабатывает лишь во
время движения по переходной кривой при определенной заданной скорости
и при действии центробежной силы в течение определенного времени. Оно
не реагирует на кратковременные поперечные ускорения, вызываемые колеба-
ниями кузова или боковыми толчками от неровностей пути. С этой целью
предусмотрено демпфирование отклонений маятника, основанное на действии
вихревых токов. Кроме того, предусмотрена компенсация наклона кузова
в том случае, когда вагон остановится на кривой. Устройства подобного рода
разрабатываются и для скоростных локомотивов.
Глава XVI
РАЗМЕЩЕНИЕ ОБОРУДОВАНИЯ И РАЗВЕСКА ТЕПЛОВОЗОВ
§ 70. ОБЩИЕ ПРИНЦИПЫ РАЗМЕЩЕНИЯ ОБОРУДОВАНИЯ
НА ТЕПЛОВОЗЕ
На основании технического задания на проектирование тепловоза с ука-
заниями назначения и основных требований, которым он должен удовлет-
ворять, определяют конструкцию его основных узлов: рамы, кузова, дизеля
и передачи, тележки, а также вспомогательного оборудования.
В СССР тепловозы строят серийно на специализированных заводах
с использованием передовой технологии. Накоплен богатый опыт проектиро-
вания, постройки и эксплуатации тепловозов. Имеется достаточное количе-
ство хорошо отработанных, проверенных многолетней эксплуатацией узлов,
таких как дизели, электрические машины, тележки, осевые редукторы, гид-
равлические передачи и элементы трансмиссии, гидравлические редукторы
привода вентилятора, секции холодильников, аппаратура и др. Это способ-
ствует внедрению унификации и стандартизации тепловозного оборудования.
Применение унифицированных, хорошо зарекомендовавших себя в экс-
плуатации узлов сокращает сроки проектирования, промышленного освое-
ния и начала серийного производства новых тепловозов, облегчает условия
их эксплуатации и ремонта. Тепловозы, построенные с применением унифи-
цированных узлов и деталей, дешевле в производстве и эксплуатации,
работают более надежно. Поэтому при создании новых тепловозов необходимо
стремиться к использованию освоенного промышленностью оборудования,
отвечающего современным требованиям. Вместе с тем, при проектировании
новых тепловозов следует обязательно учитывать прогрессивные тенденции
развития отечественного и зарубежного тепловозостроения.
После обоснованного выбора основного оборудования приступают
к компоновке его на тепловозе. При размещении оборудования необходимо
добиваться:
равномерности нагрузки движущих осей тепловоза, обеспечивающей
реализацию максимальной силы тяги;
удобства монтажа и демонтажа (ремонтоспособности);
доступности и безопасности его обслуживания;
компактности (максимально возможного использования объема машин-
ного помещения);
простоты конструкции и надежности работы вспомогательных механиз-
мов, приводов и обслуживающих систем;
обеспечения оптимальных условий работы обслуживающего персонала;
современной внешней формы тепловоза, отвечающей требованиям про-
мышленной эстетики.
47G
Ввиду противоречивости отдельных требований, предъявляемых к ком-
поновке оборудования на тепловозах (например, компактности его размеще-
ния и доступности при обслуживании), прогрессивного развития конструк-
ций, разнообразия тепловозов по мощности, конструкционной скорости
и назначению, нельзя полностью стандартизировать размещение оборудова-
ния. Поэтому основные положения о размещении оборудования целесообразно
рассмотреть на примерах некоторых отечественных и зарубежных тепловозов.
Пассажирский тепловоз ТЭП60 (см. рис. 3) производится Коломенским
заводом. В средней части кузова этого тепловоза размещен дизель-генератор
11Д45А мощностью 3000 л. с. Такое размещение облегчает достижение равно-
мерности распределения веса оборудования по тележкам.
От вала дизеля приводятся вспомогательные механизмы. Со стороны
генератора приводятся: тормозной компрессор; двухмашинный агрегат,
состоящий из вспомогательного генератора и возбудителя тягового генера-
тора; синхронный подвозбудитель; вентиляторы для охлаждения тяговых
электродвигателей передней тележки и тягового генератора. Все агрегаты,
за исключением тормозного компрессора, расположены на остове генератора
и приводятся от дизеля через раздаточный редуктор.
Со стороны турбокомпрессоров расположены и приводятся от дизеля
вентилятор охлаждения электродвигателя задней тележки и редуктор привода
насосов гидрообъемного привода вентилятора охлаждающего устройства
тепловоза. Над турбокомпрессорами расположены маслопленочные воздуш-
ные фильтры. Применение гидрообъемного привода вентиляторов холодиль-
ника исключает применение трансмиссионных валов и редукторов, позволяет
осуществить свободные проходы через шахты.
Охлаждающее устройство расположено со стороны насосов, размещен-
ных на дизеле, и турбокомпрессоров. Это позволило сократить длину трубопро-
водов и разместить оборудование компактно и удобно для обслуживания.
Со стороны генератора находится высоковольтная камера. Между кабинами
машиниста и машинным отделением имеются тамбуры, которые одновременно
служат воздушными буферами, снижающими шум от дизеля.
В машинном отделении, по обеим сторонам силовой установки, имеются
достаточные сквозные проходы. Для выемки цилиндровых комплектов
(втулка, поршень, шатун и цилиндровая крышка) дизеля, турбокомпрессоров
и других узлов в крыше имеются легко снимающиеся люки. Крышка над
дизель-генератором съемная. Все это обеспечивает удобство монтажа и
демонтажа оборудования.
Тепловоз 2ТЭ10Л (см. рис. 5) производится Ворошиловградским заводом
им. Октябрьской революции. Он состоит из двух одинаковых секций, соеди-
ненных автосцепкой. При необходимости каждую из секций можно исполь-
зовать самостоятельно. В секции в средней части кузова размещен дизель-
генератор 10Д100 мощностью 3000 л. с. С дизелем соединены все вспомога-
тельные устройства. От переднего распределительного редуктора, соединен-
ного с валом тягового генератора, приводятся через систему валов и муфт
двухмашинный агрегат, расположенный под кабиной машиниста, вентилятор
охлаждения тяговых двигателей передней тележки и тормозной компрессор.
Вентилятор охлаждения тягового генератора через конический редуктор
приводится от верхнего коленчатого вала дизеля. Редуктор установлен
на стойке, прикрепленной к станине главного редуктора. От заднего распре-
делительного редуктора через разветвленную трансмиссию приводятся
вентилятор охлаждения тяговых электродвигателей задней тележки, масля-
ный насос центробежного фильтра дизеля, редуктор со встроенной гидродина-
477
1 2 3 4 5
Рис. 277. Пассажирский тепловоз ТГП50 с гидропередачей:
1 — дизель; 2 — коробка гидравлической передачи; 3 — водомасляный теплообменник гидравлической
передачи; 4 — электронасос для подачи топлива; 5 — электрокомпрессор системы пневматического
пуска дизеля; 6 — баллоны для сжатого воздуха; 7 — вспомогательный генератор; 8 — резервуар для
сжатого воздуха тормозной системы; 9 — насос гидрообъем но го привода вентилятора; 10 — водо-
масляный теплообменник для охлаждения масла дизеля; 11 — насос для прокачивания дизелей маслом;
12 — компрессор; 13 — вентилятор с гидродвигателем; 14 — охлаждающее устройство
мической муфтой для привода вентилятора охлаждающего устройства тепло-
воза и однокорпусный электрический агрегат А-705.
На боковых стенках кузова размещены фильтры для воздуха, забирае-
мого дизелем. В передней части кузова по обеим сторонам расположены
высоковольтные камеры, примыкающие к кабине машиниста. В задней части
кузова размещено охлаждающее устройство шахтного типа. Стенки кузова
и крыша над дизелем съемные. Топливный бак расположен под рамой тепло-
воза, в средней ее части. Между стенками кузова и силовой установкой
имеются проходы достаточной ширины.
Отметим, что на тепловозе 2ТЭ10Л, как и на тепловозе ТЭП60, оборудо-
вание расположено удачно, благодаря чему обеспечены нормальные условия
478
его обслуживания и сравнительно низкая затрата мощности на вспомогатель-
ное оборудование.
Пассажирский тепловоз ТГП50 (рис. 277) мощностью 4000 л. с. с гидра-
влической передачей [166] характерен симметричным относительно его
середины размещением основного оборудования, что существенно облегчает
достижение равномерности распределения нагрузок между, колесными пара-
ми. Тепловоз оборудован двумя силовыми установками, каждая из которых
состоит из дизеля 1Д40 мощностью 2000 л. с. и гидравлической передачи
К32Р, соединенных торсионным валом с зубчатыми муфтами.
В средней части кузова между гидравлическими передачами размещено
следующее вспомогательное оборудование: компрессор тормозной системы
тепловоза; электрический компрессор системы пневматического пуска дизеля;
баллоны для сжатого воздуха; топливоподкачивающие электрические
насосы и др. На коробках гидравлической передачи установлены водо-
масляные теплообменники для охлаждения ее масла. На одной из таких
коробок смонтирован вспомогательный генератор, подающий питание к элек-
479
тродвигателям вспомогательных агрегатов и заряжающий батарею, а также
питающий цепи управления и освещения.
Охлаждающее устройство каждой силовой установки смонтировано над
гидравлической передачей. Привод вентиляторов — гидрообъемный. Насосы
гидравлического привода приводятся от повышающегося редуктора гидра-
влической передачи. По обеим сторонам кузова имеются сквозные широкие
проходы для обслуживания силовых установок. Под рамой кузова подвешены
две секции топливного бака, аккумуляторные батареи и резервуары сжатого
воздуха тормозной системы. По концам кузова расположены просторные
кабины машиниста, обеспечивающие хороший обзор пути. Для монтажа
и демонтажа оборудования при ремонтах в крыше предусмотрены легко
-снимающиеся люки и секции.
Примером симметричной компоновки оборудования может также слу-
жить французский тепловоз серии 69000 (рис. 278) мощностью 4200 л. с.
[168]. Тепловоз имеет две симметрично расположенные силовые установки,
каждая из которых состоит из дизеля 16РА4 и коробки гидравлической пере-
дачи, соединенных карданным валом. Эта передача смонтирована на тележке
и состоит из двух гидротрансформаторов, одной гидромуфты и гидродинами-
ческого тормоза, расположенных поперек тележки, а также зубчатого редук-
тора, передающего движение на оси тележек.
При таком размещении коробки гидравлической передачи снижается
количество зубчатых колес, валов, подшипников и деталей корпуса. Бла-
годаря опорно-рамному подвешиванию коробки гидравлической передачи
значительно снижается неподрессоренный вес тепловоза. Отметим, что для
ремонта коробки гидравлической передачи, вмонтированной в раму тележки,
необходимо поднимать кузов тепловоза и выкатывать тележки, что осложняет
ремонт. Почти все вспомогательное оборудование тепловоза размещено
в средней части (между дизелями) симметрично относительно средней попереч-
ной плоскости симметрии кузова.
Каждая силовая установка имеет свое охлаждающее устройство блочного
типа, которое размещено над гидравлической передачей. Из двух вентилято-
ров охлаждающего устройства один приводится от первичного вала этой
480
Рис. 278. Тепловоз 69000 с гидравличе-
ской передачей:
1 — водомасляный теплообменник; 2 — ох-
лаждающее устройство; 3 — выпускные
трубы; 4 — глушитель; 5 — дизель; 6 — ка-
мера для аппаратов; 7 — топливный бак; 8 —
тормозной компрессор; 9 — электрический
стартер; 10 — карданный вал; 11 — гидрав-
лическая коробка передач
передачи через регулируемую гидромуфту и карданный вал, а второй — от
первого через клиноременную передачу.
Крыша кузова состоит из пяти съемных секций. По концам кузова
расположены кабины машиниста, имеющие хорошую звуковую и тепловую
изоляцию. В кабинах машиниста размещены пульты управления тепловозом
и обеспечены хорошие условия работы для обслуживающего персонала.
Двухосные тележки имеют оригинальную конструкцию. Нижняя часть
тележки образует картер гидравлической передачи, в которой размещен
зубчатый редуктор, служащий для передачи движения от гидроаппаратов
гидравлической передачи к движущим осям. Вращение на каждую ось пере-
дается через полый вал и карданную передачу типа Жакмен. Под рамой
кузова имеется топливный бак емкостью 6000 л, два резервуара для сжатого
воздуха тормозной системы, бункеры для песка и отсек, в котором смонтиро-
ваны топливоводоподкачивающий электронасос и фильтры топлива.
Благодаря применению быстроходных легких дизелей и оригинальному
совмещению гидравлической передачи с тележкой вес тепловоза составляет
84 тс при нагрузке на ось 21 тс, а длина тепловоза по буферам равна 19 м.
Анализ компоновок различных тепловозов позволяет выявить некоторые
общие закономерности. По типу компоновки оборудования все тепловозы
можно разделить на две группы: с симметричным и несимметричным распо-
ложением основного оборудования в отношении поперечной оси.
Симметричное расположение оборудования, при котором легче достиг-
нуть равномерного распределения нагрузок между ведущими осями, харак-
терно для односекционных тепловозов с двумя дизелями в секции, а также
с одним дизелем при двустороннем отборе мощности для целей тяги.
Несимметричное расположение оборудования характерно для тепловозов,
которые проектируют как двухсекционные или для односекционных тепло-
возов с одним дизелем при одностороннем отборе мощности.
При одном дизель-генераторе его размещают в средней части кузова, что
облегчает задачу равномерного распределения веса оборудования по тележ-
кам. При проектировании тепловоза такое расположение дизель-генератора
в кузове позволяет легко корректировать распределение нагрузок его смеще-
П/р. Панова
481
нием на небольшую величину в ту или другую сторону вдоль кузова. В попе-
речном сечении оси симметрии дизеля и кузова совмещают.
Если силовых установок две, что чаще бывает у магистральных теплово-
зов с гидравлической передачей, то их размещают симметрично относительно
поперечной плоскости симметрии тепловоза с гидравлическими передачами,
обращенными к этой плоскости. Кроме равномерного распределения веса
по тележкам, этим достигают использования одинаковых элементов транс-
миссии (раздаточные редукторы, карданные валы, промежуточные опоры)
в обеих силовых установках.
Вспомогательное оборудование относительно дизеля располагают таку
чтобы все приводы были проще по конструкции, наиболее коротки и содер-
жали минимальное число звеньев. Системы воздухоснабжения и выпуска
отработавших газов дизеля проектируют так, чтобы они были возможно
короче и имели небольшое аэродинамическое сопротивление. Места для вса-
сывания атмосферного воздуха и выпуска отработавших газов из дизеля
располагают так, чтобы исключить попадание отработавших газов в воздух,
поступающий в дизель, холодильник, систему охлаждения электрических
машин, кабину машиниста и окна вагонов. На выпуске устанавливают глу-
шитель-искрогаситель.
Водяной, масляный и топливный трубопроводы также необходимо
сделать возможно короче. В настоящее время тепловозные дизели оборудуют
смонтированными на них водомасляными теплообменниками и масляными
фильтрами, что сокращает длину маслопроводов, исключает необходимость
применения гибких соединений, часто выходящих из строя, и повышает
общую надежность работы масляной системы.
Расположение охлаждающего устройства на тепловозах в значительной
степени обусловлено конструкцией привода вентиляторов. В случае .приме-
нения механических приводов необходимо стремиться к уменьшению длины
валопроводов, что способствует снижению вибрации, шума и повышению их
надежности. Наиболее удачным вариантом размещения холодильника отно-
сительно дизеля можно считать тот, при котором обеспечена минимальная,
длина трубопроводов и наиболее упрощена их конструкция.
В случае применения в качестве привода вентиляторов гидрообъемных
или электрических машин холодильник можно размещать в месте, наиболее
подходящем с точки зрения удобства обслуживания, развески или обеспече-
ния компактности. При этом интерьер кузова не загромождают горизонталь-
ными и вертикальными валами и их опорами, что улучшает доступ к размещен-
ному в нем оборудованию.
Для быстрого демонтажа и установки отдельных агрегатов тепловоза,
при ремонтах в крыше кузова предусматривают люки с легко снимающимися
крышками, а над дизель-генератором — съемную секцию крыши.
Для охлаждения главного генератора и тяговых. электродвигателей
в кузове тепловоза устанавливают вентиляторы, приводимые от дизеля. При
размещении этих вентиляторов следует стремиться к упрощению конструкции
их приводов, сокращению длины и снижению аэродинамического сопротивле-
ния воздуховодов.
На опытном пассажирском тепловозе ТЭП70 Коломенского завода при-
менена централизованная система охлаждения электрических машин с одним
общим вентилятором, обеспечивающая сокращение числа агрегатов.
При размещении оборудования следует предусматривать по обеим сторо-
нам кузова сквозные проходы шириной 600—800 мм для обеспечения обслужи-
вания дизель-генератора.
482
Топливный бак, как правило, размещают между тележками под рамой
тепловоза. На некоторых тепловозах имеются расходные топливные баки,
смонтированные под крышей кузова. На тепловозах с гидравлической пере-
дачей топливный бак может состоять из двух отдельных частей. Часто рядом
с топливным баком размещают аккумуляторные батареи, резервуары сжатого
воздуха тормозной системы и другое оборудование.
Общая длина тепловоза определяется или длиной тележек и топливного
бака, или длиной кузова, обусловленной комплексом оборудования, разме-
щенного в нем. Кабина машиниста должна обеспечивать хорошую видимость
пути и удобство управления тепловозом, а также отвечать требованиям
промышленной санитарии и гигиены.
Оборудование следует размещать с учетом анализа конструкций совре-
менных отечественных и зарубежных тепловозов, тенденции развития локо-
мотивостроения и технологических возможностей локомотивостроительной
промышленности. Выполнение этой задачи требует большой творческой ра-
боты на всех стадиях проектирования тепловоза — от предэскизных про-
работок до выпуска рабочих чертежей. Процесс проектирования на различных
его этапах обычно сопровождается многократными уточнениями первоначаль-
ного варианта.
§71 . РАСЧЕТ РАЗВЕСКИ ТЕПЛОВОЗА
Развеска тепловоза заключается в таком размещении оборудования, при
котором достигается заданное распределение нагрузок по осям. В настоящее
время тепловозы строят с тележечным экипажем (исключение составляют
лишь тепловозы малой мощности), все оси которого чаще всего являются
движущими и, следовательно, распределение нагрузок между осями должно
быть равномерным. В практике проектирования тепловозов принят допуск
на неравномерность распределения нагрузки по осям, равный ^=3%.
Задачу развески тепловоза обычно решают как плоскую (в предположе-
нии, что веса отдельных узлов и агрегатов могут быть представлены в виде
системы сил, действующих в продольной плоскости симметрии, проходящей
через центр тяжести всего тепловоза) статическую, с использованием уравне-
ний проекций всех сил на вертикаль и уравнений моментов этих сил относи-
тельно произвольно выбранной оси.
Расчет развески ведут в следующей последовательности. Составляют
эскиз расположения оборудования на тепловозе. На эскизе вес каждого
узла представляют в виде вертикальной силы, приложенной в его центре
тяжести. Ось моментов часто совмещают с осью сцепления передней авто-
сцепки. При симметричном расположении оборудования, например, при
силовой установке из двух дизелей, ось моментов выгоднее совместить
с поперечной осью симметрии тепловоза. Расчет развески в этом случае
короче.
По эскизу размещения оборудования определяют плечи сил и моменты
весов узлов относительно выбранной оси. Все эти данные записывают в весо-
вую ведомость тепловоза, составленную по следующей форме:
Чертеж узла Наименование узла Вес узла, кгс Плечо силы, м Момент, кгс-м Примечание
31*
483
Момент веса каждого узла относительно выбранной оси
Mi = Gilh
где Gi — вес узла, кгс; lt — плечо силы, равное расстоянию от центра тяжести
узла до оси моментов, м.
Далее определяют центр тяжести верхнего строения тепловоза, вес
которого передается на опоры тележек. К верхнему строению относят кузов
с кабинами машиниста, раму и все оборудование, размещенное в кузове
и на раме (дизель-генераторная группа или дизель с гидравлической переда-
чей; охлаждающее устройство; тормозная, масляная, топливная, водяная
системы; вспомогательное оборудование; топливный бак; упряжные приборы;
2/з запасов песка и топлива и др.).
Координаты (в м) центра тяжести верхнего строения тепловоза
X ЛЯП
Хцт—
Для равномерного распределения нагрузки от верхнего строения тепло-
воза между тележками их располагают симметрично вертикали, проходящей
через центр тяжести верхнего строения. Подрессоренный вес, приходящийся
на буксы одной тележки,
где пт — число тележек; GT — подрессоренный вес тележки.
Подрессоренный вес, приходящийся на одну ось, равен PJm, где т —
число осей тележки. Нагрузка от каждой оси на рельсы
^=4 + *’
где q — неподрессоренный вес тележки, приходящийся на одну ось.
18652 18652 18652____________Р„________18621 18621 18621
2500________2500 2500_______________,Рн 2500 2500 2500
21152 21152 21152 21152 21152 21152
I /7 Й PCTi !Р У У/
Рис. 279. Схема развески тепловоза ТЭП60:
Gj, 02, 63, . . ., G> — веса узлов; Рп — подрессоренный вес, приходящийся на одну ось; Рн — непод-
рессоренный вес, приходящийся на одну ось; Рст^ — нагрузка от оси на рельсы
484
Таблица 42
Наименование Вес, кгс Плечо силы, м Момент, кгс-м Наименование Вес, кгс Плечо силы, м Момент, кгс-м
Дизель-генератор- ная группа . . . Всасывающее и выхлопное уст- 23 794 8,24 196 075 Вода Топливо (2/3 за- паса) Масло (полный 1 210 4 310 11,98 9,46 1 449 40 767
ройство дизеля . . Теплообменник и котел-подогрева- . 770 13,54 10 431 запас) Песок (2/3 запаса) Локомотивная 1 560 400 12,00 9,71 18 720 3 884
тель Системы охлажде- ния, подачи масла и топлива .... 6 050 1 938 13,32 10,18 80 560 19 732 бригада .... Предрессоренный вес тележки . . . Неподрессорен- 200 19 107 9,63 4,18 1 925 79 848
Рама кузова . . Кузов Тормоз, песочни- цы и воздухопро- вод автоматиче- 10 923 12 455 9,56 10,20 104 470 127 042 ный вес тележки Общий вес тележ- ки Суммарный вес, передаваемый на 7 500 26 607 — —
ских устройств Электрооборудова- ние и радиостан- ция Вспомогательное оборудование . . Инструмент и др. 1 645 5 393 2 363 10,36 7,95 6,39 17 043 42 863 15 088 опоры тележек Подрессоренный вес тепловоза . . Служебный вес тепловоза . . . Вес неэкипиро- ванного теплово- 73 606 111 820 126 820 9,64 698 790
принадлежности 593 9,62 5 730 за 119 140 — —
Оборудование тепловоза компонуют в несколько этапов, поэтому и
расчет развески также уточняют несколько раз до получения требуемого
результата. На рис. 279 приведена расчетная схема развески тепловоза
ТЭП60, а в табл. 42 весовая ведомость его оборудования (на рис. 279
/2, Z3, ... Ц —плечи моментов весов соответствующих узлов; Т?2,
/?з, ... — реакции от рельс на оси тележек; GTi и Gt2 — веса, приходя-
щиеся на тележки).
Подставляя в формулу (131) значения £ и 5 взятые из весовой
ведомости (табл. 42), получают координату центра тяжести верхнего строения
тепловоза.
По результатам окончательного расчета развески устанавливают коорди-
наты отверстий для крепления к раме тепловоза дизель-генератора и другого
оборудования.
§ 72. ГАБАРИТЫ, УСТАНОВЛЕННЫЕ ДЛЯ ТЕПЛОВОЗОВ
Весь подвижной состав жел. дор. СССР колеи 1520 (1524) мм в зависи-
мости от его назначения и условий эксплуатации по наружному очертанию
необходимо вписывать в габариты, установленные ГОСТ 9238—73. Для
локомотивов этим стандартом установлены габариты Т, 1-Т, 0-Т, 01-Т,
02-Т и 03-Т. Габариты Т и 1-Т распространяются на локомотивы, допускае-
мые к обращению только по жел. дор. СССР и МНР колеи 1520 (1524) мм.
Габариты Т и 1-Т для подвижного состава приведены соответственно
на рис. 280 и 281. Нижние очертания этих габаритов относятся к локомотивам,
485
a — верхнее очертание; б — нижнее очертание; 1 — для сигнальных устройств; 2 — для выступающих
частей, поручней, подлокотников, козырьков для стока воды, параванов и др. (в открытом положении
параваны должны вписываться в очертание для сигнальных устройств); 3 — для подрессоренных частей
кузова; 4 — для подрессоренной рамы тележки и укрепленных на ней частей; 5 — для неподрессорен-
ных частей '
проходящим по всем путям жел. дор. СССР колеи 1520 (1524) мм, за исключе-
нием путей механизированных сортировочных горок. Нижние очертания
габаритов подвижного состава, соответствующие другим условиям работы,
приведены в ГОСТ 9238—73.
Габариты 0-Т, 01-Т, 02-Т, 03-Т распространяются на локомотивы,
допускаемые к обращению как по жел. дор. СССР и МНР колеи 1520 (1524) мм,
так и по жел. дор. зарубежных стран, имеющих ширину колеи 1435 мм.
Порядок применения стандарта на габариты подвижного состава устанавли-
вается Указаниями по применению габаритов подвижного состава
ГОСТ 9238—73, утвержденными Министерством путей сообщения и согласо-
ванными с Госстроем и Госстандартом СССР. Указания содержат методику
определения строительных размеров подвижного состава и служат для руко-
486
водства при его проектировании, постройке и эксплуатации. Ниже приведены
некоторые положения Указаний применительно к тепловозам.
Габаритные размеры проектируемого тепловоза выбирают в соответствии
с техническими требованиями и техническим заданием на его проектирование.
При этом в техническом задании кроме наименования габарита указывают:
номер чертежа нижнего очертания габарита, в которое должен вписаться
проектируемый тепловоз;
обозначение штрихового очертания по верху того габарита, с использова-
нием которого разрешается строительство проектируемого тепловоза;
обозначение нижнего углового очертания габарита, в которое должен
вписываться проектируемый тепловоз.
Например, запись Т (5,6 — аа^вг — д^ж^и) означает, что тепловоз
должен быть вписан в очертания, показанные на рис. 5 и 5, б (ГОСТ 9238—73).
При этом в верхней части (рис. 5) может быть использовано очертание по
а верхнее очертание; б — нижнее очертание обозначения такие же, как на рис. 280)
487
штриховой линии аахбвг, а в нижней части (см. рис. 5, б) — очертание
запись 1-Т (6г — ек^и) — означает, что тепловоз должен быть вписан
в очертания, показанные на рис. 6 и 6, г (ГОСТ 9238—73). При этом в верхней
части (см. рис. 6) тепловоз должен вписываться в основное очертание, пока-
занное сплошными линиями, а в нижней части (рис. 6, г) — в очертание
по линии еккги\
запись 0-Т (7,5 — ав) — означает, что тепловоз должен быть вписан
в очертания, показанные на рис. 7 и 7, д (ГОСТ 9238—73), причем в очертание
нижней части (рис. 7, 5) с учетом линии ав.
Для обеспечения нормальной эксплуатации жел. дор. вновь проекти-
руемые тепловозы (маневровые и поездные) следует строить по установлен-
ным ГОСТ 9238—73 нижним очертаниям соответствующих габаритов подвиж-
ного состава, показанным в нем на рис. 5, б, 6, б, 7, б, 8, б, 9, б и 10, б.
Отдельные типы поездных тепловозов, при вписывании которых в заданные
очертания (см. рис. 5, б, 6, б, 7, б, 8, б и 9, б, ГОСТ 9238—73) не удается
достигнуть требуемых сил тяги или других эксплуатационных показателей,
строятся по нижним очертаниям, показанным в ГОСТ 9238—73 на рис. 5, а,
6, а, 7, а, 8, а, 9, а и 10, а.
\ По заданному габариту, в который необходимо вписать проектируемый
тепловоз, определяют его строительные размеры (строительное очертание).
Строительным очертанием тепловоза называют поперечное, перпендикулярное
оси пути очертание, за которое не должна выступать ни одна часть тепловоза
в ненагруженном состоянии при расположении на прямом горизонтальном
пути и совмещении продольной вертикальной плоскости с осью пути.
Содержащиеся в ГОСТ 9238—73 правила по определению строительных
размеров тепловозов сводятся к следующему. Вертикальные размеры габа-
рита в верхней части являются одновременно и теми максимальными строи-
тельными размерами, которые может иметь проектируемый тепловоз по высоте
в ненагруженном состоянии. (Для тепловоза под ненагруженным состоянием
понимают отсутствие на нем предметов экипировки — топлива, воды и др.).
Наименьшие допускаемые вертикальные строительные размеры проекти-
руемого подвижного состава в нижней части получают, увеличивая верти-
кальные размеры габарита подвижного состава на величину возможного
в эксплуатации статического параллельного понижения подвижного состава
вследствие максимально нормируемого износа ходовых частей, а для обрессо-
ренных деталей и вследствие равномерной осадки рессор.
Наибольшие допускаемые строительные размеры по ширине тепловоза
получают, уменьшая поперечные размеры соответствующего габарита с каж-
дой стороны на величину необходимых ограничений Ео, £в и Ен (поперечных
смещений подвижного состава при вписывании в кривую расчетного радиуса
с учетом наибольших допускаемых износов деталей ходовых частей). Поэтому
на некоторой высоте Н над уровнем верха головки рельса максимально
допускаемая ширина тепловоза (в мм)
2В = 2(В0 —£),
где Bq — половина ширины соответствующего габарита подвижного состава
на рассматриваемой высоте; Е — одно из указанных ограничений (Ео, Дз
и £н) величины Во, вычисляемое в соответствии с ГОСТ 9238—73 и Указа-
ниями по применению габаритов подвижного состава.
Спроектированный тепловоз не должен выходить за пределы строитель-
ного очертания по номинальным размерам с учетам заводских допусков.
488
Глава XVII
ТЯГОВЫЕ СВОЙСТВА ТЕПЛОВОЗОВ
§73 . ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАИБОЛЬШЕГО ЗНАЧЕНИЯ СИЛЫ ТЯГИ
ТЕПЛОВОЗА
Силу тяги тепловоза (локомотива) на ободе колес FK принято предста-
влять в виде доли веса Рк (суммарной вертикальной нагрузки движущих
колес на рельсы), т. е. FK = фРк. Коэффициент пропорциональности ф
обычно называют коэффициентом тяги локомотива.
Наибольшую развиваемую тепловозом силу тяги FKmax или, как ее
часто называют, силу тяги по сцеплению, определяют по формуле (8), в кото-
рой коэффициент сцепления фк равен максимальному значению коэффициента
тяги. Оба множителя в формуле (8) представляют собой изменяющиеся вели-
чины, и их следует трактовать в статистическом смысле. Однако вариация
величины Рк обычно невелика, так как обусловлена возможным отклонением
от номинального значения в результате допусков при постройке и изменением
веса тепловоза по мере расходования запасов топлива, смазки, воды и песка.
Изменение веса обычно не превышает 6—7 %. Более значительны пределы
изменения коэффициента сцепления. Наибольшее влияние на его величину
оказывает состояние рабочей поверхности рельсов и бандажей, существенно
зависящее от погоды и других факторов. Кроме того, на величину фк влияют:
тип и конструкция приводной системы и тяговой передачи; общая компоновка
экипажной части тепловоза; распределение нагрузки между отдельными
колесами в состоянии покоя и, особенно, при движении; качество рельсового
пути и т. д. Наконец, существенное влияние оказывает скорость движения.
При чистых сухих рельсах или при их поверхности, хорошо промытой
обильным дождем, фк = 0,4 и более, а при загрязненных поверхностях
головок рельсов и бандажей фк =0,1.
Естественно, что на любой конкретный локомотив действуют многие
факторы, влияющие на величину коэффициента сцепления локомотива, но
не вызывающие значительных и быстро протекающих его изменений. К числу
таких факторов относят общую компоновку экипажной части тепловоза, тип
и конструкцию приводной системы и тяговой передачи, особенности электри-
ческой схемы тепловоза и т. п. Однако факторы другого рода (состояние
поверхностей головок рельсов, наличие неровностей рельсового пути, вызы-
вающих перераспределение нагрузок между колесами во время движения,
метеорологические условия и т. п.) представляют собой совокупность случай-
ных величин и определяют разброс значений коэффициента сцепления для
данного локомотива.
Значения коэффициента сцепления, полученные Куртиусом и Книффле-
ром при опытах с электровозом Е19, приведены на рис. 282. Как видим, раз-
брос значений фк очень большей. Статистическая обработка результатов этих/
48$
Рис. 283. Плотность рас-
пределения значений ко-
эффициента сцепления
Рис. 282. Зависимость
коэффициента сцепления
от скорости движения и
состояния поверхности
рельсов (черные точки —
для сухих рельсов; свет-
лые кружки — для сырых
рельсов)
опытов для момента трогания с места и движения со скоростью до 20 км/ч
по сухим рельсам приводит к нормальному, или Гауссову, закону распреде-
ления, показанному на рис. 283. Кривая характеризует плотность распреде-
ления значений при индивидуальном приводе колесных пар. Среднее
значение = 0,315; среднее квадратическое отклонение о = 0,02. Таким
образом, если использовать «Правило трех сигма», то с вероятностью Р =
= 0,997 получим наибольшее значение фктах = Фк + За = 0,375 и наимень-
шее значение фкпип = Фк — За = 0,255.
В опытах, проводившихся на английских железных дорогах при движе-
нии электровоза со скоростью 12 км/ч по сухим и влажным рельсам были
получены значения = 0,34; фктах = 0,43 и фкт1п = 0,2.
Средством для повышения значения фк и, тем самым, FKmax в неблаго-
приятных эксплуатационных условиях является подача песка, однако в нор-
мальных условиях тепловоз должен развивать расчетную силу тяги по
сцеплению без его применения.
При определении расчетного значения коэффициента сцепления
(т. е. его математического ожидания) в нормальных условиях для тепловозов
с электрической передачей применяют формулу (9), согласно которой при
v = 0, т. е. при трогании с места, расчетное значение = 0,33. При ско-
рости движения v = 20 км/ч, что примерно соответствует так называемой
скорости порога * современных тепловозов, происходит снижение до фк =
= 0,29. Эти значения фк являются средними, что позволяет с большей вероят-
ностью реализовать силу тяги тепловоза FK = FKmax без буксования.
Зарубежные данные сходны как в качественном, так и в количественном
отношениях с отечественными. Для тепловозов и электровозов часто при-
меняют формулу Куртиуса и Книффлера
ibK = 0,l61 +^4-,
’к > 1 44 v ’
согласно которой при трогании с места фк = 0,35, а при скорости движения
v == 20 км/ч коэффициент фк = 0,28.
.Во Франции при тяговых расчетах применяют формулу
: I — Л 8 + 0,Ь
фк — 0.33 -f- 8 + 02у,
* Скорость порога уп определяется абсциссой точки А' пересечения линий АВ, соответ-
ствующей уравнению (8), и А'С', представляющей собой гиперболу постоянной мощности
(автоматическую характеристику) (см. рис. 294, глава XVIII).
490
согласно- которой при v = Q коэффициент фк = 0,33, а при v = 20 км/ч
соответственно фк = 0,275.
Рассматривая влияние различных факторов на величину силы тяги
тепловоза по сцеплению, а также мероприятия, позволяющие добиться ее
увеличения, мы не касаемся способов повышения очисткой поверхности
головок рельсов плазменным пламенем или химикалиями, а ограничиваемся
лишь мероприятиями, относящимися к усовершенствованию экипажной части
и приводных систем тепловоза.
§ 74. ЗАВИСИМОСТЬ СИЛЫ ТЯГИ ОТ ВЕЛИЧИНЫ
СКОЛЬЖЕНИЯ КОЛЕСА
Подробное теоретическое и экспериментальное изучение процесса пере-
катывания по рельсу колеса, развивающего силу тяги, показало, что этот
процесс сопровождается возникновением так называемого упругого скольже-
ния. Этим термином * обозначают очень небольшое тангенциальное смещение
колеса относительно рельса под действием силы тяги. Оно отличается от
действительного скольжения колеса по рельсу, наступающего после того, как
горизонтальная сила в зоне контакта (сила тяги) превзойдет силу трения
(сцепления) между бандажом и рельсом.
Площадка контакта состоит из двух зон: зоны сцепления а (рис. 284)
и зоны скольжения Ь. Касательные напряжения и деформации в объемах
металла бандажа и рельса, примыкающих к зоне контакта, вызывают неболь-
шие смещения (сдвиги) частиц контактной площадки бандажа относительно
частиц контактной площадки рельса главным образом в зоне Ь. Вследствие
этого в процессе перекатывания колеса возникает некоторое постепенно
нарастающее (за время оборота колеса) тангенциальное смещение бандажа
относительно рельса, равное разности длины окружности бандажа и факти-
ческого расстояния, пройденного колесом вдоль рельса за один оборот. Зави-
симость горизонтальной силы FK от относительного упругого скольжения
колеса syc, представляющего собой отношение абсолютного тангенциального
смещения к пути, пройденному за это же время колесом вследствие качения
(или отношение скорости этого смещения vyc к скорости движения и), при-
ведена на рис. 285, а. Для упрощения расчетов удобнее пользоваться схемой,
показанной на рис. 285, б, где области упругого и действительного сколь-
жения ограничены прямыми линиями. Тогда для области упругого сколь-
жения сила тяги (тс)
F^ksyc, (132)
где k — коэффициент крипа, значение которого для колес локомотива соста-
вляет 500—1000 тс.
В Великобритании употребляют термин creep (крип), встречающийся иногда и в нашей
литературе.
Рис. 284. Площадка контакта между бандажом и рель
сом:
а- — зона сцепления; б — зона упругого скольжения . .
491
a — экспериментальная; б — упрощенная; / — область упругого скольжения; II — область действи-
тельного скольжения
После достижения силой тяги критического значения при котором
упругое скольжение переходит в действительное, значение коэффициента
трения начинает снижаться по мере нарастания скорости действительного
скольжения, и тогда наступает буксование.
По результатам опытов, проведенных в ЦНИИ МПС 197], зависимость
FK (syc) при FK < 0,5фкРк, может быть определена выражением
— 800 \ 2 Рк'фк /
или, при FK < фкРк, более простой формулой (132), в которой коэффициент
крипа k = 400Рстфк (где Рст — статическое давление колеса на рельс).
По данным испытаний, проведенных на чехословацких жел. дор., при
трогании с места и очень малой скорости смещения vyc = 0,004 м/с упругое
скольжение syc 0,03 при коэффициенте сцепления фк = 0,4. По мере
возрастания скорости движения увеличивается и скорость упругого скольже-
ния (при предельной величине syc 0,01), а в связи с этим снижается и
коэффициент сцепления:
Скорость движения у, км/ч
Скорость упругого скольжения уус, м/с
Коэффициент сцепления фк...........
5 40 80 120
(трога- ние с места) 0,004 о,п 0,22 0,33
0,4 0,28 0,235 0,215
Отметим, что относительная величина пути, пройденного в результате
скольжения, на практике оказывается больше предельных значений $ус,
соответствующих переходу от упругого к действительному скольжению. Этот
факт объясняют тем, что при больших значениях коэффициента тяги ф =
= (ЛЖ) (но не превосходящих предельного значения коэффициента
сцепления фк = фтах = 0,334-0,35) в процессе работы локомотивов с инди-
видуальным электрическим приводом возникает явление «перемежающегося
буксования», хорошо известное и изученное [100] как теоретически, так и
экспериментально на жел. дор. СССР.
Это явление заключается в том, что отдельные колесные пары электровоза
или тепловоза начинают проскальзывать (действительное скольжение)
и вращаться несколько быстрее (— на 25—50%), чем все остальные, катящиеся
492
в режиме упругого скольжения. Такое проскальзывание обычно непродолжи-
тельно и не успевает перейти в настоящее буксование, так как коэффициент
сцепления меняется незначительно, и когда локальные условия сцепления
проскальзывающей колесной пары улучшаются, она начинает катиться без
скольжения. Однако, как бы взамен, начинает проскальзывать другая колес-
ная пара, которая случайно оказалась в какой-то момент менее нагруженной
или движущейся по загрязненному участку рельсов.
Такой процесс поочередного проскальзывания то одной, то другой колес-
ной пары может перейти в подлинное буксование нескольких или даже всех
колесных пар локомотива. Однако процесс «перемежающегося буксования»
обычно остается незамеченным для машиниста и даже не вызывает срабаты-
вания реле буксования обычной конструкции, применяемого на локомотивах.
§ 75. ОСОБЕННОСТИ ПРОЦЕССА БУКСОВАНИЯ
ПРИ ИНДИВИДУАЛЬНОМ И ГРУППОВОМ ПРИВОДАХ
В некоторых странах (Франция, Италия и др.) применяют мономоторный
привод как на электровозах, так и на тепловозах с электрической передачей.
В технической литературе, особенно этих стран, одной из важных причин
применения такого привода считают то обстоятельство, что он, как и каждый
групповой привод, является более благоприятным в смысле стабильности
силы тяги и повышения коэффициента сцепления, чем индивидуальный
привод. Это становится понятным при анализе диаграммы коэффициент
тяги — скорость скольжения (рис. 286).
Когда все движущие колеса связаны общим приводом и работают в режиме
упругого скольжения, т. е. если, например,при небольшой скорости движения
тепловоза скорость скольжения уск < 0,005 м/с, то в случае движения
отдельных колес по загрязненным участкам рельсов для них будут иметь
место меньшие значения коэффициентов сцепления, чем для остальных колес
(кривая 2, а не кривая /). Это приведет к некоторой перегрузке нормально
работающих колес, но не вызовет буксования (если есть некоторый запас
коэффициента тяги, т. е. если ф < фк), так как значение скорости скольжения
сохранится в нормальных границах. Перераспределение нагрузок на колесные
пары вследствие действия силы тяги на автосцепке здесь так же не повлечет
за собой буксования.
В случае индивидуального электрического привода картина будет иной.
Колесная пара, попавшая на загрязненное место рельсового пути, перейдет
в режим действительного скольжения, в связи с чем значение коэффициента
трения начнет резко снижаться, и наступит буксование этой колесной пары
(особенно, если она разгружена). Буксование v=(fk/pk)
может не прекратиться и после перемещения колесной пары на новый участок рельсового пути, если коэффициент трения окажется до- статочно низким. Таким образом, может возникнуть буксо- вание другой колесной пары, особенно, если при данной электрической схеме уменьшение силы тока в цепи тягового двигателя буксующей Рис. 286. Зависимость коэффициента тяги ф на окруж- ности бандажей при групповом приводе от скорости скольжения иск 4J - ' / 0,2 1 /1 2 / / Й/-Р / 7 // // // О 0,01 УСк,н/С
493
колесной пары приводит к повышению напряжения на зажимах генератора
и, следовательно, к увеличению крутящих моментов других тяговых дви-
гателей (схема с «мягкой» гиперболической характеристикой генератора
по напряжению). В результате буксование может распространиться и на
все колесные пары.
По данным работы тепловозов на французских жел. дор., среднее значение
коэффициента сцепления при групповом электроприводе может быть принято
примерно на 15% больше, чем при индивидуальном. Приведенные рассужде-
ния относятся и к тепловозам с гидравлической передачей и карданным
приводом от нее к колесным парам. По данным, полученным в ФРГ и ГДР,
коэффициент сцепления повышается в этом случае на 8—10%. Наблюдения
за работой маневровых тепловозов на жел. дор. СССР также подтверждают
этот факт.
Следует, однако, иметь в виду, что все сказанное справедливо для случая,
когда диаметры всех движущих колес одинаковы. Если, что иногда встре-
чается в условиях эксплуатации, диаметры колес отдельных колесных пар
несколько отличаются, то распределение крутящих моментов между ними
при групповом приводе будет неодинаковым. Различной будет также и вели-
чина скорости скольжения, что в конечном итоге приведет к снижению общего
значения коэффициента сцепления для локомотива в целом. Такое неравенство
диаметров колес неблагоприятно отражается также на увеличении сопроти-
вления локомотива при движении в режиме выбега, что подтверждают экспе-
риментальные данные.
§76. КОЭФФИЦИЕНТ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ СЦЕПНОГО ВЕСА
Обычно употребляемое понятие о коэффициенте тяги локомотива ф
= FJPK целесообразно дополнить, особенно для локомотивов с индивидуаль-
ным приводом колесных пар, понятием о коэффициенте использования силы
тяги:
Fk max Фк^к
В этой формуле отношение Гк/фк можно рассматривать как условную
величину сцепного веса, при которой локомотив мог бы развивать силу тяги
FK. Тогда значение а даст представление о том, какая доля сцепного веса
при данном режиме работы локомотива используется (условно) для создания
необходимой силы тяги FK. Значение а = 0-И.
Введем теперь понятие о коэффициенте использования сцепного веса Р,
которым удобно пользоваться при определении наибольшей касательной силы,
тяги локомотивов с учетом перераспределения нагрузок между движущимися
колесными парами вследствие действия силы тяги на автосцепке, колебаний
надрессорного строения и т. п. Этот коэффициент представляет собой отноше-
ние фактической вертикальной нагрузки Pz, передаваемой от i-й колесной
пары на рельсы, к номинальной нагрузке Рн. Касательная сила тяги, реали-
зуемая f-й колесной парой,
(133)
Значения рг- могут отличаться от единицы в ту или другую сторону, но
их сумма для локомотива без бегунковых или поддерживающих осей всегда
равна числу движущих колесных пар, т. е. 2 Pz = п- Очевидно, что на-
именьшее значение F; будет определять и величину наибольшей касательной.
494
силы тяги всего локомотива, т. е. FK max = F(- mlnn, где n — число движущих
осей, поскольку при одинаковых электромеханических характеристиках
тяговых двигателей нарушение условия (133) привело бы к буксованию г-й
колесной пары.
§ 77? ПЕРЕРАСПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗКИ ОТ КОЛЕС НА РЕЛЬСЫ
ПРИ ДЕЙСТВИИ СИЛЫ ТЯГИ
Тепловоз с одноступенчатым (буксовым) рессорным подвешиванием.
Выяснив, будет ли возникать при передаче крутящего момента от тягового
двигателя неодинаковая нагрузка от правого и левого колес на рельсы в связи
с тем, что в электрическом тяговом приводе применена односторонняя зубча-
тая передача. На рис. 287 приведена схема действия сил в таком приводе при
опорно-осевом подвешивании тягового двигателя. Дополнительные нагрузки,
возникающие при передаче крутящего момента М вследствие давления зуба
шестерни на зуб большого зубчатого колеса с силой Р3, обозначены как Рл,
Рпр и Люд, соответственно для левого колеса, правого колеса и подвески
тягового двигателя. Нагрузка, действующая между зубьями, Р3 =
Для колесной пары и для колесно-моторного блока в целом можно написать
следующие три уравнения равновесия:
Р ъоъ + Р л + Р пр —
Рподс — Р3Ь + М = 0\
ЛлАл=Л1р^пр-
Обычно /л /пр, поэтому Рл = Л1Р = ЛюА т- е- оба колеса нагру-
жены одинаково. Так как Р3Ь = МЬ/гш = М (7 + 1), нагрузка
Р — Mi = FR
ГПОД с с >
где i — передаточное число тягового
редуктора; F — сила тяги, развивае-
мая колесной парой. Очевидно
\Р' = Ртл^=^-. (134)
Здесь через \Pf = Рл + Рпр
обозначено изменение нагрузки ко-
лесной пары от действия сил и
моментов, передаваемых на нее через
корпус двигателя и тяговый редук-
тор. При движении колесной парой
вперед сила ДР' будет разгружать
рельс, а сила Рпод — нагружать раму
тележки. При движении тяговым
двигателем вперед — направления
действия этих сил изменятся на
противоположные.
Рис. 287. Схема действия сил в тяговом
лриводе при опорно-осевом подвешивании
тягового двигателя
495
L
Рис. 288. Схема перераспределения нагрузок от колесных пар на рельсы при одностороннем
расположении тяговых двигателей:
L — расстояние между серединами тележек
Рассмотрим, каким будет перераспределение нагрузок от колесных пар
на рельсы для тележки и тепловоза в целом. На рис. 288 приведена схема
перераспределения нагрузок от колесных пар на рельсы при одностороннем
расположении тяговых двигателей для экипажа тепловоза 2ТЭ116 с индиви-
дуальным подвешиванием, односторонним расположением тяговых двигате-
лей на каждой тележке и симметричным расположением их относительно
главной рамы. Все показанные силы приложены к тележке. Через АР"
обозначено воздействие на колесную пару сил Рпод, приложенных к раме
тележки. Как видим, ДР" = Рпод.
Таким образом, ДР' от колесной пары на рельсы от сил, передаваемых
колесно-моторным блоком, и нагрузка ДР" от силы, действующей на опору
подвески тягового двигателя, взаимно уничтожаются, как равные и противо-
положно направленные. Остается воздействие от момента —ЗР (Н — 7?),
возникающего при передаче силы тяги, развиваемой тележкой, через шкворень
на главную раму и воздействие от моментов, создаваемых нагрузками Рпод
на опорах тяговых двигателей. В сумме эти нагрузки создают на раме
тележки момент —ЗРподс. Тогда общий (направленный против часовой
стрелки) момент на раме каждой из тележек Л4Т = —3F (Н — 7?) — ЗРподс =
= —3F (И — 7?) — 3FR = —3FH. Такой момент мог бы вызвать значитель-
ное перераспределение нагрузок, разгружая переднюю (по ходу) колесную
пару каждой тележки и перегружая заднюю.
Однако в том случае, когда рессорное подвешивание размещено между
рамой тележки и буксами, а вертикальное перемещение рамы тележки отно-
сительно главной рамы невозможно, момент 7ИТ не может вызвать поворота
рамы тележки относительно горизонтальной (поперечной) оси, а будет переда-
ваться на главную раму. На главной раме от действия обеих тележек возник-
нет общий момент Л4р = 2Л4Т = —QFH, направленный против часовой стрел-
ки. Этот момент и будет разгружать колесные пары передней тележки и
перегружать колесные пары задней тележки. Пренебрегая небольшим накло-
ном главной рамы *, а следовательно, и поворачивающейся вместе с ней
рамы тележки, можно считать дополнительные нагрузки ДР каждой колесной
~ л п —&FH
пары одинаковыми по величине. Тогда ДР = ;
|ДР| = 2Л^. (135)
* Более точная методика определения дополнительных нагрузок изложена в работе
А. Н. Коняева и др. [75].
Это равенство в данном случае можно было бы написать сразу, рассма-
тривая экипаж тепловоза в целом. Однако мы привели последовательное
определение компонентов дополнительных нагрузок, что необходимо при
рассмотрении схемы экипажа, аналогичного экипажу тепловоза ТЭЗ * с рас-
положением тяговых двигателей, показанным на рис. 289. В этом случае
можно считать, что усилия Рпод, действующие в противоположных направле-
ниях на небольшом расстоянии т друг от друга, взаимно уравновешиваются.
Тогда общий момент, возникающий на главной раме,
Mp^^QF(H-R)+P^L1.
Момент Мр вызовет дополнительное изменение нагрузки осей задней и
передней тележек ДР = Учитывая кроме этого и дополнительные
нагрузки согласно формуле (134), получим:
№ колесной па-
ры (по напра-
влению движе-
ния) ......... 6 5 4 3 2 1
Дополнитель-
ная нагрузка
Мр FR Мр FR Мр FR Мр ГЯ Мр FR Мр FR
......... 3L ' с 3L ' с 3L с 3L 1 с 3L с 3L с
Разгрузка первой и второй колесных пар передней тележки будет в этом
случае значительно больше, чем при одностороннем («гуськом») расположении
тяговых двигателей (см. рис. 288). Если принять фк = 0,25, то при Рн =
~ 20 тс, Н = 1,05 м, Р = 0,525 м, с = 0,92 м, L = 8,6 м и = 11м полу-
чим APj = ДР2 = —2,255 тс, АР3 = 3,465 тс, АР4 = —3,465 тс и АР5 =
= АР6 = 2,225 тс. Для одностороннего расположения тяговых двигателей
при тех же параметрах экипажной части получим Д/\ = АР2 = АР3 =
- —1,225 тс и АР4 - ДР5 = АР6 - 1,225 тс.
Таким образом, коэффициент использования сцепного веса |JZ == (Рн +
+ получит для обоих вариантов расположения тяговых двигателей
следующие значения:
№ колесной пары по (направле-
нию движения).................. 6 5 4 3 2 1
Коэффициент pt- при
расположении тяговых дви-
гателей (как на тепловозе
ТЭЗ)........................... 1,112 1,112 0,805 1,195 0,888 0,888
одностороннем расположении
тяговых двигателей (как на
тепловозе 2ТЭ116).......... 1,062 1,062 1,062 0,938 0,938 0,938
Сопоставление наименьших значений позволяет сделать вывод о том,
что наибольшая сила тяги по сцеплению при втором варианте может превы-
сить силу тяги при расположении тяговых двигателей по схеме тепловоза
ТЭЗ примерно в отношении 0,938 : 0,805. Отметим, что такой значительной
разницы в величине наибольшей касательной силы тяги тепловоза на прак-
тике не наблюдается. Это объясняется тем, что при достижении предельного
значения силы тяги на ободе колес какой-либо колесной пары, в первую оче-
редь наиболее разгруженной, явление буксования возникает не сразу.
Вначале упругое скольжение этой колесной пары переходит в действитель-
ное скольжение, которое в процентном отношении не слишком велико,
* Для возможности срагнепия предполагаем, что рессоры не сбалансированы.
32 П/р. Панова
497
498
Рис. 289. Схема перераспределения нагрузок от колесных пар на рельсы при расположении тяговых двигателей, аналогичном
тепловозу ТЭЗ
Рис. 290. Схема перераспределения нагрузок от колесных
пар на рельсы при двухступенчатом рессорном подвеши-
вании:
L — расстояние между серединами тележек
вследствие чего резкого снижения силы тяги еще не происходит (участок Ьс^
см. рис. 285). В процессе движения нагрузки, передаваемые от колесных
пар на рельсы, изменяются не только в зависимости от силы тяги на авто-
сцепке, но и от колебаний надрессорного строения локомотива при движении
колесных пар по неровностям пути и т. д., т. е. значения отдельных коэффи-
циентов использования сцепного веса непрерывно изменяются. Это при-
водит к явлению «перемежающегося буксования», при котором колесные пары
проскальзывают поочередно, не переходя в режим действительного буксова-
ния. Тем не менее, положительное влияние улучшения коэффициента исполь-
зования сцепного веса на повышение тяговых качеств локомотива несомненно.
Испытания тепловозов 2ТЭ10Л с односторонним расположением тяговых
двигателей, проведенные ЦНИИ МПС в 1970 г., показали [39], что сила тяги
по сцеплению таких тепловозов увеличивается примерно на 10% по сравнению
с тепловозами, имеющими тележки прежней конструкции, и отличается
большей стабильностью.
Отметим также, что при использовании группового привода пониженные
значения коэффициента (3 использования сцепного веса одних колесных пар
компенсируются повышенными значениями р для других колесных пар, так
что средний в группе коэффициент р будет близок к единице.
Тепловоз с двухъярусным (двухступенчатым) рессорным подвешиванием.
Еще более значительное изменение (уменьшение) коэффициента р использо-
вания сцепного веса может иметь место у локомотивов с двухступенчатым
рессорным подвешиванием и индивидуальным электроприводом колесных
пар (рис. 290). Для упрощения рассмотрим четырехосный локомотив, где-
существенную роль играет высота Нт расположения середины шкворня
тележки над головками рельсов. Действие сил в колесно-моторном блоке
прежнее, т. е. первая и третья колесные пары будут при движении вперед
разгружены силами ДР' = (FR/c), а вторая и четвертая колесные пары —
перегружены аналогичными силами. Дополнительные нагрузки на крон-
штейны подвесок тяговых двигателей Рпод будут взаимно уравновешиваться,
иначе говоря, дополнительная вертикальная нагрузка (от действия привода)
на колесные пары передаваться не будет (действием незначительного по
величине момента М = пренебрегаем вследствие малости плеча т).
На рамы тележек от сил тяги, развиваемых тележками и приложенных
к шкворням, будут действовать моменты Мт = 2F (Нт — R). В данном
случае эти моменты будут вызывать наклон рам тележек и перераспределение
нагрузок на колесные пары, разгружая первую (или третью) колесные пары
и перегружая вторую и четвертую. Кроме того, на главной раме возникнет
момент Мр = —4F (Н — Нг), который будет разгружать переднюю тележку
и перегружать заднюю. Изменения нагрузок колесных пар будут следующими
= FR 2F(HT~R) 4F (Н — Ят).
с d 2L
,_FR 2F(Hr~R) 4F (Н — Hr) .
2 c d 2L
= _ FR _ 2f(^t-R) । 4F (H - Hr).
c d 2L . ’
> _ FR . 2F(HT — R) 4F(H-Hr)
4 c d + 2L
32*
499'
Особенно неблагоприятен случай, когда сила тяги 4F передается от рамы
тележки через шкворень на высоте Нт — Н. Тогда
АР1 = АР3 =—АР2 = —ДР4 =
С а
Дополнительные нагрузки в этом случае будут больше, чем при отсут-
ствии второй (кузовной) ступени рессорного подвешивания, а коэффициент
использования сцепного веса уменьшится.
Значительно более удачное конструктивное решение сводится к тому, что
шкворень располагают на уровне осей колесных пар (Ят = R), а если воз-
можно, то и еще ниже*. Если Ят — R, то на рамах тележек не возникают до-
полнительные моменты, т. е. они не будут наклоняться. Дополнительные
нагрузки
(136)
= (137)
§ 78. УЛУЧШЕНИЕ ТЯГОВЫХ КАЧЕСТВ ТЕПЛОВОЗОВ
В РЕЗУЛЬТАТЕ УМЕНЬШЕНИЯ РАЗГРУЗКИ КОЛЕСНЫХ ПАР
ПРИ ДЕЙСТВИИ СИЛЫ ТЯГИ
Рассмотренные варианты конструкции экипажной части локомотивов,
а именно одностороннее расположение тяговых двигателей, низкое размеще-
ние шкворня (что удобно реализовать в двухосных тележках), наклонные
тяги и мономоторный (групповой) привод (что также целесообразно главным
образом для локомотивов с двухосными тележками), могут быть дополнены
еще одним конструктивным решением. Речь идет о применении догружателей
(рис. 291) — устройств, компенсирующих вредное влияние разгрузки колес-
ных пар. Особенно необходимо применение подобных устройств для локомо-
* Такой же эффект дает применение наклонных тяг, связывающих главную раму с рамами
тележек.
Рис. 291. Догружатели,
используемые на элек-
тровозе ВЛ80:
а — расположение догружа-
телей на тележках; б — ме-
ханизм догружателя; 1 —
цилиндр; 2 — коленчатый
рычаг; 3 — ролик; 4 — на-
ружная поперечная балка
рамы тележки; 5 — буфер-
ный брус главной рамы
500
L
Рис. 292. Схема расположения догружателя, передающего момент на раму тележки:
L — расстояние между серединами тележек
тивов с двухступенчатым подвешиванием, хотя их можно использовать и при
любых компоновках.
Догружающее устройство состоит из цилиндра /, укрепленного на буфер-
ном брусе 5 главной рамы, и коленчатого рычага 2. На горизонтальном конце
рычага имеется ролик 5, который при впуске в цилиндр сжатого воздуха
передает давление на наружную поперечную балку 4 рамы тележки, не пре-
пятствуя повороту тележки в кривых. Этим догружается разгруженная перед-
няя (по ходу) колесная пара. Давление воздуха в цилиндре изменяют при
помощи специального реле.
Однако применение догружателя не приводит к полному выравниванию
нагрузок, передаваемых колесными парами на рельсы. В лучшем случае,
при правильном проектировании и размещении догружателя можно нейтра-
лизовать действие дополнительных нагрузок, возникающих в опорных точ-
ках колесно-моторного блока. При расположении шкворня тележки на
высоте Нт = R (см. рис. 290), это будут силы ДР{;3 = —ДРг-,4 = —FR/c,
т. е. первые слагаемые в формулах (136) и (137). Эти силы можно нейтрализо-
вать моментом М = FRd/c, приложенным к раме тележки (рис. 292). При
этом противоположный по направлению момент будет приложен к главной
раме локомотива. Такой же момент окажется приложенным к главной раме
и в зоне размещения задней тележки.
Сумма этих моментов и момента —4F (Н — R), действующего на глав-
ную раму в результате приложения силы тяги 4F на оси автосцепки, будет
равна —4FH. В результате главная рама будет перегружать колесные пары
задней тележки и разгружать первую и вторую колесные пары силами ДРХ =
= ДР2 = —ДР3 — —ДР4 = 4FH/(2L), т. е. будет иметь место та же ситуа-
ция, что и в случае одностороннего расположения тяговых двигателей [см.
формулу (135)].
Таким образом, максимальное значение коэффициента использования
сцепного веса, которое можно получить для разгруженных колесных пар при
помощи догружателей, |}max = 1 — [FK///(nLPCT) ].
При = 0,25 коэффициент ртах = 0,94.
Если догружатель расположен по упрощенной схеме (рис. 293), анало-
гичной изображенной на рис. 291, то силу /7, действующую на раму тележки
от механизма догружателя, определяют из условия равенства дополнительной
нагрузки, передаваемой на переднюю колесную пару, и разгрузки ДР' =
501
Рис. 293. Схема расположения догружателя, передающего усилие на наружную поперечную-
балку рамы тележки (упрощенное расположение):
L — расстояние между серединами тележек
= — (FR/c) от действия тягового привода. В этом случае FlUd = FR/c, откуда
сила П = FRd/(cl). В зависимости от направления движения локомотива
действуют соответствующие догружатели.
§ 79. ПОВЫШЕНИЕ СТАБИЛЬНОСТИ ТЯГОВЫХ КАЧЕСТВ ТЕПЛОВОЗОВ
В РЕЗУЛЬТАТЕ ПРИМЕНЕНИЯ УЛУЧШЕННЫХ
ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ТЯГОВОГО ПРИВОДА
При движении тепловоза, развивающего значительную силу тяги, воз-
никает перераспределение нагрузок на колесные пары. Например, у тепло-
возов 2ТЭ10Л с тележками челюстного типа первая, вторая и четвертая
колесные пары передней секции разгружаются, а третья, пятая и шестая —
перегружаются. Изменение нагрузок может быть довольно значительным
(до 20% статической нагрузки). При увеличении скорости движения перерас-
пределение нагрузок происходит в большей степени в результате динамиче-
ского взаимодействия колес и неровностей рельсового пути. Необходимо
также иметь в виду некоторое различие электромеханических характеристик
для комплекта тяговых двигателей секции тепловоза. В результате перечис-
ленного, а также вследствие различного состояния поверхности головок рель-
сов под движущими колесами тепловоза может возникнуть проскальзывание
(буксование) одной или нескольких колесных пар, для которых сочетание-
факторов привело к превышению коэффициентов сцепления колес с рельсами.
Увеличение частоты вращения буксующей колесной пары приведет
к уменьшению силы тока ее тягового двигателя (имеем в виду тяговые двига-
тели последовательного возбуждения тепловоза 2ТЭ10Л). Это, в свою оче-
редь, вызовет уменьшение тока генератора и увеличение напряжения на его
зажимах вследствие гиперболической характеристики генератора. Но повы-
шение напряжения на зажимах генератора приведет к увеличению напряже-
ния на зажимах тяговых двигателей, вызовет возрастание силы тока тяговых
двигателей, а следовательно, и силы тяги в группе небуксующих колесных
пар. В результате может возникнуть буксование всех колесных пар; тепло-
воза, что часто и наблюдается в эксплуатации *.
* Такими же особенностями обладают и тепловозы с электрической передачей переменно-
постоянного тока (например, 2ТЭ116).
502
Чтобы начавшееся буксовайие одной из колесных пар не распространи-
лось на другие, необходимо обеспечить работу генератора в этих условиях по
так называемой жесткой характеристике, т. е. при неизменяющемся напря-
жении. Для возможности использования полной мощности дизеля в нормаль-
ных условиях, внешняя характеристика генератора при отсутствии буксова-
ния должна оставаться гиперболической.
Электрическая схема, обеспечивающая такую работу тягового привода
тепловоза 2ТЭ10Л, была разработана ЦНИИ МПС, ВНИТИ и Ворошилово-
градским тепловозостроительным заводом. Сущность схемы заключается
в регулировании возбуждения возбудителя не по сумме сил токов тяговых
двигателей (как в схеме серийного тепловоза 2ТЭ10Л), а по наибольшей силе
тока тяговых двигателей, т. е. по силе тока тягового двигателя одной из не-
буксующих колесных пар. При этом жесткая характеристика генератора со-
храняется, даже если среди движущих колесных пар секции тепловоза
остается только одна, реализующая силу тяги без буксования.
Новая электрическая схема отличается также повышенной чувствитель-
ностью устройств, обнаруживающих и прекращающих буксование. Этого
достигают включением реле буксования на обмотки главных и дополнитель-
ных полюсов (а не одних главных полюсов). В результате значительно повы-
шается чувствительность реле при ослабленном поле. Чтобы чувствительность
реле при полном поле не оказалась чрезмерной, в цепь его катушки через
реле управления вводится при этом режиме добавочное сопротивление.
В электрическую схему внесены также некоторые другие изменения, направ-
ленные на улучшение регулирования мощности генератора в процессе буксо-
вания.
Испытания тепловозов 2ТЭ10Л с измененной электрической схемой под-
твердили ее преимущества по сравнению с серийной схемой. Коэффициент
тяги при трогании с места и разгоне у опытных тепловозов был на 15% выше,
чем у серийных. Работа тепловозов отличалась большей стабильностью
тягового режима, пробуксовки наблюдались, как правило, лишь у отдельных
колесных пар. Значительно эффективнее происходило прекращение буксо-
вания.
Значительно более стабильными тяговыми качествами обладают тепло-
возы с электрической передачей постоянного тока, но с тяговыми двигателями
независимого возбуждения. Электромеханические характеристики этих дви-
гателей более жесткие, в результате чего развитие буксования колесных пар
(так называемое разносное буксование, ведущее к повреждениям тяговых
двигателей) в этом случае исключено. В 1972 г. Ворошиловоградский тепло-
возостроительный завод на основе разработок МИИТа выпустил опытный
тепловоз 2ТЭ10Л с тяговыми двигателями независимого возбуждения. В на-
стоящее время этот тепловоз находится в опытной эксплуатации.
Перспективные тепловозы с передачей переменного тока с асинхронными
тяговыми двигателями будут обладать ценным качеством, свойственным этим
двигателям (частота их вращения пропорциональна частоте питающего тока).
В тепловозе DE2500 фирмы Хеншель все тяговые двигатели включены парал-
лельно, и поэтому буксование одной или даже всех колесных пар при частоте
питающего тока, соответствующей скорости движения тепловоза, возникнуть
не может. В этом отношении электрическая передача с асинхронными тяго-
выми двигателями должна обеспечить более высокие значения коэффициен-
тов тяги, свойственные локомотивам с групповым приводом.
503
Глава XVIII
РАСЧЕТ ТЯГОВЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ТЕПЛОВОЗОВ
§ 80. РАСЧЕТ ТЯГОВЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ПРИ ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ
ПЕРЕДАЧЕ
Для получения требуемой тяговой характеристики А'С' (рис. 294),.
при которой полностью используется номинальная мощность дизеля в диапа-
зоне скоростей движения тепловоза от скорости порога vn до максимальной
^тах, тяговая передача должна обеспечить плавное изменение силы тяги от
Рктах ДО FKmm- Требуемая кратность изменения силы тяги
it, __ ^ктах _ утах
max — р 7,
г Kinin vn
Чем больше мощность дизеля (при неизменной величине сцепного веса
и максимальной скорости движения тепловоза), тем меньше требуемая крат-
ность изменения передаточного отношения. При заданной мощности размеры
и вес электрических машин передачи возрастают при увеличении кратности
изменения силы тяги [128]. Поэтому, выбирая величину &стау, необходимо
учитывать назначение тепловоза и не допускать необоснованного ее увеличе-
ния.
С целью уменьшения веса передачи электрические машины рассчитывают
на длительный режим работы не во всем диапазоне требуемого изменения силы
тяги и скорости движения, а только на некотором участке DC' (от точки
с координатами FK^ и гдл до точки с координатами FKmin и vmax). Режим
движения при силах тяги от длительной FKAJ1 до предельной по сцеплению
FKmax' являются кратковременными и обеспечиваются благодаря перегру-
зочной способности электрических машин передачи. Таким образом, тяговая
характеристика тепловоза с электрической передачей, кроме упомянутых
ограничений, имеет ограничение и по длительной силе тяги Ркд>л.
Кратность изменения силы тяги, на которую рассчитывают электриче-
скую передачу,
l, Дл ^тах
г к min ^дл
Для увеличения провозной способности жел.-дор. линий вес грузового
поезда желательно брать возможно большим. Поэтому у грузового тепло-
воза сила тяги длительного режима, хотя и меньше предельной по сцеплению,
но имеет достаточно большую величину. У грузовых тепловозов мощностью
2000—3000 л. с. кратность #сшах = 5,5-5-9; kc = 3,5-т-5.
Сопротивление движению пассажирских поездов в большей мере зависит
от скорости, поэтому требуемое изменение силы тяги пассажирских теплово-
зов в зависимости от профиля пути значительно меньше, чем грузовых. С дру-
гой стороны, для пассажирских тепловозов важно уменьшение их веса, в част-
504
Рис. 294. Тяговые характеристики тепло-
воза с электрической передачей:
1 — ограничение силы тяги по сцеплению; 2 —
ограничение по максимальному току электриче-
ских машин; 3 — ограничение по максимальному
напряжению электрических машин; 4 и 5 — тяго-
вые характеристики тепловоза при частичных
режимах работы дизеля
ности, в результате снижения веса
электрических машин передачи, что
может быть достигнуто при условии
уменьшения величины kc. Поэтому
максимальную силу тяги пассажир-
ских тепловозов F'K max принимают
меньше предельной по сцеплению и
ограничивают величиной допустимого
максимального тока электрических
машин передачи. У пассажирских
тепловозов сила тяги длительного
режима на 30—50% меньше, чем у
грузовых тепловозов равной мощ-
ности, поэтому кратности
£спИх = 4^ = 5^7,5; &с = Зч-4.
г к min
Расчетная сила тяги на руководящем подъеме может быть принята зна-
чительно большей, чем длительная, так как благодаря высокой скорости
движения время работы электрических машин в режиме перегрузки сокра-
щается.
Отметим, что из-за унификации электрических машин отечественных гру-
зовых и пассажирских тепловозов возможности уменьшения их веса для пас-
сажирских тепловозов в полной мере не используются.
Маневровые и промышленные тепловозы, оборудованные дизелями отно-
сительно небольшой мощности, перемещают составы, вес которых изменяется
в широких пределах. Для расформирования тяжеловесных поездов маневро-
вый тепловоз должен иметь большой сцепной вес и развивать при малых ско-
ростях движения большую силу тяги, достаточную не только для перемеще-
ния поезда, но и для получения больших ускорений, обеспечивающих высо-
кую производительность тепловоза. Однако эти режимы работы являются
кратковременными, поэтому силу тяги длительного режима можно принять
значительно меньшей предельной силы тяги по сцеплению. При движении по
подъездным путям маневровые тепловозы должны развивать относительно
высокие скорости. Однако вес состава в этом случае обычно небольшой. По-
этому при больших скоростях движения можно допустить некоторое умень-
шение реализуемой мощности дизеля. У маневровых тепловозов с электро-
передачей &стах = 84-11, kc = 54-6.
Необходимая кратность изменения силы тяги в длительных режимах
работы может быть получена различным сочетанием трех способов регулиро-
вания передачи: изменением магнитного потока (напряжения) генератора;
изменением магнитного потока электродвигателей; перегруппировкой элек-
тродвигателей. Магнитный поток генераторов малой мощности изменяют бла-
годаря их выполнению со смешанным возбуждением. Генераторы большой
505
мощности выполняют с независимым возбуждением, изменяемым при помощи
специальной системы регулирования.
У тяговых электродвигателей, имеющих последовательное возбуждение^
обеспечивается автоматическое изменение (в некоторых пределах) магнитного
потока. Кроме того, применяют ступенчатое ослабление поля электродвига-
телей шунтированием обмоток возбуждения сопротивлениями обычно в две
ступени. Переключение групп электродвигателей с последовательного на
последовательно-параллельное соединение применяют только на тепловозах
небольшой мощности (1000 л. с.).
Внешние характеристики генератора постоянного тока Ur (/г) и генера-
тора переменного тока с выпрямителем, где Ur и /г соответственно напряжение
и ток на зажимах выпрямительной установки, аналогичны (рис. 295). Харак-
теристика состоит из ограничения по максимальному напряжению (участок /);
участка 2, где мощность генератора приблизительно постоянна (гипербола);
ограничения по максимальному току (участок 3). К. п. д. генератора т]г при
изменении тока также изменяется в некоторых пределах.
Электромеханические характеристики электродвигателей, необходимые
для расчета тяговой характеристики тепловоза, представляют собой зависи-
мости момента М, частоты вращения п якоря и к. п. д. т) от тока электродви-
гателя I. Их строят для определенной внешней характеристики генератора,
поэтому принятую при расчете зависимость напряжения на двигателе Up
от тока / также наносят на общий график (рис. 296).
Показанные на рис. 296 характеристики соответствуют полному полю
двигателей (Л1ПП, ппп, Ппп), первой ступени ослабления поля (Л40П1, попь Пот)
и второй ступени ослабления поля (Л1оп2, поп2, Лопг)- Переключение с одного
режима работы на другой осуществляется автоматически при определенных
величинах тока и напряжения
Рис. 295. Внешние характеристики генератора постоянного тока или генератора переменного
тока с выпрямителем:
/ — ограничение по максимальному напряжению; 2 — участок характеристики, где мощность генера-
тора приблизительно постоянна; 3 — ограничение по максимальному току; 4 и 5 — характеристики
генератора при частичных режимах его работы
Рис. 296. Электромеханические характеристики электродвигателя
506
вая характеристика (кривая А'С', рис. 294) также состоит из трех
участков, соответствующих режимам работы электродвигателей при полном
поле (Л/7), первой ступени ослабления поля (ОП1) и второй ступени ослаб-
ления поля (0П2). Точки на концах участков соответствуют переходу с
одного режима работы на другой.
Режимы работы электрических машин передачи ограничены по току и на-
пряжению (см. рис. 295). При этом ограничение по максимальному току мо-
жет привести к уменьшению максимальной силы тяги тепловоза (кривая 2,
рис. 294), а ограничение по максимальному напряжению — к уменьшению
силы тяги и мощности, реализуемых при высоких скоростях движения (кри-
вая 3). Указанные ограничения обусловлены допустимыми размерами и ве-
сом электрических машин передачи и не являются ее недостатком.
Ограничение по величине передаточного отношения тягового редуктора
(см. гл. IV) может привести к уменьшению реализуемой силы тяги тепло-
воза и недоиспользованию установленной на тепловозе передачи. Например,
на пассажирских тепловозах ТЭП60 для принятой системы рамного подвеши-
вания электродвигателя наибольшее передаточное отношение тягового ре-
дуктора, которое можно получить, составляет 2,32. При этом электродвига-
тель ЭД-108, рассчитанный на максимальную частоту вращения якоря
п = 2290 об/мин, при конструкционной скорости тепловоза 160 км/ч имеет
п = 1870 об/мин. Недоиспользование электродвигателя по частоте вращения
привело к уменьшению длительной и максимальной сил тяги тепловоза
(FK Дл = 12 500 кгс взамен 15 300 кгс и FKmax = 21 900 кгс взамен 26 800 кгс).
В процессе проектирования и испытания нового тепловоза условно
можно отметить три этапа определения тяговой характеристики:
приближенный расчет тяговой характеристики, выполняемый на ранних
стадиях проектирования, когда неизвестны характеристики передачи; ре-
зультаты такого расчета используют для проведения технико-экономических
расчетов, сравнительной оценки различных вариантов выполнения тепло-
воза и т. д.;
уточненный расчет тяговой характеристики, осуществляемый в конце
рабочего проектирования или сразу после постройки опытного образца
тепловоза, когда известны расчетные или опытные характеристики передачи
и уточнены затраты мощности на привод вспомогательных агрегатов тепло-
воза; результаты такого расчета входят в техническую документацию тепло-
воза, в том числе в технические условия на поставку тепловоза заказчику;
экспериментальное определение тяговой характеристики, осуществляе-
мое (наиболее точно) в процессе специальных испытаний тепловоза; кроме
технической документации на тепловоз эти характеристики используют при
тяговых р асчетах [137].
Исходными данными для приближенного расчета тяговой характеристики
служат следующие параметры тепловоза, приведенные в техническом зада-
нии: сцепной вес Рсц (тс), максимальная (конструкционная) скорость дви-
жения утах (км/ч), номинальная эффективная мощность дизеля Nen (л. с.),
сила тяги 7\дл (кгс) длительного режима.
Предельную по сцеплению силу тяги Гксц определяют [137] по форму-
лам (8) и (9). Силу тяги тепловоза FK на участке тяговой характеристики,
определяемой номинальной мощностью дизеля (/ГС' на рис. 294), подсчиты-
вают по зависимости
FK=^-ab^n, (138)
полученной на основе формул (3) и (7).
507
Таблица 43
Наименование вспомогательных механизмов Затраты мощности (в л. с.) для тепловозов
ТЭЗ М62 ТЭМ1 ТЭМ2 2ТЭЮЛ ТЭП60 ТЭ109 V300 ТЭП70
Вентиляторы холодильника дизеля 80 80 31 51 165 165 146 118 168
Вентиляторы электриче- ских машин и аппаратов . . 28 52 24 24 85 98 109 121 126
229 1
Компрессор Возбудитель и вспомога- 60 60 50 50 60 51 63 63 | 66
тельный генератор .... 25 25 12 15,5 37 44 46 46
Прочее оборудование . . . Суммарные затраты мощно- 1 2 — — 2 2 6 6 _356_ 462
сти АГви 194 219 117 140,5 349 360 370 360
□ М?н — -^вм 0,903 0,89 0,883 0,883 0,884 0,882 0,877 0,88 0,91
₽ Neu | 0,846
Здесь Nen — номинальная эффективная мощность единичного дизеля
л. с.; а — число секций тепловоза; b — число дизелей в секции, используе
мых для тяги; |3 — доля эффективной мощности дизелей, используемая для
целей тяги; |3 0,85-s-0,9; т]п — к. п. д. передачи.
При проектировании нового тепловоза часто применяют ранее построен-
ные вспомогательные механизмы. В этом случае величину |3 можно уточнить,
воспользовавшись данными табл. 43, в которой приведены затраты мощности
на привод вспомогательных механизмов для тепловозов [83].
Для электрической передачи постоянного тока
nn = W13n,
где т]г = 0,93^-0,95 — к. п. д. генератора; т] = 0,914-0,93 — к. п. д. тяго-
вого электродвигателя; т]зп = 0,975 — к. п. д. зубчатой передачи от электро-
двигателя к движущей оси.
Для электрической передачи переменно-постоянного тока
Пп = ПгПвуТ1зп>
где % = 0,9454-0,96; т}ву = 0,993 — к. п. д. выпрямительной установки;
П = 0,894-0,92; т]зп = 0,975.
К. п. д. передач постоянного и переменно-постоянного тока отличаются
незначительно. При мощности тепловоза 2000 л. с. и более можно принять
цп = 0,844-0,86. Принимая различные величины v (в диапазоне от vn до
^тах) по формуле (138) определяют FK и по результатам строят тяговую харак-
теристику А'С' (см. рис. 294). Ограничения по максимальной скорости дви-
жения и силе тяги длительного режима наносят в соответствии с данными
технического задания. Если в техническом задании указана величина макси-
мальной силы тяги тепловоза, то ее также наносят на тяговую характе-
ристику.
Для уточненного расчета кроме упомянутых исходных данных служат
внешние характеристики тягового генератора, электромеханические и нагру-
зочные характеристики тягового двигателя, полученные расчетом или экспе-
риментально.
508
При проектировании тепловозов обычно бывает известна величина пере-
даточного отношения тягового редуктора р, определяемая в процессе проекти-
рования электродвигателя по методике, изложенной ранее (см. гл. IV). Если
уже спроектированный тяговый электродвигатель необходимо использовать
при других исходных параметрах (диаметр колеса, длительная и максималь-
ная скорости движения тепловоза, тип подвески электродвигателя), то тре-
буемое передаточное отношение и возможность выполнения соответствующего
редуктора определяют при проектировании тепловоза.
Тяговую характеристику рассчитывают следующим образом. Принимая
силу тока тягового генератора 1Г в пределах гиперболической части внеш-
ней характеристики (см. рис. 295), определяют соответствующее ему зна-
чение напряжения Ur. Затем вычисляют силу тока I (в А) и напряжение
U (в В) тягового электродвигателя:
U = -^-, (140}
тпосл
где тпар и тП0Сл — число включенных электродвигателей соответственно
параллельно и последовательно.
Для полученной силы тока I электродвигателя по электромеханическим
характеристикам (см. рис. 296) определяют момент М (в кгс-м) и частоту
вращения п (в об/мин) якоря электродвигателя, а затем рассчитывают вели-
чины касательной силы тяги FK и скорости движения v тепловоза по следую-
щим формулам:
Г 2ГПэМ . /1ЛП
к 2)к НЛзп» (141)
v = 0,188£>K-^, (142)
где тэ — число тяговых электродвигателей; ц — передаточное отношение
тягового редуктора; Tj3n — к- п- Д- тягового редуктора; DK — диаметр колеса
тепловоза по кругу катания, м.
Для одноступенчатой цилиндрической зубчатой передачи вместе с мо-
торно-осевыми подшипниками в соответствии с ГОСТ 2582—72 принимают
следующие к. п. д.:
Подведенная мощность в %
номинальной мощности тя-
гового электродвигателя . . 200 150 125 100 75 60 50 40 30 25
К. п. д. зубчатой передачи
Пзп................... 0,965 0,97 0,973 0,975 0,975 0,973 0,968 0,956 0,933 0,915
Полученное по формуле (142) значение скорости справедливо в том слу-
чае, если величина напряжения на электродвигателе {/, полученная по фор-
муле (140), равна напряжению 1/р, для которого построены электромехани-
ческие характеристики (рис. 296). На практике приходится выполнять рас-
четы при неравенстве этих напряжений, так как при расчете электромехани-
ческих характеристик используют приближенные внешние характеристики
генераторов, а при расчете тяговых характеристик — опытные или уточнен-
ные внешние характеристики.
509
Рис. 297. Нагрузочные характеристики электро-
двигателя
Обозначим скорость, полученную по
формуле (142), как vp. Тогда действи-
тельная скорость
U — 7г /1 Л
^р^Тг’ О43)
где г — сопротивление цепи электродви-
гателя (Ом), отнесенное к температуре
обмоток, равной 110° С для изоляции клас-
сов В, F, Ни 75° — для изоляции клас-
сов А и Е.
Для электродвигателей последова-
тельного возбуждения
Г = ГЯ + гЛп + <*Ггл,
где гя— сопротивление якоря; гдп — сопро-
тивление добавочных полюсов; ггп — сопро-
тивление главных полюсов; а — коэффициент ослабления поля, равный
отношению тока в обмотке возбуждения к току якоря электродвигателя.
По приведенным формулам согласно выбранным значениям тока генера-
тора определяют величины FK и v для всех режимов регулирования поля
электродвигателя: 7777, 0777 и 0772. Используя полученные данные, по точ-
кам строят зависимость FK (v) — кривую А 'С' (см. рис. 294). Точки на концах
участков тяговой характеристики (а, б, в, г), соответствующие переходу
с одного режима возбуждения электродвигателей в другой, определяют
по характеристикам устройства, управляющего переключением. Эти харак-
теристики наносят на внешние характеристики генератора (точки а, б, в, г,
см. рис. 295).
Расчет тяговой характеристики несколько упрощается, если для электро-
двигателя построены рабочие характеристики, представляющие собой зависи-
мости силы тяги электродвигателя F3, скорости движения v, к. п. д. т) и на-
пряжения Up от силы тока 7. Вид зависимостей F3 и v от 7 аналогичен виду
зависимостей соответственно М и п от 7 (см. рис. 296). Для полученной по
•формуле (139) силы тока электродвигателя 7 по рабочим характеристикам
определяют F3 и v. Касательная сила тяги тепловоза FK = mJF3.
Если напряжение [7, найденное по формуле (140), не равно [7р, то вели-
чину скорости v определяют по формуле (143), подставляя вместо vp скорость,
полученную по рабочим характеристикам.
Электромеханические и рабочие характеристики электродвигателя обычно
рассчитывают для номинальной мощности и строят в диапазоне токов, соответ-
ствующих гиперболической части внешней характеристики генератора (кри-
вая 2, см. рис. 295). В связи с этим тяговые характеристики для частичных
режимов работы при уменьшении частоты вращения коленчатого вала дизеля
и его мощности (кривые 4 и 5, см. рис. 294) рассчитывают, используя нагрузоч-
ные характеристики электродвигателя.
Нагрузочные характеристики представляют собой зависимости отно-
шения э. д. с. электродвигателя к частоте вращения его якоря Е/п от намагни-
чивающей силы главных полюсов F для нескольких значений тока электро-
двигателя (рис. 297).
510
Методика расчета следующая. Задаются током генератора /г. По соответ-
ствующей частичной характеристике (например, кривой4, см. рис. 295) опре-
деляют напряжение генератора Ur и по формулам (139) и (140) вычисляют
соответственно ток / и напряжение U электродвигателя. Определяют намагни-
чивающую силу главных полюсов электродвигателя
F = aJwTn,
где zorn — число витков катушки главного полюса.
Зная / и F, по нагрузочной характеристике определяют отношение Е/пг
В-мин/об. Затем вычисляют э. д. с. электродвигателя;
£ = (/ —(/г + А£7щ),
где = 2-^-3 В — падение напряжения в переходном контакте между
щеткой и коллектором.
Определяют частоту вращения якоря электродвигателя
Е
П = ~ Ъ •
Е/п
Крутящий момент на валу электродвигателя
М = 103 = 0,975-^-,
2ng п п
где Р2 — мощность на валу
К. п. д. электродвигателя т)
определяют по известной зависи-
мости т] (/) или рассчитывают
[128]. Зная М и я, по формулам
(141) и (142) определяют силу тяги
FK и скорость движения v. Тяго-
вые характеристики для частич-
ных режимов работы имеют вид
кривых 4 и 5 (см. рис. 294).
Используя полученные дан-
ные, можно рассчитать и пост-
роить зависимость касательной
мощности NK и к. п. д. Як тепло-
воза от скорости движения v.
Касательную мощность опреде-
ляют по формуле (7). К. п. д.
тепловоза
632,3WK Q
= (144)
Рис. 298. Тяговые характеристики гру-
зовых тепловозов:
С и СП — соответственно последовательное и
последовательно-параллельное соединения
электродвигателей; ПП — полное поле; ОП —
ослабленное поле; значения FK в числителе
относятся к одной секции тепловоза, а в зна-
менателе — к двум
электродвигателя, кВт; g = 9,81 м/с2
4,^
44000
88000
Тепловоз
Л
1050
4,4/
4.53
1050
1050
4,41
4,69
1050
ТЭ2
пп
16000
32000 С\
36000
72000
12000
24000
2ТЭ116
гтэюл-дэю
4000
8000
8000
16000
28000
56000
24000
48000
40000
80000
20000
40000
32000.
64000
2ТЭ116
ТэГо
2ТЭ10Л
ТЭЗ
ТЭЗ
сл-оп
со
Сц(2ТЭ116)
I
Сц(2ТЭ10Л)
Peg, тс
138
276
129
258
127
254
85
170
О 10 20 30 40 50 60 70 80 v.k.m/4
ъ-Точки тяговой характеристики
тепловоза 2ТЭ116
Тепловоз ТЭг
© Переход С-СП
© Переход СП-СП-ОП
О Переход СП-ОП-СП
Остальные тепловозы
© Переход ПП-0П1
о Переход ОП1-ПП
Ф Переход 0П1-0П2
© Переход ОП2-ОП1
пп
511
ooooo
80000
36000
72000
32000
60000
28000
56000
20000
08000
20000
00000
16000
32000
12000
20000
8000
16000
0000
8000
Рис. 299. Тяговые характерис-
тики пассажирских тепловозов
(значения FK в числителе отно-
сятся к одной секции тепло-
воза, а в знаменателе — к двум)
О 20 00 60 80 100 120 v,km/v
Рис. 300. Тяговые характерис-
тики маневровых тепловозов
Рис. 301. Тяговые характеристики
пассажирского тепловоза ТЭП60 мощ-
ностью 3000 л. с. с электродвигате-
лями ЭД-108
где ge — удельный эффектив-
ный расход топлива, кг/л. с. «ч,
QHp — теплота сгорания топлива
по низшему пределу, ккал/кг;
т)б — эффективный к. п. д. ди-
зеля; т)ву = 1, если применена
передача постоянного тока.
Т я говые хар актер исти ки
основных отечественных грузо-
вых, пассажирских и маневро-
вых тепловозов с электриче-
скими передачами приведены на рис. 298, 299 и 300. Штриховыми линиями
нанесены кривые постоянной мощности, равной мощности в точке длитель-
ного режима работы (FK дл; рдл).
У грузового тепловоза ТЭЗ максимальная сила тяги (рис. 298) ограни-
чена допустимым током электрических машин передачи и меньше силы тяги,
предельной по сцеплению. В зоне больших скоростей (70—100 км/ч) наступает
ограничение по напряжению, что приводит к снижению реализуемой мощ-
ности дизеля. На тепловозах ТЭЗ, где процент ослабления поля взамен 35%
принят равным 25%, этот недостаток устранен.
Электрические передачи грузовых тепловозов ТЭ10, 2ТЭ10Л и 2ТЭ116
мощностью 3000 л. с. в секции позволяют полностью использовать мощность
дизеля от скорости порога до максимальной (конструкционной) скорости.
У пассажирских тепловозов (рис. 299) полная мощность дизеля исполь-
зуется вплоть до конструкционной скорости, а максимальная сила тяги
ограничена величиной тока, допустимого для электрических машин
передачи.
Маневровые тепловозы (рис. 300) позволяют реализовать силу тяги, пре-
дельную по сцеплению, однако из-за ограничения по напряжению в довольно
большом диапазоне скоростей движения мощность дизеля используется не
полностью.
В качестве примера на рис. 301 показаны тяговые характеристики для
частичных режимов работы пассажирского тепловоза ТЭП60 мощностью
3000 л. с. в секции.
§81. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ТЯГОВЫХ ХАРАКТЕРИСТИК
ПРИ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕ
Область возможных тяговых характеристик для тепловоза с гидравличе-
ской передачей ограничена теми же условиями, что и для тепловоза с электри-
ческой передачей. При этом ограничение по силе тяги длительного режима
обусловлено теплорассеивающей способностью теплообменников для охла-
ждения масла гидравлической передачи.
Крутящий момент передается от дизеля к движущим колесам тепловоза
с гидравлической передачей через систему зубчатых колес и гидравлических
аппаратов, соответствующих кинематической схеме передачи тепловоза,
33 П/р. Панова
513
которую к моменту начала тягового расчета необходимо разработать. Ско-
рость движения тепловоза с гидравлической передачей
0,1884£)кидв 0,1884£)кпдв (145)
*пер *мех*г
где £)к — диаметр движущих колес тепловоза, м; идв — частота вращения
коленчатого вала дизеля, об/мин; гпер = идв/ик — передаточное число всей
передачи от дизеля к колесам тепловоза; пк — частота вращения движущих
колес тепловоза, об/мин; tMex = tntCTK/op — передаточное число всех зубчатых
пар передачи тепловоза; гп = пдв/пн — передаточное число повышающей
передачи, устанавливаемой между коленчатым валом дизеля и валом колес
насоса гидравлической передачи для согласования характеристик дизеля и
гидравлических аппаратов; пп — частота вращения вала колес насоса гидрав-
лической передачи, об/мин; iCTK — передаточное число зубчатых пар, пере-
дающих движение от вала турбины гидравлического аппарата, работающего
при данной ступени скорости, на входной вал осевого редуктора; iop — пере-
даточное число осевого редуктора; ir (nH/nT) — передаточное число гидравли-
ческого аппарата, работающего при данной ступени скорости; ит — частота
вращения вала турбины гидравлического аппарата, об/мин.
Во время движения тепловоза при данной ступени скорости передаточ-
ное число гмех остается неизменным, а передаточное число tr изменяется в за-
ранее выбранном диапазоне в зависимости от нагрузки (от сопротивления
движению поезда).
Касательная сила тяги тепловоза
2Л1дв св^мех^гЧмехЧг
*к =
(146)
DK
где Л4ДВСВ = ₽/Идв — крутящий момент на коленчатом валу дизеля, используе-
мый для тяги, кгс-м; 0 — доля эффективной мощности дизеля, используемая
для целей тяги; М№—крутящий момент на коленчатом валу дизеля,
кгс-м; 1)мех = 'Пп'Лстк'Пор — к- п- Д- механической части передачи; г]г — к. п. д.
гидравлического аппарата, работающего при данной ступени скорости.
К. п. д. 1)г определяют по характеристике гидравлического аппарата в за-
висимости от передаточного отношения (рис. 302).
Для расчета тяговых характеристик необходимо знать характеристики
всех гидравлических аппаратов (пусковых и маршевых гидротрансформа-
торов, гидромуфт), из которых скомпонована гидравлическая передача.
В коробках гидравлических пере-
дач тепловозов чаще всего применяют
гидравлические аппараты с [«прозрач-
ной» характеристикой. При нагружении
дизеля таким аппаратом режимы работы
(Л4ДВ и пдв) изменяются в зависимости
от передаточного числа ir, поэтому Л4ДВ
и пдв определяют по характеристике
совместной работы дизеля и гидравли-
ческого аппарата. Эту характеристику
Рис. 302. Характеристика пускового гидротранс-
форматора:
1 — коэффициент трансформации момента k —
= М^/Мц\ 2 — к. п. д. гидротрансформатора; 3 — ко-
эффициент мощности kN
514
строят следующим образом. На график М (пдв) наносят внешнюю (или огра-
ничительную) характеристику дизеля Млв (плз), соответствующую ей харак-
теристику свободного момента А1двсв = |ШДВ и параболы нагружения дизеля
гидравлическим аппаратом (для различных значений передаточных чисел
этого аппарата), вычисляемые по формуле
м
Г 1пПп
где у — удельный вес рабочей жидкости гидроаппаратов, кгс/м3; X — коэф-
фициент момента гидравлического аппарата, характеризующий его энерго-
емкость (дан в характеристике гидравлического аппарата); Ьа — активный
диаметр круга циркуляции гидравлического аппарата, определяемый при
расчете этого аппарата, м; т]п — к. п- Д- повышающей передачи.
Часто энергоемкость гидравлических аппаратов выражают (см. рис. 302)
коэффициентом мощности
h _ N
" О с •
7(0,01пн)30*
Тогда параболы нагружения дизеля гидравлическим аппаратом вычис-
ляют по формуле
м 7^kNn^a(0,01/in)3
г Чп
Режимы совместной работы дизеля и гидравлических аппаратов опреде-
ляют точки пересечения характеристики свободного момента дизеля Л4ДВ св
с параболами нагружения Мг (пдв) при ir = const.
При работе дизеля по внешней характеристике часть парабол нагруже-
ния может не пересекаться в пределах поля рабочих режимов дизеля с соот-
ветствующей линией его свободного момента. В этом случае режимы совмест-
ной работы дизеля и гидравлического аппарата определяются точками пере-
сечения парабол нагружения с соответствующей нагрузочной (или регулятор-
ной) характеристикой дизеля. На рис. 302 для примера представлены типич-
ные безразмерные характеристики гидротрансформатора, а на рис. 303 —
характеристика его совместной работы с дизелем, построенная по приведен-
ному методу.
В практических расчетах на скоростную характеристику дизеля наносят
параболы нагружения всех гидравлических аппаратов, входящих в коробку
гидравлической передачи. Поэтому характеристику совместной работы дизеля
и гидравлических аппаратов помещают на одном графике, что весьма наглядно.
Для выполнения экономических расчетов на скоростную характеристику
дизеля также наносят линии равного расхода топлива (рис. 303).
Имея характеристику совместной работы дизеля и гидравлических аппа-
ратов, можно определить касательную мощность тепловоза
МдвсвЯдв
к 716,2 ^мех11г>
а по ней вычислить касательную силу тяги
F _ 27(WK
1 -- ф
гз
515
Рк,кгс
24000
48000
22000
44000
20000
40000
18000
36000
16000
32000
14000
28000
12000
24000
10000
20000
8000
16000
6000
12000
4000
SOOO 10 20 30. to 50 60 икм/и
U 5 10 15 20 25 30 ' '
Рис. 303. Характеристика совместной работы пускового гидротрансформатора и дизеля:
Л4дв св свободный момент дизеля по внешней характеристике; 1/Z — передаточное отношение гидро-
трансформатора (цифрами даны удельные расходы топлива в г/(л. с«ч.)
Рис. 304. Тяговая характеристика проектируемого маневрового тепловоза (Ne = 2000 л. с.)
с гидравлической передачей:
1 _ ограничение силы тяги по дизелю; 2 — к. п. д. тепловоза; 3 и 4 —ограничения по сцеплению при
коэффициентах сцепления соответственно ф s= 0,37 и ф = 0,33 (значения Гк и v в числителе относятся
к поездному режиму, а в знаменателе — к маневровому)
По характеристикам совместной работы дизеля и гидравлических аппа-
ратов определяют Мдвсв, пдв и т]г для различных передаточных чисел ir.
По формуле (145) вычисляют скорости движения тепловоза, а по формуле
(146) — соответствующие этим скоростям касательные силы тяги. Получив
эти данные, строят тяговую характеристику тепловоза FK (а).
Тяговая характеристика проектного маневрово-вывозного тепловоза
мощностью 2000 л. с. построена (рис. 304) на основе характеристик гидро-
трансформаторов и их совмещения с характеристикой дизеля. Тепловоз имеет
специальную режимную коробку, позволяющую устанавливать скорость его
движения в зависимости от выполняемой работы (маневры или вывоз состава).
К. п. д. тепловоза с гидравлической передачей вычисляют, как и для
тепловоза с электрической передачей, по формуле (144) через касательную
мощность тепловоза. При этом теплоту сгорания топлива по низшему пределу
QHP принимают равной 10 200 ккал/кг, а удельный эффективный расход
топлива определяют по универсальной расходной характеристике (см.
рис. 303).
Тяговые характеристики тепловоза для работы дизеля при частичных
режимах рассчитывают и строят по тому же принципу, что и для работы по
внешней характеристике.
Глава XIX
ОБЕСПЕЧЕНИЕ САНИТАРНО-ГИГИЕНИЧЕСКИХ УСЛОВИЙ ТРУДА
§ 82. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Локомотивные бригады работают в своеобразных условиях производ-
ственной среды. Их работа характеризуется специфическим режимом труда
и отдыха: начало и окончание работы в разные часы суток; наличие ночной
работы, частый отдых вне дома — в пунктах оборота; непрерывная работа
до 12 ч в сутки у локомотивных бригад маневровых локомотивов.
При работе на современных локомотивах [7] у машинистов мышечная
работа весьма ограничена; рабочая поза сидячая; подвижность ограничена.
Возросло нервно-эмоциональное напряжение в связи с повышением скорости
движения поездов и увеличением длительности езды без остановок. Увели-
чился поток информации — более частое мелькание сигналов, путевых зна-
ков, набегания шпал и т. д. К факторам, способствующим напряжению нерв-
ной системы у машиниста, следует отнести также сознание большой ответ-
ственности. Значительные изменения произошли и в характере работы по-
мощника машиниста.
Такие факторы, как шум, вибрация, неблагоприятный микроклимат
и другие, имеющие место в кабине машиниста, не безразличны для организма
человека и могут также быть причиной развития преждевременного утомле-
ния.
Разработкой мероприятий, создающих оптимальные условия труда локо-
мотивных бригад и повышающих безопасность движения, заняты научно-
исследовательские организации и конструкторские бюро локомотивострои-
тельных заводов.
Конструкция локомотивов должна удовлетворять не только современ-
ному техническому уровню, но и отвечать современным санитарно-гигиени-
ческим требованиям, направленным на улучшение условий труда, преду-
преждение развития преждевременного утомления и обеспечение безопас-
ности движения поездов. Конструкция тепловозов, и в особенности кабины
машиниста, в значительной мере определяет условия труда локомотивных
бригад.
На основе работ, проведенных ВНИИЖГ совместно с ЦНИИ МПС, были
разработаны и утверждены в 1965 г. Типовые требования по технике безопас-
ности и производственной санитарии для проектирования и постройки маги-
стральных и маневровых электровозов и тепловозов.
При проектировании кабины машиниста следует учитывать, что в ней,
кроме локомотивной бригады, могут одновременно находиться машинист-
инструктор, ревизоры. Согласно санитарно-гигиеническим требованиям
площадь кабины должна быть не менее 5,5 м2 (по наружному обмеру с учетом
закруглений), высота кабины от уровня пола до потолка — не менее 2000 мм,
517
длина по продольной оси (на уровне пола) — не менее 1700 мм. Ширина
кабины в зоне расположения кресел должна быть максимальной (по условиям
соответствующего габарита подвижного состава), а свободная площадь — не
менее 1,8 м2.
Устройство кабины должно обеспечивать хорошую видимость впереди
лежащего участка пути, поездных и маневровых сигналов, а также контакт-
ного провода. На магистральных тепловозах предусмотрено два обзорных
окна на лобовой стенке кабины. Ширина обзорных окон составляет 1030—
1250 мм, а высота — 670—900 мм; это обеспечивает хорошую видимость. В от-
личие от других локомотивов, лобовые стекла тепловозов 2ТЭ116 и 2ТЭ10В
установлены под тупым углом («отрицательный» угол). Это способствует
уменьшению прямого воздействия солнечных лучей, улучшению стекания
дождевых капель и устранению прилипания снега.
Высота верхней кромки лобовых стекол от пола равна 1750—1800 мм,
а нижней — 1200 мм. Это обеспечивает хороший обзор всех объектов наблю-
дения вне кабины машиниста (по данным антропометрии средний рост чело-
века 1680 мм, а его высота в сидячем положении 887 мм) из положения как
сидя, так и стоя, что имеет немаловажное значение, так как перемена позы
в процессе работы — фактор, способствующий бодрствованию. Высота ниж-
ней кромки окна над полом, равная 1200 мм, способствует уменьшению зри-
тельного утомления вследствие меньшего воздействия на глаза мелькания от
набегающих шпал и рельс.
Во избежание травм, в частности глаз, лобовые окна кабины должны
иметь безосколочные стекла, не поддающиеся абразивному воздействию и не
влияющие на нормальное восприятие сигналов, и быть оборудованы устрой-
ством, препятствующим их запотеванию и обмерзанию. Для уменьшения
нагревания кабины целесообразно применять стекла, поглощающие инфра-
красные лучи.
На магистральных тепловозах, оборудованных отопительно-вентиля-
ционными установками, стекла обогревают теплым воздухом. Практика пока-
зала, что при отрицательной наружной температуре —35ч—40° С и ниже
стекла подвергаются значительному обмерзанию, снижающему обзорность
и приводящему к ухудшению микроклимата в кабине (по подсчетам потери
теплоты через окна в зимнее время составляют около 300 ккал/ч).
Исследовательская работа, проведенная сотрудниками ВНИИЖГ
и ВЭлНИЙ, показала, что эффективным средством борьбы с обмерзанием
стекол является пленочный обогрев. При этом между наружным и внутрен-
ним стеклами наносят прозрачное токопроводящее покрытие, ограниченное
по верхней и нижней кромкам стекла токоподводящими шинами. Стекла
обогревают, пропуская через покрытие электрический ток напряжением 50 В.
Степень обогрева регулируют при помощи четырех позиционных переклю-
чателей. Возможен также трубчатый обогрев стекол, при котором нагрева-
тели, помещенные между стеклами в нижней части окон, имеют две ступени
регулирования мощности.
На магистральных и маневровых тепловозах в зоне смотровых окон необ-
ходимо устанавливать вентиляторы настольного типа («аэраторы») для обдува
стекол в целях предупреждения их запотевания и для создания движения
воздуха перед машинистом и помощником в теплое время года.
Для удаления с наружной поверхности лобовых стекол дождевых ка-
пель, пыли и раздавленных насекомых предусмотрены стеклоочистители
с пневматическим приводом. Эффективен также струйный обмыв стекол с ди-
станционным управлением из кабины. Бачок для воды следует выполнять из
.518
пластмассы, так как в металлическом она загрязняется ржавчиной и качество
обмыва ухудшается. Для возможности протирки стекол снаружи вручную
предусмотрены подножки и поручни. На тепловозе 2ТЭ116 по периметру его
передней стенки предусмотрена ниша для ног глубиной 180 мм и высотой
140 мм.
Чтобы надежно защитить локомотивную бригаду от слепящего действия
солнца на лобовых окнах, с внутренней стороны кабины устанавливают
непрозрачные экраны по всей ширине окна или регулируемые по высоте
шторки, отражающие прямой солнечный свет.
Боковые окна кабины машиниста выдвигаются или опускаются. Для
удобства пользования ширина проема открытого бокового окна составляет
не менее 500 мм (по данным антропометрии ширина плеч человека равна
350—410 мм). Для защиты глаз от воздействия ветра и пыли на магистраль-
ных тепловозах перед боковыми окнами, а на маневровых с обеих сторон
устанавливают щитки (параваны) из безосколочного или органического стекла
в рамках шириной 130—160 мм и высотой, равной высоте окна. По нижнему
краю боковых окон предусматривают откидывающиеся внутрь кабины мягкие
подлокотники шириной не менее 60 мм.
Для возможности наблюдения за составом в пути следования снаружи
кабины в удобном для обзора месте устанавливают зеркала заднего обзора.
У маневровых тепловозов над боковыми открывающимися окнами предусма-
тривают откидной козырек для защиты машиниста и его помощника от дождя
и снега.
Над боковыми окнами и входными дверями кабины тепловозов преду-
сматривают желобки для отвода дождевой воды. Все двери имеют замки с руч-
ками замкнутого контура. Окна и двери имеют износоустойчивые и морозо-
устойчивые уплотнения и зажимы, обеспечивающие надежное крепление. —
На магистральных тепловозах кабина машиниста отделена от машинного
помещения тамбуром, что способствует уменьшению шума и устранению
проникновения теплого воздуха и газов из машинного помещения. Для удоб-
ства передвижения в кузове магистральных тепловозов имеются сквозные
продольные проходы шириной не менее 500 мм. На боковых ограждениях ,
имеются окна, а в потолке — люки для вентиляции.
Во избежание несчастных случаев вращающиеся части механизмов
закрыты съемными кожухами. Водяные, масляные и топливные трубопро-
воды хорошо герметизированы, чтобы находящиеся в них жидкости не попали
на кожный покров человека и не вызвали ожоги или раздражение кожи.
Конструкция холодильника тепловоза должна отвечать гигиеническим
требованиям. Для обеспечения техники безопасности фронт холодильника ма-
гистральных тепловозов закрыт чехлом, который имеет механический привод
из кабины машиниста.
В электрических схемах тепловоза предусмотрена блокировка дверей
высоковольтной камеры, если в нее подано напряжение. Предусмотрена
также изоляция токонесущих частей высокого напряжения или защитные
устройства, предохраняющие локомотивную бригаду от поражения электри-
ческим током.
На тепловозах с электрической передачей имеется устройство для ввода
их в депо при подключении на пониженное напряжение сети депо. Это устра-
няет загрязнение отработавшими газами воздушной среды в стойловой части
депо. Детали межкузовных соединений должны плотно прилегать для пред-
отвращения попадания пыли, дождевых капель и снега в кузов секций тепло-
воза.
519
На кузове тепловозов и на их рамах располагают розетки для перенос-
ных ламп и специальную розетку для измерительных проводов, а также лючок
для силовых кабелей, используемых при реостатных испытаниях. Под кузо-
ром устанавливают светильники для освещения тележек.
Прожекторы магистральных тепловозов устанавливают ниже лобовых
окон, так как по данным экспериментальных исследований ЦНИИ при таком
расположении прожекторов в поле зрения машиниста не создается световой
пелены (в результате отражения лучей прожектора от капелек влаги) и лучше
виден путь. Крыша кабины машиниста имеет противотепловой экран для
уменьшения нагрева потолка кабины в теплое время года.
На тепловозах с боковыми и торцовыми наружными площадками вдоль
этих площадок устанавливают поручни-барьеры высотой 900—1000 мм с про-
межуточным ограждением на высоте 450—500 мм (для обеспечения безопас-
ности передвижения при следовании локомотива, а также при ремонте в депо).
На маневровых тепловозах расстояние между ступеньками составляет 240—
300 мм, ширина ступенек 100 мм; максимальное расстояние от головки рельса
до нижней ступеньки равно 400 мм.
На всех тепловозах предусмотрен умывальник с подогревом воды и за-
правкой бачка снизу, а на магистральных тепловозах установлены промывае-
мый унитаз со специальным запирающим устройством, шкаф для хранения
верхней одежды, электроплитка, розетка для ее включения, холодильник
и шкафчик для аптечки.
§ 83. ШУМ И ВИБРАЦИИ
По данным отечественных [22] и зарубежных исследований, шум и ви-
брация в кабине тепловоза могут оказать неблагоприятное влияние на орга-
низм человека. Воздействие шума вызывает не только изменения в состоянии
слухового аппарата, но через центральную нервную систему влияет и на
организм в целом. Вибрации, превышающие допустимые уровни, также не-
неблагоприятно влияют на организм человека. Проблема снижения шума
и вибраций на тепловозах является особенно актуальной в связи с тенденцией
увеличения мощности тепловозов и повышения скорости движения поездов.
Шум и вибрация на тепловозе взаимосвязаны. Источниками шума яв-
ляются работающие дизель и вспомогательные агрегаты, а также удары
колес на стыках и неровностях рельсов. Колебательная энергия этих источ-
ников частично излучается в окружающее пространство (воздушная состав-
ляющая шума), а частично распространяется в виде вибраций по элементам
конструкции тепловоза (структурная составляющая шума). Комплексное воз-
действие шума и вибраций способствует более быстрому развитию утомле-
ния, ослаблению внимания и памяти, притуплению бдительности, снижению
слуха и зрения, а также нарушению нормального цветоощущения, особенно
к оранжево-красному цвету. Все это ведет к снижению безопасности движе-
ния поездов.
Шум характеризуется звуковым давлением, уровнем интенсивности или
силы звука и частотой колебаний [6]. Звуковым давлением называют давле-
ние, дополнительно возникающее в среде при прохождении через нее звуко-
вых волн. Интенсивностью или силой звука называют количество энергии,
которое проносит звуковая волна в единицу времени через единицу поверх-
ности. Частотой колебаний называют число колебаний в единицу времени.
Распределение уровней звукового давления по частотам колебаний называют
спектром шума.
520
Уровень звукового давления (в дБ)
L = 201g-b,
Ро
где р — измеряемое звуковое давление, кгс/см2; р0 = 2-10~10 кгс/см2 — зву-
ковое давление на пороге слышимости.
Гигиеническую оценку шума проводят по уровням звукового давления
на всех частотах диапазона слышимости, в соответствии с Санитарными нор-
мами по ограничению шума на подвижном составе железнодорожного транс-
порта № 877—71, разработанными ВНИИЖГ и ЦНИИ МПС (далее ЦНИИ).
Предельно-допустимые уровни звукового давления для кабин машиниста
следующие:
Среднегеометрические частоты октавных
полос, Гц....................... 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Уровни звукового давления, дБ .... 95 87 82 78 75 73 71 69
Уровни звукового давления в тамбурах и машинных помещениях тепло-
возов не нормированы.
Основными источниками шума дизеля являются впускная и выпускная
системы, шатунно-поршневая группа, топливовпрыскивающая аппаратура
и сам процесс сгорания газов. По данным ЦНИИ, общий уровень шума
(в дБ) зависит от пяти составляющих [11 ], т. е.
Лобщ = 101g [(10°-1£дв + 10°’1ьдо + 10°*1ьдс) + (10°’1L«B + 10°’1lkc)],
где £дв, £до, LKB — уровень воздушной составляющей шума в кабине маши-
ниста, создаваемый соответственно дизелем, его выпускной системой и каче-
нием колес; LRC, LKC — уровень структурной составляющей шума в кабине
машиниста, создаваемый соответственно дизелем и качением колес.
При сопоставлении величин этих составляющих шума с допустимыми
нормами для кабины машиниста можно определить, на какую величину
должна быть снижена каждая из составляющих. Для .снижения воздушной
составляющей используют методы звукоизоляции и звукопоглощения, а для
снижения структурной составляющей — виброизоляцию и вибродеформиро-
вание.
Уровень звукового давления, создаваемый дизелем, зависит от его кон-
струкции, реализуемого рабочего режима и организации рабочего процесса.
Для дизелей [12], устанавливаемых на отечественных магистральных тепло-
возах, этот уровень при номинальном режиме равен 115 дБ (дизели 2Д100
и 10Д100) и 118 дБ (дизели 11Д45 и Д70).
При проектировании тепловозов предусматривают комплекс мероприя-
тий, направленных на снижение шума не только в кабине машиниста. Особое
внимание уделяют компоновке оборудования с акустической точки зрения.
Проведенная ВНИИЖГом экспериментальная работа показала, что устрой-
ство тамбура между машинным помещением и кабиной машиниста способ-
ствует снижению шума в кабине. На экспериментальном тепловозе, обору-
дованном тамбуром, по сравнению с серийным тепловозом общий уровень
шума в кабине машиниста снизился на всех частотах. Проведенный экспе-
римент послужил толчком к созданию тепловозов, оборудованных там-
бурами (ТГ16, М62, ТЭ109, 2ТЭ116).
В тамбуре уровни звукового давления (рис. 305) при всех частотах зна-
чительно ниже (10—18 дБ), чем в машинном помещении, а в кабине машини-
521
Рис. 305. Спектры шума, измеренные на грузовом тепловозе (и = 60-ь70 км/ч; 14-я позиция
контроллера; f — среднегеометрические частоты октавных полос, Гц)
/ — нормированная кривая; 2 — спектр в кабине машиниста; 3 — спектр в тамбуре; 4 — спектр
в машинном помещении
Рис. 306. Спектры шума, измеренные в кабинах тепловоза ТЭП60 (/ — среднегеометрические
частоты октавных полос, Гц):
/ — нормированная кривая; 2 — спектр в кабине 1; 3 — спектр в кабине 2
ста — при всех частотах не превышают допустимых по санитарным нормам.
Весьма существенно на уровень шума в кабине влияет качество звукоизоля-
ционных перегородок. Коломенский завод, ЦНИИ и ВНИТИ в целях изыска-
ния эффективных звукоизолирующих перегородок совместно испытали раз-
личные варианты их конструкций [147]. Это позволило выбрать наиболее
оптимальную двухстенную перегородку (наружный лист стальной, толщиной
1,4 мм, а внутренний — алюминиевый, толщиной 3 мм) с акустическим запол-
нителем из поливинилхлоридного войлока. Такой войлок не воспламеняется,
гидрофобен, устойчив к действию щелочей, кислот, растворителей (за исключе-
нием хлорсодержащих), микроорганизмов и к влиянию тропического кли-
мата, имеет низкую теплопроводность, достаточно термостоек (разлагается
при 150° С) и морозостоек.
Испытания, проведенные Коломенским заводом, ЦНИИ МПС и ВНИТИ
на тепловозе ТЭП60, показали, что уровни звукового давления (рис. 306)
в обеих кабинах, оборудованных перегородкой опытной конструкции, не
превышают при всех частотах допустимых по санитарным нормам. Этот же
звукоизолирующий материал был экспериментально использован для улуч-
шения звукоизоляции на серийных тепловозах ТЭЗ. Последующие контроль-
ные исследования, проведенные ВНИИЖГ, показали эффективность звуко-
изоляции и в этом случае, что дало основание рекомендовать ее для исполь-
зования как при производстве тепловозов, так и при модернизации уже
построенных во время- выполнения плановых капитальных ремонтов.
Конструкция тепловоза должна также обеспечивать снижение наруж-
ного шума, воздействию которого подвергается персонал, работающий на
жел.-дор. путях и проживающее вблизи путей население. Основное влияние
на наружный шум тепловозов оказывают впускные и выпускные системы
дизеля, холодильника и охлаждения электрических машин. Структурная
составляющая шума, обусловленная излучением кузова, оказывает влияние
на воздушную составляющую в диапазоне до 500 Гц (рис. 307). Воздушная
составляющая шума обусловлена также ударами колес на стыках рельс.
522
В этом случае шум на 10—15 дБ выше. Экспериментально показано, что
эффективным средством снижения аэродинамического шума от дизелей
является применение глушителей в их системах впуска и выпуска.
Таким образом, решение проблемы уменьшения шума на тепловозах
должно быть комплексным. Необходимо одновременно снижать шум силовых
и вспомогательных агрегатов, соответствующим образом располагать обору-
дование, применять качественные материалы для звукоизоляции кабины
машиниста и повышать надежность звукоизолирующих устройств.
Вибрации рам и кузовов тепловозов обусловлены периодическими сило-
выми воздействиями со стороны пути и установленного на рамах силового
и вспомогательного оборудования. Величина вибраций зависит от конструк-
тивных особенностей тепловоза, скорости его движения, режима работы и кон-
структивных особенностей силового и вспомогательного оборудования, амор-
тизации оборудования, состояния пути и характеристик рессорного подвеши-
вания.
Основная часть вертикальных колебаний кузова различных тепловозов
имеет низкую частоту (1,7—2,5 Гц). Силовое и вспомогательное оборудование
вызывает колебания более высоких частот (см. гл. III).
С гигиенической точки зрения особое внимание обращают на вертикаль-
ные вибрации, возникающие на рабочих местах машиниста и его помощника
(кресло, пол). При оценке вибраций руководствуются частотой колебаний,
амплитудой и повторяемостью или распределением во времени.
ВНИИЖГ и ЦНИИ МПС провели многочисленные исследования, в ре-
зультате которых ВНИИЖГом были разработаны действующие сейчас Сани-
тарные нормы по ограничению вибрации на рабочих местах для обслуживаю-
щего персонала и пассажиров в подвижном составе жел.-дор. транспорта
(№ 1209—74).
Уменьшения воздействия вертикальных вибраций на локомотивную
бригаду достигают в результате общего снижения вибраций рамы и кузова
тепловоза, а также применения виброгасящих кресел. Одним из эффективных
способов уменьшения вертикальных ускорений и частоты вертикальных коле-
баний рамы и кузова является применение в рессорном подвешивании раз-
личных амортизаторов и пневматических рессор (см. гл. XV).
Рис. 307. Составляющие наружного шума тепловозов при номинальном режиме работы
дизеля (/ — среднегеометрические частоты октавных полос, Гц):
а — тепловоз М62; б — тепловоз ТЭ109; в — тепловоз 2ТЭ10Л; 1 — аэродинамическая составляющая;
2 и 3 — соответственно структурный и воздушный шум составляющей излучения кузова
523
Испытания опытных тепловозов с пневматическими рессорами (ТГМЗБ,
ТЭ7, 2ТЭ10Л) показали, что при использовании пневматического подвеши-
вания взамен обычного в 3 раза уменьшаются вертикальные ускорения
и в 2—2,5 раза — частота вертикальных колебаний.
Виброгасящее кресло машиниста с упругой подвеской, состоящей из
четырех плоских рессор, образующих параллелограм, цилиндрической пру-
жины для настройки подвески под вес машиниста и двух корректирующих
пружин, разработано инж. Н. А. Галыниным [30]. Испытания показали, что
такое кресло способствует эффективному гашению колебаний, начиная с ча-
стоты 3 Гц. В дальнейшем Ворошиловградским филиалом ВНИТИ был раз-
работан гидравлический демпфер для этого кресла. В эксплуатационных усло-
виях было выявлено снижение вибраций начиная с частоты 2 Гц.
§84. МИКРОКЛИМАТ
Условия труда локомотивных бригад определяются микроклиматом в ка-
бине машиниста, характеризуемым температурой, относительной влажностью
и скоростью движения воздуха.
Согласно санитарно-гигиеническим требованиям температура воздуха
в кабине машиниста на высоте 1000—1200 мм от пола при закрытых окнах
в холодный и переходный периоды года (при наружной температуре ниже
10° С) должна составлять 20—22° С. Перепад температур воздуха по верти-
кали на уровне стоп и груди стоящего человека, т. е. на высоте 50 и 1500 мм
от пола не должен превышать 3° С. Исследованиями специалистов установ-
лено, что перепад более 3° С вызывает ощущение дискомфорта. Разность тем-
ператур внутренних поверхностей кабины машиниста (потолок, стены, пол,
за исключением металлических и стеклянных поверхностей) и воздуха кабины
на одном уровне не должна превышать 3° С, так как больший перепад воспри-
нимается человеком, как ощущение радиационного нагревания или охлажде-
ния.
Нормирования температуры воздуха в кабине в теплый период года не
предусматривают, за исключением тех случаев, когда кабина оборудована
установкой кондиционирования воздуха. Для создания нормального микро-
климата в кабине в переходное и холодное время года важное значение имеет
система отопления. При ее проектировании следует предварительно выпол-
нять теплотехнический расчет.
На тепловозах ТЭ1, ТЭ2, ТЭЗ и ТЭМ1 в кабинах установлены калори-
феры водяного отопления. На одних тепловозах калорифер вмонтирован
в стол помощника машиниста с направлением потока теплого воздуха в сто-
рону машиниста, на других он установлен посредине кабины у лобовой стенки
с направлением тепла в правую и левую части кабины или в сторону попереч-
ной стенки.
Исследования показали, что температура воздуха в кабине в зимнее
время года при таком отоплении не стабильна и подвержена колебаниям
в связи с проникновением наружного холодного воздуха при открывании
боковых окон, а также через неплотности в окнах, в полу или во входной
двери. На рис. 308 показано изменение температуры воздуха на уровне головы
и ног машиниста и его помощника в кабине тепловоза ТЭ10 в зимнее время
при температуре наружного воздуха —25° С. Отклонения температур, изме-
ренных на уровне головы, вызваны попеременным периодическим открыва-
нием боковых окон правой и левой сторон. Отмечена значительная разность
температур воздуха на уровне головы и ног машиниста и его помощника.
524
Рис. 308. Зависимости темпера-
туры воздуха в кабине машиниста
тепловоза 2ТЭ10 от времени суток
при температуре наружного воз-
духа —25° С:
1 и 2 — температуры соответственно
на уровне головы машиниста и у его
ног; <3 и 4 — температуры соответст-
венно на уровне головы помощника
машиниста и у его ног
При этом на стороне помощника машиниста эта разность была ниже, чем на
стороне машиниста, так как через неплотности во входной двери непрерывно
просачивался холодный воздух.
На серийных тепловозах ТЭЗ в правой части кабины температура была
выше, чем в левой, что объяснялось соответствующим направлением теплого
воздуха от калорифера.
Исследования показали, что на всех тепловозах с водяным калорифер-
ным отоплением имеет место существенная неравномерность температур по
объему кабины машиниста. При нерегулируемой подаче воздуха от калори-
фера температура воздуха в различных точках объема кабины значительно
изменяется во времени, повышаясь при включенном калорифере и понижаясь
при выключенном.
Для обеспечения большей равномерности температуры воздуха во всем
объеме кабины машиниста магистральных тепловозов в зимнее время преду-
сматривают улучшенную герметизацию пола, избегают постановки дверей
в боковых стенках кабины и в необходимых случаях применяют обогрев пола.
Примером хорошей герметизации может служить конструкция пола тепло-
воза ТГМ6.
Обогреваемый пол (благодаря прокладке под ним труб с горячей водой,
циркулирующей от дизеля) выполнен на тепловозе ТГ16. На маневровых теп-
ловозах обогрев пола не рекомендуется, так как при открытых боковых окнах
поступающий в кабину холодный воздух устремляется в ее нижнюю зону
и вызывает охлаждение ног. В этом случае целесообразнее устанавливать
грелки с горячей водой, циркулирующей от дизеля.
По рекомендации ВНИИЖГ, впервые в практике отечественного тепло-
возостроения на пассажирском тепловозе ТЭП60 взамен серийного калори-
фера была установлена принципиально новая система отопления — отопи-
тельно-вентиляционная установка [8]. Работа этой системы заключается
в следующем: наружный воздух через жалюзи на лобовой стенке тепловоза
центробежным вентилятором (производительностью 356 м3/ч при 2700 об/мин,
напор 76 мм вод. ст.) подается в два калорифера, встроенных в стол помощ-
ника машиниста. Теплый воздух от одного калорифера поступает в правую
часть кабины (к ногам машиниста и лобовому окну), а от другого — в ле-
вую часть (к ногам помощника и левому лобовому окну).
Установка, по сравнению с серийным калорифером, имеет следующие
преимущества. В зимнее время в кабину подается наружный воздух, подо-
греваемый в калорифере, а не рециркуляционный. Воздух поступает на двух
уровнях, что способствует более равномерному распределению тепла в кабине
525
скоростному напору, создающемуся при
случае в кабине устраняется разрежение,
Рис. 309. Зависимости температуры
воздуха в кабине машиниста тепло-
воза ТЭП60 от времени суток при
температуре наружного воздуха
—30° С и использовании отопитель-
но-вентиляционной установки:
1 и 2 — температуры соответственно’
на уровне головы машиниста и у его
ног; 3 и4 — температуры соответст-
венно на уровне головы помощника
машиниста и у его ног
по вертикали. В летнее время
отопительный агрегат может
быть использован в качестве
устройства приточной венти-
ляции с поступлением воз-
духа в кабину благодаря
движении тепловоза. В этом
отмечающееся при следовании
локомотива с большими скоростями.
Температура воздуха на уровне головы машиниста и его помощника ко-
леблется в диапазоне от 22 до 30°Ос разницей в Г, а у ног — от 19 до 31° С
(рис. 309). При этой установке разность температуры воздуха на уровне:
головы и ног существенно уменьшается. Экспериментально установлено, что
при пользовании отопительно-вентиляционной установкой в холодное время
года обогревать кабину необходимо следующим образом: при температуре до
—10° С наружным подогретым в установке воздухом; при —10^—15° С —
наружным подогретым воздухом с примесью рециркуляционного, а при тем-
пературе ниже —15° С — только рециркуляционным воздухом. Благодаря
этой установке локомотивные бригады часть зимнего периода при закрытых
окнах имеют возможность дышать наружным подогретым воздухом, а не ре-
циркуляционным, что имеет место на всех тепловозах, кабины которых обо-
рудованы серийным калорифером.
При использовании установки в летних условиях в качестве вентиляцион-
ной было замечено (рис. 310), что температура воздуха в кабине на уровне
головы работающих снижалась на 3—6° С. Эти данные подтверждают эффек-
тивность использования установки в качестве вентиляционной в летних усло-
виях. В настоящее время отопительно-вентиляционной установкой оборудо-
ваны тепловозы ТЭП60, 2ТЭ10Л, М62 и ТЭ109. Однако использование данной,
установки в качестве приточной вентиляции не решает проблемы создания
оптимального микроклцмата в кабине летом, особенно в условиях Средней
Азии, где наружная температура воздуха доходит до 48° С в тени.
Рис. 310. Зависимости темпера-
туры воздуха в летнее время
в кабине машиниста тепловоза
ТЭП60 от времени суток:
/и //—- соответственно при вклю-
ченной и отключенной приточной
вентиляции; 1 и 2 — температуры
соответственно на уровнях головы
машиниста и головы помощника
машиниста
526
Рис. 311. Зависимости температуры воздуха в
летнее время на тепловозе ТЭП10Л:
1 и 2 — в кабине на уровнях соответственно головы
машиниста и головы помощника машиниста; 3 и 4 —
соответственно в правом и левом проходах машинного
помещения; 5 — температура наружного воздуха
Замеры температуры воздуха во внут-
ренних помещениях тепловоза ТЭП10Л
в летних условиях показали (рис. 311),
что в кабине на уровне головы маши-
ниста и его помощника температура воз-
духа выше наружной на 3—6° С, а в про-
ходах машинного помещения — на 6—15°С.
Это превышение объясняется нагревом
солнцем стенок кабины, выделением теп-
лоты работниками локомотивной бригады, а также попаданием нагретого
воздуха из машинного помещения (на тепловозах, не имеющих тамбуров).
При воздействии высоких температур у человека нарушается теплорегу-
ляция организма, притупляется внимание, ослабляется восприятие и быстрее
развивается утомление. Все это может привести к потере бдительности.
Радикальным мероприятием для улучшения условий труда локомотив-
ных бригад при высоких температурах наружного воздуха является обору-
дование кабины машиниста установкой для кондиционирования, позволяю-
щей понизить температуру воздуха во всем объеме кабины, очистить его от
пыли и обеспечить подачу свежего воздуха.
Современная техника кондиционирования воздуха основана на различ-
ных принципах получения низких температур [13, 175, 187]. На жел.-дор.
транспорте были испытаны три конструкции кондиционера: с испарительным
охлаждением, механическим (при помощи паровой компрессионной холодиль-
ной машины) и термоэлектрическим (полупроводниковым).
Техническая характеристика испарительного кондиционера конструкции
Государственного проектно-конструкторского технологического бюро машиностроения
(Ташкент)
Производительность (наибольшая)
по воздуху, м3/ч.................................. 1100
по холоду (при температуре наружного воздуха
40—45° С и относительной влажности 25%), ккал/ч 6000
Перепад температур на выходе из охла-
дителя, °C ............................. 16—20
Средний расход воды на испарение, л/ч 4—4,5
Относительная влажность в зоне дыхания,
%............................................ не более 65
Установленная мощность, кВт............. 0,105
Напряжение питания вентиляторов и на-
соса, В . . . .......................... 75
Габаритные размеры, мм.................. 1230X840X500
Вес кондиционера (без воды), кгс .... 120
Проведенные в 1973 г. дорожной санэпидстанцией Среднеазиатской жел.
дор. испытания опытного кондиционера, установленного на тепловозе
2ТЭ10Л показали, что температура воздуха внутри кабины машиниста пони-
жается на 5—10° С по сравнению с наружной; относительная влажность воз-
духа повышается до 42—49% при наружной влажности 23—28%. Примене-
ние этого кондиционера возможно в районах с жарким климатом и низкой
527
влажностью воздуха. С гигиенической точки зрения его нельзя применять
в районах с большой влажностью наружного воздуха, так как дополнитель-
ное увлажнение приведет к повышению влажности в кабине выше установ-
ленной санитарными нормами.
Действие кондиционера с механическим охлаждением основано на охла-
ждении воздуха при помощи паровой компрессорно-холодильной машины.
В качестве холодильного агента применяют Фреон-12 (дифтордихлорметан)
и Фреон-22 (дифтормонохлорметан).
Техническая характеристика кондиционера КТ Г-4,5
Производительность по холоду при темпе-
ратуре окружающего воздуха 40° С и отно-
сительной влажности 70%.................
Вентилятор охлаждения...................
Общая производительность вентилятора, м3/ч
Вентилятор конденсатора ................
Количество вентиляторов конденсатора . .
Производительность вентиляторов конденса-
тора, м3/ч..............................
Теплообменный аппарат ..................
Поверхность (м2) теплообменных аппаратов:
воздухоохладителя.......................
конденсатора .........................
Компрессор..............................
Ток.....................................
Напряжение, В...........................
Общая потребляемая мощность (при темпе-
ратуре окружающего воздуха 45° С), кВт
Управление кондиционером ...............
Габаритные размеры, мм..................
Вес, кгс ...............................
4500 ккал/ч (±10%)
Центробежный
1500 (±10%)
Осевой
2
3000—3500
Ребристо-трубный
12
25
Фреоновый, герметич-
ный (К-928А)
трехфазный
220 (±10%)
3,175
Дистанционное
(ручное и автома-
тическое)
760Х 880Х 830
200
Испытания, проведенные ЦНИИ МПС, ВНИИЖГ, ВНИИЭМ и Вороши-
ловградским заводом [13, 186] показали, что на тепловозах 2ТЭ10Л и ТЭЗ>
оборудованных кондиционером КТТ-4,5, температура воздуха в кабине
машиниста по сравнению с наружной первого локомотива снижалась на
8—10° С, а второго — на 6—9° С. Было установлено, что если открывать
окна и двери на 2—3 мин, то это не отражается на температурном режиме
в кабине. Скорости движения воздуха на рабочих местах машиниста и его
помощника были равны 0,2—0,7 м/с. Было также выявлено, что механическое
охлаждение воздуха сопровождается возникновением шума, источниками
которого являются вентиляторы воздухоохладителя и конденсатора, компрес-
сор и привод. При проектировании тепловоза с фреоновым кондиционером,
следует предусматривать комплекс мероприятий для снижения шума, в част-
ности вентиляторы необходимо располагать вне кабины машиниста.
Термоэлектрический метод охлаждения основан на использовании эф-
фекта Пельтье (при прохождении постоянного тока через спаи разнородных
проводников происходит их охлаждение или нагрев в зависимости от направ-
ления тока). В качестве разнородных проводников в кондиционере исполь-
зуют полупроводниковые элементы с электронной и дырочной проводимостью.
Полупроводниковые элементы скоммутированы в термобатарее так, что одно-
именные спаи образуют соответствующие поверхности «холодных» и «горячих» •
спаев. Для увеличения теплообменной поверхности коммутационные поверх-
ности оребрены.
528
Техническая характеристика кондиционера КТТР-4Т
. роизводительность (ккал/ч) по холоду при
температуре окружающей среды 42° С . . 5000 (^=10%)
Тепл ©производительность (ккал/ч) конди-
ционера при отрицательной температуре
окружающей среды —50° С ................... 8000 (—10%)
Кондиционер автоматически поддерживает
температуру кондиционируемого воздуха
при изменении температуры окружающего
воздуха от —50° С до 42° С.............. от 17 до 30° С
Расход наружного воздуха, м3/ч.......... 4000
Расход кондиционируемого воздуха, м3/ч . . 1400
Потребляемая мощность, кВт ............. 12
Управление............................... Автоматическое
и ручное
Питание ................................ Постоянный ток
низкого напряжения
Термоэлектрический метод охлаждения имеет следующие преимущества.
Охлаждение происходит при отсутствии холодильных агентов, без движу-
щихся элементов. Кондиционер работает бесшумно, без вибрации; его легко
перевести из режима охлаждения в режим нагрева. В зависимости от необхо-
димой теплопроизводительности по холоду кондиционер комплектуют из со-
отв етств у ющего кол ичеств а тер моб атар ей.
Согласно гигиеническим нормам приняты следующие параметры воздуха
в кабине:
Средняя температура воздуха в кабине в лет-
нее время при температуре наружного воз-
духа
до 27° С ............................ 22—24° С
» 28—35° С ......................... 25° С
» 36—40° С ......................... 28° С
Относительная влажность воздуха, % . . 35—65
Предельно допустимая концентрация угле-
кислоты в воздухе, л/м3................ 1
Предельно допустимое содержание пыли,
мг/м3.................................. 1
Количество подаваемого наружного воз-
духа на одного человека, м3/ч.......... ^30
Скорость движения воздуха в зонах рабочих
мест, м/с.............................. ^0,3
§ 85. ОРГАНИЗАЦИЯ РАБОЧЕГО МЕСТА
При проектировании тепловозов большое внимание должно быть обра-
щено на взаимное расположение и размеры основных элементов кабины,
пульта управления и кресел с учетом требований эргономики. Это обеспечи-
вает оптимальные условия работы и повышает безопасность движения поез-
дов.
Конструкция пульта управления, расположение приборов и сигнальных
ламп должны обеспечивать свободу движений машиниста при управлении
тепловозом, удобство пользования органами управления и наблюдения за
показаниями приборов и сигнальных ламп из положения сидя или стоя.
На маневровых тепловозах пульт управления располагают по диагоналям
с обеих сторон кабины, а на магистральных — в правой ее части.
На пульте управления размещают минимально необходимое количество
приборов. Для облегчения восприятия приборы, требующие постоянного
34 П/р. Панова
529
наблюдения, располагают по функциональному признаку на площади па-
нели 900x465 мм, в центре которой размещают наиболее важные приборы.
Циферблаты приборов белого цвета, так как черный цвет затрудняет быстрое
считывание показаний. Надписи и деления на циферблатах приборов — чер-
ного цвета.
Для возможности быстрого выявления неисправности отдельных агрега-
тов и узлов в кабине предусмотрена специальная световая сигнализация.
При нормальной работе приборов электролампы не включены или дают туск-
лый свет, при возникновении же неисправности они включаются или дают
яркий свет.
Кнопочные выключатели располагают так, чтобы была исключена воз-
можность их случайного включения при изменении позы машиниста. Кон-
троллер машиниста приводится в действие штурвалом, нижнюю поверх-
ность которого делают волнистой. Преимущество штурвала перед рукояткой
заключается в том, что при его переводе на необходимую позицию можно вы-
свобождать левую или правую руку для выполнения других операций. Пово-
рот штурвала по часовой стрелке соответствует увеличению развиваемой мощ-
ности тепловоза. Перемещение штурвала с позиции на позицию происходит
от усилия ==«3 кгс. При бесступенчатом управлении частотой вращения колен-
чатого вала дизеля усилие на штурвале может быть меньшим.
Конструируя пульт, панель с контрольно-измерительными приборами
располагают на высоте не менее 740 мм, так как в этом случае машинист имеет
возможность вести одновременно наблюдение за показаниями приборов и на-
польными сигналами. При несоблюдении этого условия машинист, в момент
наблюдения за показаниями приборов, отвлекается от наблюдения за сигна-
лами и вынужден работать только сидя.
Кран машиниста и кран вспомогательного тормоза на магистральных
тепловозах устанавливают справа от машиниста, а на маневровых — слева.
Форма и размеры рукояток обеспечивают удобство захвата и хорошую фикса-
цию кисти. Рукоятки располагают в пределах оптимальной рабочей зоны на
расстоянии не более 500 мм от сидящего в рабочей позе машиниста. Высота
рукояток от пола обеспечивает пользование ими в положении как сидя, так
и стоя. Рукоятку управления реверсом выполняют в виде одноплечего ры-
чага. Направление перемещения этой рукоятки соответствует направлению
движения тепловоза.
Контроллер и реверс должны быть сблокированы для исключения воз-
можности включения рабочей позиции контроллера при нейтральном поло-
жении реверсивной рукоятки и выключения ее ходового положения на любой
рабочей позиции контроллера. Рукоятки органов управления имеют покрытие
из материалов с малой теплопроводностью. Для облегчения работы машиниста
около правого бокового окна предусмотрена кнопка, сблокированная с пер-
вой позицией контроллера («маневровый» контроллер) для возможности под-
хода локомотива к составу без использования основного контроллера. Это
отвечает требованиям эргономики, так как практика показывает, что при
использовании основного контроллера во время маневровой работы машини-
сту приходится принимать крайне неудобные позы. Например, на тепловозе
2ТЭ116 штурвал контроллера расположен на расстоянии 950 мм от бокового
окна, в то время как предел боковой досягаемости от плечевой точки состав-
ляет 572—672 мм [28].
При проектировании рабочего места машиниста и его помощника впереди
них оставляют свободное пространство для колен и концов ступней, доста-
точное для перемены положения ног. Под пультом управления и столом
530
помощника машиниста для размещения ног располагают ниши высотой не
менее 650 мм (по данным антропометрии средняя высота колена 506 мм),,
шириной 500 мм и глубиной (у стопы) 400 мм. Пол ниши имеет уклон 10—15° С.
в сторону работающих. На полу в нише впереди машиниста для подачи песка
на рельсы располагают ножную педаль размером 150x80 мм (а не кнопку
ручного типа, как это делали раньше).
Ворошиловградским заводом спроектирован опытный пульт управления,,
унифицированный с пультом тепловоза 2ТЭ116. Таким пультом оборудован
один тепловоз 2ТЭ10Л. Унифицированный пульт имеет преимущества перед
пультом серийного тепловоза 2ТЭ10Л. На панели уменьшено количество мано-
метров и приборов. Нйжний край, пульта находится на высоте 740 мм над по-
лом и машинист имеет возможность одновременно наблюдать за показаниями
приборов на панели и напольными сигналами. На серийном же тепловозе-
2ТЭ10Л машинист лишен этой возможности, так как нижний край панели
расположен на высоте 450 мм. .
Под унифицированным пультом предусмотрена ниша для размещения
ног. Удобно пользоваться органами управления — расстояние между штур-
валом контроллера и краном машиниста 400 мм, а между штурвалом и вспо-
могательным краном 600 мм. Это обеспечивает нормальное положение рук,
согнутых в локтевом сгибе. Чтобы освободить машиниста от некоторых опе-
раций, которые может выполнять его помощник, переключатели сгруппиро-
ваны по функциональному признаку. Так, переключатели калорифера отоп-
ления и осветительных систем перенесены на левую часть-пульта, т. е. ближе
к помощнику машиниста.
В настоящее время коллектив Ворошиловградского завода, учтя заме-
чания ВНИИЖГ, создал унифицированную кабину машиниста с унифициро-
ванным пультом управления для тепловозов 2ТЭ116 и 2ТЭ10В.
Одним из элементов рабочего места локомотивных бригад является
кресло. Конструкция кресла решена таким образом, чтобы во время управ-
ления тепловозом можно было, не испытывая особого напряжения, принять,
удобную позу, независимо от роста человека. Согласно гигиеническим требо-
ваниям положение кресла можно регулировать по вертикали в пределах 450—
600 мм над уровнем пола и передвигать в продольном и поперечном направле-
ниях на 150—200 мм. Кресло оборудовано подножкой для сохранения опти-
мального расстояния между сиденьем и ступнями ног. Как показала эксплуа-
тация тепловозов.М62, 2ТЭ116 и др., удобно свободно передвигающееся по
кабине кресло. В этом случае перемещение кресла относительно пульта
управления в продольном и поперечном направлениях решается индиви-
дуально.
Передвижное кресло создает удобный доступ к пульту управления при
осмотре и ремонте. Подушку сиденья магистральных тепловозов изготовляют
прямоугольной формы с закругленными краями площадью 425x450 мм из
пористых материалов типа пенополиуретана или микропористой резины (тол-
щиной 100 мм) с воздушными каналами для гашения вибрации частотой 17—
30 Гц. Спинка имеет ширину 450 мм, высоту 425 мм и вплотную прилегает
к подушке для исключения Воздействия на пояснично-крестцовую область
холодного воздуха, поступающего в кабину при открытых боковых окнах.
Угол наклона подушки 3—5°. Спинку можно регулировать, наклоняя назад
до 7° и создавая выпуклость 10—20 мм на высоте 200—250 мм. Применение
кресел машиниста и помощника, закрепленных к стенке кабины магистраль-
ного тепловоза, недопустимо. .
34*
531
На маневровых тепловозах можно применять кресло магистрального
тепловоза или вращающееся вокруг своей оси кресло с круглой подушкой диа-
метром 450 мм и со спинкой шириной 450 мм и высотой 425 мм, вплотную при-
легающей к подушке. Обивочный материал для кресел хорошо очищается,
обеспечивает вентиляцию (для исключения потения) и предупреждает появ-
ление электростатического электричества.
Расположение кресла помощника машиниста на маневровых тепловозах
имеет большое значение. Так, на опытном тепловозе ТГМ10 это кресло было
установлено на расстоянии 130 мм от пульта управления и на расстоянии
170 мм от поперечной стенки кабины. При таком расположении было не удобно
садиться, так как поданным антропометрии диаметр бедра человека в среднем
135 мм. Оказалось также трудно выходить на боковую площадку тепловоза,
так как ширина колен человека в среднем составляет 230 мм. Как видим, при
компоновке оборудования, в частности при установке кресел, следует руко-
водствоваться антропометрическими данными. Согласно гигиеническим тре-
бованиям ширина проходов к креслам должна быть не менее 300 мм в их край-
них положениях, а ширина проходов к дверям — не менее 500 мм. В кабине
машиниста предусмотрено откидное жесткое сиденье (350x350 мм), прикреп-
ленное к задней стенке кабины на высоте 500 мм от пола.
§ 86. ЦВЕТОВОЕ ОФОРМЛЕНИЕ
Цвет окружающей среды оказывает влияние на зрительную функцию,
общее состояние и работоспособность человека. Вопрос окраски тепловоза
решают не только с точки зрения художественно-оформительской, но и с точки
зрения физиолого-гигиенических требований. Установлено [150], что рацио-
нальное цветовое оформление способствует повышению функционального
состояния органов зрения, устойчивости различения цветов, уменьшению
зрительного и общего утомления. Все это повышает безопасность движения.
Различные цвета по разному оказывают влияние на орган зрения и орга-
низм в целом. Качественную и количественную сторону цвета определяют
цветовым тоном, насыщенностью и яркостью. Цветовой тон оценивают длиной
волны в миллимикронах. Насыщенность или чистоту цвета определяют сте-
пенью разбавления спектрального цвета белым (в %), а яркость — коэффи-
циентом отражения (в %).
Все цвета делят на хроматические, т. е. обладающие признаками цвета,
и ахроматические — бесцветные. Цвета, различные по длине волны, насы-
щенности и яркости, оказывают не одинаковое действие на человека. Хромати-
ческие цвета, расположенные в длинноволновом (красном) и коротковолновом
{синем) участках спектра, оказывают утомляющее действие на зрение, возбу-
ждают нервную систему и снижают работоспособность. Наименьшее воздей-
ствие оказывают цвета, расположенные в средневолновой части спектра, та-
такие как оранжево-желтый, желтый, желто-зеленый, зеленый и зелено-
голубой. Эти цвета называют оптимальными. Из ахроматических цветов наи-
более оптимальным является белый. Так, например, белая поверхность отра-
жает в среднем 80% падающего на него света, серая 35%, а серо-зеленая 15%.
Лабораторией цветового зрения ВНИИЖГ были разработаны научно-
обоснованные рекомендации для рационального цветового оформления ка-
бины машиниста, машинного помещения и кузова локомотива снаружи. Эти
рекомендации были использованы при разработке ЦНИИ, ВНИИЖГ,
ВЭлНИИ и ВНИТИдвух стандартов: ГОСТ 16304—70 «Локомотивы. Окраска
внутренняя. Технические требования» и ГОСТ 16303—70 — «Локомотивы.
532
Окраска наружная. Технические требования». В этих стандартах отражены
технологические вопросы, связанные с окраской (подготовка поверхности,
грунтовка, шпатлевка, окраска), и даны цветовые характеристики, приве-
денные в табл. 44 и 45, для внутренней окраски соответственно кабины маши-
ниста и машинного помещения (со всем находящимся в них оборудованием).
Таблица 44
Объект Цвет Цветовые характеристики
Длина волны X, нм Насыщенность цвета Р, % Коэффициент отражения р, %
Потолок Белый — — 75
Стены Желтовато-зеле- ный 557 14 60
Пол Зеленый 544 34 12
Щиток освещения (кнопочный выключатель); панель пульта Желтовато-серый — — 60
Корпус пульта; контроллер; ручной тормоз; стол помощ- ника машиниста; радиостанция; скоростемер Голубовато-зеле- ный 520 43 45
Основные кнопки; кран маши- ниста; кран вспомогательного тормоза; разобщительные кра- ны Красный 620 61 20
.Локомотивная сигнализация Серый — 54
Обшивка кресла и подлокот- ника Серовато-желтый 580 51 30
Таблица 45
Цветовые характеристики
Объект Цвет Длина волны X, нм Насыщенность цвета Р, % Коэффициент отражения Р, %
Потолок; стены; шахта холо- дильника; вентилятор для ма- шинного помещения Зеленый 520 30 54
Пол Зеленый 544 34 12
Дизель-генераторная установ- ка; гидропередачи; компрессор и воздуховоды; гидромеханиче- ский редуктор; вентиляторы тяговых электродвигателей; вспомогательные электрические машины Серый (алюмини- рованный) 60
Трубопроводы’- и фильтры ма- сляной системы Оранжевато-жел- тый 586 65 31
533
Продолжение табл. 45
Объект Цвет Цветовые характеристики
Длина волны X; нм Насыщенность цвета Р, % Коэффициент отражения Р> %
Трубопроводы водяной системы Зеленовато-голу- бой 503 18 42
Трубопроводы и фильтры топ- ливной системы Желтый 576 65 59
Выхлопной коллектор; глуши- тель; котлы подогрева и тепло- обменники Серый (алюмини- рованный) — — 60
Защитные кожуха на враща- ющиеся детали Желтый 580 63 53
Противопожарное оборудова- ние Оранжевый 592 76 1 40
§ 87. ИСКУССТВЕННОЕ ОСВЕЩЕНИЕ
Безопасность движения поездов и необходимость обеспечения условий
для наружного осмотра силовых и вспомогательных машин во время движе-
ния предъявляют требования к системе искусственного освещения.
В кабине машиниста установлено общее и местное освещение. Общее
освещение имеет два режима — яркий и тусклый свет. При следовании
в ночное время общее освещение, как правило, не включают. Если же возник-
нет необходимость в освещении, то включают общее освещение в режиме
тусклого света, так как в этом случае можно быстро переключить глаза на
темный фон местности; при режиме яркого освещения переключение глаз-
происходит медленнее, что может быть препятствием для быстрого распозна-
вания напольных сигналов и случайно оказавшихся на путях людей.
Местное освещение предусмотрено в виде подсвета панели с контрольно-
измерительными приборами. Местное освещение имеет автономное включение
и реостат для регулирования силы света.
Освещенность от источника общего освещения на уровне пульта управ-
ления составляет 20—30 лк при ярком освещении и 5—10 лк — при тусклом.
Освещенность контрольно-измерительных приборов на панели, скоросте-
мера и графика движения от местных источников света равна 1,5—2 лк. В ка-
бине машиниста предусмотрено также запасное освещение с автономным вклю-
чением — светильник зеленого света малой насыщенности. Нормируемая
освещенность от этого светильника панели равна 1—1,5 лк.
В машинном помещении светильники устанавливают в высоковольтной
камере, проходах и местах расположения основных агрегатов. Нормируемая
равномерная искусственная освещенность пола проходов и поверхности' кон-
тролируемых частей машин и аппаратов составляет не менее 30 лк, а в высо-
ковольтной камере по вертикали плоскости — не менее 20 лк. Для обеспече-
ния этих освещенностей делают светотехнический расчет [67]. При этом учи-
тывают характер цветового оформления. Оптимальная окраска характери-
зуется высоким коэффициентом отражения, поэтому нельзя пренебрегать
и отраженными световыми потоками, имеющими существенное значение.
534
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Аналитические самонастраивающиеся
системы автоматического управления. Под
ред. В. В. Солодовникова. М.» «Машино-
строение», 1965, 356 с.
2. Баранов А. М., Козлов В. Е., Фельд-
ман Э. Д. Развитие пропускной и провозной
способности однопутных* линий. Труды
ЦНИИ МПС. Вып. 280. М., «Транспорт»,
1964, 196 с.
3. Баранов А. М., Козлов В. Е., Черню-
гов А. Д. Рациональная загрузка железно-
дорожных линий. Труды ЦНИИ МПС.
Вып. 361. М., «Транспорт», 1968, 208 с.
4. Бартош Е. Т. Газовая турбина на же-
лезнодорожном транспорте. М., «Транспорт»,
1972, 144 с.
5. Бартош Е. Т. Распределение потоков
в трубных пучках. — В сб.: Труды ЦНИИ
МПС. Вып. 187. М., «Трансжелдориздат»,
1960, с. 89—98.
6. Бобин Е. В. Борьба с шумом и вибра-
цией на железнодорожном транспорте. М.,
«Транспорт», 1973, 302 с.
7. Бренер Е. Д. Улучшение условий труда
локомотивных бригад. — В сбл Охрана
труда. Вып. 21—22. ЦИНТИ МПС, 1967,
с. 3—26.
8. Бренер Е. Д. Улушенная система
отопления кабины машиниста тепловоза. —
«Электрическая и тепловозная тяга», 1962,
№ 12, с. 18—19.
9. Бунин Б. Б., Гречищев Е. С., Овеч-
ников Н. Н. Кузова современных магистраль-
ных тепловозов М., НИИИнформтяжмаш,
1966, 62 с.
10. Бунин Б. Б., Енина Т. Н. Методика
расчета статически неопределимых стержне-
вых систем с использованием ЭЦВМ. — В сб.
Труды Всесоюзного научно-исследователь-
ского тепловозного института.' Вып. 36.
Коломна, ВНИТИ, 1971, с. 37—59.
11. Бутаков' Г. В. Определение основных
компонент шума в кабине машиниста теп-
ловоза с электрической передачей. М.,
НИИИнформтяжмаш, 5-70-17, 1970, с. 68—73.
12. Бутаков Г. В., Илюхин Н. В., Сму-
рыгин В. В. Характеристика шума отече-
ственных магистральных тепловозов. М.,
НИИИнформтяжмаш, 5-68-15, 1968, с. 61—67.
13. Бушуйкин Ю. М. Кондиционирование
воздуха в кабинах машиниста. Труды
ЦНИИ МПС. Вып. 411, М., «Транспорт»,
1970, 80 с.
14. Вагоны. Под ред. Л. А. Шадура. М.,
«Транспорт», 1973, 440 с.
15. Варава В. Н. Выбор схемы и установле-
ние параметров рессорного подвешивания
рельсовых экипажей. — В сб.: Труды
ЛИИЖТ. Вып. 281. Л., «Транспорт», 1968,
с. 61—85.
16. Великородный В. М., Доброволь-
ский В. Л., Куценко С. М. Некоторые ре-
зультаты экспериментального определения
коэффициента рассеяния энергии в металло-
конструкции тепловозов. — В сб.: Динамика
и прочность машин. Вып. 17. ХГУ, 1973, с. 67.
17. Великородный В. М., Куценко С. М.
Теоретическое исследование вибрационного
состояния тепловозов 2ТЭ10Л с учетом рас-
сеяния энергии в их металлоконструкции.
Вестник ХПИ, № 81, «Машиностроение»,
Вып. 3. ХГУ, 1973, с. 78—85.
18. Вершинский С. В., Доронин И. С.
Динамические характеристики центрального
рессорного подвешивания пассажирских ва-
гонов с наклонными элементами.—В сб.:
Труды ЦНИИ МПС. Вып. 307. М., «Транс-
порт», 1965, с. 100—120.
19. Вибрации в кабине машиниста тепло-
воза ТЭ109 в эксплуатационных условиях, М.,
НИИИнформтяжмаш, 5-70-17, 1970, с. 40—
41. Авт.: Г. В. Бутаков, Е. Д. Бренер,
Н. В. Илюхин, В. В. Смурыгин.
20. Виноградов В. И. Исследование вен-
тиляторов электрических машин. Л., «Энер-
гия», 1970, 90 с.
) 21. Власов В. 3. Тонкостенные упругие
стержни. М., Госиздат, 1959, 556 с. *
22. Волков А. М. Гигиеническое нормиро-
вание шума и вибрации подвижного состава
железнодорожного транспорта. М., Меди-
цина», 1970, 252 с.
23. Волков А. М. Шум и вибрация на же-
лезнодорожном транспорте. —В сб.: Гигиена,
535
физиология и эпидемиология на железно-
дорожном транспорте. М., «Транспорт»,
1973, с. 235—244.
24. Волков Н. Н. Буксовые узлы с роли-
ковыми подшипниками железнодорожных
вагонов. М., НИИИнформтяжмаш, 11-65-3,
1965, 58 с.
25. Вольмир А. С. Устойчивость упругих
систем. М., Физматгиз, 1963, 880 с.
26. Воронков Ф. Ф. Аэродинамический
расчет воздухозаборных устройств маги-
стральных электровозов. — «Изв. вузов.
Электромеханика», 1962, № 9, с. 1037—
1043.
27. Воронов А. А. Элементы теории авто-
матического регулирования М.—Л., «Энер-
гия», 1966, 372 с.
28. Вудсон У., Коновер Д. Справочник
по инженерной психологии для инженеров
и художников-конструкторов. М., «Мир»,
1968, 518 с.
29. Вуколов Л. А. Эксплуатация компо-
зиционных тормозных колодок. — «Железно-
дорожный транспорт», 1973, № 4, с. 42—43.
30. Галынин Н. А. Виброгасящее кресло
машиниста. — «Гигиена, физиология и
эпидемиология на железнодорожном транс-
порте». 1973, № 44, с. 46.
31. Гасители колебаний вагонов. М.,
«Трансжелдориздат», 1963, 176 с. Авт.:
И. И. Челноков, Б. И. Вишняков, В. М. Гар-
бузов, А. А. Эстлинг.
32. Гольтраф И. С. Охлаждение воздуха
в судовых дизелях. Л., «Судостроение»,
1966, 200 с.
33. Гребенюк П. Т. Эффективность тормо-
жения скоростных пассажирских поездов.
Труды ЦНИИ МПС. Вып. 353. М., «Транс-
порт», 1968, с. 4—7.
34. Гребенюк П. Т. Анализ механического
тормозного оборудования локомотивов.
Труды ЦНИИ МПС. Вып. 353. М., «Транс-
порт», 1968, с. 57—66.
35. Гребенюк П. Т., Погребинский М. Г.
Исследования приводов бескулисных ре-
гуляторов. Труды ЦНИИ МПС. Вып. 413,
М., «Транспорт», 1970, с. 103—113.
36. Ден-Гартог. Механические колебания.
М., Физматгиз, 1960, 580 с.
37. Динамика современных отечественных
локомотивов. М., ЦИНТИАМ, 1964, 88 с.
Авт.: С. М. Голубятников, Н. И. Григорьев,
Л. К. Добрынин, А. С. Евстратов,
К. Г. Юхневич.
38. Dinamic Air Broks Proportioning
Equpment. «Railway Gazette», march 15,
1968, pp. 233—234.
39. Долганов A. H. Сравнительные тяго-
вые испытания тепловозов 2ТЭ10Л на раз-
личных тележках. М., НИИИнформтяжмаш,
5-67-1, 1967, с. 7—11.
40. Дьяков Р. А., Пресняков В. Н. Возду-
хоочистители двигателей внутреннего сго-
рания. — В сб.: Двигатели внутреннего сго-
рания. М., НИИИнформтяжмаш, 1968, 40 с.
41. Евенко В. И., Кондаков С. А. Эффек-
тивная поверхность теплообмена для охлаж-
дающего устройства тепловозов. М., 1 НИИ-
Информтяжмаш, 5-69-3, 1969, с. 23—30.
42. Евенко В. И., Шишков В. М. Экспе-
риментальное исследование пластинчатого»
водомасляного теплообменника. М., НИИ-
Информтяжмаш, 5-67-7, 1967, с. 12—17.
43. Евенко В. И., Кондаков С. А. Неко-
торые вопросы проектирования охлаждаю-
щего устройства тепловоза. — «Вестник
ЦНИИ жел.-дор. транспорта», 1968, № 6,
с. 13—17.
44. Егоров А. Т. К вопросу о повышении*
эксплуатационной надежности масловоздуш-
ных секций тепловозных холодильников. —
В сб.: Труды Всесоюзного научно-исследо-
вательского тепловозного института. Вып.21.
Коломна, ВНИТИ, 1965, с. 68—75.
45. Егоров А. Т. Результаты исследова-
ния напряженного состояния масловоздуш-
ных секций тепловозных холодильников. —
В сб.: Труды Всесоюзного научно-исследо-
вательского тепловозного института. Вып. 28.
Коломна, ВНИТИ, 1967, с. 21—28.
'у 46. Егунов П. М., Кинщак А. Н., Яков-
лев Е. А. Тенденции развития мощных теп-
ловозных дизелей. М., НИИИнформтяжмаш,.
4-72-11, с. 1—4.
47. Егунов П. М., Рогачев Е. Я. Результа-
ты испытаний водомасляных теплообмен-
ников тепловозных дизелей. — В сб.: Труды
ЦНИИ МПС. Вып. 359. М., «Транспорт»,.
1968, с. 138—142.
48. Егунов П. М., Поликарпов В. И. Вы-
бор оптимальных параметров тепловозных,
охлаждающих устройств. — «Вестник ЦНИИ
жел.-дор. транспорта», 1968, № 4, с. 6—10..
49. Епифанов В. П., Куликов Ю. А.
Исследование аэродинамического сопротив-
ления шахты тепловозного холодильника. —
«Вестник ЦНИИ жел.-дор. транспорта»,.
1969, № 6, с. 34—37.
50. Жалкин С. Г. Влияние температуры
наддувочного воздуха на параметры тепло-
возного двигателя 10Д100 на неноминаль-
ных режимах работы. — В сб.: Труды
ХИИТ. Вып. 138. М., «Транспорт», 1973,.
с. 60—66.
51. Зимарьков Б. Д. Исследование устройств
для измерения пути, пройденного локо-
мотивом. — В сб.: Труды ЛИИЖТ. Вып. 370.
Л., 1973, с. 82—91.
52. Иванов А. А. Теория автоматического»
управления и регулирования. М., «Недра»,.
1970, 352 с.
53. Иванов В. Н., Кузьмич В. Д., Вол-
ков А. В. Исследование работоспособности
тяговых электродвигателей при изменении
внешних условий. — В сб.: Труды МИИТ.
Вып. 394. М., «Транспорт», 1971, с. 86—105.
V 54. Идельчик И. Е. Справочник по гид-
равлическим сопротивлениям. М., «Машино-
строение», 1975, 560 с.
536
55. Илляшевич В. А., Мерли с П. М.,
Медеи А. И. Четырехтактные комбинирован-
ные турбопоршневые двигатели типа
ЧН 26/26. — «Энергомашиностроение», 1968,
№ 9, с. 1—3.
56. Иноземцев В. Г., Гребенюк П. Т.
Нормы и методы расчета автотормозов. М.,
«Транспорт», 1971, 56 с.
57. Иноземцев В. Г. Эффективность тор-
можения при авторегуляторе усл. № 536. —
«Вестник ЦНИИ жел.-дор. транспорта»,
1965, № 8, с. 14—16.
58. Инструкция по определению экономи-
ческой эффективности капитальных вложе-
ний. М., «Транспорт», 1973, 200 с.
59. Иоффе А. Б. Тяговые электрические
машины. М.—Л., «Энергия», 1965, 232 с.
60. Исаченко В. П., Осипова В. А., Су-
комел А. С. Теплопередача. М., «Энергия»,
1969, 440 с.
61. Исследование динамики локомоти-
вов. — В сб.: Труды Всесоюзного научно-
исследовательского тепловозного института.
Вып. 31. Коломна, ВНИТИ, 1968, 214 с.
62. Истомин П. А. Кинематика и динамика
поршневых ДВС с комбинированными схе-
мами. Л., «Судпромгиз», 1961, 304 с.
63. Казаринов В. М., Иноземцев В. Г.,
Ясинцев В. Ф. Теоретические основы проек-
тирования и эксплуатации автотормозов.
М., «Транспорт», 1968, 400 с.
64. Казаринов В. М., Карвацкий Б. Л.
Расчет и исследование автотормозов. М.,
Трансжелдориздат, 1961, 332 с.
65. Кальянов В. Н. Гашение вертикаль-
ных колебаний локомотива гидродемпфе-
рами. — «Вестник ЦНИИ жел.-дор. транс-
порта», 1965, №2, с. 21—25.
66. Кейс В. М., Лондон А. Л. Компакт-
ные теплообменники. М., «Энергия», 1967,
224 с.
67. Кнорринг Г. Н. Справочник для проек-
тирования электрического освещения. М.,
Госэнергоиздат, 1960, 392 с.
68. Кокорев А. И. Влияние гибкой попе-
речной связи кузова с тележками на дина-
мику локомотива. М., НИИИнформтяжмаш,
5-69-7, 1969, с. 22—25.
69. * Кокорев А. И. Влияние характеристик
поперечных гибких связей на боковые коле-
бания железнодорожного экипажа на пря-
мых. — В сб.: Труды Всесоюзного научно-
исследовательского тепловозного инсти-
тута. Вып. 34. Коломна, ВНИТИ, 1971,
с. 68—88.
70. Колыхан Л. И. Расчет маслопленоч-
ных воздухоочистителей. — В сб.: Труды
Всесоюзного научно-исследовательского теп-
ловозного института. Вып. 11. Коломна,
ВНИТИ, 1961, с. 3—38.
71. Компоновка охлаждающих устройств,
тепловозов. М.» НИИИнформтяжмаш,
5-68-8, 1968, 54 с. Авт.: Ю. А. Куликов,
В. П. Епифанов, В. С» Ткаля, В. И. Рягу-
зов.
72. Конструкция и динамика тепловозов.
М., «Транспорт», 1974, 336 с. Авт.: В. Н. Ива-
нов, В. В. Иванов, Н. И. Панов, А. П. Третья-
ков.
Ч 73. Конструкция, расчет и проектирование
тепловозов. М., «Машиностроение», 1969,
388 с. Авт.: Н. Г. Апанович, В. И. Евенко,
В. В. Иванов, А. А. Камаев, М. И. Сороко,
В. В. Филиппов, Д. Л. Чернявский,
П. С. Штэпа.
74. Коняев А. Н., Роберман Р. М. Тепло-
воз 2ТЭ10Л с улучшенным использованием
сцепного веса. — «Транспортное машино-
строение», № 5, 1964, с. 6—9.
75. Коняев А. Н., Равич-Щербо Э. П.,
Спирягин И. К- Определение коэффициента
использования сцепного веса локомотива
с индивидуальным приводом и двухступенча-
тым рессорным подвешиванием. — В сб.:
Локомотивостроен ие. Вып. 1. Харьков,
ХГУ, 1968, с. 44—55.
76. Копачинский П. А., Тараскин В. П.
Судовые охладители и подогреватели жид-
костей. Л., «Судостроение», 1968, 244 с.
77. Кривов В. Г. О комплексной оценке
эксплуатационной надежности * дизельных
установок. — «Энергомашиностроение», 1973,
№ 12, с. 2—3.
78. Крутов В. И. Анализ работы систем
автоматического регулирования. М., Машгиз,
1961, 180 с.
79. Кудрявцев В. Н., Державец Ю. А.,
Глухарев Е. Г. Конструкция и расчет зубча-
тых редукторов. М., «Машиностроение»,
1971, 328 с.
80. Кузьмич В. Д. О вентиляции тепловоз-
ных генераторов. — В сб.: Труды МИИТ.
Вып. 151. М., «Транспорт», 1962, с. 176—192.
81. Кузьмич В. Д. Анализ режимов охлаж-
дения тяговых электрических машин тепло-
возов. — В сб.: Труды МИИТ. Вып. 221, М.,
«Транспорт», 1966, с. 76—89.
82. Кузьмич В. Д. Технико-экономическая
оценка целесообразной степени очистки воз-
духа в системах охлаждения тяговых элек-
трических машин тепловозов.— В сб.: Труды
МИИТ. Вып. 394. М., «Транспорт», 1971,
с. 64—85.
83. Кузьмич В. Д. Вспомогательное обо-
рудование тепловоза и потребляемая им
мощность. — В сб.: Труды МИИТ. Вып. 394.
М., «Транспорт», 1971, с. 3—16.
84. Куликов Ю. А., Епифанов В. П.,
Рягузов В. И. Об усовершенствовании си-
стем охлаждения тяговых электрических ма-
шин тепловозов 2ТЭ10Л и М62. — В сб.:
Труды МИИТ. Вып. 335. М., «Транспорт»,
1970, с. 48—59.
> 85. Куриц А. А. Тепловозные дизели и
их мощностные ряды. М., «Машиностроение»,
1967, 252 с.
86. Лаплеш М. Развитие устройств тор-
можения скорых поездов в зависимости от
увеличения скорости. — «Железные дороги
мира», 1971, № 5, с. 3—14.
537
87. Лаптев Ю. Н. Автотракторные гидро-
трансформаторы. М., «Машиностроение»,
1973, 280 с.
88. Лисицын А. Д. Реостатный тормоз
электровозов для скоростей движения 200—
250 км/ч. — «Вестник ЦНИИ жел.-дор.
транспорта», 1966, № 5, с. 12—16.
89. Лисицын А. Д. О сцеплении колес
с рельсами при электрическом торможении
и скорости движения до 160 км/ч. — «Вестник
ЦНИИ жел.-дор. транспорта», 1968, № 3,
с. 30—33.
90. Луков Н. М. Технико-экономические
показатели групповых тепловозных регу-
ляторов температуры. М., НИИИнформтяж-
маш, 5-69-3, 1969, с. 17—23.
91. Львов Д. В., Крылов В. А., Николь-
ская Э. Н. Типовая методика расчета диа-
метров подступичной части оси колесных пар
тягово-подвижного состава. — В сб.: Труды
Всесоюзного научно-исследовательского
тепловозного института. Вып. 29. Коломна,
ВНИТИ, 1968, с. 68—75.
ту 92. Малинов М. С., Куликов Ю. А., Чер-
той Е. Б. Охлаждающие устройства теплово-
зов. М., «Машгиз», 1962, 260 с.
93. Малинов М. С., Цурган О. В. Резуль-
таты исследования САРТ воды и масла ди-
зеля 11Д45А на тепловозе ТЭП60. — В сб.:
Труды Всесоюзного научно-исследователь-
ского тепловозного института. Вып. 32.
Коломна, ВНИТИ, 1968, с. 24—41.
94. Малинов М. С., Баранов Н. А. Дина-
мика гидрообъемного привода вентилятора
тепловозного холодильника. — «Вестник
ЦНИИ жел.-дор. транспорта», 1967, № 2,
с. 11—15.
95. Матвеев Е. С. Направления техни-
ческого прогресса отечественного дизеле-
строения и основы оценки его эффективности.
М., НИИИнформтяжмаш, 4-72-24, 1972,
с. 1—11.
96. Медель В. Б. Подвижной состав элек-
трических железных дорог. М., «Транспорт»,
1974, 232 с.
97. Меншутин Н. Н. Зависимость между
силой сцепления и скоростью скольжения
колесной пары локомотива. — «Вестник
ЦНИИ жел.-дор. транспорта», 1960, № 7,
с. 12—16.
98. Миловидов Ю. И. Применение гидро-
муфты в качестве привода в САР вспомога-
тельных агрегатов тепловоза. — В сб.:
Труды ЦНИИ МПС. Вып. 254. М., Транс-
желдориздат, 1963, с. 105—119.
99. Миловидов Ю. И. Затраты мощности
на привод вентилятора тепловозного холо-
лодильника. — «Вестник ЦНИИ жел.-дор.
транспорта», 1966, № 3, с. 36—40.
' 100. Минов Д. К. Повышение тяговых
свойств электровозов и тепловозов. М.,
«Транспорт», 1965, 268 с.
< 101. Мишин И. А. Долговечность двига-
телей. Л., «Машиностроение», 1968, 260 с.
102. Морозов А. Ш., Сидячее Н. В., Ти-
таренко В. Ф. Результаты тормозных испы-
таний экспортного тепловоза V300. — В сб.:
Труды Всесоюзного научно-исследователь-
ского тепловозного института. Вып. 35.
Коломна, ВНИТИ, 1971, с. 31—41.
103. Мурзин Л. Г., Афанасьев В. И.
Резервы экономии энергоресурсов. —
«Электрическая и тепловозная тяга». 1973,
№ 10, с. 12—13.
104. Найденко О. К., Петров П. П. Амор-
тизация судовых двигателей и механизмов.
Л., «Судпромгиз», 1962, 288 с.
105. Никулин М. А., Шегалов И. Л. Опти-
мизация систем регулирования и управле-
ния тепловозов. М., «Транспорт», 1971 ,
192 с.
106. Никулин М. А., Шегалов И. Л. Ком-
плексное применение датчиков и вычисли-
тельной техники для оптимизации работы
локомотивов. М., МПС, 1963, 58 с.
107. Новая серия тепловозов высокой на-
дежности фирмы ЕМД. — «Railway Transp»,
1972, № 9, с. 25—28.
108. Овечников Н. Н., Бунин Б. Б., Куз-
нецова Н. В. Расчет несущего кузова тепло-
воза как стержневой системы с использова-
нием ЭЦВМ. — В сб.: Труды Всесоюзного
научно-исследовательского тепловозного
института. Вып. 29. Коломна, ВНИТИ,
1968, с. 3—39.
109. Овечников Н. Н., Гусев В. В. Расчет
кузова тепловоза с помощью электронной
вычислительной машины. — В сб.: Совре-
менные тенденции развития конструкции
кузовов тепловозов. Коломна, ВНИТИ,
1966, с. 59—75.
НО. Овечников Н. Н. Расчет кузова локо-
мотива при соударениях на ЭЦВМ. — В сб.:
Труды Всесоюзного научно-исследователь-
ского тепловозного института. Вып. 34.
Коломна, ВНИТИ, 1970, с. 3—23.
111. Ольховский Ю. В. Влияние тепло-
обменника наддувочного воздуха на переход-
ные процессы тепловозного дизеля. — В сб.:
Труды Всесоюзного научно-исследователь-
ского тепловозного института. Вып. 37.
Коломна, ВНИТИ, 1972, с. 239—246.
112. Ольховский Ю. В. К вопросу о вы-
боре параметров теплообменников наддувоч-
ного воздуха поршневых двигателей внут-
реннего сгорания. — В сб.: Труды Всесоюз-
ного , научно-исследовательского тепловоз-
ного института. Вып. 32. Коломна, ВНИТИ,
1968, с. 3—23.
ИЗ. Отечественные газотурбовозы. М.,
«Машиностроение», 1971, 312 с. Авт.:
Л. А. Воронков, С. М. Зархе, В. А. Марты-
нов, Б. Н. Морошкин, А. М. Найман,
Э. И. Нестеров, Г. Е. Серделевич, В. М. Сос-
новский, Ю. В. Хлебников, С. Г. Шапиро.
114. Панов Н. И. Теплотехнические и аэро-
динамические характеристики тепловозных
водовоздушных секций с щагом оребрения
2,3 мм. — В сб.: Труды МИИТ. Вып. 332.
М., «Транспорт», 1970, с. 94—122.
538
115. Панов Н. И. Сравнительная оценка
водовоздушных секций с шагами оребрения
2,3 и 2,83 мм. — В сб.: Труды МИИТ.
Вып. 363. М., «Транспорт», 1971, с. 38—46.
116. Панов Н. И., Третьяков А. П., Рез-
ник Я. А. Оценка эффективности систем
охлаждения тепловозов и их технико-экономи-
ческое сравнение. — В сб.: Труды МИИТ.
Вып. 208. М., «Транспорт», 1965, с. 182—198.
117. Панов Н. И., Третьяков А. П., Рез-
ник Я. А. Экспериментальное исследование
теплопередачи и аэродинамического сопро-
тивления секций тепловозных холодиль-
ников. — В сб.: Труды МИИТ. Вып. 251,
М., «Транспорт», 1966, с. 70—118.
118. Панов Н. И., Третьяков А. П., Гай-
ворон ский Б. Г. Исследование теплотехни-
ческих и аэродинамических характеристик
водовоздушных секций тепловозных холо-
дильников с учетом эксплуатационных
условий районов с жарким климатом. —
В сб.: Труды МИИТ. Вып. 381. М., «Транс-
порт», 1971, с. 3—81.
119. Панов Н. И., Третьяков А. П., Гай-
воронский Б. Г. Расчеты тепловозных во-
довоздушных холодильников с учетом их
среднеэксплуатационного состояния. —
В сб.: Труды МИИТ. Вып. 381. М., «Транс-
порт», 1971, с. 82—103.
120. Панов Н. И. Исследование и расчет
тепловозного водомасляного блочного теп-
лообменника с винтовым оребрением тру-
бок. — В сб.: Труды МИИТ. Вып. 278. М.,
«Транспорт», 1968, с. 37—54.
121. Панов Н. И., Резник Я. А. Аэроди-
намическое сопротивление тепловозных ра-
диаторных поверхностей трубчато-пластин-
чатого типа.— В сб.: Труды МИИТ. Вып. 251.
М., «Транспорт», 1966, с. 119—165.
122. Панов Н. И., Третьяков А. П., Рез-
ник Я. А. Оценка эффективности систем
охлаждения тепловозов и их технико-эко-
номическое сравнение. —В сб.: ТрудыМИИТ.
Вып. 208. М., «Транспорт», 1965, с. 182—198.
123. Панов Н. И., Третьяков А. П., Рез-
ник Я. А. Технико-экономическая оценка
систем охлаждения магистральных теплово-
зов. — В сб.: Труды МИИТ. Вып. 251. М.,
«Транспорт», 1966, с. 4—18.
124. Панов Н. И., Стоянов Д. С. Оптими-
зация основных параметров охлаждающего
устройства тепловозов при проектировании.—
В сб.: Исследование механических и гидрав-
лических агрегатов тепловозов. М., МИИТ,
1975, с. 31—55. (Труды МИИТ. Вып. 485).
125. Пассажирский тепловоз ТЭП60. М.,
«Транспорт», 1971, 376 с. Авт.: Г. А. Жилин,
М. С. Малинов, А. М. Родов, И.. И. Сулим-
цев, М. Г. Шифрин.
126. Пахомов Э. А. Результаты исследо-
вания и методы расчета воздухоочистителей
для тепловозных дизэлей. — В сб.: Труды
ЦНИИ МПС. Вып. 237. М., Трансжелдор-
издат, 1962, 103 с.
127. Перевозчиков С. П., Корнилова Т. Н.
К выбору системы и параметров упругого
подвешивания локомотивов. — В сб.: Труды
ЛИИЖТ. Вып. 294. Л., «Транспорт», 1970,
с. 89—97.
128. Передачи мощности тепловозов. М.,
«Машиностроение», 1967, 476 с. Авт.:
А. Д. Степанов, В. А. Васильев, Б. Г. Куз-
нецов, А. Я. Лемберг, И. Ф. Семичастнов.
129. Переяславец Л. А., Гайтель-
банд И. М., Рыбалов А. А. Результаты испы-
таний тепловозов с эластичным креплением
дизеля типа Д50. М., НИИИнформтяжмаш.—
«Транспортное машиностроение», 5-73-12,
1973, с. 21—24.
130. Петров Ю. П. Оптимальное управле-
ние движением транспортных средств. Л.,
«Энергия», 1969, 96 с.
131. Петров Ю. П. Оптимальное управле-
ние электрической передачей тепловоза. —
В сб.: Вопросы электромеханики. Вып. 10.
М., Изд-во АН СССР, 1963, с. 277—286.
132. Петрожицкий А. А., Цурган О. В.
Результаты испытания САРТ раздельного
холодильника тепловоза ТЭЗ. — В сб.:
Труды Всесоюзного научно-исследователь-
ского тепловозного института. Вып. 28.
Коломна, ВНИТИ, 1967, с. 29—48.
133. Повх И. Л. Техническая гидромеха-
ника. Л., «Машиностроение», 1969, 524 с.
134. Подшипники качения. Справочное по-
собие. Под. ред. Н. А. Спицина и А. И. Спри-
шевского. М., Машгиз, 1961, 828 с.
135. Подшипники качения. Справочник.
М., «Машиностроение», 1967, 564 с. Авт.:
Р. Д. Бейзельман, Б. В. Цыпкин, Л. Я. Пе-
рель и др.
136. Поликарпов В. И. Выбор оптималь-
ных показателей систем охлаждения с про-
межуточными теплообменниками. — «Вест-
ник ЦНИИ жел.-дор. транспорта», 1966,
№ 7Г с. 23—27.
ч 137. Правила тяговых расчетов для поезд-
ной работы. М., «Транспорт», 1969, 320 с.
Авт.: П. Н. Астахов, П. Т. Гребенюк,
С. В. Дувалян, О. А. Некрасов, Н. Н. Кор-
нев, Н. А. Фуфрянский.
7 138. Проектирование тяговых электри-
ческих машин. М., «Транспорт», 1967,
536 с. Авт.: М. Д. Находкин, С. В. Васи-
ленко, М. А. Козорезов, Б. М. Лупкин.
139. Пучкин А. Е. Аналитическое иссле-
дование гидравлических характеристик
коллекторных систем теплообменных аппа-
ратов. — «Теплоэнергетика», 1972, № 12,
с. 60—63.
140. Радзевич Н. В., Сахаров М. И. Кар-
данные валы современных локомотивов. М.,
НИИИнформтяжмаш, 5-73-9, 1973, 68 с.
141. Развитие и совершенствование тепло-
возной тяги. М., «Транспорт», 1969, 304 с.
Авт.: Н. А. Фуфрянский, А. И. Володин,
К. И. Домбровский, Н. А. Дроздов,
Е. В. Платонов, Г. В. Попов.
142. Расчет вагонов на прочность. М.,
«Машиностроение», 1971, 360 с. Авт.:
539
С. В. Вершинский, Е. Н. Никольский,
Л. Н. Никольский, А. А. Попов, Л. А. Ша-
ДУР-
143. Резник Я. А. Оптимальный темпера-
турный режим тепловозных холодильников
с промежуточным теплоносителем. — «Вест-
ник ЦНИИ жел.-дор. транспорта», 1961,
№ 1, с. 33—37.
144. Результаты путевых и динамических
испытаний нового подвижного состава. —
В сб.: Труды ЦНИИ МПС. Вып. 296. М.,
«Транспорт», 1965, 260 с.
145. Результаты динамических испытаний
тепловоза ТЭ109. — В сб.: Труды Всесоюз-
ного научно-исследовательского тепловоз-
ного института. Вып. 35. Коломна, ВНИТИ,
1971, с. 19—27. Авт.: Л. К. Добрынин,
А. И. Кокорев, А. Г. Вольперт, А. Т. Тка-
ченко, И. В. Царев.
146. Результаты испытаний инерционного
воздухоочистителя с криволинейной решет-
кой. — В сб.: Труды МИИТ. Вып. 335. М.,
«Транспорт», 1970, с. 77—82. Авт.:
В. Д. Кузьмич, В. Я. Солодилов, В. И. Шер-
стнев, А. П. Чалов.
147. Результаты испытаний тепловоза
ТЭП60 с новой звукоизоляцией кабины ма-
шиниста. М., НИИИнформтяжмаш, 5-72-3,
1972, с. 17—20. Авт.: Е. Н. Фомин,
В. Н. Юдин, Е. Н. Вострухин, П. В. Кузне-
цов, Г. В. Бутаков, И. В. Илюхин, Н. П. Та-
гер.
148. Рогожкина А. Е. Усталостная проч-
ность сплошных и полых осей в запрессовке.—
В сб.: Труды Всесоюзного научно-исследо-
вательского тепловозного института. Вып. 16.
Коломна, ВНИТИ, 1962, с. 28—33.
149. Родовский А. Б., Черноусов Л. А.,
Хлебников В. Н. Техническая эксплуатация
подвижного состава. — В сб.: Железно-
дорожный транспорт. М., ВИНИТИ, т. 7,
1973, с. 198—240.
150. Руководство по рациональному цвето-
вому оформлению. М., «Транспорт», 1964,
48 с. Авт.: Е. Б. Рабкин, Е. Г. Соколова,
Ю. В. Фрид, Н. Н. Ковальский.
151. Рыбалов А. А., Левченко В. Т. Вибра-
ционные характеристики дизель-генератора
1-9ДГ. — В сб.: Транспортное машинострое-
ние. М., НИИИнформтяжмаш, 5-73-12,
1973, с. 24—21.
152. Рыбалов А. А. Вибрационное воз-
буждение от внутренне неуравновешенного
дизеля. — В сб.: Транспортное машино-
строение. М., НИИИнформтяжмаш, 5-73-12,
1973, с. 6—28.
153. Сборка и испытание тепловоза ТЭК).
М., «Машиностроение», 1966, 268 с. Авт.:
Т. Ф. Кузнецов, А. И. Кагановский,
3. М. Гесюк, А. В. Уманцев, В. Ф. Бобров.
154. Семичастнов И. Ф. Гидравлические
передачи тепловозов. М., Машгиз, 1961, 332 с.
155. Серафимович В. С. Бескулисный ре-
гулятор тормозной передачи усл. № 536. —
«Электрическая и тепловозная тяга», 1965г
№ 6, с. 39—43.
156. Сломянский А. В. Выбор типов ма-
гистральных локомотивов. — В сб.: Труды
ЦНИИ МПС. Вып. 184. М., Трансжелдор-
издат, 1960, 164 с.
157. Смирнов Л. И., Шлянин А. А. Очи-
стка масла и воздуха на тепловозах.М.,
«Транспорт», 1974, 24 с.
158. Совершенствование тепловозных хо-
лодильников. — В сб.: Транспортное ма-
шиностроение, 11-66-1. М., НИИИнформтяж-
маш, 1966, 106 с. Авт.: Е. А. Ситников,
Ю. А. Куликов, Н. В. Сидячев, Л. И. Колы-
хан, В. П. Епифанов, М. Н. Найш,
Б. Г. Гайворонский.
159. Совершенствование системы газо-
турбинного наддува тепловозного двигателя
12Д70. — «Вестник ЦНИИ жел.-дор. транс-
порта», 1974, № 5, с. 45—48. Авт.: В. Н. Со-
боль, В. В. Погребняк, Э. Д. Тартаковский,
В. Н. Зайончковский.
160. Совершенствование систем охлажде-
ния тяговых двигателей магистральных теп-
ловозов. — В сб.: Транспортное машино-
строение, 11-66-8. М., НИИИнформтяжмаш,
1966, 38 с. Авт.: Л. И. Штейнвольф,
С. М. Аронов, П. Н. Гаркуша, Я. И. Деуль,
Ю. И. Дорфман, Л. Ф. Медведев,
Я. И. Шварц.
161. Тележечные экипажи локомотивов
для повышенных скоростей движения. Под
ред. К- П. Королева. — В сб.: Труды ЦНИИ
МПС. Вып. 248. М., Трансжелдориздат,
1962, 304 с.
162. Тепловоз ТЭЗ. М., «Транспорт»,
1969, 382 с. Авт.: К. А. Шишкин, А. Н. Гу-
ревич, А. Д. Степанов, В. А. Васильев,
С. Н. Суржин.
163. Тепловозы зарубежных стран. Ка-
талог-справочник, 18-7-72. М., НИИИнформ-
тяжмаш, 1972, 188 с. Авт.: Ю. Н. Ильин,
А. Т. Егоров, Б. ”В. Нагорный, Г. Н. Ярхо,
Р. С. Худякова.
164. Тепловоз 2ТЭ10Л. М., «Транспорт»,
1970, 296 с. Авт.: В. Р. Степанов, В. А. Бе-
реза, В. Е. Верхогляд, А. И. Вассер,
Г. Г. Зенцев, А. Н. Коняев, В. П. Колесни-
ков, Г. С. Миланин, В. С. Марченко,
С. В. Осипов, Д. А. Притыкин, Г. А. Пупы-
нин, В. Н. Ткачук, Е. В. Турчак. •
165. Тепловоз ТГ102. М., Трансжелдор-
издат, 1962, .152 с. Авт.: Г. Я- Зельцер,
И. Н. Волобоев, А. П. Костин, А. А. Булга-
ков, В. С. Вознюк, А. М. Калмыков,
С. А. Студенцов, П. И. Бершадский.
, 166. Тецловозы СССР. Каталог-справоч-
ник, 18-8-73. М., НИИИнформтяжмаш,
1974, 176 с. Авт.: Д. В. Львов, А. Б. Бо-
гуславский, Б. В. Нагорный, Р. С. Худя-
кова, А. Н. Кинщак, А. Т. Егоров,
Е. Б. Черток, Р. М. Назаров, Е. С. Гречи-
щев, А. А. Будницкий, А. В. Гудков,
В. Н. Родзевич, Н. Н. Овечников, С. М. Го-
540
лубятников, Ю. И. Цыкунов, к. П. Студни-
цина.
167. Тепловоз 2ТЭ10Л. М., «Транспорт»,
1969, 304 с. Авт.: В. А. Максименцев,
В. Л. Медведев, В. В. Колесниченко,
Ф. А. Лейба, В. М. Новиков, В. П. Шекалин.
168. Тепловоз мощностью 4200—4800 л. с.
с гидравлической передачей. Бюллетень
технико-экономической информации ЦИНТИ
МПС, 3 (77), 1964, с. 19—33.
169. Теплообмен в двигателях и тепло-
напряженность их деталей. Л., «Машино-
строение», 1969, 248 с. Авт.: Н. X. Дьяченко,
С. Н. Дашков, А. К. Костин, М. М. Бурин.
170. Титаренко В. Ф., Крылов В. П.,
Гущин П. П. Сравнительные стендовые
испытания дискового тормоза вагонов ди-
зель-поездов ДР-1 и поезда «Аврора». М.,
НИИИнформтяжмаш, 5-72-7, 1972, с. 39—43.
171. Третьяков А. П., Айтхожин К- Д-
Обобщение зависимостей теплопередачи и
аэродинамического сопротивления тепловоз-
ных водовоздушных секций при ередне-
и высокотемпературном режиме теплоноси-
телей. — В сб.: Труды МИИТ. Вып. 416.
М., «Транспорт», 1972, с. 194—204.
172. Третьяков А. П., Васильев В. Н.,
Шапошников В. Г. Исследование влияния
частичного перепуска выхлопных газов
во впускной ресивер на показатели работы
тепловозного дизеля с учетом режимов
эксплуатации. — В сб.: Труды МИИТ.
Вып. 432. М., «Транспорт», 1973, с. 185—190.
173. Третьяков А. П., Свиязев В. П.
О выборе эффективных температур надду-
вочного воздуха тепловозных дизелей.
«Вестник ЦНИИ жел.-дор. транспорта».
1971, № 2, с. 18—21.
174. Тупицын О. И., Хомич А. 3. Повы-
шение экономичности тепловозных дизе-
лей. — «Железнодорожный транспорт»,
1974, № 4, с. 40—44.
175. Улучшение условий труда локомо-
тивных бригад. — В сб. Труды ЦНИИ МПС.
Вып. 269. М., Трансжелдориздат, 1963,
86 с. Авт.: Ю. М. Бушуйкин, В. А. Вздо-
ров, Е. И. Донской, И. В. Пирин.
176. Фельдман Э. Д. Сравнительная тех-
нико-экономическая эффективность авто-
номных видов тяги. — В сб.: Труды ЦНИИ
МПС. Вып. 333. М., «Транспорт», 1967, 180 с.
177. Feulner Albert. Entwicklung der
Kiihlanlagen in den Diesellokomotiven der
Deutschen Bundesbahn. Z. Eisenbahn W.
und Verkehrstechn. — Gias. Ann, 1974, 98y
№ 3, c. 71—78.
178. Фуфрянский H. А., Сломя некий A. B.r
Фельдман Э. Д. Мощность и скорость локо-
мотивов железных дорог СССР. — «Электри-
ческая и тепловозная тяга», 1968, № 8,.
с. 3—6.
179. Фуфрянский Н. А., Попов Г. В. Пер-
спективы применения магистральных теп-
ловозов с гидропередачей. — «Железнодо-
рожный транспорт», 1966, № 10, с. 47—51.
180. Харламов П. Г., Кузьмич В. Д.,
Пахомов Э. А. Воздушные, масляные и топ-
ливные фильтры тепловозов. М., «Транс-
порт», 1965, 68 с.
181. Храменков С. А., Хейфец Л. А.
Исследование системы питания электропри-
вода вентиляторов тепловоза ТЭ109. — В сб.:
Труды Всесоюзного научно-исследователь-
ского тепловозного института. Вып. 35.
Коломна, ВНИТИ, 1971, с. 72—82.
182. Черномордик Г. И. Повышение ско-
ростей движения поездов. М., «Транспорт»,.
1964, 202 с.
183. Черток Е. Б. Сравнительный анализ
различных типов водомасляных теплооб-
менников. В сб.: Труды Всесоюзного научно-
исследовательского тепловозного инсти-
тута. Вып. 28. Коломна, ВНИТИ, 1967,
с. 3—20.
184. Чумиков П. М. К выбору расчетного
скольжения регулируемой гидромуфты. —
«Энергомашиностроение», 1972, № 2,
с. 28—30.
185. Экспериментальное исследование эле-
ментов тепловозных водомасляных кожухо-
трубных теплообменников. — В сб.: Труды
МИИТ. Вып. 251. М., «Транспорт», 1966,
с. 19—69. Авт.: Н. И. Панов, А. П. Третья-
ков, 3. И. Кравещ А. Н. Кинщак.
186. Эксплуатация тепловозов в различ-
ных климатических условиях. М., «Транс-
порт», 1971, 120 с. Авт.: А. Д. Беленький,
Н. И. Дмитриев, Ю. В. Перельман,
Г. Н. Мухитдинов, А. И. Скупченко.
Б. Н. Соколов.
187. Энергоснабжение и кондиционирова-
ние воздуха на транспорте. Рига. «Зинатне»,
1965, 350 с. (Материалы конференции).
188. Яблонский В. С. Краткий курс тех-
нической гидромеханики. М., Физматгиз,
1961, 356 с.
189. Якобсон П. В. История тепловоза
в СССР. М., Трансжелдориздат, 1960, 212 с-
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ........................... 3
Глава I. Общие сведения о теплово-
зостроении в СССР и за рубе-
жом (канд. техн, наук
М. С. Малинов)......................... 5
§ 1. Этапы начала развития тепло-
возостроения в СССР .... 5
§ 2. Тепловозостроение в СССР
после 1945 г......................... 7
§ 3. Перспективы и тенденции раз-
вития отечественного теплово-
зостроения ......................... 21
§ 4. Тепловозостроение за рубежом 24
Глава II. Технико-экономическое об-
основание основных пара-
метров магистральных теп-
ловозов на перспективу
(д-р техн, наук Э. Д. Фельд-
ман) ...................... 34
§ 5. Исходные положения .... 34
§ 6. Основные положения методики
расчета технико-экономической
эффективности магистральных
тепловозов ................... 38
§ 7. Технико-экономическая оцен-
ка основных параметров маги-
стральных тепловозов на пер-
спективу ......................... 48
Глава III. Силовые установки (д-р
техн, наук |Н. И. Панов) |
§ 8. Требования к силовым уста-
новкам автономных локомоти-
вов .............................. 64
§ 9. Основные параметры и тех-
нико-экономические показа-
тели дизелей ..................... 65
§ 10. Характеристики дизелей . . 76
§ 11. Установка дизеля на раме те-
пловоза 80
Глава IV. Тяговые передачи тепловозов 92
.§ 12. Назначение и классификация
тяговых передач. Требова-
ния, предъявляемые к ним
(кандидаты техн. наук
Г. М. Ковнер и И. П. Бороду-
лин) ................................... 92
§ 13. Электрические передачи (кан-
дидаты техн, наук Г. М. Ков-
нер и И. П. Бородулин) ... 96
§ 14. Гидравлические передачи
(канд. техн, наук В. Б. Скор-
кин) ............................. 102
§ 15. Механические передачи
; канд. техн, наук В. Б. Скор-
* кин) .......................... 108
Глава V. Согласование характеристик
дизеля и тяговой передачи
тепловоза (кандидаты техн,
наук Г. М. Ковнер и
И. П. Бородулин).................. ПО
§ 16. Взаимосвязь параметров теп*
ловоза, дизеля и передачи . . НО
§ 17. Согласование характеристик
дизеля и передачи................. 112
Глава VI. Системы управления (кан-
дидаты - техн. наук
Г. М. Ковнер и И. П. Бо-
родулин) .......................... 119
§ 18. Требования, предъявляемые
к системам управления и
классификация этих систем . *119
§ 19. Управление локомотивом . . 123
§ 20. Автоматизация управления 132
Глава VII. Системы охлаждения,
смазки и топливные (д-р
техн, наук |А. П. -Третья-
ков)! ............ 141
§ 21. Водяная система охлаждения "141
§ 22. Система смазки............ 149
§ 23. Системы высокотемператур-
ного охлаждения дизелей . . 157
§ 24. Топливная система......... 165
§ 25. Способы прогрева систем пе-
ред пуском дизеля. Характе-
ристика котлов-подогревателей 169
•542
Глава VIII. Система воздухоснабже-
ния дизеля ......................... 174
§ 26. Назначение и основные узлы
системы. Характеристики
воздухоочистителей и требо-
вания к ним (канд. техн, наук
Р. М. Назаров)................... 174
§ 27. Методы определения основ-
ных характеристик воздухо-
очистителей (канд. техн, наук
Р. М. Назаров)................... 176
§ 28. Основные типы и выполнен-
ные конструкции воздухо-
очистителей (канд. техн, наук
Р. М. Назаров)................... 177
§ 29. Теплообменники наддувоч-
ного воздуха (канд. техн,
наук Ю. В. Ольховский) ... 186
Глава IX. Конструкция и расчет си-
стем охлаждения дизелей
(д-р техн, наук |Н. И. Па-
нов)! .............................. 194
§ 30. Назначение систем охлаж-
дения, предъявляемые к ним
требования, классификация и
компоновка систем .... 194
§ 31. Конструкция и тепловой рас-
чет радиаторов................... 201
§ 32. Конструкция и тепловой рас-
чет водомасляных теплооб-
менников ........................ 218
§ 33. Аэродинамический расчет
холодильника тепловоза;
вентиляторы...................... 206
§ 34. Оценка эффективности си-
стем охлаждения и оптимиза-
ция их основных параметров 234
Глава X. Привод вентиляторов теп-
ловозного холодильника.
Регулирование температу-
ры жидкостей в системе
охлаждения дизеля (канд.
техн, наук М. С. Малинов) 241
§ 35. Основные требования к САР
температурного режима.
Классификация приводов
вентиляторов, их конструк-
ции и характеристики .... 241
§ 36. Статические и динамические
- характеристики звеньев
САРТ тепловозного дизеля 266
§ 37. Устойчивость и качество ре-
гулирования САРТ. Мето-
дика испытаний САРТ на
тепловозах ...................... 276
§- 38 . Сравнение экономичности
приводов вентиляторов хо-
лодильника ...................... 279
Глава XI. Системы охлаждения тя-
говых электрических ма-
шин и аппаратов теплово-
зов (канд. техн, наук
В. Д. Кузьмич).................... 282
§ 39. Общие сведения о системах
охлаждения тяговых элек-
трических машин и требова-
ния к ним ...................... 282*
§ 40. Классификация систем охлаж-
дения тяговых электрических
машин на тепловозах и схемы
их работы........................ 28$
§ 41. Проектирование и расчет си-
стемы охлаждения тяговых
электрических машин . . . 294
§ 42. Вентиляторы ............... 297
§ 43. Воздухоочистители систем
охлаждения....................... 301
Глава XII. Пневматические системы
тепловозов (инж. В. Ф. Тита-
ренко) ........................... 308'
§ 44. Тормозная система тепло-
воза ............................ 308
§ 45. Расчеты пневматического
оборудования ....... 327
Глава XIII. Рама и кузов тепловоза 333-
§ 46. Общие сведения (д-р техн,
наук Н. Н. Овечников и
канд. техн, наук Е. С. Гре-
чищев) ............................. 333,
§ 47. Общие указания по методам
расчета кузовов (д-р техн,
наук Н. Н. Овечников) . . . 340
§ 48. Методика расчета плоских
и пространственных рам
на ЭВМ (д-р техн, наук
Н. Н. Овечников)................. 349
§ 49. Расчет рам тележек (д-р
техн, наук Н. Н. Овечников
и канд. техн, наук Е. С. Гре-
чищев) ........................... 366
§ 50. Испытания кузовов и рам
тележек (д-р техн. наук
Н. Н. Овечников и канд.
техн, наук Е. С. Гречищев) 371
§ 51. Сварные соединения и общие
сведения по их расчетам (д-р
техн, наук Н. Н. Овечников
и канд. техн, наук Е. С. Гре-
чищев) ............................ 3"4
§ 52. Применение легких сплавов
и неметаллических мате-
риалов (д-р техн. наук
Н. Н. Овечников и канд.
техн, наук Е. С. Гречищев) 378
Глава XIV. Тележки и возвращаю-
щие устройства .... 380
§ 53. Технические требования
к экипажной части теплово-
зов (инж. Л. В. Червова) . . 380
§ 54. Тележки тепловозов, их
общая характеристика, клас-
сификация и основные эле-
менты (инж. Л. В. Червова) 381
§ 55. Конструкция тележек (инж.
Л. В. Червова)............... 384
§ 56. Колесные пары (инж.
Л. В. Червова)............... 392
543-
§ 57. Буксы (инж. Л. В. Червова) 402
§ 58. Рама тележки (инж.
Л. В. Червова).............. 411
§ 59. Опоры и возвращающие
устройства (инж. Л. В. Чер-
вова) ....................... 414
§ 60. Тяговый привод и подвеши-
вание электродвигателей
(инж. Л. В. Червова) . . . 426
§ 61. Тележки зарубежных тепло-
возов (инж. Л. В. Червова) 432
§ 62. Тормозное оборудование те-
лежек и его расчет (инж.
В. Ф. Титаренко)........... 440
Глава XV. Рессорное подвешивание
тепловозов (д-р техн, наук
В. Н. Иванов)..................... 453
§ 63. Классификация систем рес-
сорного подвешивания . . . 453
§ 64. Определение жесткости
сложных систем рессорного
подвешивания. Учет трения 455
§ 65. Расчет рессор и пружин . . . 460
§ 66. Резиновые амортизаторы . . 463
§ 67. Фрикционные амортизаторы 466
§ 68. Гидравлические амортизаторы 467
§ 69. Пневматические рессоры . . 469
Глава XVI. Размещение оборудова-
ния и развеска теплово-
зов (канд. техн, наук
П. М. Чумиков) . . . 476
§ 70. Общие принципы размеще-
ния оборудования на тепло-
возе ............................. 476
§ 71. Расчет развески тепловоза 483
§ 72. Габариты, установленные для
тепловозов........................ 485
Глава XVII. Тяговые свойства теп-
ловозов (д-р техн, наук
В. Н. Иванов) .... 489
§ 73. Определение наибольшего
значения силы тяги тепловоза 489
§ 74. Зависимость силы тяги от
величины скольжения ко-
леса ...................... 491
§ 75. Особенности процесса бук-
сования при индивидуаль-
ном и групповом приводах 493
§ 76. Коэффициент использова-
ния сцепного веса.......... 494
§ 77. Перераспределение нагруз-
ки от колес на рельсы при
действии силы тяги .... 495
§ 78. Улучшение тяговых качеств
тепловозов в результате
уменьшения разгрузки ко-
лесных пар при действии
силы тяги.................... 500
§ 79. Повышение стабильности тя-
говых качеств тепловозов
в результате применения
улучшенных электромехани-
ческих характеристик тя-
гового привода ................... 502
Глава XVIII. Расчет тяговых харак-
теристик тепловозов
§ 80. Расчет тяговых характе-
ристик при электрической
передаче (канд. техн, наук
Б. Н. Морошкин).................. 504
§ 81. Расчет и построение тяговых
характеристик при гидравли-
ческой передаче (канд. тенх.
наук П. М. Чумиков) .... 513
Глава XIX. Обеспечение санитарно-
гигиенических условий
труда (канд. медиц. наук
Е. Д. Бренер)......... 517
§ 82. Общие требования.......... 517
§ 83. Шум и вибрации.......... 520
§ 84. Микроклимат ............... 524
§ 85. Организация рабочего места 529
§ 86. Цветовое оформление . . . 532
§ 87. Искусственное освещение 534
Список литературы................. 535
Коллектив авторов
под ред. | Н. И. ПАНОВА |
ТЕПЛОВОЗЫ
Редактор издательства О. Д. Горчакова
Технический редактор Л. А. Макарова
Корректоры: Ж. Л. Суходолова, В, А. Воробьева
Переплет художника Е. В. Бекетова
Сдано в набор 22/1 1976 г. Подписано к печати
21/V 1976 г. Т-08952. Формат 70х 100/16.
Бумага типографская № 1. Усл. печ. л. 44,2.
Уч.-изд. л. 44,2. Тираж 2800 экз. Заказ 786.
Цена 2 р. 63 к.
Издательство «Машиностроение» 107885,
Москва, Б-78, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6 Союзполи-
графпрома при Государственном комитете
Совета Министров СССР по делам издательств,
полиграфии и книжной торговли
193144, Ленинград, С-144, ул. Моисеенко, 10