/
Текст
ДИЗЕЛИ
СПРАВОЧНИК
Под редакцией
заслуженного деятеля
науки и техники РСФСР
доктора технических наук
профессора В. А. ВАН ШЕЙД ТА
ИЗДАТЕЛЬСТВО «МАШИНОСТРОЕНИЕ»
МОСКВА 1964 ЛЕНИНГРАД
УДК 621. 436 (038)
Дизели. Справочник.
Л., Изд. «Машиностроение», 1964, 600 с. с илл.
Справочник «Дизели», составленный на основе справочного пособия, изданного в 1957 г.
под этим же названием, является специализированным изданием, содержащим основные
вопросы проектирования стационарных, судовых, тепловозных и других транспортных ди-
зелей (за исключением автотракторных и авиационных).
В справочнике рассматриваются типы, конструкции и осно.ные параметры-дизелей;
расчеты рабочего процесса; динамика дизелей; материалы для изготовления дизелей; кон-
струирование и расчеты прочности основных деталей; проектирование систем и вспомогатель-
ных агрегатов; системы дистанционного управления; комплексная автоматизация дизельных
установок; шум и вибрация дизелей; стендовые испытания двигателей; газожидкостные дви-
гатели (га зо дизели).
В справочнике изложены новейшие данные и методики расчетов, необходимых при
проектировании современных четырех- и двухтактных дизелей различных типов без над-
дува и с наддувом.
Справочник предназначен для конструкторских бюро заводов, занимающихся <оекти-
рованием и изготовлением дизелей, а также может быть полезен инженерно-техническим ,
работникам научно-исследовательских институтов и студентам втузов при изучо’ чш дис-
циплин по дизельной специальности и при дипломном проектировании. ’
Авторы справочника: Б. П. БАЙКОВ, С. М. БАРА-
НОВ, В. А. ВАНШЕЙДТ, И. П. ВОРОНОВ, Л. В. ГЕН-
ДЛЕР, Б. М. ГОНЧАР, Н. Н. ИВАНЧЕНКО, П. А. ИСТО-
МИН, Л. К. КОЛЛЕРОВ, М. И. ЛЕВИН, М. Д. НИКИТИН,
Р. В. РУСИНОВ, А. А. СКУРИДИН, Л. В. ТУЗОВ.
Рецензент — Конструкторское бюро завода «Русский дизель»
ПРЕДИСЛОВИЕ
XII съезд КПСС поставил перед машиностроителями задачи по макси-
эму ускорению научно-технического прогресса, внедрению новых кон-
Кий машин с высокими техническими и экономическими показателями
пирению комплексной автоматизации производства.
и зи с этим перед дизелестроителями поставлен ряд ответственных
не лслько по дальнейшему увеличению выпуска дизелей различного на-
ия, но и по значительному повышению их технико-эксплуатационных
телей. Особое внимание при этом должно быть обращено на повыше-
|дежности и сроков службы дизелей. Кроме того, должно быть обеспе-
шрокое внедрение газотурбинного наддува, дальнейшее снижение удель-
,асходов топлива, унификация дизелей, применение автоматизации и
1ционного управления, и, наконец, создание новых конструкций совер-
гх и высокоэкономичных дизелей.
настоящем справочнике в отличие от издания 1957 г. дополнительно
>i разделы, касающиеся турбокомпрессоров для наддува, комплексной
тизации дизельных установок, систем дистанционного управления,
»ых испытаний дизелей, снижения шума и вибрации их и др.
йрокий круг вопросов, затронутых в справочнике, не позволяет достаточно
/но осветить все материалы, нужные читателю. Необходимые дополни-
те материалы читатели найдут в подробных перечнях литературы, приве-
х в конце каждого раздела справочника.
шнимая во внимание, что настоящий справочник составлен на базе ма-
>в справочного пособия, изданного вz 1957 г., в нем для удоб-
Тателей сохранена действующая система единиц. Для перехода на Меж-
дную систему единиц (СИ) в приложении к справочнику приведены
ы, содержащие необходимые коэффициенты приведения к единицам СИ.
ллектив авторов будет признателен читателям за все замечания, поже-
и предложения, которые будут сделаны по данному справочнику.
Авторы
РАЗДЕЛ ПЕРВЫЙ
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
ГЛАВА I
КЛАССИФИКАЦИЯ ДИЗЕЛЕЙ И ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
1. ОСНОВЫ РАБОТЫ ДИЗЕЛЯ
Поршневые двигатели внутреннего сгорания отно-
сятся к тому классу тепловых двигателей, у которых
химическая энергия топлива преобразуется в тепловую
непосредственно внутри рабочего цилиндра. В резуль-
тате химической реакции топлива с кислородом возду-
ха, поступающего в цилиндр, образуются газообразные
продукты сгорания с высокими давлением и температу-
рой. Преобразование полученной тепловой энергии
в механическую осуществляется посредством передачи
работы расширения продуктов сгорания на поршень,
поступательно-возвратное движение которого преобра-
зуется с помощью кривошипно-шатунного механизма
во вращательное на коленчатом валу двигателя.
Создаваемый коленчатым валом крутящий момент
совершает полезную работу, преодолевая сопротивле-
ние внешней нагрузки (например, гребного винта судо-
вой установки).
Предусмотренный конструкцией двигателя газорас-
пределительный механизм позволяет осуществлять пе-
риодическое открытие и закрытие впускных и выпуск-
ных органов, обеспечивающих своевременное заполне-
ние цилиндра свежим зарядом воздуха и удаление
отработавших газов, а система топливоподачи — впрыск
топлива в цилиндр.
Комплекс указанных выше последовательных про-
цессов, периодически повторяющихся в каждом цилинд-
ре и обусловливающих работу двигателя, называется
рабочим циклом.
Высокие температуры процесса сгорания, достига-
ющие 1800—2000° К, не являются препятствием для
надежной работы двигателя, так как процесс сгорания
топлива происходит периодически, а стенки цилиндра
охлаждаются водой (или воздухом).
Значительный температурный перепад между наиболь-
шей температурой газов при сгорании и наименьшей
их температурой в конце процесса расширения (около
800—1000° К) обусловливает получение высокого ко-
эффициента полезного действия рабочего цикла.
Применяемый в двигателях способ использования
химической энергии топлива является одним из наибо-
лее рациональных, так как позволяет обойтись при
осуществлении рабочего цикла без промежуточного
рабочего тела (например, пара).
Несмотря на наличие ряда тепловых потерь (в основ-
ном с отработавшими газами и в охлаждающую цилиндр
среду), современные двигатели внутреннего сгорания,
и в особенности дизели, являются наиболее экономич-
ными среди других видов тепловых двигателей, а сле-
довательно, и наиболее совершенными.
Действительно, эффективный к. п. д. достигает в со-
временных типах дизелей 40—45%, что соответствует
удельным эффективным расходам топлива около 160—
140 г!а.л. с. ч.
2. КЛАССИФИКАЦИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
Двигатели внутреннего сгорания могут быть подраз-
делены по следующим основным признакам.
По способу осуществления рабо-
чего цикла:
четырёхтактные двигатели (Ч) \ в которых рабочий
цикл осуществляется за четыре хода поршня, соответ-
ствующих двум оборотам коленчатого вала:
двухтактные двигатели (Д), в которых рабочий цикл
осуществляется за два хода поршня, соответствующих
двум оборотам коленчатого вала;
Под тактом подразумевается часть рабочего цикла
в интервале между двумя смежными точками минималь-
ного и максимального объема рабочего цилиндра. В свя-
зи с указанными особенностями осуществления рабо-
чих циклов конструктивное оформление четырех- и
двухтактных двигателей различно.
По способу действия:
простого действия (Ч и Д), в которых рабочий цикл
совершается в одной только верхней полости цилиндра;
двойного действия (ДД)1 2, в которых рабочий цикл
совершается в двух полостях цилиндра: верхней (над
поршнем) и нижней (под поршнем);
двухтактные с противоположно движущимися порш-
нями (ПДП), которые являются по существу двумя
двухтактными двигателями простого действия с общей
камерой сгорания.
По способу наполнения рабочего ци-
линдра:
без наддува, у которых всасывание рабочей
смеси или воздуха осуществляется непосредственно
рабочим поршнем (четырехтактные) или заполнение
цилиндра происходит продувочным воздухом с давле-
нием, необходимым лишь для осуществления процесса
смены заряда (двухтактные);
с наддувом, у которых рабочая смесь или воздух по-
дается в цилиндр под повышенным давлением из осо-
бого наддувочного агрегата (четырехтактные) или про-
дувка цилиндра производится воздухом повышенного
давления, обеспечивающим как смену заряда, так и уве
личение его веса.
1 Обозначения по ГОСТ 4394 — 48.
2 В настоящее время дизели ДД не строят.
6
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Под наддувом подразумевают увеличение количе-
ства (веса) свежего заряда за счет повышения давления
на впуске, а следовательно, и увеличения плотности
заряда.
По роду применяемого топлива:
легкого жидкого топлива (бензин, -бензол, керосин,
лигроин, спирт и др.);
тяжелого жидкого топлива (дизельное топливо, мо-
торное топливо, мазут, соляровое масло, газойль идр.);
газообразного топлива (газы — генераторный, есте-
ственный, сжатый, сжиженный);
газожидкостные (основное топливо — газ, запальное
топливо — жидкое);
многотопливные, работающие на широком ассорти-
менте жидких топлив от легких до тяжелых;
пылевидного топлива, в которых твердое топливо
(уголь) подводится к органам смесеобразования в из-
мельченном состоянии и распиливается сжатым возду-
хом.
По способу смесеобразования:
с внутренним смесеобразованием, в которых рабочая
смесь образуется внутри рабочего цилиндра в резуль-
тате распиливания топлива, впрыскиваемого в цилиндр
насосом под высоким давлением,— дизели, двигатели
калоризаторные, а также легкого топлива, имеющие
непосредственный впрыск топлива в цилиндр;
с внешним смесеобразованием, в которых горючая
смесь, состоящая из паров жидкого легкого топлива
с воздухом или из газа с воздухом, образуется вне
рабочего цилиндра,— все двигатели карбюраторные,
а также газообразного топлива с зажиганием от искры.
Под смесеобразованием подразумевают процесс приго-
товления горючей смеси с целью подготовки топлива
к сжиганию его в двигателе.
Под рабочей смесью подразумевают смесь свежего
заряда воздуха и топлива с газами, оставшимися в ци-
линдре после завершения рабочего цикла (так назы-
ваемые остаточные газы).
По способу воспламенения рабочей смеси:
с самовоспламенением топлива (дизели), в кото-
рых впрыскиваемое в камеру сгорания жидкое топливо
самовоспламеняется благодаря достаточно высокой тем-
пературе, полученной в конце процесса сжатия;
с принудительным зажиганием, в которых воспламе-
нение горючей смеси происходит в результате зажига-
ния ее от постороннего источника (электрической
искры),— все карбюраторные и газовые двигатели;
со смешанным воспламенением, в которых воспламе-
нение топлива происходит под воздействием, с одной
стороны, температуры сжатого воздуха (недостаточной
для самовоспламенения), с другой — под воздействием
раскаленных стенок камеры сжатия или особого запаль-
ника (калоризатора),— все так называемые калориза-
торные двигатели;
с комбинированным воспламенепием, например, ра-
ботающие по газожидкостному процессу, в которых
горючая газовая смесь принудительно зажигается за
счет самовоспламенения жидкого запального топлива,—
так называемые газодизели.
По роду рабочего цикла:
с подводом тепла при почти постоянном объеме (У«=г
const) — все двигатели, имеющие низкую степень
сщатия (е^5 4-7) и принудительное зажигание то-
плива (карбюраторные и газовые);
с подводом тепла при почти постоянном давлении
(р 5=^ const) — все двигатели, имеющие высокую степень
сжатия (ег==! 12 4- 14), с пневматическим (воздушным)
распыливанием топлива и с самовоспламенением —
все так называемые компрессорные дизели (в настоящее
время не строятся);
со смешанным подводом тепла, в которых процесс
подвода тепла принимается происходящим частью по
изохоре (V и const) и частью по изобаре (р и const) —
все современные двигатели с высокой степенью сжатия
(в « 12 4- 16) с непосредственным впрыском жидкого
топлива и с самовоспламенением (дизели); по этому цик-
лу работает большая часть двигателей.
Приведенное выше подразделение рабочих циклов
двигателей является условным и принимается по ана-
логии с рассматриваемыми в термодинамике тремя
идеальными циклами Д ВС, лежащими в основе реальных
рабочих циклов.
Под степенью сжатия е подразумевается отношение
полного объема цилиндра V (сумма объема пространства
сжатия Vc и рабочего объема цилиндра Es) к объему
пространства сжатия Vc (когда объем рабочего тела
в цилиндре достигает минимума).
Под рабочим объемом цилиндра Va подразумевается
объем цилиндра, освобождаемый поршнем при переме-
щении его от положения минимального объема до
положения максимального объема.
По конструктивному выполнению
(основные признаки):
тронковые, в которых боковое усилие от шатуна вос-
принимается самим поршнем;
с ползунами, так называемые крейцкопфные (К), в ко-
торых боковое усилие от шатуна воспринимается пол-
зунами крейцкопфа;
с вертикальным расположением цилиндров;
с горизонтально расположенными цилиндрами;
однорядные, с расположением цилиндров в один ряд,
у которых оси цилиндров параллельны и расположены
в одной плоскости;
двухрядные, с параллельным расположением рядов
(сдвоенные) или с расположением рядов под определен-
ным углом (V-образные);
многорядные, с расположением цилиндров под раз-
ными углами, Х-образные, Н-образные, W-образные
и другие высокооборотные и легкие типы двигателей;
звездообразные однорядные с радиальным располо-
жением цилиндров, лежащих в одной плоскости —
высокооборотные дизели;
звездообразные многорядные с параллельно располо-
женными рядами — высокооборотные дизели, име-
ющие, как правило, горизонтальное расположение ко-
ленчатого вала и, как исключение, вертикальное;
с противоположно движущимися поршнями (ПДП)
с одним, двумя или более коленчатыми валами (в за-
висимости от расположения рядов), соединенных между
собой зубчатой передачей.
По средней скорости поршня ст
двигатели (согласно ГОСТ 4393—48) условно подразде-
ляются на тихоходные — со средней скоростью поршня
менее 6,5 м!сек и быстроходные — со средней скоростью
поршня 6,5 м/сек и более.
Под средней скоростью поршня ст, являющейся ос-
новным критерием быстроходности двигателей, подра-
зумевают
Sn
Ст = ~^м‘сек’
где S — ход поршня, м;
п — число оборотов в минуту.
По назначению (основные) дизели подраз-
деляются на стационарные, судовые и тепловозные.
Стационарные дизели применяются: а) в промышлен-
ности (для установок, на электростанциях, насосных
КЛАССИФИКАЦИНТДИЗЕЛЕЙ И ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
7
станциях, на заводах, в коммунальных хозяйствах
и т. д.); мощность этих дизелей изменяется в широких
пределах; б) в сельском хозяйстве — большей частью
дизели небольшой и средней мощности.
Судовые дизели: а) главные реверсивные, работающие
непосредственно или через какую-либо промежуточ-
ную передачу (зубчатую, гидравлическую, электриче-
скую и т. д.) на гребной винт; б) главные нереверсивные
дизели, снабженные особой реверсивной муфтой (либо
реверс-редуктором), либо передающие энергию на винт
регулируемого шага (ВРШ), либо приводящие в движе-
ние электрогенератор; в) вспомогательные нереверсив-
ные дизели.
Тепловозные дизели — для магистральных тепловозов
(пассажирские, товарные, товаро-пассажирские), манев-
ровых тепловозов (мотовозы), автовагонов. Наибольшее
распространение получила электрическая передача;
реже применяется гидромеханическая передача.
3. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ,
ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ДИЗЕЛЯМ
Общие требования конструктивно-эксплуатационного
характера
1. Надежность установки, т. е. способность дизелей
обеспечивать нормальную, бесперебойную работу в те-
чение установленного времени на всех эксплуатацион-
ных режимах, без вынужденных остановок или сни-
жения заданной мощности.
2. Высокая экономичность, т. е. способность рабо-
тать с возможно малыми удельными расходами топлива
и масла как на номинальном режиме, так и на экс-
плуатационных.
3. Высокий моторесурс, т. е. возможно длительный
срок службы, в течение которого дизель должен рабо-
тать надежно и экономично до капитального ремонта.
4. Безотказный пуск в ход как горячего, так и холод-
ного двигателя при эксплуатационных условиях окру-
жающей среды и при наименьшей затрате на пуск энер-
гии от постороннего источника.
5. Рациональная, технологичная и по возможности
простая конструкция двигателя, облегчающая его
изготовление, монтаж и обслуживание во время эксплу-
атации.
6. Возможно меньшие габариты и удельный вес
двигателя и его вспомогательных механизмов при вы-
полнении, однако, требований в отношении надежности
и долговечности работы.
7. Возможно полное уравновешивание сил инерции
вращающихся и поступательно движущихся частей во
избежание возникновения вибраций фундамента.
8. Отсутствие запретных «критических» зон чисел
оборотов для эксплуатационных режимов работы (осо-
бенно для номинального режима).
9. Наличие регулятора, автоматически воздейст-
вующего на органы подачи топливных насосов и под-
держивающего заданное число оборотов двигателя.
10. Обеспечение заданной степени равномерности
вращения при номинальном числе оборотов.
И. Доступность для наблюдения и осмотра всех наи-
более ответственных узлов и частей двигателя (под-
шипники, детали кривошипно-шатунного механизма
и т. д.).
12. Наличие валоповоротного приспособления для
возможности проворачивания двигатели вручную или
от электродвигателя при его осмотре или перед пуском.
13. Обеспечение быстрой и удобной разборки и сбор-
ки всех ответственных деталей двигателя (крышек
рабочих цилиндров, поршней, подшипников и т. д.),
а также удобство ремонта этих деталей.
14. Полная безопасность обслуживания двигателя
при всех эксплуатационных условиях его работы.
Соблюдение всех правил охраны труда, предусмотрен-
ных для двигателей.
15. Обеспечение минимально возможного шумового
уровня как самого двигателя, так и его впускной, вы-
пускной, продувочной, наддувочной и других систем.
16. Возможность приспособления двигателей к ра-
боте на широком диапазоне различных сортов жидкого
топлива, в том числе и на сернистом.
17. Возможно полная автоматизация работы и упра-
вления двигателем для облегчения ухода за ним и умень-
шения количества обслуживающего персонала.
18. Возможно низкая стоимость изготовления как
самого двигателя, так и всех механизмов, нужных для
его работы.
Помимо перечисленных выше требований общего ха-
рактера, необходимо еще отметить дополнительные
требования, предъявляемые к дизелям различного
назначения.
Стационарные дизели
. 1. Дизели, соединенные с генераторами постоянного
или переменного тока, должны быть снабжены преци-
зионными регуляторами, характеристика которых долж-
на обеспечивать раздельную и параллельную работу
дизель-генераторов.
2. Должна быть обеспечена заданная степень нерав-
номерности вращения дизеля.
3. Дизели высокооборотные, непосредственно соеди-
ненные с генераторами, рекомендуется устанавливать
на общей раме (литой или сварной), которая, в свою
очередь, крепится непосредственно к фундаменту или
при посредстве амортизаторов.
4. По специальному заданию должна быть обеспе-
чена возможность дистанционного управления дизелем
с распределительного щита, в том числе из специаль-
ной кабины.
Судовые дизели
1. Возможность изменения числа оборотов дизеля
(т. е. скорости хода судна) в широких пределах от
минимально возможного до максимального (с поста
управления) при непосредственном приводе винта.
2. Обеспечение устойчивой работы двигателя на ма-
лых числах оборотов (до 1/3—>/« от номинального).
3. Быстрота маневрирования, т. е. способность обе-
спечить многократные последовательные реверсы (пуск,
перемены направления вращения, остановки) при ми-
нимальной продолжительности времени реверса (не бо-
лее 12 сек согласно Правилам регистра СССР).
4. Блокировка всех органов управления между со-
бой и с машинным телеграфом для предупреждения
возможности выполнения неверного маневра.
5. Наличие предельного регулятора, обеспечива-
ющего выключение топливных насосов при определен-
ном превышении чисел оборотов над номинальным
(около 10—15"%).
6. Соблюдение Правил регистра СССР для теплохо-
дов гражданского флота как в отношении конструкции
дизеля, так и материалов наиболее ответственных
частей.
Тепловозные дизели
1. В случае электрической передачи генератор дол-
жен служить в качестве электродвигателя (стартера),
8
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
а также производить проворачивание коленчатых валов
дизеля.
2. Дизели тепловоза должны быть снабжены специ-
альными фильтрами, обеспечивающими качественную
очистку воздуха.
3. В связи с тем, что на стоянках тепловозов часто ди-
зели не останавливают, и они работают на режиме
минимальных чисел оборотов холостого хода, должно
быть предусмотрено устройство, обеспечивающее нор-
мальное сгорание топлива на этом режиме (например,
выключение одного ряда топливных насосов, которое
практикуется на дизелях Д100).
4. Регулятор числа оборотов должен обеспечивать
наличие широкого диапазона изменения чисел оборотов
и нагрузок.
5. Конструкции фундаментной рамы или блок-кар-
тера дизеля должны быть согласованы с конструкцией
подмоторной рамы тепловоза.
ГЛАВА II
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. ПОДОБИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ
Оценка уровня форсирования, потенциальной долго-
вечности и других важнейших свойств двигателя воз-
можна лишь при правильной оценке фактбров, влия-
ющих на его динамическую и тепловую напряженность.
Соответственно первостепенное значение приобретает
разработка объективных критериев для сравнения дви-
гателей различной размерности на основе теории по-
добия.
Теория подобия обосновывает возможность исполь-
зования зарекомендовавших себя в практике дизеле-
строения конструктивных решений и достигнутых
технических результатов при новом проектировании
дизелей с отличными от прототипов базовыми размерами.
Рассмотрим условия сосуществования геометрически
подобных двигателей.
Соответствие размеров деталей силовой схемы двига-
теля действующим нагрузкам определяется по напря-
жениям. Геометрически подобные двигатели могут
отличаться друг от друга величиной I некоторого ли-
нейного элемента (за который обычно удобно принять
диаметр цилиндра) и характеризоваться одинаковой
формой сходственных деталей, т. е. тождеством любых
безразмерных соотношений между сходственными эле-
ментами. Математически это может быть записано так
Б = idem, (1)
где L — фактор формы, т. е. функция безразмерных
соотношений между размерами сходственных
элементов.
Практический интерес представляет случай подобия
в материально идентичных системах, т. е. системах,
сходственные элементы которых выполнены из одина-
ковых материалов, в частности, характеризуемых иден-
тичностью характеристик упругости (модулей упру-
гости первого или второго рода)
£ = idem. (2)
В этом случае (пренебрегая влиянием I на допускаемые
напряжения) обязательным условием для обеспечения
одинакового запаса прочности сходственных элементов
является их равнонапряженность
ст = idem. (3)
Основываясь на-положениях теории размерности,
можно показать, что общий вид зависимости, связы-
вающей ст, Е, L, I с величиной действующего усилия
К, будет
ст .(К т\
сопоставляя (1), (2), (3) и (4), имеем
^ = idem, (5)
т. е. необходимым условием равнонапряженности
является пропорциональность между усилиями и квад-
ратом линейных размеров
К ~ I2. (6)
В ряду действующих нагрузок существенную роль
играют силы инерции, зависящие от характеристик
плотности g элементов двигателей, от Z и средней ско-
рости поршня Сщ (или любой другой меры линейных
скоростей) следующим образом:
<7>
В материально идентичных системах
g = idem, (8)
K,.~Za4. (9)
Сопоставляя (9) и (6), получим, что средняя скорость
поршня
cOT = idem, (10)
т. е. необходимым условием равнонапряженности, а
стало быть и совместного существования подобных дви-
гателей, является равенство ст; таким образом, этот
фактор характеризует влияние быстроходности на
напряженное состояние.
Из формулы (5) вытекает второе условие равнонапря-
женности — идентичность индикаторных диаграмм
p = idem (И)
(pz = idem; pj = idem и др.).
Следует заметить, что условие (1) не является вполне
независимым от (10). В частности, р существенно зави-
сит от степени наполнения, которая при подобных
соотношениях органов распределения будет при сп =
= idem одинаковой. Здесь условие (10) подтверждает
возможность условия (И).
Изучение сил другого происхождения показывает,
что не все они удовлетворяют условию (6). Так, напри-
мер, силы тяжести зависят от третьей степени I
Kg~l3. (12)
Анализ показывает также, что условие идентичности
температурных ^напряжений несовместимо с форму-
лой (6).
ОСНОВНЫЕ параметры ДВИГАТЕЛЕЙ
9
Таким образом, равнонапряженность подобных дви-
гателей при учете всех действующих сил не обеспе-
чивается со всей строгостью и речь может идти лишь
о приближенной равнонапряженности. Кроме этого,
протекающие в двигателе рабочие процессы являются
в значительной своей части тепловыми, и конструкция
многих элементов двигателя определяется не из усло-
вий прочности, а из условия обеспечения этих тепловых
процессов, подчиняющихся своим критериям подобия,
вообще не совместимым с критериями динамического
подобия. Поэтому условие (3) является только необхо-
димым, но недостаточным для совместного существо-
вания подобных двигателей. Отсюда в целом следует,
что результаты приложения теории подобия к двигате-
лям могут иметь лишь приближенный характер.
Приведем некоторые следствия из теории подобия.
В подобных двигателях при ст = idem, р = idem
будут одинаковыми напряжения в деталях, удельные
давления между пици и относительные деформации,
возникающие под действием газовых и инерционных
сил, а также крутильных и изгибных колебаний.
Приближенно одинаковыми будут:
1) напряжения, давления, деформации, возникающие
под действием сил, источником которых яв.ляется тре-
ние;
2) тепловые потери — с тенденцией к их перераспре-
делению в сторону возрастания потерь с выхлопными
газами в двигателях больших размеров;
3) относительный износ деталей за равное число
циклов двигателя — отсюда время работы, отвечающее
одинаковому относительному износу (долговечность),
растет пропорционально размеру двигателя;
4) процессы наполнения, выпуска, продувки.
Тепловая напряженность деталей будет большей у дви-
гателей большей размерности.
Число оборотов будет изменяться обратно пропорцио-
нально размерности.
Теория подобия не может дать ответа на вопрос
о зависимости перечисленных факторов от ст, Р и L.
Для выявления этих связей необходимо конкретное
рассмотрение физической их сущности.
2. МОЩНОСТЬ, ЧИСЛО ЦИЛИНДРОВ И ОСНОВНЫЕ
РАЗМЕРЫ ЦИЛИНДРА
Мощность NR — номинальная, т. е. эффективная
мощность, гарантируемая заводом-поставщиком обычно
при оговоренном номинальном числе оборотов п (об/мин)
для длительной работы при определенных внешних
условиях, противодавлении на выпуске и др.
Глпрег
Ne‘---45^а-Л'С-’
(13)
где Ил — литраж двигателя, л;
Ре — среднее эффективное давление, кГ/см1-,
z — коэффициент тактности; для четырехтактных
двигателей г = 1/г; для двухтактных 2 = 1.
По мощности двигатели могут быть условно разбиты
на группы:
Маломощные............
Средней мощности .....
Мощные................
Сверхмощные...........
!Ve<100
100 <Ne<1000
1000 10 000
2Ve> 10 000
В последнее время получили развитие сверхмощные
двигатели для морских судов.
При достижении высоких агрегатных мощностей су-
щественное значение имеет мощность, реализуемая
в одном цилиндре, — так называемая цилиндровая
мощность Nev, = э. л. с.
Наибольшая выполненная ;VC4 достигает 3000 э л. с,;
в современной практике появились уже серийные су-
довые дизели с Net), достигающей 2000—2500 а. л. с.
Наименьшие встречающиеся значения Nev = 2 -j-
-j- 5 а. л. с.
Показатели форсирования
Степень использования металла для изготовления
двигателя и габаритных размеров последнего непосред-
ственно связана с уровнем форсирования.
При данных размерах двигателя, тактности и числе
цилиндров повышение развиваемой мощности может
быть достигнуто за счет увеличения как ре '(характери-
зующего степень совершенства рабочего процесса,
а также степень наддува), так и ст (характеризующей
скоростное форсирование дизеля).
Для оценки степени форсирования применяется удель-
ная поршневая мощность1
дг _ Ne 2СтРе ,я » /л/ч
NF--^r=^^-a-Jl-c-/dM2’ (14)
где SF — суммарная площадь поршней, дм2.
Форсирование является основным способом получе-
ния легких малогабаритных двигателей и одним из спо-
собов достижения высоких агрегатных мощностей.
В проблему форсирования включаются: а) создание
форсированного процесса двигателя (высокой NF);
б) в связи с ростом тепловой и динамической напря-
женности обеспечение надежности и достаточного мо-
торесурса за счет конструкции, технологии и органи-
зации рациональной эксплуатации.
При оценке допустимости уровня форсирования с точ-
ки зрения теплонапряженности основных деталей ди-
зеля и в первую очередь поршня и выпускных клапанов
должна учитываться степень наддува, при которой по-
лучено определенное значение показателя форсирова-
ния, так как от величины коэффициентов избытка воз-
духа при сгорании и избытка продувочного воздуха
существенно зависит температурное состояние деталей
дизеля.
По степени форсирования современные дизели можно
условно разделить на следующие:
Нефорсированные . . Np<15 в. л. с./дм2
Форсированные . . . 15<JVf<30 э. л. с./дм2
Высокофорсированные 30 < NF< 60 э. л. с./дм2
Вместе с прогрессом дизелестроения верхний предел
форсирования должен неуклонно расти.
При равном качестве конструкции и технологии из-
готовления, одинаковых условиях эксплуатации и т. п.
моторесурс двигателя уменьшается по мере его форси-
рования. При выборе Nf учитывается назначение дви-
гателя; в тех случаях, когда вес и габариты конструк-
ции имеют решающее значение (двигатели транспорт-
ного типа), выбирают высокие значения NF. В стацио-
нарных установках повышенное форсирование может
оказаться экономически невыгодным.
Наиболее действенным способом повышения NF
является газотурбинный наддув, дающий возможность
существенно повышать ре, сохраняя в приемлемых пре-
1 За рубежом для NeIF принята размерность а. л. с./см2.
10
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
делах давление сгорания pz, коэффициенты избытка
воздуха — для сгорания а и для продувки <р.
При проектировании, ориентируясь на определенную
Np (непосредственно или предварительно выбрав ре
и ст), можно по заданной Ne найти = -у5-, а за-
тем диаметр цилиндра D (для выбранного i).
ЛИТРОВАЯ МОЩНОСТЬ Ыл
Литровая мощность равна
_г Ne npez ,
Ыл~-гГ=-^-3-л-с-1л' (15)
где Мл характеризует степень использования рабочего
объема. В технической литературе нередко Ал рас-
сматривается как показатель форсирования двигателя,
что неправильно: при равном форсировании № тем
больше, чем меньше размеры цилиндра.
Число цилиндров
Выбор i зависит от Ne\ обычно для дизелей:
Малой мощности...............
Средней мощности ............
Мощных.........-.............
1 <i<6
4<i< 8
6<i<16
В отдельных случаях для достижения высоких агре-
гатных мощностей и при особо высоких требованиях
к весу и габаритам применяются и бблыпие I. При
больших i легче решаются вопросы уравновешенности
и равномерности хода, однако компоновка с числом
цилиндров более десяти в ряд нежелательна из-за пло-
хой «внутренней» уравновешенности (в связи с недоста-
точной жесткостью картера или рамы в продольном
направлении) и значительных трудностей с локализа-
цией крутильных колебаний вала. Многоцилиндровые
установки, особенно многорядные, неудобны для об-
служивания. Наиболее часто применяются шести-
цилиндровые рядные двигатели, в которых простота
конструкции сочетается с хорошей уравновешенностью.
Следующими по распространенности являются восьми-
цилиндровые двигатели. В стационарных установках
малой и средней мощности широко применяются также
четырехцилиндровые четырехтактные двигатели. Для
судовых и прочих транспортных установок они недо-
статочно уравновешены и применяются только при ма-
лых Аге (см. третий раздел). । ;
Значительное распространение имеют также V-об-
разные дизели. Среди них наилучшей уравновешен-
ностью обладают двенадцатицилиндровые дизели. При
меньшем числе цилиндров у V-образных двигателей
приходится применять специальные ^механизмы для
у равновешив ания.
ДИАМЕТР ЦИЛИНДРА D И ХОД ПОРШНЯ 5
Обычно применяются D от 80 до 600 мм для тронко-
вых и от 500 до 900 мм для крейцкопфных двигателей.
Для малых D характерны затруднения с организа-
цией процесса смесеобразования; кроме того, вследствие
невыгодного соотношения поверхности и объема ка-
мера сгорания оказывается переохлажденной.
Низшая практическая освоенная граница для D со-
ставляет 65 мм.
Для больших D характерна высокая тепловая напря-
женность камеры сгорания, особенно поршня. При
нормальной форсировке уже при D = 300 4- 200 мм
возникает необходимость в специальных мерах по
охлаждению поршней. Наибольшие практически при-
меняемые цилиндры имеют D = 900 мм (и даже 930 мм,
например MAH). С увеличением D растет моторесурс
дизеля.
При проектировании выбранное значение D должно
соответствовать нормальному ряду диаметров, устано-
вленному ГОСТ на дизели.
Ход поршня 5 характеризуется обычно относительной
величиной S/D. В зависимости от S/D двигатели можно
разбить на группы: а) 0,9 «С S/D < 1,2 (короткоходо-
вые); б) 1,2 ^S/D < 1,5; в) 1,5 < S/D < 1,8 (длинио-
ходовые). Значения S/D менее 0,9 и более 1,8 встреча-
ются редко.
Малые отношения S/D невыгодны для неразделенных
камер сгорания, особенно при высоких е. При заданной
степени быстроходности (cm = const, а также при
ре = const) размер D = const и п снижается в обратной
пропорции от S/D. При этом силы инерции, пропор-
циональные Sn2, оказываются также обратно пропор-
циональными S/D.
Преимуществом малых S/D является снижение фрон-
тальных габаритных размеров — высоты и ширины
двигателя и в связи с уменьшенным радиусом криво-
шипа благоприятная в отношении жесткости и проч-
ности форма коленчатого вала.
В зависимости от типа двигателя на первый план мо-
гут выдвигаться и другие факторы. Например, для кри-
вошипно-камерной продувки существенным является
уменьшение объема картера при малых S!D. Современ-
ные дизели, особенно быстроходные, обычно харак-
теризуются невысокими отношениями S/D.
3. ЧИСЛО ОБОРОТОВ п И СКОРОСТЬ ПОРШНЯ Ст
Наряду с Ае, число оборотов п является
важнейшим для потребителя показателем двигателя.
Например, для дизелей, работающих на генераторы
переменного тока с частотой 50 гц, п должно соответ-
ствовать следующим величинам:
Число пар
полюсов
генератора
п, об/мин
1 3000
2 ....................... 1500
3 1000
4 ....................... 750
6 ....................... 500
8 ....................... 375
10 ....................... 300
12 ................... 250
18 ....................... 167
20 ....................... 150
В главных судовых двигателях, непосредственно ра-
ботающих па винт, существенным является влияние п
на условия работы винта. Число оборотов п (вместе
с S) определяет быстроходность двигателя. Поэтому
двигатели больших размеров (и мощностей) характе-
ризуются наиболее низким п (до 100 об/мин) и, на-
оборот, маломощные двигатели являются наиболее вы-
сокооборотными (до 3000 об/мин).
При наличии большого расхождения между п, необхо-
димым в связи с условиями применения и рациональ-
ным для получения двигателя надлежащих свойств
(веса, габарита, ресурса), является целесообразным
применение редукторов.
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
11
Средняя скорость поршня ст (м/сек)
является критерием быстроходности; по этому при-
знаку дизели могут быть разбиты на группы:
Тихоходные...................... 4 < cm<6
Средней быстроходности.......... 6 < ст < 9
Быстроходные ................... 9 < cm < 13
Повышенной быстроходности......ст > 13
Наряду с ре ст является важнейшим фактором, опре-
деляющим форсирование двигателя. Конструктивно
форсирование за счет ст часто кажется менее сложным,
чем при повышении ре (наддув), однако^ следует
иметь в виду, что при этом в весьма сильной степени
возрастают тепловые и динамические нагрузки на ра-
бочий цилиндр и движение, в связи с чем заметно умень-
шается моторесурс двигателя.
4. СТЕПЕНЬ СЖАТИЯ в, ДАВЛЕНИЯ ре и pz,
КОЭФФИЦИЕНТ ИЗБЫТКА ВОЗДУХА а, РАСХОД
ТОПЛИВА
В современных дизелях с неразделенными камерами
сгорания обычно 12 < в < 18. Большие значения от-
носятся к быстроходным дизелям и к дизелям без над-
дува; меныпие — к тихоходным дизелям, а также
к дизелям с наддувом. В быстроходных дизелях с раз-
деленными камерами в среднем 15 < е < 20.
Вместе с е растет к. п. д. теоретического цикла; од-
нако обычно более существенным при этом оказы-
вается отрицательное влияние уменьшения объема
камеры сгорания на важнейшие процессы рабочего
цикла — смесеобразование и сгорание. Завышенные е
ведут также и нежелательному повышению pz. Мини-
мальные значения е определяются необходимостью
обеспечения надежного воспламенения впрыскиваемого
топлива при всех режимах нагрузки и внешних усло-
виях.
Максимальное давление цикла pz в существенной
мере определяет расчетную нагрузку на силовую схему
двигателя. В нефорсированных дизелях 50 < pz <
<60 кГ/см2. По мере увеличения NF pz имеет тенден-
цию к росту, достигая в высокофорсированных дизелях
значений 90 4- 140 кГ/см2. В свободнопоршневых гене-
раторах газа pz может достигать значений 140 4-
4-180 кГ/см2 (и выше).
Снижение коэффициента избытка воздуха а является
одним из эффективных путей форсирования рабочего
цикла. Возможности снижения а зависят от степени
совершенства процессов смесеобразования и сгора-
ния, которые определяются конструкцией камеры сго-
рания и организацией движения воздуха и топлива
в ней. При снижении а необходимо также принимать
во внимание последствия возрастания температурной
напряженности цикла.
На практике 1,3 < а < 2,2; крайние пределы
являются исключением. Большие значения относятся
К крупным нефорсированным дизелям; меньшие —
встречаются лишь в единичных случаях в высокофор-
сированных дизелях. В среднем, для первых характер-
ны значения 1,7 < а < 2, для последних 1,4 < а <
< 1,7.
Среднее эффективное давление ре ('более точно pi =
Ре \ v -
= —— характеризует степень форсирования рабочего
Цт ]
цикла. Значение ре (pi) определяется в основном:
1) эффективностью процесса зарядки цилиндра воз-
духом, характеризуемой относительным количеством
располагаемого для сгорания воздуха на единицу
рабочего объема цилиндра за один цикл; эффективность
процесса зарядки зависит от аэродинамики воздушного
тракта, развитости его сечений в соответствии с быст-
роходностью двигателя и при наличии наддува в ре-
шающей степени от рк;
2) степенью использования воздушного заряда, т. е.
относительным количеством топлива, вводимого на еди-
ницу воздушного заряда, иначе — соотношения между
количествами фактически вводимого топлива и теоре-
тического, которое могло бы быть сожжено при полном
использовании располагаемого воздуха
3) эффективностью использования вводимого топлива,
обратно пропорциональной индикаторному расходу
топлива gi или, с учетом т]т, эффективному расходу ge.
В современных четырехтактных дизелях без наддува,
в среднем 5 < ре < 6,5 кГ/см2. В двухтактных дизелях
часть хода поршня отводится на процесс выпуска и,
соответственно, оказывается примерно на 20% ниже.
Наиболее низкие ре, порядка 2,5 кГ/см2, встречаются
у двигателей с кривошипно-камерной продувкой, где
избыток продувочного воздуха недостаточен для удо-
влетворительной продувки.
При наддуве ре может быть значительно увеличено:
до 12—15 кГ/см2 у двухтактных дизелей и 14—20 кГ/см2
у четырехтактных и более.
Удельный расход топлива ge зависит от организации
процессов смесеобразования и сгорания, от тепловых
и механических потерь и от степени сжатия е, определя-
ющей к. п. д. теоретического цикла. В среднем 160 <
< ge < 200 г/э. л. с. ч; в отдельных случаях, при
больших D, gu составляет 150 г/э. л. с. ч; при малых
D расход топлива повышается до ge = 220 4-
4- 240 г/э. л. с. ч.
У четырехтактных дизелей с высоким наддувом
ge = 145—155 г/э. л. с. ч.
В значительно более узких пределах, чем ge, может
быть определен индикаторный расход топлива g,;
в среднем 130 < gi < 145 г/и. л. с. ч.
5. ВЕСОВЫЕ И ГАБАРИТНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ
Для относительной оценки весового совершенства
конструкции в качестве показателя применяется удель-
ный вес
Ge=-^K3/a. л.с. (16)
Ge существенно зависит от форсирования двигателя,
убывая вместе с его ростом. С эксплуатационной точки
зрения вес наиболее существен для двигателей транс-
портных типов, которые поэтому обычно являются
наиболее форсированными.
В подобных равнофорсированных двигателях вес
G ~ D3, a Ne ~ D2-, отсюда Ge ~ D. Практически
зависимость Ge от D менее сильно выражена, так как
относительные толщины стенок, определяемые в зна-
чительной мере из технологических соображений, убы-
вают с ростом D и, кроме того, при этом убывают отно-
сительные веса вспомогательных агрегатов. Тем не
менее крупные двигатели характеризуются повышен-
ными Ge.
В выполненных конструкциях Gc колеблется в весьма
широких пределах. В двигателях авиационного типа
Ge ® 1 кГ/э. л. с.; в крупных нефорсированных
12
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
стационарных дизелях устарелого типа встречаются Ge >
>100 кГ/э. л. с. Для двигателей средней мощности
наиболее характерны значения:
При малом форсировании ...14<Ge <32 к^/3- Л- с-
При среднем форсировании .... 6<Ge <14 »
При высоком форсировании . . . . 3 < Ge < 6 »
У наиболее легких дизелей Ge=l,5 кГ/э. л.с. (и ниже).
Для оценки веса в зависимости от размеров и безотно-
сительно к мощности двигателя иногда применяют в ка-
честве показателя, литровый вес t
вЛ = ^-кГ1л. (17)
v л
Однако'по причинам, аналогичным изложенным вы-
ше, показатель этот также весьма нестабилен, а именно:
вл имеет заметную тенденцию к уменьшению при уве-
личении размеров двигателя.
Для авиационных двигателей был предложен показа-
тель конструкционный вес
Q
Ск=-------2- . (18)
i (D2S)Y
Однако для дизелей более стабильным оказывается
показатель GK
f с
GK = —(19)
1D2S 2
Для оценки степени использования габаритов могут
применяться показатели:
-у р„--характеризующий использование объема, за-
Ьбп
пятого двигателем, где Z, В, Н—длина,
ширина и высота двигателя.
-=гп' — характеризующий использование площади по-
Ld
мещения;
Ne
ВИ- — так называемая лобовая мощность, предста-
вляющая особый интерес для авиационных
двигателей.
Первый из этих показателей убывает с увеличением
размеров двигателя, два последних в этом отношении
стабильны, но существенно зависят от форсирования —
прямо пропорциональны ему.
6. НАДЕЖНОСТЬ И СРОК СЛУЖБЫ
. Надежность — это свойство дизеля нормально (без
поломок, недопустимых износов, потери мощности
и т. д.) работать в пределах оговоренного межремонт-
ного срока службы при условии соблюдения всех
требований инструкции по эксплуатации. Она опреде-
ляется степенью отработанности конструкции и
технологии изготовления, а также стабильностью ка-
чества применяемых материалов.
Мерой оценки надежности являются, обычно, вероят-
ностные характеристики.
Повышение надежности работы двигателя связано,
в первую очередь, с повышением усталостной прочности
деталей, с уменьшением концентрации напряжений,
применением азотирования, накатки галтелей и других
видов поверхностного упрочнения.
Таблица 1
Моторесурс дизелей
Группы Подгруппы Реверсив- ность Средняя скорость поршня, Al/сек Диаметр цилиндра, мм Моторесурс ч, не менее
I 1 2 3 4 5 6 7 Ревер- сивные До 6,5 200 до 300 Св. 300 » 400 » 400 » 500 » 500 » 600 » 600 » 700 » 700 » 800 » 800 22 000 30000 40 000 50000 60 000 70 000 80 000
II 1 2 3 4 5 6 Ревер- сивные 6,5-8,5 300 до 400 Св. 400 » 500 » 500 » 600 » 600 » 700 » 700 » 800 » 800 25000 35 000 45000 55 000 65 000 75 000
III 1 2 3 4 5 Неревер- сивные До 6,5 50 до 100 Св. 100 » 200 » 200 » 300 » 300 » 400 » 400 7000 14000 24000 32000 42000
IV 1 2 3 4 5 Неревер- сивные 6,5-8,5 50 до 100 Св. 100 » 200 » 200 » 300 » 300 » 400 » 400 5000 10000 20000 30000 37 000
V 1 2 3 4 Неревер- сивные 8,5-10,5 50 ДО 100 Св. 100 » 200 » 200 » 300 » 300 » 400 4000 8 000 12 000 16 000
VI 1 2 3 4 Неревер- сивные 10,5-12,0 50 до 100 Св. 100 » 200 » 200 » 300 » 300 » 400 3000 6 000 9000 12 000
VII 1 2 Неревер- сивные 12,0 и выше 100 до 200 Св. 200 2000 3000
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
13
Межремонтный срок службы определяется уровнем
форсированное™ дизеля I А с учетом степени наддува,
\ &
Рг \
а и отношения , жесткости конструкции и заложен-
Ре )
ного уровня напряжений в деталях, а также удельных
давлений между трущимися поверхностями, что кос-
венно может быть оценено удельным весом двигателя,
его размерами и, очевидно, совершенством конструкции
и технологии изготовления.
Значительную роль играют применяемые сорта топли-
ва и масла, а также эксплуатационные условия и ре-
жимы работы двигателя.
Высокого срока службы тем труднее достичь, чем выше
показатель форсирования, ниже а, выше — , ниже удель-
Ре
ный вес и меньше диаметр цилиндра. Наибольший срок
службы у крупных малооборотных дизелей, которые
до смены цилиндровых втулок работают 30—50 тыс. ч.
Мелкие дизели требуют капитального ремонта с выемом
и перешлифовкой коленчатого вала через 5—8 тыс. ч.
У особо легких быстроходных высокофорсирован-
ных двигателей срок службы до капитального ремонта
иногда ограничивается 2 тыс. ч.
В двигателестроении обычно устанавливаются сле-
дующие регламентированные виды сроков службы:
а) срок службы до первой переборки, т. е. до первой
необходимости произвести вскрытие цилиндро-поршне-
вой группы для осмотра или промывки поршневых
колец (возможна и смена колец) либо для притирки
клапанов;
б) срок службы до капитального ремонта (моторе-
сурс), при котором осуществляется полная разборка
двигателя с перешлифовкой коленчатого вала и заме-
ной подшипников.. При этом выполняются работы,
обеспечивающие восстановление первоначальных тех-
нико-эксплуатационных показателей.
В отдельных случаях по судовым двигателям регла-
ментируется также срок службы до замены или пере-
шлифовки цилиндровых втулок.
Срок службы до первой переборки не всегда совпадает
со сроком коммерческой гарантии, в период которой
изготовитель безвозмездно восстанавливает или за-
меняет заказчику вышедшие из строя не по вине заказ-
чика детали. Срок службы до капитального ремонта
зависит от условий работы.
Если принять за 100% срок службы до капитального
ремонта судовых дизелей (который должен быть не ме-
нее указанного в табл. 1), то для стационарных и тепло-
возных дизелей он должен быть не менее 85 %, для
дизелей, применяемых на буровых и передвижных
установках, не менее 70%, а для работающих в особо
тяжелых условиях (экскаваторы, подъемные краны,
дорожные машины и т. п.) должен быть не менее
50%.
Для V-образных дизелей моторесурс должен соста-
влять не менее 75% от указанного ранее.
ГЛАВА Ш
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ ОТЕЧЕСТВЕННОГО
И ЗАРУБЕЖНОГО ИЗГОТОВЛЕНИЯ
1. СОВРЕМЕННЫЕ ЧЕТЫРЕХ- И ДВУХТАКТНЫЕ
ДИЗЕЛИ ОТЕЧЕСТВЕННОГО ПРОИЗВОДСТВА
Четырехтактные дизели
Дизели типа Ч 10,5/13 (№ 8, табл. 2; фиг. 1)
четырехтактные высокооборотные с Nev, = 10 а. л. с.
(без наддува) при 1500 об/мин выпускаются с 1, 2, 4
и 6 цилиндрами, т. е. покрывают диапазон от 10 до
60 а. л. с. Смесеобразование вихрекамерное (е = 17 4-
4- 18); запуск — от электростартера; для облегчения
запуска предусмотрена спираль накаливания.
Блок-картер одно- и двухцилиндровых дизелей — чу-
гунный, туннельного типа. В передней и задней стенках
блок-картера установлены' два опорных шарикопод-
шипника коленчатого вала. Коленчатый вал штампо-
ванный; поверхность шатунных шеек закалена ТВЧ.
Блок-картер четырех- и шестицилиндровых двигателей
чугунный, разделен перегородками на отсеки (по числу
цилиндров). Коренные подшипники подвесного типа;
вкладыши из алюминиево-никелевого сплава. Колен-
чатый вал кованый, с шейками, закаленными ТВЧ
(снаружи). Втулки цилиндров чугунные, хромирован-
ные. Крышки' чугунные, блочные, на два цилиндра.
Шатуны штампованные. Поршень одно- и двухцилинд-
ровых двигателей—чугунный; четырех- и шестицилинд-
ровых двигателей— из сплава АК4; верхнее поршневое
кольцо хромировано; палец плавающего типа. Топлив-
ные насосы НД на одно- и двухцилиндровых дизелях —
индивидуальные одноплунжерные, а на четырех- и
шестицилиндровых —блочные. Форсунка со штифтовым
распылителем; диаметр сопла 1,5 льи; угол конуса штиф-
та 15°. Система охлаждения может быть замкнутой, двух-
контурной или проточной. Система смазки комбиниро-
ванная. Масляный насос шестеренчатого типа (р и 1,5 —
3 кГ/см1 2). Регуляторы устанавливаются двух типов:
а) всережимный РИМ прямого действия; число оборо-
тов может изменяться в пределах 550 4- 1620 об/мин;
б) однорежимный предельный. Дизели 410,5/13 выпус-
каются в следующих основных модификациях: стаци-
онарные, судовые вспомогательные, судовые главные,
комбинированные агрегаты (например, дизель-генера-
тор-компрессор-помпа ДГКП-10) и др. Судовые моди-
фикации дизелей 1ЧСП10,5/13-2 и 2ЧСП10,5/13-2 снаб-
жаются реверсивно-редукторной передачей двухдиско-
вого типа. Стационарные модификации (1ДМ-2) имеют
радиаторное охлаждение; некоторые из них автомати-
зированы (например, 1ДМЗА, 4ДМ8 и др.).
На фиг. 2 приведена Нагрузочная характеристика ди-
зеля 4410,5/13.
Дизели Д6 (415/18) (№13, табл. 2, фиг. 3)
четырехтактные высокооборотные с Аец = 25 в. л. с.
14
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Фиг. 1. Дизель 4410,5/13 мощностью 40 а. л. с. при 1500 об/мин.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
15
(без наддува) при 1500 об!мин выпускают в шести-
цилиндровом (рядные) и двенадцатицилиндровом (V-об-
разные) исполнении; покрывают мощности от 150 до
500 а. л. с.. (включая ГТН).
Остов отливается из чугуна или алюминиевого сплава.
Картер состоит из верхней и нижней половин, соеди-
няемых шпильками. В верхней части картера крепятся
анкерами блок-цилиндры с блок-крышкой. Нижняя
часть картера закрывает полость верхнего картера и об-
разует маслосборник. Втулка цилиндра чугунная либо
стальная. Коленчатый вал из легированной стали
имеет полые шейки; рамовые шейки лежат на под-
весных подшипниках, залитых свинцовистой бронзой;
шатуны штампованные, из легированной стали. Пор-
шень штампованный, из алюминиевого сплава; поршне-
вой палец плавающего типа. Топливная система состоит
из подкачивающего насоса коловратного типа, шести-
плунжерного насоса и форсунки (гс = 7; dc = 0,25 ли»;
ас = 140°). Дизель имеет два распределительных вала
для двух впускных и двух выпускных клапанов.
Система охлаждения для стационарных установок от-
крытая, проточной водой; для судовых установок
(ЗД6 и ЗД12) — замкнутая, двухконтурная. Масляный
насос трехсекционный. Регулятор всережимный либо
однорежимный. Пуск от электростартера или сжатым
воздухом. Судовая модификация (ЗД6 и ЗД12) снаб-
жается реверс-ре дуктором с передаточным отношением
1 : 3,07 для переднего хода и 1 : 2,96 — для заднего.
Модификация с газотурбинным наддувом снабжается
радиальной центростремительной турбиной; степень
наддува = 1,67. Ряд установок с дизелем Д6 снаб-
жается дистанционным управлением.
На фиг. 4 приведена скоростная характеристика
вспомогательного дизеля Д6С-150 мощностью 150 а. л. с.
при 1300 об/мин.
Дизель типа 12418/20 (№ 15, табл. 2, фиг. 5)
четырехтактный, высокооборотный, двенадцатицилинд-
ровый, V-образный, выпускается в следующих основ-
ных модификациях: стационарные Ne = 490—900 а. л. с.
при 100—1700 об/мин и тепловозные Ne = 750—
1000 а. л. с. при 1400—1500 об/мин.
Картер дизеля из алюминиевого сплава, состоит из
верхней и нижней половин. Блок-цилиндры алюминие-
вые, состоят из рубашек и стальных азотированных
втулок; угол развала олоков 120°. Блок-цилиндры вме-
сте с блок-крышками крепятся к картеру силовыми
шпильками. Коленчатый вал кованый, из легированной
стали, азотированный. Главный и прицепной шатуны
штампованные, двутаврового сечения, из легирован-
ной стали. Поршень штампованный, из алюминиевого
сплава; палец плавающего типа. Топливный насос
блочного типа, двенадцатиплунжерный. Распредели-
тельных валиков два; клапанов по два впускных и вы-
пускных. Валики установлены на блок-крышках. Охла-
ждение осуществляется пресной водой. Смазка под
давлением; маслонагнетающий насос с центрифугой
и маслооткачивающий насос шестеренчатого типа.
Запуск двигателя сжатым воздухом. Регулятор все-
режимный, непрямого действия,, с упруго-присоеди-
ненным катарактом. Система наддува: а) приводной
турбокомпрессор; б) свободно вращающийся газотурбо-
компрессор. В стационарных модификациях на перед-
ней части дизеля установлен вентилятор, а на задней
части — фланец отбора мощности. У тепловозного
дизеля коленчатый вал имеет фланец, к которому кре-
пится амортизатор; пуск тепловозных дизелей осуще-
ствляется двумя электростартерами.
Дизель 418/22 (№ 18, табл. 2, фиг. 6), четырех-
тактный, среднеоборотный, шестицилиндровый, по-
крывает мощность от 150 а. л. с. (без наддува) до
225 а. л. с. с ГТН (степень наддува = 1,50). Смесе-
образование объемно-пленочное; камера сгорания
в поршне типа ЦНИДИ (е = 14—14,5).
Остов состоит из фундаментной рамы, блок-цилинд-
ров и индивидуальных крышек. Блок-цилиндр чугун-
ный, крепится к фундаментной раме анкерами. Под-
шипники коленчатого вала залиты баббитом. Пор-
шень чугунный; палец плавающего типа. Распредели-
тельный вал один, откованный заодно с кулачками.
Топливный насос блочный шестиплунжерный (с дизеля
Д6). Регулятор всережимный прямого действия. Си-
стема охлаждения замкнутая. Судовая модификация
64СП18/22 спарена с реверсивно-редукционной пере-
дачей с передаточным числом переднего хода 1 : 2
и заднего — 1 : 2,15; система смазки передачи неза-
висимая. Модификация дизеля с наддувом 64Н18/22
характеризуется наличием турбокомпрессора ТКР-14,
состоящего из радиальной центростремительной тур-
бины и ЦК; ротор ТКР установлен на подшипниках
скольжения.
Дизель типа 425/34 (№ 21, табл. 2, фиг. 7)
четырехтактный, среднеоборотный с = 50 а. л. с.
(без наддува) при 500 об/мин выпускается в шести-
и восьмицилиндровом исполнении и покрывает мощ-
ности от 300 до 600 а. л. с. (включая ГТН). Смесеобра-
зование непосредственное (е = 14); запуск — сжатым
воздухом. Остов чугунный, состоит из фундаментной
рамы (с маслосборником) и блок-картера, скреплен-
ных анкерными связями, и индивидуальных крышек.
Коленчатый вал цельнокованый, шатуны штампован-
ные двутаврового сечения; поршень чугунный; палец
плавающего типа. Распределительный вал приводится
в действие шестеренками с косым зубом. Топливные
насосы индивидуальные. Регулятор всережимный пря-
мого действия; регулятор безопасности выключает
топливо при числе оборотов свыше 560. Система охла-
ждения у стационарных дизелей проточная,.у судовых —
двухконтурная. Система смазки циркуляционная с су-
хим картером. Судовые модификации 4РП21/34 имеют
непосредственный реверс с пневмогидравлическим упра-
влением и редуктор (z = 5 : 3). Модификации 4Н25/34
с газотурбинным наддувом снабжены турбокомпрессо-
ром ТК-23 с осевой турбиной; ротор ГТН установлен
на подшипниках скольжения; степень наддува Ън =
= 1,50.
16
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Основные параметры дизелей
W о g а и CQ К № Средние
ее 5 Я > ш к § 5“ £ и ад 2 л й И <я
Заводская марка о' Я л § й ь в S tb «л <
М п/п (обозначение по ГОСТ) 1 Число о( в минуту tr Н И О Е О о и Е- • S? 4 |-г° 1—Г s я Число Ц] дров i 1 1 Агрегата ность N э. л. с. Диаметр дра .D, л Ход пор: мм я V g е О скорость поршня л€/сек эффекти] давлени! КГ/СЛ12 Поршне! мощност э. л. с./д
1 5Д2 (248,5/11) 1500 6,25 2 12,5 85 110 1,29 5,5 6,0 11,0
2 5Д4 (448,5/11) 1500 6 4 24,0 85 110 1,29 5,5 5,75 10,5
3 5Д6 (648,5/11) 1500 6 6 36,0 85 но 1,29 5,5 5,75 10,5
4 1ЧСП10.5/13 1500 10 1 10 105 130 1,23 6,5 5,34 11,5
5 24СП10.5/13 1500 10 2 20 105 130 1,23 6,5 5,34 11,5
6 1410,5/13 1500 10 1 10 105 130 1,23 6,5 5,34 11,5
7 2410,5/13 1500 10 2 20 105 130 1,23 6,5 5,34 11,5
8 4410,5/13 1500 10 4 40 105 130 1,23 6,5 5,34 11,5
9 6410,5/13 1500 10 6 60 105 130 1,23 6,5 5,34 11.5
10 К-551 (64СП12/14) 1500 15 6 90 120 140 1,17 7,23 5,5 13,3
11 (макс.)
К-150 (6412/14) 1500 13,3 6 80 120 140 1,17 7,0 5,03 . 11,8
12 ЗД6 (64СП15/18) 1500 23,4 6 140 150 180 1,2 9,0 4,4 14,2
13 Д6С-150 (6415/18) 1500 25 6 150 150 180 1,2 9,0 4,7 14,0
14 ЗД12 (124СП15/18) 1500 25 12 300 150 180 1,2 9,0 4,7 14,0
15 М-601 (124Н18/20) 1500 58,3 12 700 180 200 209,8 1,11 1,16 10,0 6,35 23
16 М-756 (124Н18/20) 1500 83,3 12 1000 180 200 1,11 10,0 9,8 32,6
209,8 1,16
17 64СП18/22 750 25 6 150 180 220 1,22 5,5 5,4 10,0
18 6418/22 750 25 6 150 180 220 1,22 5,5 5,4 10,0
19 64СП23/30 1000 75 6 450 230 300 1,3 10,0 5,4 18
20 84СП23/30 1000 75 8 600 230 300 1,3 10,0 5,4 . 18
21 6ЧР25/34 500 50 6 300 250 340 1,36 5,67 5,35 10,1
22 64Н25/3 4 500 66,3 6 400 250 340 1,36 5,67 7,20 13,6
23 84Н25/34 500 62,5 8 500 250 340 1,36 5,67 7,50 14,2
24 36Д (64Н30/38) 675 167 6 1000 300 380 1,26 8,5 8,3 23,5
25 9ДМ (84РН30/38) 600 138 8 1100 300 380 1,26 7,6 7,7 19,5
26 5Д50 (64Н31.8/33) 750 167 6 1000 318 330 1,04 8,27 7,6 21,0
(720) (900)
27 6436/45 375 100 6 600 360 450 1,25 5,63 5,24 9,85
28 64Н36/45 375 150 6 900 360 450 1,25 5,63 7,86 14,8
29 2ДСП16.5/20 775 30 2 60 165 200 1,21 5,17 4,1 14,1
30 1Д16.5/20 750 30 1 30 165 200 1,21 5,0 4,2 14,0
31 2Д16.5/20 750 30 2 60 165 200 1,21 5,0 4,2 14,0
32 4Д19/30 5004-600 404-50 4 160 4-200 190 300 1,58 54-6 4,24-4,42 14-17,6
33 34 6Д19/30 чпюо/п 20,7 \ 600 810 50 180 6 300 1800 190 207 300 254 1,58 1,22 6 6,85 4,42 5,3 17,6 24,2
ЗД100 ^Д 2-25,4/ 1п100/д 20'7 А 10
35 150 1500 207 254 1,22 6,35 4,1 17,3
1Д100 ^Д 2.25>4/ 10
36 ИД-45 (16ДН-Ц) 750 190 16 3000 230 300 1,3 7,5 9,1 45,5
37 40Д (12ДН23/30) 780 160 12 2500 230 300 1,3 7,8 9,7 50,3
38 4ДР30/50 300 100 4 400 300 500 1,67 5,00 4,25 14,1
39 6ДР30/50 300 100 6 600 300 500 1,67 5,00 4,25 14,1
40 8ДР30/50-3 300 100 8 800 300 500 1,67 5,00 4,25 14,1
41 8ДР30/50—4 340 125 8 1000 300 500 1,67 5,65 4,69 17,6
42 6ДН30/50 300 125 6 750 300 500 1,67 5,0 5,3 17,6
'43 37Д (6Д39/45) 500 335 6 2000 390 450 1,15 7,5 5,6 28
44 8ДР43/61 250 250 8 2 000 430 610 1,41 5,1 5,1 17,4
45 9ДКРН50/110 170 580 9 5200 500 1100 2,2 6,24 7,1 29,5
46 7ДКРН74/160 115 1250 7 8750 740 1600 2,16 6,13 7,1 29,0
Примечания: t. Таблица разбита на 2 раздела .№ 1—28 относятся к четырехтактным? двигателям: <№ 29—46
2 Таблица составлена в порядке возрастания D цилиндра. °
3. У дизеля № 1 5 указаны хода поршней: главного в числителе и прицепного в знаменателе.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
отечественного производства
Таблица 2
Степень сжатия 8 Давление сгора- ния рг, кГ/слЛ Удельные расходы Вес Габариты Мощностная насыщенность Моторесурс, ч
топлива ge г/э. л. с. ч масла g t г/э. л. с. ч общий G, т удельный &е, кГ/э. л. с. длина L, м ширина В, м • высота Н, м
по длине Ne:L, Э.Л.С./М ' объемная : V, Э. Л. С./Л13
16-18 65 200+10% 7 0,222 17,8 0,67 0,416 0,711 18,7 63 4 000
16-18 65 200+10% 7 0,318 13,2 0,916 0,514 0,76 26 67 4 000
16-18 65 200 + 10% 7 0,430 8,3 1,185 0,49 0,925 30 66 4 000
17—18 65 200+7,5% 5 0,425 4,2 0,991 0,60 0,875 10,1 19 5 000
17—18 65 200+5% 5 0,525-0,55 26-28 1,136-1,160 0,5-0,55 0,875—0,9 17 35 5 000
17—18 65 200+7,5% 5 0,290-0,265 29-26 0,63—0,65 0,489 0,87 15,4 36 5 000
17-18 65 200+5% 5 0,360 18 0,775-0,795 0,489 0,87—0,88 25,5 59 5 000
17-18 65 200+5% 5 0,516 13 1,25 0,66-0,65 0,97—1,07 32 47 5 000
17-18 65 200+5% 5 0,720 12 1,57 0,71 1,12 38 48 5 000
16 60 210+5% 6,5 1,350 15 2,139 0,787 1,128 42 41,5 6 000
16 60 215 6,3 1,080 13,5 1,577 0,787 1,128 51 50 6 000
14г—15 75 175 + 5% 9,0 1,800 13 2,462 0,882 1,163 57 57 6 000
14-15 75 175+5% 9,0 1,07 (ал.) 1,32 (чуг.) 7,1 8,8 1,811 0,829 1,115 82 89 6 000
14-15 75 175 + 5% 9,0 1,9 (ал.) 2,2 (Дуг.) 6,3 7,3 2,39 1,052 1,158 125 100 4 000
13,5 80-90 190 8,0 1,45 2,05 2,68 1,205 1,203 260 180 6 000
13,5 80—90 165 + 5% 9,5 1,80 1,8 2,42 1 12 1,48 415 250 6 000
14-14,5 62 165+5% 5,0 3,65 24,5 3,24 0,76 1,46 46 41,5 10 000
14-14,5 62 165+5% 5,0 2,70 18 2,19 0,76 1,46 68 61,5 10 000
13-14 64 183 6,0 7,5 16,5 4,0 0,92 1,45 112 85 5 000
13-14 64 180 6,0 9,0 15 4,6 0,80 1,40 130 124 5 000
14 58 175 4,0 9,15 30 4,06 1,11 1,96 73,5 34 20 000
12-13 65 170 4,0 9,0 22,5 3,55 1,11 2,2 112 47
12-13 65 170 4,0 11,5 23 4,6 1,0 2,3 109 47,5
— 67 176 4,5 8,9 8,9 3,59 1,37 2,36 280 87 7 500
— 60 180 5,0 11,6 10,5 4,93 1,12 2,36 220 84 7 500
11-12,5 52-58 182 4,0 , 18,22 18,2 5,08 1,42 2,48 200 56,5 10 000
13-14 58 180 6,0 17,0 ' 28,4 4,66 1,44 2,76 128 33,0 18 000
13-14 60 168 4,0 18,0 20,0 5,10 1,49 3,13 178 38,5 18 000
15-15,5 50-52 190 + 10% 8,0 1,45 24,2 2,03 0,75 .1,40 30 28,5 1 200
15-15,5 50-52 195 + 10% 10,0 0,90 30,0 1,14 0,855 1,20 26,5 26 850
15-15,5 50-52 195 + 10% 8,0 1,25 20,8 1,42 0,80 1,40 42 38 1 000
14 65 180+5% 4,5 3,44 2,15-1,73 2,44 1,01 1,87 82 43,5 8 000
14 65 180 + 5% 4,5 4,40 14,7 3,03 1,01 1,87 100 53,5 8 000
15,1 88 170+5% 3,0 16,0 8,9 6,096 1,405 3,55 * 295 59 6 000
15,1 88 170 + 5% 3,0 . 16,0 10,4 6,096 1,405 3,55 245 .50 6 000
— 115 175+5% 4,0 12,0 4,0 4,34 1,95 2,54 690 140 20 000
— 95 175 + 5% 4,0 9,5 3,8 3,72 1,73 2,19 — — 20 000
12,9 62 179+3% 3,75 15,0 37,5 3,59 1,70 3,15 111 21 15 000
12,9 62 179 + 3% 3,5 18,0 31,0 4,40 1,70 3,15 136 25,5 15 000
12,9 62 179+3% 4,5 23,0 29,0 5,51 1,70 3,15 145 27 15 000
12,9 65 175 + 5% 3,7 23,0 23,0 5,65 1,70 3,15 178 33 20 000
12,5 65 179 + 3% 3,5 18,7 25,0 4,81 1,70 3,15 156 29
— 65 190 7,0 22,7 11,3 4,69 1,58 3,0 427 92,5 6 000
13,5 64 175 4,2 65,0 32,5 10,37 2,33 3,77 194 22 20 000
55 ± 1 165 0,8 176,0 34,0 11,1 2,86 5,85 475 28,5 50 000
55±1 165 0,8 385,0 44,0 15,36 4,04 11,3 610 13,5 50 000
к двухтактным. -
2 Заказ 1630.
18
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Фиг. 3. Дизель 6415/18 (ЗД6) мощностью 150 а. л. с. при 1500 об/мин.
'-м
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
19
Дизель типа 436/45 (№ 27, табл. 2, фиг. 8)
четырехтактный, среднеоборотный с ;Ve4 = 100 э. л. с.
(без наддува) при 375 об/мин, выпускается в шести-
и восьмицилиндровом выполнении и покрывает диапа-
зон мощностей от 600 (г = 6, без наддува) до 1200 э. л. с.
(г = 8 с наддувом); степень наддува %н = 1,50. Сме-
сеобразование непосредственное.
Остов состоит из блока-картера, фундаментной рамы
и индивидуальных крышек. Блок-картер чугунный,
Фиг. 4. Скоростная характеристика дизеля
Д 6С-150.
крепится к фундаментной раме анкерными связями.
Крышка чугунная двухклапанная, разделена по вы-
соте литой перегородкой, Шатун штампованный дву-
таврового сечения. Поршень чугунный с вогнутой
камерой сгорания; палец полый плавающего типа.
Топливные насосы индивидуальные одноплунжерные;
форсунка охлаждаемая; распылитель имеет 10 отвер-
стий по 0,35 мм. Регулятор прямого или непрямого
действия. Система охлаждения проточная (стационар-
ные дизели) или замкнутая (судовые). Система смазки
циркуляционная под давлением 1,7 та. Модифика-
ция дизеля с наддувом ЧН36/45 снабжается турбоком-
прессором ТК-30 с осевой газовыхлопной турбиной;
ротор ТК установлен на подшипниках скольжения.
На базе 6436/45 выпускается также газовый двигатель
6Г436/45, имеющий электрическую систему зажигания,
а также систему подвода газовоздушной смеси.
Двухтактные дизели
Дизель типа Д19/30 (№32, табл. 2, фиг. 9)
двухтактный среднеоборотный с 7Veu = 40 э. л. с. (без
наддува) при 500 об/мин, покрывает при числе цилинд-
ров 4 и 6 мощности от 160 до 300 э. л. с. (без наддува;
п = 600 об/мин) и до 400 э. л. с. (с наддувом; п =
= 600 об/мин).
Остов дизеля чугунный; блок-картер цельный со
вставными втулками. Коленчатый вал из углеродистой
стали с противовесами. Поршень чугунный; два верхних
кольца хромированные. Продувка контурная с эксцент-
ричным расположением окон (в плане). Продувочный
насос трехлопастный объемного типа. Топливные на-
сосы двухсекционные. Регулятор всережимный прямо-
го действия. От распределительного вала приводятся
в- действие топливный насос, воздухораспределитель
и регулятор. Система охлаждения проточная или замк-
нутая. Водяной насос вихревого типа; предусмотрен
привод трюмного насоса. Пуск производится сжатым
воздухом или отработавшими газами. Судовая моди-
фикация имеет реверс-редуктор механический с гидра-
влическим включением, фрикционным сцеплением й
шестеренчатой передачей (z = 1 : 1,645); у реверс-ре-
дуктора своя независимая система смазки.
Дизель типа Д30/50 (№ 38, табл. 2, фиг. 10)
двухтактный, среднеоборотный с Ne4 = 100 э. л. с.
(без наддува) при 300 об/мин покрывает мощности при
i = 4, 6 и 8 от 400 до 800 э. л. с. (без наддува) и до
1000 э. л. с. (с ГТН).
Общий чугунный блок цилиндров и картера при
i = 6 и 8 цилиндров состоит из двух частей. Поршень
чугунный, охлаждаемый маслом. Продувка бесклапан-
ная контурная с эксцентричным расположением окон
в плане. Продувочный насос соосный двойного действия
с автоматическими клапанами. Распределительный вал
расположен внизу и приводит в действие индивидуаль-
ные топливные насосы с симметричными кулачными
шайбами, пусковые распределители и центробежный
однорежимный регулятор прямого действия. Система
охлаждения замкнутая, двухконтурная, с автомати-
ческим регулированием температуры воды. Система
смазки циркуляционная; масляный насос шестерен-
чатого типа, подает одновременно циркуляционное
масло и для охлаждения поршней. Пост управления
расположен на торцовом конце двигателя. Для зарядки
пусковых баллонов предусмотрен компрессор, приводи-
мый от штока продувочного насоса. Судовая модифи-
кация снабжена непосредственным реверсом. Модифи-
кация двигателя с наддувом ДН30/50 снабжается
системой последовательного газотурбинного наддува, у
которой первой ступенью служит свободный газо-
турбонагнетатель ТК-30, а второй — поршневой
продувочный насос. Турбина осевая; ТК имеет
радиально направленные лопатки параболического
профиля.
Дизель типа Д 2 4 341 та®л- 2,
фиг. 11) двухтактный с противоположно движущимися
поршнями, среднеоборотный тепловозного типа покры-
вает диапазон мощностей при i = 8, 10 и 12 от 1500
до 3000 э. л. с. (с наддувом). Блок-цилиндры сварные;
втулки чугунные. Коленчатые валы литые чугунные;
нижний вал работает с опережением в 12°; верхний
и нижний коленчатые валы соединены при помощи
вертикального вала и конических шестерен. Шатуны
штампованные двутаврового сечения. Поршень чугун-
ный с особой вставкой, в которой крепится поршневой
палец; днище поршня охлаждается маслом. Продувка
прямоточно-щелевая; продувочные окна расположены
вверху, а выхлопные — внизу.Продувочный насос трех-
лопастный объемного типа. Каждый цилиндр имеет по два
топливных насоса и по две форсунки. Центробежный
регулятор непрямого действия с гидравлическим сер-
вомотором; кроме него имеется предельный регуля-
тор. Система охлаждения замкнутая, водяной насос
центробежного типа. Модификация с наддувом осуще-
ствляется двумя параллельно работающими турбоком-
прессорами в качестве первой ступени и приводного
центробежного нагнетателя — в качестве второй. Тур-
бина осевого типа; корпус турбокомпрессора, состоя-
щий из трех частей, отлит из алюминиевого сплава.
Центробежный нагнетатель второй ступени приводится
от дизеля через мультипликатор.
2*
20
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Фиг. 5. Дизель 12ЧН18/20 (М-601) мощностью 700 э. л. с. при 1500 об/мин.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
21
Дизель типа Д23/30 (№ 36, табл. 2, фиг. 12)
двухтактный, V-образный, среднеоборотный, разви-
вает при i = 6, 8, 12 и 16 мощность от 1000 до 3000 а. л. с.
при 750 об/мин. Дизели имеют прямоточно-клапанную
систему продувки и двухступенчатую систему наддува.
Блоки стальные сварные; снизу к блоку крепятся под-
вески рамовых подшипников. Главный и прицепной
Фиг. 6. Дизель 6418/22 мощностью 150 а. л. с. при 750 об/мин.
чугуна, а корпус, для облегчения, из алюминиевого
сплава. В крышке расположены четыре выхлопных
клапана, форсунка и пусковой клапан. Распределитель-
ный вал снабжен гидротолкателем для привода клапа-
нов. Топливный насос блочного типа. На дизеле уста-
шатуны имеют стержень двутаврового сечения с цент-
ральным отверстием для подвода смазки к головному
подшипнику и на охлаждение поршня. Поршень состав-
ной: головка из высокопрочного чугуна, а тронковая
часть из серого перлитного чугуна. Внутри поршня
расположена вставка из алюминиевого сплава, в гнез-
дах которой устанавливается палец плавающего типа.
Крышка составная: днище отлито из легированного
новлены всережимный и предельный регуляторы, цент-
робежные насосы системы-охлаждения, а также масля-
ный насос.
Дизель типа 11Д45 (е=16) мощностью 3000 а. л. с.
при 750 об/мин используется на тепловозах с электро-
передачей.
Дизель типа 40Д (е = 12) мощностью 2200 а. л. с.
при 750 об/мин используется как главный судовой
22
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Фиг, 8. Дизель 6436/45 мощностью 600 э. л. с. при 375 об/мин.
Фиг. 9. Дизель 4Д19/30 мощностью 160 э. л. с.
при 500 об/лшн.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
on 7
Фиг. 11. Дизель 10Д * . (2Д100) мощностью 2000 э. л. с.
ct X ИЭ, 4
при 850 об/мин.
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
25
дизель. Реверсирование осуществляется поворотом рас-
пределительного вала, золотника воздухораспредели-
теля и кулачкового валика топливного насоса относи-
тельно коленчатого вала.
На фиг. 13 приведена характеристика судового ди-
зеля 40 Д.
Дизель 8РД43/61 (№ 45, табл. 2, фиг. 14) двух-
тактный среднеоборотный, реверсивный, развивает
2000 э. л. с. (без наддува) при 250 об/мин и предназна-
чен в качестве главного дизеля на морские суда.
Остов чугунный, рама, картер и блок-цилиндры свя-
заны анкерами; рабочие цилиндры отлиты по четыре
в одном блоке. Крышки отдельные на каждый цилиндр.
Поршень чугунный и состоит из трех частей: головки,
тройка и вставки для поршневого пальца; днище охла-
ждается маслом, подводимым телескопическими труб-
ками. Система продувки бесклапанная контурная
с эксцентричным расположением окон в плане. Проду-
вочный нагнетатель ротативного типа, приводится
с торца двигателя от коленчатого вала через упругую
муфту. Индивидуальные топливные насосы сгруппиро-
ваны попарно. Регулятор центробежный непрямого
действия. Винтовой вертикальный циркуляционный
масляный насос, а также центробежный водяной насос
приводятся от электродвигателей. Система охлаждения
пресной водой, замкнутая. На фиг. 15 приведена винто-
вая характеристика дизеля 8ДР43/61.
Дизели типа 8ДР43/61 выполняются в двух моди-
фикациях: 8ДР43/61-В1 — для непосредственного сое-
динения с гребным винтом и 8ДР43/61-1 — для работы
в составе дизель-редукторного агрегата ДРА-3.
Дизель-редукторный агрегат ДРА-3, мощностью
3800 э. л. с. при 250/83 об/мин состоит из двух дизе-
лей 8ДР43/61, гидрозубчатой передачи и центрального
пульта, с которого производится управление дизелями
и гидрозубчатой передачей.
Дизель типа ДКРН74/160 (№ 46, табл. 2, фиг. 16)
двухтактный, судовой, крейцкопфный, с наддувом,
реверсивный, малооборотный с = 12JJ3—1500 э. л. с.
при 115 об/мин, покрывает диапазон мощностей при
числе цилиндров г = 5—12 от 6250 до 18 000 э. л. с.
Фундаментная рама стальная, сварная и состоит
из нескольких частей. Стойки А-образной формы,
сварные и крепятся к раме шпильками. Направляющие
крейцкопфа чугунные. Блок-цилиндры чугунные, со-
стоят из нескольких сблоченных между собой частей,
которые крепятся к верхней части стоек анкерами.
В нижней части втулок расположены продувочные
окна. Полость картера отделена от полости цилиндров
диафрагмой. Продувка прямоточно-клапанная; один
выхлопной клапан установлен в крышке. Продувка
(и наддув) осуществляется импульсными газотурбо-
нагнетателями (один на три или четыре цилиндра).
Поршень чугунный и имеет стальную головку, которая
охлаждается маслом. Крейцкопф двусторонний, состоит
из кованой поперечины и двух ползунов. Распредели-
тельных валов два: один для привода клапанов, второй
для привода топливных насосов. Привод валов осуще-
ствляется двухрядной цепью. На двигателе установлен
предельный регулятор маятникового типа. Система
охлаждения замкнутая; наддувочный воздух охлаж-
дается забортной водой. Цилиндры имеют принудитель-
ную смазку. Пост управления расположен со стороны
распределения.
2. СОВРЕМЕННЫЕ ЧЕТЫРЕХ- И ДВУХТАКТНЫЕ
ДИЗЕЛИ ЗАРУБЕЖНОГО ПРОИЗВОДСТВА
Четырехтактные дизели
Дизель MWM (№ 20, табл. 3, фиг. 17) четырех-
тактный, повышенной оборотности, шестицилиндро-
вый с D = 320 мм и S = 480 мм, развивает в одном
цилиндре 83 э. л. с. (без наддува ре = 5,2 кГ/см2) и
125 э. л. с. (с наддувом ре = 7,8 кГ/см2), т. е. покры-
вает при i = 6 и 8 диапазон мощностей от 500 до
1000 э. л. с. Дизель этой размерности (подлодочного
типа) имел предкамерное смесеобразование; в настоя-
щее время он переведен на непосредственный
впрыск.
Конструктивной особенностью двигателя является
отсутствие анкерных связей и наличие индивидуаль-
ных цилиндров, прикрепленных к картеру длинными
болтами. Благодаря усиленным сечениям фундамент-
ной рамы и картера остов весьма жесткий. Поршень
неохлаждаемый, может быть изготовлен из чугуна или
алюминиевого сплава. Конфигурация камеры сгорания
соответствует форме топливных факелов. Распредели-
тельный вал встроен в картер и вставляется с торца
двигателя. Судовая модификация дизеля снабжена ре-
версивным устройством; для осевой передвижки распре-
делительного вала не требуется приподнимать рычаги,
так как кулачные шайбы снабжены скосами.
Дизели SEMT «Пилстик» (№ 25, табл. 3, фиг. 18)
четырехтактные, однорядные или V-образные, изгото-
вляются в двух размерностях (с D = 175 мм и
400 мм) с числом цилиндров от 4 до 24, покрывают
широкий диапазон мощностей (от 150 до 5000 э. л. с.).
Дизель имеет сварной картер, на котором устана-
вливаются отдельные цилиндры. Крышки, цилиндры
и картер связываются анкерами. В крышке имеется
по два впускных и по два выпускных клапана. Для
работы на дизельных топливах применяется камера
сгорания типа МАН; для работы на тяжелых сортах
топлива применяется предкамерное смесеобразование.
26
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
27
При V-образном расположении нижние головки ша-
тунов выполняются одинаковыми и устанавливаются
рядом на шейке коленчатого вала. Поршень из алюми-
ниевого сплава. Дизель имеет непосредственный реверс,
осуществляемый передвижкой распределительного ва-
ла. Наддув осуществляется одним газотурбонагнетате-
лем для всех цилиндров, расположенным на торце дви-
гателя. Конструкция дизеля приспособлена для удоб-
ной разборки его основных узлов.
Дизель MD «Майбах» (<№ 9, табл. 3, фиг. 19)
четырехтактный с D = 185 мм и S = 200 мм,
высокооборотный, с высоким наддувом, покрывает
при рядном и V-образном выполнении, при i = 6, 12,
16 и 20 мощности от 600 до 5000 а. л. с. при числе
оборотов от 1500 до 1900 в минуту.
Остов V-образного дизеля состоит из одного сварного
пли литого (сталь) моноблока, включающего фундамент-
ную раму, картер и блок-цплиндры. Картер туннель-
ного типа снабжен по торцам отверстиями для ввода
коленчатого вала. Круглые щеки вала служат опор-
ными шейками, что сокращает расстояние между ци-
линдрами (а = 1,25 D) понижает удельные давления;
рамовые подшипники роликовые. Расположение ниж-
них головок шатунов (главного и бокового) централь-
ное; шатунные подшипники залиты свинцовистой брон-
зой. Поршни двигателей малой и средней мощности
алюминиевые, неохлаждаемые; поршни форсированных
двигателей стальные, охлаждаются маслом при помощи
телескопического устройства. В блок-крышках рас-
положены шаровая предкамера и шесть клапанов —
три впускных и три выпускных, приводимых в действие
двумя распределительными валами, установленными
па крышках. Насос-форсунка расположена непосред-
ственно над предкамерой.
Дизель K6V45/66 МАН (№ 29, табл. 3, фиг. 20)
четырехтактный, реверсивный, крейцкопфный, с вы-
соким наддувом (ре = 16 кГ/смг), мощностью
2800 э. л. с. при 250 об/мин.
Сварная рама, чугунные литые стойки и литой блок-
цилиндр связаны анкерами. Колецчатый вал повы-
шенного сечения (d х 0,8 D) имеет круглые щеки
п выполнен без каких-либо отверстий для смазкп.
Поршневая головка стального литья охлаждается ма-
слом, которое подводится по шарнирному механизму;
от пего же поступает масло и в рамовые подшип-
ники.
Фиг. 16. Дизель 9ДКРН74/160 мощностью
13 500 э. л. с. при 115 об/мин.
Детали «движения» могут демонтироваться вниз. Дви-
гатель снабжен крейцкопфным механизмом и диафраг-
мой для отделения полости поршня от полости картера
(для работы на тяжелых сортах топлива) и для раз-
грузки поршня от повышенных нормальных давлений.
28
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Фиг. 17. Дизель MWM (6ЧН32/48) мощностью 750 э. л. с.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДЦЗЕЛЕИ
29
Газотурбонагнетатель состоит из двухступенчатой га-
зовой турбины и двухступенчатого центробежного
нагнетателя.
Фиг 18. Дизель SEMT «Пилстик» мощностью
250—420 э. л. с. при 425—450 об/мин.
Двухтактные дизели
Дизель MAK Z421 АК (№ 21, табл. 3, фиг. 21)
двухтактный, среднеоборотный, с прямоточно-
клапанной продувкой и газотурбинным наддувом,
с D = 290 мм и S = 420 мм при 375 об/мин, покры-
вает диапазон мощностей при i = 4, 6 и 8 от 500 до
1600 э. л. с.; цилиндровая мощность изменяется от
125 а. л. с. (ре = 5,4 кГ/см2 без наддува) до 200 а. л. с.
{ре = 8,7 кГ/см2 с ГТН); степень наддува = 1,6.
Наддув осуществляется свободными газотурбокомпрес-
сорами (при г = 8 двумя ГТН) без дополнительных
приводных нагнетателей.
Остов двигателя состоит из чугунной фундаментной
рамы, блок-картера и крышки, соединяемых между
собой болтами. Продувочный ресивер снабжен предо-
хранительными клапанами па случай воспламенения
масляных паров. Продувочные окна выполнены в виде
двух рядов сверлений (по всей окружности цилиндра),
направление которых обеспечивает завихрение воздуха.
Поршень имеет цилиндрическую вставку; верхняя
часть стержня шатуна привернута к поршневому
пальцу. Днище поршня интенсивно охлаждается ма-
слом. Масло для смазки пальца и охлаждения поршня
подводится через коленчатый вал и шатун.
На фиг. 22 дана характеристика дизеля, из которой
видно, что при ре, = 8 кГ/см2, ge = 165 э. л. с. ч. и
I = 400° С.
Дизель 9RSAD7G, «Зульцер» (№ 37, табл. 3,
фиг. 23) — двухтактный, крейцкопфный, малооборот-
цый, мощностью 13 000 а. л. с. при 120 об/мин.
Остов двигателя сварной. Рама, картер и блок-ци-
линдры скрепляются анкерными связями. Подпорш-
невые полости цилиндра отделены от картера диафраг-
мами. Коленчатый вал составной. Система продувки
контурная, бесклапанная с дозарядной заслонкой на
выхлопе. Благодаря наличию золотника поршень уко-
роченного типа; головка поршня стальная, кованая.
Крейцкопфное устройство одностороннее. Система над-
дува последовательная: I ступень — импульсные ГТН
на каждые три цилиндра, а II ступень — подпоршне-
вые продувочные насосы с автоматическими клапа-
нами.
Во время хода поршня вниз воздух сжимается в под-
поршневых полостях, а затем перемещается в цилиндр,
осуществляя процессы продувки и наддува. В случае
выхода из строя ГТН подпоршневые полости обеспе-
чивают работу судна при скорости 70% от номинальной.
Новый более мощный судовой дизель «Зульцер» типа
RD90 имеет D = 900 мм и S = 1550 мм и развивает
при п = 119 об/мин и ре = 7,67 кГ/см2 цилиндровую
мощность 2000 а. л. с. Конструкция дизеля аналогична
типу SD76, однако вместо масляного применено водя-
ное охлаждение поршня.
Дизель KZ78/140 МАН (№ 33, табл. 3, фиг. 24)
двухтактный, крейцкопфный, малооборотный с цилинд-
ровой мощностью (с наддувом) 1125—1200 э. л. с. при
120 об/мин.
Остов состоит из сварных рамы и станин и чугунных
литых цилиндров, соединенных между собой анкерами.
Полость картера отделена от цилиндров перегородкой
с сальником. Поршень несколько укорочен и охла-
ждается маслом или пресной водой.
Головка поршня стального литья. Крейцкопф одно-
сторонний. Крышка полуколпачного типа, составная
нижняя часть стального литья, а верхняя — чугунная.
Топливные насосы блочного типа. Продувка двигателя
петлевая, бесклапанная; на выхлопе установлены до-
зарядные золотники. При переходе на импульсный га-
зотурбинный наддув (с числом цилиндров кратным
трем на один ГТН) удалось устранить установку золот-
ников на выхлопе. Схемы наддува МАН применяют
как последовательные, так и параллельные, с полным
или частичным использованием подпоршневых полостей
в качестве дополнительных наддувочных насосов.
Дизели C750S «Фиат» (№ 35, табл. 3, фиг. 25)
двухтактные, малооборотные, крейцкопфные, с надду-
вом, с D = 750 мм и S = 1320 мм, мощностью
10 800 а. л. с. (i = 9) при 132 об/мин.
Рама, станина и блок цилиндров связаны анкерами.
Втулка цилиндра составная: верхняя часть из сталь-
ного литья имеет вставную чугунную втулку; нижняя
часть чугунная, снабженная продувочными и выхлоп-
ными окнами. Крышка утопленного типа, стального
литья. Между картером и цилиндрами имеется диа-
фрагма. Крейцкопф односторонний. Дополнительный
продувочный насос двойного действия приводится от
кронштейна, прикрепленного к ползуну. Система про-
дувки контурная с автоматическими клапанами па
продувочных окнах (для дозарядки).
Система наддува последовательная: I ступень —
газотурбонагнетатели постоянного давления, II сту-
пень — дополнительные приводные поршневые насосы.
Воздух охлаждается как после I, так и после II ступени
давления. Последние опыты, поставленные фирмой,
показали возможность дальнейшего повышения р?
п доведения цилиндровой мощности дизеля с D =
= 900 мм до 3000 а. л. с.
Дизель 67РТ «Доксфорд» (№ 32, табл. 3, фиг. 26)
двухтактный, крейцкопфный, с противоположно
30
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
19. Дизель MD «Майбах» (16ЧН18,5/20) мощностью
4000 э. л. с. при 1900 об/мин.
Фиг. 21. Дизель Z421AK (МАК) (6ДН29/42) мощностью
1200 э. л. с. при 375 об/мин.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
3 Заказ 1630.
Фиг. 26. Дизель 67РТ «Доксфорд» мощностью
JVet( = 1450—1760 э. л. с. при 105—120 об/мин.
фиг. 27. Дизель 850/1700 VGAU «Гетаверкеп» мощно-
стью IVеч= 1800—2100 э. л. с. при 115 об/мин.
Фиг. 25. Дизель C750S «Фиат» мощностью Нец =
= 1200 э. л. с. при 132 об/мин.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
34
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Основные параметры дпзе
К» п/п Марка или фирма (обозначения но ГОСТ) Число оборотов п в минуту Цилиндровая мощ- ность Ne4, а. л. с. Число цилиндров i Агрегатная мощ- ность Ngi э. л. с. Диаметр цилиндра D, мм Ход поршня S, лл1 Отношение S/D
1 JMC600 (Камминс) (64СП10,5/12,7) 2200 23,3 6 140 105 127 1,2
2 Непир-Дельтик (18ДН 13/2 18,4) 2000 140 . 18 2500 130 184 1,4
3 МВ-846А Мерседес-Бенц (6ЧН15/19) 750-1500 20,8-37/5 8 125-225 150 190 1,27
4 1516 MX Фиат (квадратный) — 94 16 1500 150 2X150 1,1
5 24WZ Мицубиши (24ДН 15/20) 1600 125 24 3000 150 200 1,34
6 6S160; Шкода (64 и ЧН16/22.5) 750 1000 1000 22,5 30,0 56,0 6 6 6 135 180 300 160 160 160 225 225 225 1,4 1,4 1,4
7 МВ-820 Мерседес-Бенц (124VH17,5/20.5) 1000-1500 64-113 2X6 770-1350 175 205 1,17
8 МВ-518 Мерседес-Бенц (204VH18.5/25) 1720 150 2X10 3000 185 250 1,35
9 MD Майбах (ЧН18,5/20) 1900 1900 250 250 16 20 4000 5000 185 185 200 200 1,08 1,08
10 ВТМ 625 Дейц (12УД20/25) 750 86 12 1650 200 250 1,25
И МС 567 GMC (16Д21,6/25,4) 835 119 16 1900 216 254 . 1,18
12 МС 498 GMC (16ДИ22,2/26,6) 850 175 16 2800 222,2 266,7 1,20
13 251А Алко (6ЧН22,9/26,7) 1000 166 6 1000 228,6 266,7 1,12
14 MS301CKMAK (6ЧН23/30) 750 900 125 150 6 6 750 900 230 230 300 300 1,3 1,3
15 8D 136-Букау-Вольф (8ЧР24/36) 360 37,6 8 300 240 360 1,5
16 14ТК Вартсила (8ЧН24/31) 600 108 8 865 240 310 1,29
17 6NVD36; им. К. Либкнехта (бЧиЧН24/36) 500 500 50 70 6 ' 6 300 420 240 240 360 360 1,5 1,5
18 16 YLX Паксман (ЧН24,7/26,6) 1000 125 16 2000 247,6 266,7 1,08
19 VV45 — МАН (18ЧН30/45) 400 58,2-140 12-18 700-2530 300 450 1,5
20 MWM (ЧН35/43) 600 235 6 1400 350 430 1,23
21 Z421 А К (МАК) (ДН29/42) 375 200 8 1600 290 420 1,45
22 В6ВУ148-Букау-Вольф (6ЧР32/48) 275 66,7 6 400 320 480 1,5
23 М46М-Полар-Атлас (6ДР34-47) 300 190 6 1140 340 470 1,38
24 Кб; Мирлпс (64 и 641138,1/45,7) 450 450 144 227 6 6 864 1362 381 381 457 457 1,2 1,2 i
25 PC-SEMT Пилстик (4РН40/46) 425-450 250-420 6-12 3000—5000 400 460 1,15
26 BV12M.350 Дейц 350 250 2x6 3000 400 500 1,25
27 LSV12T Купер-Вессемер (4Н39,3/55,8) 360 310 12 3740 393,7 558,8 1,64
28 GGZ52/90 МАН (6ДР52/90) 145 316 6 1900 520 900 1,73
29 K6V45/66 МАН (64КРН45/66) 250 467 6 2800 450 660 1,46
30 Д55 Цнгельскп (6ДКР55/100) 150 556 6 3340 550 1000 1,82
31 62VTBF 115 Бурмайстер и Вайн (ДКРН62/115) 150 820 5-12 4920 6 620 1150 1,86
32 67РТ-Доксфорд (ДКР67/210) 120 1690 3—8 10140 6 670 2100 2,06 1,075
33 KZ70/120 МАН (ДКРН70/120) 125 845-975 5-12 5850 6 700 1200 1,71
34 75LBDS Доксфорд (ДКР75/250) 110 1850 3-7 11 100 6 750 2500 3.33
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
35
Таблица 3
лей зарубежных заводов
Средние Поршневая мощ- ность F , а. л. с./дм2 Давления Механический к. п. д. Удельный расход топлива ge, г/а. л. с. Вее Габаритные размеры Мощностная насыщенность
скорость поршня Ст, м/сек эффективное давление pgl кГ/см* сгорания кГ/см2 наддува рк, кГ/см2 общий G, т удельный Ge, кГ/э.л. с. длина L, м ширина В, м высота Н, м по длине ATe/L, а. л. с./м объемная xe/v, э. л. с./м3
9,3 8,7 27,0 55 — — • 0.7 6,5 1,24 0,69 0,89 114 18,5
10,4 5,65 38,5 — — — 170 4,75 2,5 3,30 1,89 1,91 755 210
4,75-9,5 5,8-6,7 18,4—42,5 — — — — 1,85 15-8,2 1,87 0,8 1,5 120 100
— — — — — — — 7,04 4,7 2,46 2,46 2,54 600 97,5
10,66 9,95 71,0 — — — 188 6,7 2,2 3,4 2,0 2,1 880 210
5,68 6,0 11,4 — — — 180 2,46 18,2 2,39 0,64 1,32 56 65
7,5 6,0 15,0 — — - 1 180 — —
7,5 9,95 25,0 — — .— 180 2,57 8,55 2,39 0,64 1,32 — —
10,2 13,9 47,5 — — — — 3,0 3,9-2,2 2,35 1,4 1,48 575 275
14,4 11,7 56,5 — — — — 4,8 1,6 4,52 1,58 1,89 660 218
12,7 22,0 93,0 — — .— 180 6,4 1,6 3,0 1,4 2,3 1330 415
12,7 22,0 — — — .— — — — — — —
6,25 6,7. 27,9 — — • — — 6,35 6,2 3,58 1,8 2,46 293 ёб,4
7,1 7,08 33,5 — 1,2 — — 14,0 7,53 5.46 1,6 2,26 350 96,3
7,56 9,06 45,4 — — — — 20,8 7,21 5,95 1,67 2,95 470 167
8,9 13,7 40,5 — , — — — 10,0 10,0 3,66 1,52 2,26 270 79
7,5 12,05 30,0 — — — 170 6,7 9,0 3,48 1,8 1,9 215,0 113
9,0 12,05 36,0 — — — 165 6,7 7,45 3,48 1,8 1,9 256 135
4,32 5,75 8,25 55 — —— 176 9,6 32 4,02 1,07 2,09 75 35,5
6,2 11,5 23,8 86 1,6 — 148 8,35 7,8 — 0,95 1,5 —
6,0 5,5 11,0 — — — 160 8,4 28,0 3,24 1,07 93
6,0 7,75 15,6 — — — 160 8,7 29,6 3,24 1,07 — 130 —
8,9 8,75 26 — — — 163 8,2 5,27 1,88 2,42 380 84 —
6,0 6-9 12—18 7,0 2,56 2,0 360
i =2X9 69
8,6 8,45 24,2 — — — — 13,0 9,2 4,5 1,35 2,05 310 НО
5,25 8,7 30,4 — — — 165 — — — 1,45 2,3 — —
4,4 5,65 8,3 55 — — 160 18,0 45,3 4,27 1,6 2,67 93 21,6
5,7 5,45 20,6 — — — 168 45 39,7 7,39 2,61 2,82 154 21
6,85 5,54 12,7 — — — 159 37,6 43,6 5,1 2,66 3,07 170 20,5
6,85 8,72 20,0 — — — 156 38,8 28 5 5,5 2,66 3,25 247 28,5
6,6 9,1-14,5 20—32 — — — 157 — — — 1,6 1,2 _
5,84 10,25 20,0 — — — 155 53 17,6 6,5 2,78 3,69 465 45
6,7 11,45 25,6 — — — — 89 23,9 7,63 1,73 2,97 493 96
4,35 5,15 15,0 — — — 155 100 52 7,56 2,35 5,64 250 19
5,5 16,0 29,2 но 2,1 — 145 21 7,5 4,17 2,22 — , 660 40
5,0 7,0 23,2 — — — — 190 57 7,9 2,8 5,4 420 28
5,75 7,12 27,2 — 0,89 162 240 48 Ю,5 3,24 8,2 500 1843
5,53 W 8,58 31,5 — — 0,905 — ' 375 37 13,87 3,71 9,45 730 21
5,0 6,6—7,62 22—25,4 65 — 0,88 155 250 42 10,83 3,3 7,83 545 20,8
6,85 53 1,45 0,895 155 555 50 20,2 3,7 10,25 560 . 15
3*
36
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
К R Марка или фирма (обозначения по ГОСТ) Число оборотов в минуту Цилиндровая мощ- ность Ne4, э. л. с. Число цилиндров i • Агрегатная мощ- ность Ne, э. л. с. Диаметр цилиндра D, мм Ход поршня 8, мм Отношение S/D
C750S Фиат (ДКРН75/132) 132 1200 6—12 10 800 1320 1,76
35 9 750
36 760/1500VGSU Гетаверкен (ДКРН76/150) 115 1250 6-12 11250 9 760 1500 1,97
37 RSAD 76 Зульцер (ДКРН76/150) 119 1300 5-12 И 700 9 760 1550 2,04
38 84VTBF-180 Бурмайстер и Байн (ДКРН84/180) 110 2100 6-12 (12) 21000 10 (25 000) 840 1800 2,14
39 KZ84/160MAH (ДКРН84/160) 115 1700-2000 6-12 15 500 9 840 1600 1,91
40 850/1700VGAU Гетаверкен (ДКРН85/170) 115 1835—2100 6-12 (12) 18 350 10 (25 000) 850 1700 2,0
41 SW1285/170 Сторк (ДКРН85/170) 115 2680-3000 6-12 32 000 i — 12 850 1700 2,0
42 RD90 Зульцер (ДКРН90/155) 119 1835-2000 6-12 (12) 20 000 10 (24 000) 900 1550 1,72
43 C900S Фиат (ДКРН90/160) 120 1700-2100 (3000) 6-12 25 200 12 900 1600 1,77
44 KZ93/170MAH (ДКРН93/170) 112 2500 6-12 30 000 12 930 1700 1,83
Примечания: 1. Таблица составлена в порядке возрастания D.
2. В знаменателе дано число цилиндров i, при котором получается указанная в графе мощность Ne (э. л. с.) или длина
движущимися поршнями, малооборотный с D = 670 мм
и = 2100 мм, мощностью 1450—1760 а. л. с. в ци-
линдре при 105—120 об!мин.
Остов дизеля сварной. Связь между нижним и верх-
ним поршнями осуществляется в пределах каждого
цилиндра трехколенчатым валом, траверсой и двумя
тягами. Двигатель имеет прямоточно-щелевую продувку.
Газотурбинный наддув осуществляется при помощи им-
пульсных турбин без применения дополнительных
нагнетателей с механическим приводом. Выхлопной
поршень охлаждается пресной водой и имеет (у ревер-
сивных двигателей) опережение около 5—8°; проду-
вочный поршень охлаждается маслом. Цилиндровая
втулка состоит из двух частей. Форма камеры сгорания
сферическая.
Система топливоподачи аккумуляторная. Наиболь-
шая размерность цилиндра D = 850 ял и =
= 2500 мм обеспечивает получение наибольшей мощ-
ности в шостпцилиндровом выполнении (тип 85РТ6)
18 000 а. л. с. при 115 обIмин и ре = 8,3 кГ/см?.
Двигатель типа 850/1700VGAU «Гетавер-
кен» десятицилнндровый, номинальной мощности
18 350 а. л. с. при 115 об/мин (№ 40, табл. 3, фиг. 27),
установленный на танкере грузоподъемностью в
40 200 т, имеет следующие конструктивные особен-
ности. Система продувки прямоточно-клапанная с одним
выхлопным клапаном, приводимым в действие посред-
ством длинной тяги и рычага с роликом от кулачной
шайбы, установленной на щеке коленчатого вала. Си-
стема наддува постоянного давления осуществляется
ГТН и дополнительными поршневыми насосами двой-
ного действия (на каждый цилиндр), приводимыми
в движение от поперечины одностороннего крейцкопфа.
Двигатель снабжен двумя ГТН VTR-750; в случае
выхода из строя одного из ГТН одна половина двига-
теля может работать без наддува, а другая — с надду-
вом. Наибольшая мощность, полученная при ходовых
испытаниях, составила 23 000 а. л. с., что соответствует
цилиндровой мощности 2300 а. л. с.
ЛИТЕРАТУРА
1. Ген дл ер Л. В. О подобии авиадвигателей. Труды
ЛИИГВФ. 1936. Вып. 7.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ТИПИЧНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
37
Продолжение табл. 3
Средние Поршневая мощ- ность Fn, э. л. с./дм2 Давления Механический к. п. д. Удельный расход топлива ge, г/э. л. с. Вес Габаритные размеры Мощностная насыщенность
скорость поршня Cm, м/сек эффективное давление ре, кГ/с.112 сгорания р2, кГ /СЛ12 наддува рк, кГ /см2 общий G, т удельный кГ/э.л.с. длина L, м ширина В, м высота Н, м по длине Ne/Lt а. л. с./м объемная Ae/V, а. л. с./мъ . |
5,82 7,03 27 — 1,8-1,97 — 163 484 45 15,0 3,44 8,65 715 24 ‘
5,6 7,38 27,5 — — 0,86 160 495 42 16,3 3,82 8,08 690 32,5
6,15 7,0 28,6 60 — 0,875 153 569 50 16,89 3,8 9,22 690 19,8
6,6 ' 8,65 37,8 65 1,75 0,905 155 750 35,5 19,3 4,6 10,0 1080 23,5
6,14 7,5-8,8 30,5-35,6 65 - 1,65 0,87 153 720 46,4 17,36 4,35 8,6 890 24,0
6,53 7,45-8,5 32,2-37 65 0,883 0,883 156 950 51,5 21,4 4,25 9,48 850 21
6,53 9,5-10,8 41-47 70„ 1,95 »0,9 148 975 30,5 23,6 6,75 11,8 . 1350 17
6,15 7,0-7,66 28,5-31,4 70-75 1,70 0,90 155 823 41 20,3 10 4,0 9,57 1000 26
6,35 6,4-7,6 27-32 65 1,90 — 158 1120 45 18,5 9 4,2 9,0 1000 26,5
6,35 8,7 37,5 153 1180 39,5 22,97 6,0 10,6 1300 20,6
12 12
L (л).
2. Гендлер Л. В. О критерии быстроходности двигате-
лей внутреннего сгорания. Л., Машгиз, 1947 (Труды ЦНИДИ).
Кн. 2.
3. П а й Д. Р. Двигатель внутреннего сгорания. Ч. I, II.
М., Оборопгиз, 1939, 1940.
4. Р у Д и н Д. Н. К оценке основных параметров авиа-
двигателей. — «Техника воздушного флота», 1939. Ks 8.
5. Т а н а т а р Д. Б. Дизели. Компоновка и расчет. Л. .
Изд. «Морской транспорт», 1956, с. 5—15.
6. Дизели, справочное пособие конструктора. Под ред.
В. А. Ваншейдта М.— Л., Машгиз, 1957. 442 с
7. Дизели и газовые двигатели. Каталог-Справочник.
ЦНИДИ. М. — Л., Машгиз, 1961. 280 с.
8. Дизели. Энергетическое оборудование. Каталог-справоч-
ник. Ч. 1. Центральный институт научно-технической информа-
ции машиностроения. М., 1960. 176 с.
9. К у р и ц А. А., В о д о л а ж е н к о В. В., Гринс-
берг Ф. Г. и др. Дизели на судах с электродвижением. Л.,
Судпромгиз, 1963. 276 с.
10. С т р у п г е Б. П., Мульман Б. Е., Эпш-
тейн А. С. Конструкции зарубежных тепловозных и судо-
вых двигателей. М., Машгиз, 1961. 300 с.
11. Танатар Д. Б. Современные мощные судовые дизели.
Л., Изд. «Морской транспорт», 1958. 182 с.
12. Тепловозные и судовые двигатели. М., Машгиз, 1962.
Вып. 3. 288 с.
13. М а у г. Ortfeste und Schlffsdieselmotoren. Springer
Verlag, 1960.
РАЗДЕЛ ВТОРОЙ
РАБО ЧИП ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
ГЛАВА I
ПРОЦЕССЫ НАПОЛНЕНИЯ И СЖАТИЯ
1. ОЧИСТКА И НАПОЛНЕНИЕ ЦИЛИНДРА
Периодическую смену рабочего тела в действитель-
ном цикле дизеля осуществляет процесс газообмена,
состоящий в очистке цилиндров от отработавших
газов и заполнении их извне свежим зарядом воздуха.
В четырехтактных дизелях (фиг. 1) процессы очистки
(IV такт) и наполнения (I такт) осуществляются двумя
Фиг. 1. Процесс наполнения четырехтактного дизеля без над-
дува (рг> рв).
вспомогательными ходами поршня («иасосии-wu»). В четы-
рехтактных дизелях с наддувом (фиг. 3) давление над-
дува рк превышает давление рг; поэтому на впуске имеет
место положительная работа наполнения (+). В двух-
тактных (фиг. 2) смена рабочего тела происходит
за счет процессов выпуска и продувки-наполнения при
помощи продувочного нагнетателя (объемного или
центробежного типа).
Количественной оценкой процессов очистки и напол-
нения цилиндра служат коэффициент остаточных га-
зов уг и коэффициент наполнения цн.
Коэффициент остаточных газов уг представляет со-
бой отношение количества остаточных газов
личеству свежего заряда L, поступившего в
Мг к ко-
цилиндр,
(1)
топлива.
где Мг и L выражены в кг-молях на 1 кг
Коэффициентом наполнения цилиндра тр( называется
отношение действительного количества свежего заряда
V, поступившего в цилиндр, к тому количеству за-
ряда, которым можно было бы заполнить рабочий
объем цилиндра Vs, при давлении рк и температуре
двигателя
L G
Тк заряда непосредственно перед впускными газорас-
пределительными органами
_ V _________
Пк~ Vs - Ls ~GS
(2)
Фиг. 3. Процесс наполнения четырехтактного дизеля с наддувом
(Рк> Рг).
Основными параметрами процесса
наполнения, оказывающими наибольшее влия-
ние па коэффициент наполнения т]н, являются: пара-
метры свежего заряда перед впускными органами (рк
и Тк); давление и температура в копце процесса напол-
нения (ра и Та)', давление и температура остаточных
газов (рг и Тг); величина коэффициента уг.
При отсутствии наддува и каких-либо устройств на
всасывающем тракте в четырехтактных дизелях при-
нимают
Pr.^Po't TKOst>Tt,
где ро и ?о ~ давление и температура окружающей
среды.
Если отсутствуют особые задания, то обычно в основу
расчетов рабочих процессов принимают нормальные
условия окружающей среды
ПРОЦЕССЫ НАПОЛНЕНИЯ И СЖАТИЯ
39
Ро = 1>033к-Г/сл{2;
Го = 20+ 273 = 293° К.
В случае установления на всасывании глушителя,
фильтра или какого-либо другого устройства давление
на впуске будет равно
Ро = Р0-дК’
где Дро — потеря давления в устройстве на впускном
тракте.
Изменением температуры в устройстве на впуске
обычно пренебрегают
Т' Т .
о о
В двухтактных дизелях без наддува основными пара-
метрами перед продувочными (впускными) органами
являются: давление и температура продувочного воз-
духа (рк и 7'к); коэффициент избытка продувочного
воздуха (срк или ср0); коэффициент остаточных газов
(уг); давление и температура в конце наполнения (ра
и Га);
Давление продувочного воздуха
рк изменяется в следующих пределах для дизелей без
наддува (кГ/см2):
Температура продувочно-надду-
вочного воздуха за нагнетателем Г^ зависит
от степени повышения давления в нагнетателе х =
р'к
= —+ и показателя политропы сжатия в нагнетателе
Ро
Пн
где значения показателя пн составляют
в зависимости от типа нагнетателя:
Поршневого . . . ......................... 1,4—1,6
Ротативного (объемного).................... 1,55—1,75
Центробежного с охлаждаемым корпусом .... 1,4—1,8
> с пеохлаждаемым корпусом . . . 1,8—2,0
Если известен адиабатический к. п. д. т]аэ нагне-
тателя центробежного типа, то температура за нагне-
тателем
Малооборотных................. 1,1—1,2
Среднеоборотных............... 1,2—1,4
Высокооборотвых .............. 1,3—1,6
(4)
Коэффициент избытка продувочного воздуха <рв,
отнесенный к условиям перед продувочными органами
(рк и Гк), согласно опытным данным, изменяется в пре-
делах
Фк^ 1,4-т-0,9,
где более низкие величины относятся к дизелям с более
совершенной системой продувки.
При наддуве дизелей давление рк и температуру Гк
определяют исходя из степени наддува , сте-
Ре
пени снижения температуры заряда в охладителе
(Д7'охл), сопротивления газовоздушного тракта и ряда
других факторов (подробнее см. гл. VII). Если темпе-
ратура наддувочного воздуха снижается после нагне-
тателя (за счет охлаждения) до температуры окружаю-
щей среды (Го), то эффективное давление ре растет при-
мерно прямо пропорционально рк,т.е. в этом случае рк<^>
~ Хи. В действительности, в зависимости от тактности,
типа дизеля и степени его наддува значения рк обычно
составляют
Рк (0,8-5- 1,3)
где более низкие значения относятся к четырехтактным
дизелям, а также п к двухтактным, не применяющим
добавочных нагнетателей при газотурбипном наддуве
(подробнее см. гл. VII).
Согласно опытным данным, у дизелей применяются
следующие давления наддува рк (кГ/см2)
Четырехтактных:
с механическим наддувом..................... 1,2—1,6
с газотурбинным наддувом ................ 1,3—3,0
Двухтактных с газотурбинным наддувом........ 1,4—2,0
Четырех-и двухтактных форсированного типа . . 2,5—3,5
Окончательные значения рк в дальнейшем уточня-
ются после выбора конструктивной схемы двигателя,
расчета наддувочной и продувочной систем и испытания
головного образца двигателя.
где, по опытным данным, т]аэ « 0,6 -? 0,8.
При снижении температуры продувочного или над-
дувочного воздуха в охладителе температура заряда
перед впускными органами
тк=т' — \Т0ХЛ,
л л ОХ-'1
где ДГохл 20—60° в одной секции охладителя.
При этом необходимо также учесть потерю давления
в охладителе Дрв; тогда давление наддува перед впуск-
ными органами будет равно
Рв Рк &РК’
где у выполненных охладителей Дрв?«0,01—0,06кГ/сл42.
Свежий заряд из ресивера поступает через газораспре-
делительные органы в цилпндр; при этом имеет место
потеря давления (Др0 или Дрй), которая
в первом приближении может быть определена (напри-
мер, для Дрк) из уравнения Бернулли для малых пере-
падов давлений
ДЛ = ХуК-^- = ~^(1+?к)(4+У уг - (5)
104 Рк
где ув = ----плотность заряда;
21J К
S и F — ход и площадь поршня;
£к — коэффициент сопротивления впуск-
ной системы;
f — проходное сечепие клапана (клапа-
нов);
п— число оборотов двигателя в минуту.
Из формулы (5) видно, что для данных размеров ци-
линдра и величины коэфициента потеря давления
при впуске Дрк прямо пропорциональна п2 и ук и об-
ратно пропорциональна /2.
40
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Согласно опытным данным, давление в кон-
це процесса наполнения ра составляет у
дизелей (в кГ/см2):
Четырехтактных:
малооборотных без над-
дува .................. (0,9—0,95) ро
высокооборотпых без
наддува ............. (0,8—0,9) ро
с наддувом .......... (0,85—1,1) рк
Двухтактных с наддувом и
без него................ (0,9—1,05) рв
У двухтактных дизелей с контурной продувкой ра
можно также определять исходя из формулы (при от-
сутствии газодинамического подпора со стороны кол-
лектора)
Ра = p”+Pg-_ (0,02 -г- 0,05) кГ/см2,
где рг — давление газов в выхлопном коллекторе.
При поступлении свежего заряда в цилиндр имеет
место подогрев свежего заряда о горя-
чие стенкп до температуры
Т"0 = Т0 + ДТ0.
Степень подогрева заряда (Л То или Д Гв) зависит
от нагрузки, тактности, числа оборотов, наддува
н условий охлаждения цилиндра; по опытным данным,
степени подогрева заряда лежат в следующих пределах
для дизелей:
Без паддува............... ДТо ~ 10—20° С
С наддувом................. ДТК ~ 5—10° С
Более низкие значения ДТК во втором случае объяс-
няются меньшими температурными перепадами между
стенками цилиндра и повышенными температурами
продувочного или наддувочного воздуха (при отсутст-
вии интенсивного охлаждения воздуха).
Температура смеси Та свежего заряда
с остаточными газами в конце процесса наполнения
составляет для дизелей:
четырехтактных без наддува
^o+Yr
1 + Yr ’
(6)
четырехтактных с паддувом и двухтактных
Гк+АГк+Уг Тт _-Рк +Yr
1 + Yr “ 1+Yr
Из уравнения (6) следует, что при данной температуре
на впуске (То или Тк) температура конца наполнения
Та растет с увеличением уг и А Г и мало зависит от тем-
пературы Тг, так как последняя умножается на отно-
сительно малую величину уг.
Коэффициент остаточных газов уг,
согласно опытным данным, составляет у дизелей:
Четырехтактных:
без наддува..................0,03—0,06
с наддувом.................. 0,02—0,04
Двухтактных с системой продувки:
прямоточно-щелевой..............00,4—0,08
прямоточно-клапанной.......0,08—0,12
контурной...................0,08—0,15
кривошипно-камерной........0,30—0,40
Температура остаточных газов Тт
зависит в основном от е, нагрузки и числа оборотов
п изменяется в довольно узких пределах, а именно:
от 600 до 900° К (на номинальном режиме).
Выражение для коэффициента на-
полнения цн, действительное как для четырех-
тактных, так и двухтактных дизелей, можно найти
исходя из уравнения баланса газа на линии впуска,
а также используя формулу (6) для температуры конца
наполнения Та
8 Ра Тк 1
8 — 1 Рп Та 1+Yr '
(7)
где и е — отнесены к полному ходу поршня;
рк и Тк — давление и температура заряда перед
впускными органами;
ра и Та — давление и температура в конце впуска.
Для четырехтактных дизелей без наддува рк = р0
и Тк = То, следовательно,
п = 8 Ра У° 1 «я)
Пи 8-1 ро Та 1 + уг ‘ (7 '
У двухтактных дизелей расчет рабочего процесса
производят обычно для полезной части хода поршня
Ps(l — ’P’s); в этом случае коэффициент наполнения
цн, а также степень сжатия е' должны быть отнесены
к полезному ходу поршня
' _ е' Ра Тх 1
8'-1 рк Та 1+Yr ’ (7 У
Коэффициент наполнения двухтактных дизелей, от-
несенный к полному ходу поршня, равен
= (1 - 4>в). (7в)
где + — доля хода поршня, потерянная на выхлоп-
ные окна.
Величина коэффициента наполне-
ния т]к, по опытным данным, изменяется для дизелей,
в следующих пределах:
Четырехтактных малооборотных . . 0,80—0,90
» многооборотных . . 0,75—0,85
Двухтактных (для полезного хода
поршня)...................... 0,75—0,90
Если ввести в формулу (7) коэф ф и ц и е н т д о-
зарядки учитывающий относительное увели-
чение количества рабочей смеси по сравнению с тем,,
которое содержал объем Va, то выражение для коэф-
фициента наполнения примет вид [17]
« -г 8 Ра Тк 1
М 8 — 1 рЛ Та 1 + Yr ’
(7г>
где значение коэффициента g лежит в пределах 1,02 4-
-г- 1,07.
Принимая в четырехтактных дизелях объем остаточ-
ных газов Vr при давлении рг и температуре Тг рав-
ным объему пространства сжатия Vr ~ Vc, можно*
найти выражение для определения коэффициента оста-
точных газов Yr, не содержащее [17]
ПРОЦЕССЫ НАПОЛНЕНИЯ И СЖАТИЯ
41
Yr=ZktAI* Вт =2k Pr. (8)
TT 6 Pa Pr Tr 8 pa — pr
для дизеля без наддува надо заменить рк и Тк на р0 и
TQ\ из формулы (8) видно, что у,- тем меньше, чем боль-
ше е и Тт и чем меньше рг.
В двухтактных дизелях уг зависит в основном от
качества продувки и степени быстроходности дизеля.
Давление остаточных газов рг со-
ставляет для дизелей:
Четырехтактных:
малооборотных........... (1,03—1,08) р0
многооборотных .... (1,05—1,15) р0
Двухтактных без наддува (0,8—0,9) рк
Четырех- и двухтактных с
газотурбинным наддувом (0,75—1,0) рк
На процесс наполнения, помимо основ-
ных параметров самого процесса, оказывают
влияние еще следующие факторы:
конструктивное выполнение газораспределения; ско-
рость воздуха во впускных клапанах и>; число оборотов
двигателя; фазы газораспределения; условия окружа-
ющей среды; нагрузка двигателя ре и ряд других.
Повышение противодавления в четырехтактном ди-
зеле без наддува (фиг. 4) с рг до рг приводит к увеличе-
Фиг. 4. Влияние противодавления на процесс наполнения четы-
рехтактного дизеля без наддува (гг> р ).
нию потерь в системе выпуска, увеличению уг и сниже-
нию цн.
Скоростной режим работы дизеля, характеризуемый
его числом оборотов, оказывает непосредственное влия-
Фиг. 5. Характер изменения = / (п)
для судового дизеля.
ние на потери давления Дра, а следовательно, и на Г]н
(фиг. 5).
Характер изменения коэффициента наполнения Г]н
от средней скорости воздуха в клапанах w показан
на фиг. 6.
Влияние изменения фаз газораспределения на
показано на фиг. 7.
В табл. 1 приведены фазы распределения
четырехтактных дизелей без наддува и с наддувом.
Оптимальные фазы газораспределения устанавлива-
ются обычно экспериментально. При повышении степени
W, м/сек
Фиг. 6. Изменение коэффициента rjH
в зависимости от скорости воздуха
в клапанах w.
Фиг. 7. Влияние фаз газораспределения
на коэффициент наполнения rjH: 1 — для
высоких п; 2 — для пониженных п.
быстроходности двигателя время — сечение клапанов-
уменьшается, в связи с чем необходимо увеличивать
предварение и запаздывание впуска и выпуска клапа-
нов.
Таблица 1
Фазы распределения некоторых четырехтактных
дизелей
Дизели, обозна- чения по ГОСТ Число оборотов в минуту, п Впускной клапан Выпускной клапан Угол перекрытия клапанов, град
Открытие до в. м. т., град Закрытие за н. м. т., град Открытие до н. м. т., град Закрытие за в. м. т., град
436/45 375 15 20 18 12 27
430/38 600 37 47 52 32 '69
4Н30/38 600 75 40 40 55 130
4Н31,7/33 (Д50) 740 80 35 50 54 134
440/4G 470 22 35 41 22 44
4Н40/46 520 75 35 45 75 150
423/30 1000 15 45 45 15 30
410,5/13 1500 10 - 29 32 7 17
415/18 (Д6) 1500 20 48 48 20 40
414;5/20,5 (КДМ-46) 1000 14 32 54 26 40
412,7/15,2 2000 5 50 45 10 15
42
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Перекрытие клапанов, т. е. одновре-
менное открытие впускного и выпускного клапанов
•(фиг. 8) обеспечивает более совершенную очистку
камеры сгорания. Угол перекрытия клапанов tpnep
Фиг. 8. Схема перекрытия впускных и выпускных
клапанов.
составляет у дизелей без наддува от 40 до 60°, а у ди-
зелей с наддувом от 90 до 150° (так называемая
продувка камеры сгорания, см. гл. VII).
2. ПРОЦЕСС СЖАТИЯ ЗАРЯДА
Сжатие свежего заряда в цилиндре происходит после
закрытия всех газораспределительных органов и имеет
целью обеспечить в дизелях надежное самовоспламене-
ние и эффективное сгорание топлива.
В начале хода сжатия температура свежего заряда
ниже температуры стенок ‘цилиндра, поэтому проис-
ходит передача тепла от нагретых деталей рабочему
телу (nx > kj) — фиг. 9.
ние чисел оборотов (например, пусковой период, малые
числа оборотов) приводит к уменьшению и, (до' значе-
ний 1,30 4- 1,25).
Введение охлаждения поршня и другие мероприятия,
ведущие к понижению температуры стенок, уменьшают
показатель С увеличением основных размеров ци-
линдра (D и S) показатель политропы пг возрастает,
и наоборот; этим объясняется, например, трудность
пуска в ход малолитражных дизелей.
Средние значения показателя по-
литропы по опытным данным составляют у ди-
зелей:
Тихоходных и средней быстроход-
ности с охлаждаемыми поршнями 1,32—1,38
Быстроходных- с неохлаждаемыми
поршнями.................. 1,38—1>42
Основным параметром процесса сжатия является
степень сжатия.
Под номинальной (геометрической)
степенью сжатия е подразумевают отноше-
ние полного объема цилиндра Va к объему про-
странства сжатия Vc
- _ Va _Vs+Vc_VS , .
Ус Ус Ус + ’
откуда определяется объем пространства
сжатия Vc
Va = —или в % от Vs: Va = - Д- 100%, (9)
' 3 1 в — 1
б — в координатах
ST.
сжатия температура
По мере повышения давления
заряда растет и с некоторого момента становится сперва
равной (гёл = kj), а затем выше температуры стенок
(nx < kj).
Таким образом, процесс сжатия происходит при
переменном показателе политропы пь истинные значе-
ния которого изменяются за цикл примерно от 1,5
(у н. м. т.) до 1,1 (у в. м. т.).
В расчетах принимают, ^что процесс сжатия проис-
ходит по политропе со средним постоянным
показателем величина которого обеспечи-
вает получение такой же работы на линии сжатия, как
я при переменном показателе nv
С увеличением числа оборотов п двигателя среднее
значение показателя пх растет, так как уменьшается
продолжительность теплообмена со стенками; сниже-
18
9,1 8,33 7,69 7,14 6,66 6,25 5,88
О)
например, для дизелей:
При степени сжатия ...12 13 14 15 16 17
Объем Ус в % от Vs
Под действительной степенью
сжатия е' подразумевают отношение объема
полости цилиндра в момент закрытия органов
газораспределения Va (которые закрываются по-
следними) к объему Vc (см. фиг. 2).
Va _, (Vs—Ф8Ув) + Уе _
6 " Vc “ Vc
_VS(1 — %)
-----Vc +1’
где -фз _ доля рабочего объема цилиндра Vs (или хода
поршня 5), соответствующая моменту закрытия га-
зораспределительных органов.
Между номинальной е и действительной е' степенями
сжатия имеет место следующая связь:
- _ е'-^ •
с —•
1—Фе
e'=e (1—ф8) + ф8- (Ю)
При расчете работы цикла четырехтактных дизелей
без наддува пользуются обычно номинальной е, прене-
брегая моментом запаздывания закрытия впускного
клапана вследствие его малого влияния на изменение
давления в цилиндре.
Наоборот, в двухтактных, а также в четырехтакт-
ных дизелях с наддувом и относительно большим
перекрытием клапанов используют в расчетах дейст-
вительную степень сжатия е'.
ПРОЦЕССЫ НАПОЛНЕНИЯ И СЖАТИЯ
43
Действительную степень сжатия е' двухтактного
дизеля с контурной и петлеобразной продувкой обычно
определяют по объему Ve в момент закрытия выхлоп-
ных окон
' Fc+d-'W
е« vc
(И)
где
Vs-Ve л У.
° vs V,
При прямоточно-клапанной продувке е' можно
определять как по моменту закрытия продувочных
окон еп, так и по моменту закрытия выпускного кла-
пана
' Уе+(1-фп) V„.
ьп - тг »
Связь между ен и ев выражается формулой
Как показывают опытные данные, на участке от за-
крытия продувочных окон до закрытия выхлопного
клапана (при значительном сдвиге фаз) имеет место
некоторое поджатие заряда.
В этом случае можно ввести понятие о степени сжатия
на этом участке
Для расчета рабочего цикла (до более подробного
расчета процесса продувки) можно принимать следу-
ющие ориентировочные значения потерян-
ных долей хода поршня ф для систем
продувок (без наддува):
Контурных.............. %=16—25%
Петлеобразных............фв = 18—22%
Прямоточно-клапанных . . Фп = 8—13%
Прямоточно-щелевых фп или Фв= 12—20%
Параметры в конце сжатия опреде-
ляются исходя из политропного процесса с постоянным
средним показателем пх.
Давление в конце сжатия
Рс = РаеП1. (14)
Температура в конце сжатия
Тс = 7’а6«1-‘. (15)
Значения рс (кГ/см2) изменяются в следующих пре-
делах у выполненных дизелей:
Без наддува............35—60
С наддувом............60—120
Влияние давления наддува рк и степени сжатия е
на рс и Тс показаны на графиках фиг. 10 и 11 [16].
При отсутствии данных для оценки значения среднего
показателя политропы пх можно исходить из среднего
показателя адиабаты сжатия klt определяемого из
формулы
, 1,986
1 а1> + И’а(1-|-ей1-9 ’
где аъ и Ъ — коэффици-
енты средней, мольной
теплоемкости смеси воз-
духа с остаточными га-
зами.
Фиг. 11. Влияние рк и е на 1с.
На фиг. 12 приведен график для определения /сх.
Абсолютная работа на линии сжатия Qlt
выраженная в ккал, равна (фиг. 13)
Рс
' =1,986 ^Р1_^£_, (17)
Ро кг топл ' '
где среднее давление за процесс сжатия рх может быть
определено путем планиметрирования площади под
кривой сжатия.
Фиг. 12. График для определения показателя адиабаты
сжатия Ах = / (е, Тд).
44
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Выбор степени сжатия е зависит от типа двигателя,
степени его быстроходности, рода смесеобразования,
наличия или отсутствия наддува и других факторов.
Фиг,- 13. К определению
работы сжатия Qi.
Степень сжатия е составляет у выполненных
дизелей:
Тихоходных........................ 13—14
Средней быстроходности.............14—15
Быстроходных ......................15—20
С наддувом ....................... 11—12
Нижний предел е должен выбираться из условия по-
лучения необходимой температуры (ТУпНп, обеспечи-
вающей надежное самовоспламенение топлива (около-
700 -4- 800° К) как при нормальной работе, так и при
пуске.
Повышение е оказывает существенное влияние на
только до значений 13—14. Повышенные значения
е применяют в малолитражных дизелях, где сильно-
возрастает F0XJJV\ прп разделенных камерах сгора-
ния; при повышенных числах оборотов.
Применение е свыше 20 нецелесообразно, так как
это приводит к высоким рг, падению ц.и и утяжелению
конструкции двигателя. В дизелях с наддувом нижний
предел е обусловливается обеспечением надежного
запуска двигателя.
ГЛАВА И
ВОСПЛАМЕНЕНИЕ И СГОРАНИЕ ТОПЛИВА
1. СХЕМА ПРОЦЕССА ВОСПЛАМЕНЕНИЯ
И СГОРАНИЯ ТОПЛИВА
При термодинамическом рассмотрении идеальных
циклов принимают, что процесс сгорания в дизелях
протекает сперва при V = const, а затем при р =
= const, т. е. по циклу со смешанным подводом тепла.
В реальном процессе с момента подачи топлива в ци-
линдр происходят сложные физические • и химические
процессы воспламенения и сгорания топлива, причем
характер изменения давлений по времени действитель-
ного процесса сгорания коренным образом отличается
от диаграммы идеального цикла со смешанным подводом
тепла.
Процесс самовоспламенения и сгорания топлива про-
исходит в дизелях по следующей приближенной
схеме.
Жидкое топливо впрыскивается за короткий проме-
жуток времени (соответствующий около 15—30° п. к.в.)
в цилиндр под высоким давлением; момент начала впрыс-
ка устанавливается обычно с некоторым опережением
до в. м. т. (за 10—40°), чтобы обеспечить возможно
полное сгорание топлива. При струйном смесеобразова-
нии вначале образуется неоднородная топливо-воздуш-
ная горючая смесь с каплями диаметром от 5 до 50 мк
(наибольшее число капель имеет d ss 10 — 30 мк).
Под влиянием высокой температуры в цилиндре капли
топлива, имеющие начальную температуру около 50° С,
нагреваются и испаряются, т. е. имеют место физи-
ческие процессы подготовки то-
плива к воспламенению (Tg5u3).
Быстрота прогрева капель и скорость их испарения
(для данной температуры и плотности воздуха) зависят
в основном от размеров капель и скорости их движения
по отношению к воздуху. В момент распада струи на
капли отпосительпая скорость капли практически рав-
на скорости истечения из форсунки; далее капля за-
тормаживается вследствие сопротивления воздуха,
п относительная скорость уменьшается до пуля; на-
конец капли движутся только совместно с воздушным
потоком в камере сгорания. Пе только при высоком,
но и при среднем давлении впрыска всегда образуется
некоторое количество капель минимальных размеров
(обычно на внешней поверхности факела); поэтому
увеличение давления впрыска решающего значения
для воспламенения пе имеет. Пары топлива распростра-
няются по всему объему камеры благодаря диффузии
и перемещению самих капель.
Вследствие неравномерного распределения капель
топлива по объему камеры сгорания, в последней
образуются зоны как с пониженной, так и с повышен-
ной концентрацией топлива. Следовательно, действи-
тельный местный коэффициент избыт-
ка воздуха для сгорания ам- является
переменным по всему объему камеры; очевидно, вели-
чина ам будет переменной также и по времени, посколь-
ку в течение процесса сгорания непрерывно изменяются
соотношения между количествами топлива и воздуха.
Таким образом, в камере сгорания подготовляются
одновременно несколько очагов для воспламене-
ния.
Одновременно с физическими происходят также-
химические процессы подготовки
топлива к самовоспламенению, состоящие в основ-
ном в развитии окислительных процессов, в разложе-
нии сложных молекул и образовании промежуточных
продуктов окисления (тхи.и).
Согласно А. С. Соколику [24], в дизелях имеет место-
низкотемпературное самовоспла-
менение, представляющее собой многостадийный
воспламенение и СГОРАНИЕ топлива
45
процесс, состоящий из ряда последовательных стадий
накопления перекисей и взрывного их распада с обра-
зованием «холодных» пламен и, наконец, теплового
взрыва (фиг. 14, а). В начальной стадии при относи-
тельно низких температурах в цилиндре (около 400° С)
происходит процесс автоокпсления углеводородных мо-
лекул, в результате чего образуются перекиси; кон-
центрация перекисей растет до некоторой критической
Фиг. 14. К процессу самовоспламенения в дизеле: а —много-
стадийное самовоспламенение; б — типы кинетических кривых.
величины, после чего происходит их взрывной распад
с образованием первичного холодного
пламени (см. период на фиг. 14, а).
Согласно М. Б. Нейману, холодное пламя с минималь-
ным периодом задержки возникает в слоях капель
топлива, где ам « 0,1, т. е. в сильно обогащенных
зонах, окружающих каплю. Холодно-пламенная ста-
дия (охватывающая около 50% углеводородов горю-
чей смеси) состоит из периода задержки (tJ, в тече-
ние которого изменение давления отсутствует, и неболь-
шого повышения давления в конце, соответствующего
незначительному повышению температуры.
Во вторичной стадии (т2) в основном идет
окисление уксусного альдегида, что приводит к нако-
плению нового типа перекисей, также завершающееся
их взрывным рарпадом при достижении определенной
концентрации. При этом образуется новый тип пламени
(называемый иногда «голубым»), в котором имеет место
значительное повышение температуры. После вторич-
ного холодного пламени горючая смесь полностью под-
готовлена к воспламенению. При наличии периода
задержки самовоспламенения (что имеет место в дизе-
лях) наиболее вероятным видом воспламенения является
цепочно-тепловой, при котором возраста-
ние скорости цепной реакции сопровождается таким
увеличением скорости тепловыделения, прп котором
нарушается тепловое равновесие и начинается про-
грессивный саморазгон реакции, завершающийся
самовоспламенением. Условием самовоспламенения
является достижение некоторой критической скорости
реакции wKp, при которой скорость тепловыделе-
ния обеспечивает возникновение теплового взрыва
(фиг. 14, б). Возникшие одновременно несколько оча-
гов пламени являются источниками распростра-
нения пламени по всему объему камеры сго-
рания.
Рассмотрение процесса воспламенения и сгорания
топлива показывают значительное влияние, оказывае-
мое на протекание процессов (физическими и химиче-
скими процессами) подготовки топливовоздушной смеси
к самовоспламенению. Обычно под «периодом задержки
воспламенения» подразумевают промежуток времени
между образованием горючей смеси и воспламенением.
Однако для двигателей при исследовании их рабочего
процесса основное значение имеет характер изменения
давления в цилиндре. Поэтому на практике задержкой,
воспламенения называют период между началом впрыс-
ка топлива и началом быстрого повышения давления
в цилиндре (определяемого по точке отрыва кривой
сгорания от кривой сжатия), характеризующего выде-
ление значительного количества тепла вследствие сго-
рания. Таким образом, как уже было указано, в п е-
риод задержки воспламенения вклю-
чаются:
1) время на физические процессы подготовки (распад
струи топлива на капли; образование факела; нагре-
вание капель и их испарение и др.);
2) время на химические процессы подготовки (об-
разование первичного и вторичного холодного пла-
мени, задержка перед тепловым взрывом).
Вопрос о взаимосвязях этих процессов еще полностью
не выяснен; по-видимому, определяющими по времени
процессами являются т^из и гь в значительной сте-
пени перекрывающие друг друга.
Н. Н. Семенов, ограничиваясь рассмотрением только
начальных (чисто цепных) стадий реакции, получил
для периода задержки самовоспламенения Tj выраже-
ние
у
Xi = ~C еТ 10— 3 сек,
РП
где р — давление воздуха, кГ/см'1',
Т — температура воздуха, °К;
С, п и у — постоянные коэффициенты (у — темпера-
турный коэффициент).
А. И. Толстовым для быстроходных дизелей с непо-
средственным впрыском предложена для Tj полуэм-
пирическая формула [27 ]
____ ЕС"!-1
i = B е RTk ,
f Рк
где В — газовая постоянная, кал/моль",
Е — условная энергия активации для отечествен-
ных топлив лежит в пределах 4800—
6000 кал)моль',
В = 7?0 (1 — кп), для быстроходных дизелей В =
= 12 • 10~4, коэффициент пропорциональ-
ности к = 1,6 • 10—4.
Коэффициент С зависит от е и кинематики кривошип-
ношатунного механизма
1 Г 6
М 1+°’5ф;(е-1)
Коэффициент 6 является функцией угла начала впрыс-
ка и Хш-
6 = [71 _|_ — /cos ф+ COS 2ф
здесь пг — показатель политропы сжатия (брать с уче-
том его зависимости от ф);
_ доля потерянного объема (в двухтактных
и четырехтактных дизелях с продувкой).
46
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
2. ХАРАКТЕРИСТИКА ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ
ПО РАЗВЕРНУТОЙ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЕ
Р=/(Ф)
Наиболее важными параметрами, характеризующими
процесс сгорания, являются давление и температура.
Если в основу рассмотрения реального процесса сго-
рания положить изменение давлений и температур
цикла по углу поворота коленчатого вала р — / (ф°)
и Т = / (ф°), например для высокооборотного дизеля, то
весь процесс воспламенения и сгорания топлива можно
условно разбить на несколько фаз (фиг. 15). На фиг. 15
Фиг. 15. Изменение давлений и температур
по углу п. к. в.
кроме того, даны кривые: давления впрыска рвПр,
относительного выделения тепла х и относительной
скорости сгорания dx/d<p.
Первая фаза (Z) охватывает промежуток вре-
мени от момента начала фактического поступления то-
плива в цилиндр (точка Ъ) до начала резкого нарастания
давления (точка с'), соответствующего моменту начала
отрыва линии сгорания (с'у) от линии сжатия (bed),
принимаемого условно за начало воспламенения. Пер-
вая фаза, следовательно, охватывает период задержки
воспламенения, в течение которого происходят физико-
химические процессы подготовки топлива к самовос-
пламенению при больших а и отсутствует видимый
подъем давления над политропой сжатия, вследствие
ничтожно малой скорости тепловыделения (А .
I ат I
Продолжительность периода задержки воспламене-
ния измеряется или в градусах по углу поворота колен-
чатого вала (<р4) или в секундах
Xi=frCeK
и лежит в пределах 0,001—0,005 сек (п — число оборотов
двигателя).
За время периода задержки воспламенения в цилиндр
впрыскивается часть топлива (около 20—40% всего
количества за цикл), которая почти полностью испа-
ряется и образует ряд очагов воспламенения.
Первая фаза оказывает существенное влияние на
развитие всего последующего процесса сгорания и долж-
на занимать возможно короткий промежуток времени.
Вторая фаза (II) соответствует периоду с'у
воспламенения топлива с резким нарастанием давле-
ния и быстрым возрастанием тепловыделения и ско-
рости сгорания —> шах^ при увеличении концентра-
ции топлива в рабочей смеси. Начало второй фазы
примерно совпадает с концом первой фазы (точка с'),
а за конец второй фазы условно принимают достижение
наибольшего давления сгорания pz (точка z). За время
этой фазы происходит воспламенение и сгорание
топлива, впрыснутого в цилиндр за период задержки
воспламенения и поступившего частично за данную фа-
зу путем быстрого распространения пламени по всему
объему камеры сгорания при положении поршня вблизи
в. м. т., т. е. почти при постоянном объеме рабочего
цилиндра.
В качестве критерия интенсивности процесса сгора-
ния за вторую фазу принимают скорость нарастания
давления, представляющую собой отношение прироста
давления газа Др за какую-либо часть процесса к со-
ответствующему приросту угла поворота коленчатого
вала Д<р°
w' = -4^- кГ/см2 на 1° п. к. в.
Дф
Величина средней скорости нарастания давления за
всю вторую фазу
Ру рс'
\^)Ср 'PiZ-'Pc' ’
где индексы сиу соответствуют началу и концу второй
фазы.
Истинная скорость нарастания давления для любой
точки процесса
а
<?р
и> = ——
dtp ’
наибольшая величина скорости нарастания давления
I dp \
wmax~ йф L •
\ т/max
Величина наибольшей скорости нарастания давле-
/Др \ Г Г X <
ния I ] за II фазу сгорания может быть определена
графически из развернутой индикаторной диаграммы
(фиг. 15)
Скорость нарастания давления определяет плав-
ность процесса сгорания. При малой скорости нара-
стания давления двигатель работает мягко, без явно,
слышимых стуков. При большой скорости нарастания
давлений двигатель, наоборот, работает жестко, со
стуком.
По опытным данным интенсивность нарастания да-
вления за вторую фазу wap, обеспечивающая мягкую
и спокойную работу двигателя, лежит в пределах от
2 до 6 кГ/см2 на 1° п. к. в., однако в некоторых типах
быстроходных форсированных дизелей встречаются
ВОСПЛАМЕНЕНИЕ И СГОРАНИЕ ТОПЛИВА
47
иногда значения wCp, доходящие до 8—10 кГ/см?
на 1° и. к. в. Жесткая работа двигателя, сопровожда-
ющаяся обычно высокими давлениями сгорания pz
и стуками, в эксплуатации недопустима, так как ведет
к повышенному динамическому нагружению деталей
«движения», разрушению подшипников и другим вред-
ным последствиям.
Основной причиной, влияющей на степень нарастания
давления за вторую фазу, является продолжительность
первой фазы, от которой зависит общее количество
топлива, поданного за первую фазу в цилиндр. Дей-
ствительно, чем больше топлива охватывается пламе-
нем при его распространении по всему объему камеры
сгорания, тем более резко нарастает давление. Среди
прочих факторов, влияющих на протекание второй фазы,
следует еще отметить качество распределения топлива
по объему камеры, наличие или отсутствие вихреоб-
разовапия, а также количество и скорость подачи то-
плива (за вторую фазу). Рабочий процесс протекает
наиболее экономично, если pz max достигается за в. м. т.
(5 -р 10° п. к. в.).
Третья фаза (III) или фаза основного, наиболее
интенсивного горения во всем объеме камеры при наи-
больших скоростях выделения тепла -т— | = const
\“ т / max
соответствует периоду от момента достижения наиболь-
шего давления pz до момента достижения максималь-
ной температуры цикла Tz max (фиг. 15). За время
третьей фазы обычно заканчивается подача топлива
и достигаются минимальные значения а, полностью
сгорает топливо, поступившее за вторую фазу, и частич-
но поступившее за третью фазу. Благодаря высоким
давлению и температуре, период задержки воспламе-
нения топлива, поступающего в этой фазе, значительно
сокращается.
Продолжительность третьей фазы определяется в зна-
чительной степени совершенством подвода воздуха
к топливу или к продуктам его промежуточного оки-
сления.
Четвертая фаза (7Е) соответствует периоду
догорания топлива (замедленного горения)
или завершения сгорания топлива (не успевшего сго-
реть за 77 и 111 фазы) на линии расширения при непре-
рывно понижающемся давлении в цилиндре, вследствие
нисходящего движения поршня. Период сгорания ха-
рактеризуется уменьшенным выделением тепла —>
—> и скорости сгорания, отсутствием подачи топлива
и возрастанием количества конечных продуктов сгора-
ния. Период догорания, продолжающийся около 40—
60° п. к. в., по опытным данным, наблюдается почти
у всех двигателей, причем у малооборотных и малофор-
сироваипых двигателей оп короче, а у быстроходных
и форсированных — длиннее. Окончание четвертой фа-
зы может быть определено только из анализа кривых
тепловыделения на линии расширения (см. гл. III).
В быстроходных и форсированных двигателях па ре-
жиме полной нагрузки догорание распространяется
на большую часть процесса расширения, тогда как на
долевых режимах продолжительность четвертой фазы
сокращается.
Догорание на линии расширения вызывает повыше-
ние температуры отработавших газов и увеличение
потерь тепла в охлаждающую воду. Для уменьшения
потерь за четвертую фазу необходимо активизировать
процесс смесеобразования и сгорания путем завихре-
ния рабочей смеси.
3. ФАКТОРЫ, ВЛИЯЮЩИЕ НА ПЕРИОД
ЗАДЕРЖКИ САМОВОСПЛАМЕНЕНИЯ
И НА ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ
Многочисленные экспериментальные исследования по
изучению процессов воспламенения и сгорания топлива
позволяют установить влияние основных факторов на
продолжительность периода задержки самовоспламе-
нения и на последующий процесс сгорапия.
К этим основным факторам относятся: химические,
физические и конструктивные.
Излагаемые ниже результаты экспериментальных
работ проводились либо в бомбах, либо непосредственно
на двигателях. Необходимо отметить основные прин-
ципиальные различия между постановкой опытов в бом-
бах или непосредственно на двигателях: а) температура
газа в цилиндре двигателя изменяется по времени,
тогда как в бомбе остается неизменной (для данного
опыта); б) в двигателе, в отличие от бомбы, всегда
имеет место движение и завихрение воздуха вследствие
перемещения поршня; в) наличие вихревых движений
вызывает увеличение теплоотдачи от газа в охлажда-
емые стенки цилиндра; г) условия нагревания газа
(от стенок бомбы) не соответствуют условиям в двига-
теле.
Несмотря на эти различия, качественные зависимо-
сти, получаемые в бомбе, весьма схожи с зависимостями,
получаемыми на двигателях; поэтому по результатам
опытов в бомбе вполне можно установить влияние
того или другого фактора па протекание процесса вос-
пламенения и сгорания в двигателе.
Химические факторы
К химическим факторам, оказывающим влияние да
период задержки самовоспламепения, относятся: род
топлива (химический состав), концентрация кислорода,
наличие катализаторов или присадок, концентрация
остаточных газов, замена азота другими инертными
газами, например углекислым газом, и др.
Среди перечисленных факторов наибольшее влияние
на продолжительпость периода tj оказывает хими-
ческий состав топлива. Топлива, содер-
жащие большое количество парафиновых углеводоро-
дов (алкапы), дают наименьшие значения т,, тогда как
топлива, богатые ароматиками,— наибольшие; наф-
теновые углеводороды (цикланы) в этом отношении
занимают промежуточное положение.
Эти прямо противоположные свойства углеводородов
в отношении склонности их к самовоспламенению были
использованы при выборе эталонных топлив — це-
тана и а-метилнафталина.
Влияние различных по составу топлив, имеющих
разные Т{, на процесс самовоспламенения и сгорания
ясно видно из развернутых диаграмм давлений, снятых
с двухтактного двигателя типа НК-16О с противопо-
ложно движущимися поршнями (фиг. 16). Как видно
из кривых, полученных при одном и том же угле опере-
жения впрыска, топлива с малыми значениями т, (кри-
вые 1 и 2) обеспечивают своевременное и плавное про-
текание процесса самовоспламенения и сгорания, тогда
как топлива с большими Tj (кривые 4 и 5) воспламеня-
ются с большим запаздыванием, дают резкое нарастание
давлений и повышенные давления сгорапия.
Запоздалые вспышки и значительные скорости нара,- -
стания давления вызывают появление стуков и нару-
шают плавную работу двигателя.
48
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Большое влияние на период задержки самовоспламе-
нения и на весь процесс сгорания оказывает сте-
пень .концентрации кислорода (О2)
в камере сгорания.
большее давление pz и сокращает скорость нарастания
давления Др/Д(р.
Таким образом, с увеличением в топлпве количества
алкапов, с увеличением концентрации кислорода в ка-
Фиг. 16. Кривые нарастания давления для раз-
личных сортов топлива (при одинаковом угле
опережения впрыска).
По’опытпым данпым, полученным для широкого диа-
пазона концентрации кислорода (от 20 до 100%), ока-
залось (фиг. 17), что с повышением содержания кисло-
рода Tj уменьшается сначала резко, а затем более мед-
ленно '' и j постепенно асимптотически приближается
Фиг. 17. Влияние концентрации О2 на период
задержки.
Фиг. 18. Влияние содержания СО2 в воздухе на
период задержки.
Фиг. 19. Влияние присадки амилнитрата на сго-
рание: 1 — топливо с алкановым основанием; 2 —
топливо с циклановым основанием; пунктир — то-
пливо с присадкой.
к прямой, параллельной оси абсцисс; другими словами,
закон изменения Xi = f (Cq2) близок к гиперболиче-
скому.
В связи с сокращением Tj увеличение концентрации
кислорода приводит также к сокращению скорости
нарастания давления Др/ Д<р (за II фазу периода сго-
рания).
Увеличение содержания углекислого газа
СО3 в заряде воздуха приводит к увеличению периода
задержки самовоспламенения. Например, п.з фиг. 18
впдно, что при среднем pi = 6,1 кГ/см2 и увеличении
концентрации СО2 с 1 до 3% период задержки возра-
стает на 33%.
Присадка к топливу различных катализато-
ров сокращает и улучшает процесс сгорания. На
фиг. 19 показаны кривые изменения давлений при сго-
рании двух топлив: одного с алкановым (1) и другого —
с циклановым (2) осповапием с присадкой к обоим
амилнитрата. Как видно из кривых, присадка амил-
нитрата сокращает Xi (для топлива 2), уменьшает наи-
мере сгорания п, наконец, с введением катализаторов
Tj сокращается; наоборот, с увеличением в топливе
количества‘ароматиков, а также количества инертных
газов Tj удлиняется.
Физические факторы
К физическим факторам, оказывающим значительное
влияние па период задержки самовоспламенения, сле-
дует отнести давление п температуру
па впуске и в конце процесса сжатия и особенно сов-
местное их влияние (в конце сжатия).
Совместное влияние давления и температуры в ци-
линдре па и температуру самовоспламенения топлива
показано на фиг. 20 в функции от плотности воздуха.
Из графика впдно, что теоретически воспламенение
могло бы произойти в точке а при 285° С; однако прак-
тически воспламенение происходит у трех испытанных
двигателей с различными е при значительно более вы-
соких температурах (470, 600 и 670° С), т. е. при наличии
больших температурных перепадов.
ВОСПЛАМЕНЕНИЕ И СГОРАНИЕ ТОПЛИВА
49
При повышении давления на впуске
с ро до рк, т. е. при наддуве двигателя, повышается да-
Фиг. 20. Температура самовоспламенения
te и у трех различных дизелей в зависи-
мости от плотности уб и температуры воз-
духа t.
вление и температура воздуха в конце сжатия; поэтому
Tj сокращается, благодаря чему уменьшается скорость
нарастания давлений Др/ Дф и %.
Это подтверждается экспериментальными данными,
показанными на фиг. 21 для двух различных высоко-
Др
Фиг. 21. Зависимости —— и Л от
Д(р
Рк. Сплошные кривые—дизель № 1;
пунктирные —дизель № 2.
Фиг. 22. Изменение Tj,
др
—— и Л при работе ливе-
до
ля по винтовой характе-
ристике.
оборотных дизелей при gm4 = const и п = const. При
одновременном снижении рк, Тк и gm4 и работе дизеля
по винтовой характеристике, а также уменьшении
чисел оборотов Т;, й К снижаются (фиг. 22). Наконец,
согласно опытным данным, сокращению Tj способствуют
завихрения в камере сгорания, так как при этом улуч-
шается смесеобразование и условия теплопередачи
от воздуха к каплям топлива.
ротов топливного насоса пт. н, угол опережейия подачи
топлива Ъвпр, материал поршня и ряд других.
Увеличение степени сжатия е ведет к по-
вышению давления и температуры воздуха в конце
сжатия, а следовательно, и к сокращению периода
задержки воспламенения. На фиг. 23 показано для
Фиг. 23. Влияние ре на для s = 18 и 20.
предкамерного четырехтактного двигателя, работа-
ющего при 1350 об/мин, изменение периода ф{ п. к. в.
в функции от среднего ре для степеней сжатия е = 18
и е = 20. На фиг. 24 приведена зависимость ф^ п. к. в.
для двух различных топлив с цетановыми числами 40
и 60 от степени сжатия, из которой видно, что с повыше-
Фиг. 24. Влияние з на <р, для топлив
с Ц. Ч.
нием е период (р° сокращается, причем при е = 16
величина цетанового числа практически уже мало
влияет на величину (р?.
Наличие нагретых поверхностей
в камерах сгорания, как уже указывалось, приводит
к сокращению Сюда относятся неохлаждаемые встав-
ки вихрекамерных двигателей, частично охлаждаемые
предкамеры, накладки на поршнях, днища чугунных
Начало впрыска <р°к.в.
Конструктивные факторы
К числу конструктивных факторов, влияющих на
процессы самовоспламенения и сгорания топлива,
можно отнести степень сжатия е, конструкцию камеры
сгорания, тонкость распыливания топлива, число обо-
Фиг. 25. Влияние степени нагрева пред-
камеры на т^.
влияние степени нагрева предкамеры двигателя с ра-
бочим объемом в 1 л на период задержки самовоспламе-
4 Заказ 1630.
50
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
о
нения при горячей и холодной предкамере (прп
п = 1000 об/мин).
На фиг. 26 приводятся по опытам Т. М. Мелькумова
индикаторные диаграммы процесса сгорания, снятые
с двигателя при п = 1850 об/мин и д = 7,5 кГ/см?
при чугунном (2) и алюминиевом (7) поршне, из
примерно в 1,5 раза. Характер изменения кривой Xt —
= f (п) показывает, что повышение числа оборотов
сверх 1500 в мин приводит к незначительному сниже-
нию
При форсировке двигателя по числу оборотов увели-
чение ср? п. к. в. нежелательно, так как оно затягивает
Фиг. 26. Влияние материала порш-
ня на индикаторную диаграмму: 1 —
алюминий; 2 — чугун (при тех же
Pi и Si)-
которого видно, что при чугунном поршне, нагре-
том сильнее, чем алюминиевый, давление pz на
8 кГ/смъ ниже, а Др/Д <р составляет 5,2 кГ/см? град
вместо 7,0 кГ/c.v? • град у алюминиевого. Другими сло-
вами, чем горячее у двигателей днище поршня, тем
эффективнее происходит процесс сгорания.
Изменение числа оборотов,валика то-
пливного насоса оказывает значительное
влияние на Tj. По опытам А. И. Толстова и Н. В. Шми-
гельского, в бомбе с увеличением числа оборотов ва-
лика насоса тг по времени значительно сокращается
(фиг. 27). Но так как степень этого сокращения меньше,
чем увеличение числа оборотов, то период задержки
Фиг. 27. Зависимость -q и q>i от числа обо-
ротов топливного насоса.
процесс сгорания. Поэтому в этом случае надо сокра-
щать продолжительность подачи топлива за счет пере-
Фиг. 29. Влияние угла опережения впрыска на характеристику
индикаторной диаграммы.
воспламенения, выраженный в градусах поворота ва-
лика, т. е. <р{ п. к. в., возрастает. Действительно, если
при увеличении числа оборотов с 400 до 1500 в мин
Xi падает примерно в 2 раза, то q)i, наоборот, возрастает
жера и на более крупные сопловые отверстия (сохраняя
суммарное сечение сопловых отверстий одинаковыми).
Определенное влияние на процесс сгорания оказы-
вает закон подачи топлива gm — f (ф)>
выражающий зависимость количества топлива gmr
ТЕРМОХИМИЯ И ТЕРМОДИНАМИКА ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ
51
впрыскиваемого в цилиндр, по углу поворота коленча-
того вала, который непосредственно связан с измене-
нием давления впрыскивания. Из фиг. 28 видно,что
при крутом кулаке 1 за время <р$ будет подано больше
топлива (gj), что приводит к возрастанию рг и Др/Дер,
но зато и к сокращению периода догорания и расхода
топлива (что особенно важно для двигателей с надду-
вом). Наоборот, при пологом кулаке 2 величины
Pz и Др/Дер уменьшаются, но зато увеличиваются до-
горание и расход топлива.
Критерием, определяющим относительные количе-
ства топлива, поданного за период запаздывания вос-
пламенения, является' предложенный А. И. Толсто-
вым фактор динамичности цикла
__ (gm) г
(Вт)ц
где (gm), — количество топлива, поданное к моменту
воспламенения;
(gm)y — общее количество топлива, поданное за цикл.
Момент подачи топлива 0° п. к. в.
оказывает значительное влияние на период задержки
самовоспламенения и сгорания топлива. Как слиш-
ком ранний, так и слишком поздний впрыск топлива
приводит к увеличению задержки самовоспламенения.
Для каждого двигателя в зависимости от его основных
параметров, как известно, устанавливается оптималь-
ный угол опережения впрыска. Оптимальный угол
опережения впрыска обычно подбирается опытным
путем, причем стремятся обеспечить своевременное
начало и плавный характер протекания кривой давле-
ния процесса, а также получить минимальные значе-
ния Др/Д<р и не превзойти максимального давления
сгорания pz.
Из полученных на двигателе с наддувом серий раз-
вернутых индикаторных диаграмм с различными углами
опережения впрыска топлива (фиг. 29) видно, что оп-
тимальными по индикаторному к. п. д. и по плавности
протекания процесса сгорания являются кривые 4,
5, 6 и 7; кривые 8 и 9 соответствуют большим п. к. в.
и приводят к высоким значениям pz и (-“'1 max- Кри-
вые 3, 2 и 1 соответствуют слишком позднему впрыску,
вследствие чего тц двигателя резко падает, а Др/ Д<р
значительно (при низких значениях pz) возрастает.
Оптимальные значения удельного индикаторного рас-
хода топлива, являющегося косвенным показателем
совершенства процесса сгорания, обычно имеют место,
если воспламенение топлива происходит незадолго •
до в. м. т.
ГЛАВА III
ТЕРМОХИМИЯ И ТЕРМОДИНАМИКА ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ
1. ТЕРМОХИМИЯ ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ
Основным процессом рабочего цикла дизеля является
горение распыленного жидкого топлива, впрыскивае-
мого под большим давлением в цилиндр.
Жидкие топлива нефтяного происхождения, приме-
няемые в дизелях, состоят в основном из углерода С,
водорода Н и кислорода О; в некоторых сортах топлива
(особенно тяжелых) содержится также сера S. Содержа-
ние основных элементов в топливах различного проис-
хождения изменяется по весу в следующих пределах:
С а: 84 ч-88%; H^ll-f-14%; S ® 0,01 ч- 5% и
О ® 0,005 ч- 3%.
Примем элементарный весовой состав 1 кг нефтяных
дизельных топлив равным
C + H-|-S-|-O = l кг.
Процесс сгорания топлива состоит в окислении его
составных частей с выделением тепла.
Теоретически необходимое коли-
чество воздуха Lo для полного сгорания 1 кг
топлива определяется из стехиометрических соотно-
шений
, 1 / С Н S О \ кг-молъ .
0 0,21 ^12 4 ‘ 32 32 ) кг топл. ’
где 0,21— объемное (мольное) содержание О2 в воздухе;
— число кг-молей Ог, содержащихся в самом
топливе.
4*
Весовое количество
Lq = 28,95 Lg кг/кг топл, (18а)
где 28,95 — молекулярный вес топлива.
Объемное количество (при 20° С и 760 мм рт. ст.)
L'g^=2Af№iLgM?lKz топл, (186)
где 24,08 — объем моля в м3 при 20° С и 760 мм рт. ст.
Для дизельного топлива среднего состава С = 0,87;
Н = 0,126; О = 0,004 имеем:
LB = 0,495 - кг-моль £,' = 14,3----- ;
кг топл о кг топл
L =11,9-------- .
о кг топл
Если ввести так называемую характеристику
топлива рт
й 3-0,79 /„,S-°\
Pm =—g---IH-]----—I, (19)
то
^ = ^(°-79 + em)-^^; (18В)
для дизельного топлива указанного выше состава
рт —0,344.
52
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
В дизелях полное сгорание топлива возможно только
при некотором избытке воздуха для сгорания вслед-
ствие трудности осуществления совершенной смеси
механически распыленного жидкого топлива с кисло-
родом воздуха.
Коэффициентом избытка воздуха для сгорания а
называется отношение действительного количества мо-
лей воздуха L, находящегося в цилиндре, к теорети-
чески необходимому Lo для сгорания 1 кг топлива
оличество поступающего в цилиндр воздуха в ди-
зелях не зависит от нагрузки, тогда как количество
впрыскиваемого топлива пропорционально нагрузке
(при п = const). Следовательно, с уменьшением нагруз-
ки а увеличивается, что приводит к резкому падению
процентного содержания СО2 и Н2О за счет увеличения
содержания О2 (фиг. 30).
Следовательно, если пренебречь объемом жидкого
топлива незначительного по сравнению с объемом воз-
духа, то
г г а
L-aL«-
12 г 4 32
О \ кг-молъ
32 / кг топл
(20)
Согласно опытным данным, коэффициент избытка
воздуха для сгорания а на номинальном режиме из-
меняется в следующих пределах для дизелей:
Малооборотных....................1,8—2,2
Средне- и многооборотных.........1,7—1>3
С наддувом ......................1,7—2,2
Фиг. 30. Состав влажных (а) и сухих (б) продуктов сгорания
в зависимости от а.
Наименьшие значения а достигаются у дизелей с раз-
деленными камерами (а яа 1,4 -г- 1,3).
Количество продуктов полного сгорания 1 кг топлива
определяется из стехиометрических уравнений сгора-
ния (при а > 1,0). Общее количество про-
дуктов полного сгорания М одного кило-
грамма топлива
М = Л^СОг + мн2о + Mso2 + мо2 + mn2 =
С , Н , S , . кг-молъ
— Зр/Н—2~ + ад+(а — О,21)‘£'0 'кг топл ‘
О& пФ /ПиПЛ
Количество сухих газов Ме. г (после конденсации
водяных паров)
Мс. г = ^- + + (а - 0,21) Lo -к-г'молъ . (22)
12 32 кг топл
Приращение объема продуктов сго-
рания L.M происходит вследствие увеличения сум-
марного количества молекул газообразных продуктов
сгорания в результате химических реакций распада
молекул топлива и образования новых молекул
н
\М = М — a Lo = -£
О кг-молъ
32 кг топл
(24)
Если обозначить через Ма = 4 количество продуктов
сгорания 1 кг топлива с теоретически необходимым
количеством воздуха для сгорания (а = 1), то
М=Ма=1+(а-1)£0^Г= • (21a)
Следовательно, продукты сгорания при а > 1 пред-
ставляют собой смесь так называемых чистых продуктов
сгорания Ма = 4 с избыточным количеством воздуха
(а — 1) Lo.
Объемные доли отдельных компонентов влажных про-
дуктов сгорания СО”, Н2О”, So”, О' и N” могут быть
найдены из следующих выражений:
П0 _ vU2___ , тт ryt_ ____Н2О____ .
2 Ма=1+(а-1)Д0 ’ 2 Ма=1 + («-D ’
Таким образом, ДМ не зависит от а, а определяется
содержанием в топливе Н2 и О2.
Критерием оценки изменения числа молей газов в
О' = ——М°в — • N"=—^Na
3 Ма=1 + (а-1)Д0 ’ 2 Ма=1 + (а-1)Д0 ’
Следовательно, р0 всегда больше единицы и умень-
шается при увеличении а по кривой, имеющей гипербо-
лический характер (фиг. 31).
Расчетным (действительным) коэффициентом моле-
кулярного изменения называется отношение
ТЕРМОХИМИЯ И ТЕРМОДИНАМИКА ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ
53
_M+Mr p0 + Yr
р L-\-Mr 1+Yr ’
(26)
в котором приняты во внимание, помимо свежего за-
ряда и продуктов сгорания, также и остаточные газы
уг; у дизелей |3 1,03 1,04.
Если обозначить через х долю топлива, сгоревшего
к данному моменту, то расчетный коэффициент молеку-
лярного изменения в какой-либо промежуточный мо-
мент процесса сгорания будет равен
+ <27)
Следовательно, на линии сжатия, где х = 0, = 1;
на линии расширения по окончании сгорания топлива
X = 1 и Рх = р.
2. ТЕПЛОЕМКОСТЬ ВОЗДУХА И ПРОДУКТОВ
СГОРАНИЯ
Теплоемкость газов изменяется в процессе сгорания
вместе с изменением температуры и состава рабочей
смеси. В тепловых расчетах удобнее всего использовать
средние мольные теплоемкости — изобарную (при
р = const) и изохорную cv (при V — const); разность
между ними, как известно, есть величина постоянная,
равная для одного моля *
____ ккал
Ср—с® =1,986------д .
моль град
Значения средних мольных изобарных теплоемкостей
составных частей продуктов сгорания и сухого воздуха
в интервале температур от 0 до 2500° С по данным ВТИ
приведены в табл. 2.
Таблица 2
Средние мольные изобарные теплоемкости
составных частей продуктов сгорания,
ккал/моль °C
i, ° С О2 Na СОа НаО со Воздух сухой, Ср «Чистые» продук- ты сгорания Ср (при а=1)
0 6,992 6,954 8,565 8,001 6,956 6,994 7,284
100 7,055 6,961 9,103 8,059 6,969 6,963 7,370
200 7,149 6,981 9,568 8,149 6,999 6,998 7,461
300 7,261 7,018 9,973 8,258 7,050 7,051 7,556
400 7,375 7,070 10,330 8,381 7,115 7,115 7,657
500 7,484 7,133 10,646 8,510 7,189 7,183 7,764
600 7,586 7,201 10,928 8,695 7,267 7,262 7,869
700 7,679 7,273 11,181 8,787 7,345 7,338 7,973
800 7,763 7,344 11,408 8,931 7,421 7,411 8,073
900 7,840 7,413 11,612 9,078 7,494 7,481 8,171
1000 7,910 7,479 11,797 9,224 7,563 7,547 8,261
1100 7,974 7,542 11,966 9,369 7,628 7,610 8,349
1200 8,033 7,602 12,119 9,512 7,689 7,669 8,431
Продолжение табл. 2
1, ° с О2 N’a со2 н2о СО Воздух сухой, ср «Чистые» продук- ты сгорания Ср (при а = 1)
1300 8,088 7,659 12,258 9,651 7,745 7,725 8,508
1400 8,139 7,713 12,386 9,787 7,799 7,778 8,582
1500 8,188 7,763 12,503 9,918 7,848 7,828 8,651
1600 8,234 7,810 12,611 10,045 7,894 7,874 8,715
1700 8,278 7,854 12,711 10,169 7,937 7,918 8,775
1800 8,320 7,895 12,803 10,287 7,978 7,958 8,832
1900 8,361 7,934 12,888 10,399 8,016 7,997 8 887
2000 8,400 7,971 12,967 10,508 8,051 8,035 8,938
2100 8,438 8,006 13,040 10,613 8,085 8,070 8,986
2200 8,475 8,039 13,108 10,713 8,116 8,103 9,031
2300 8,511 8,070 13,171 10,809 8,146 8,135 9,075
2400 8,547 8,099 13,230 10,902 8,174 8,165 9,100
2500 8,581 8,126 13,284 10,991 8,201 8,194 9,153
Определение теплоемкости продуктов сгорания на
основании табличных данных как смеси ряда компонен-
тов можно упростить, учитывая, что применяемые
в дизелях сорта топлива имеют примерно одинаковый
элементарный состав.
При сжигании таких топлив с теоретически необходи-
мым количеством воздуха (а = 1) образуются «чистые»
продукты сгорания Л/а=1, состав которых, а следова-
тельно, и теплоемкость, мало отличается друг от друга
для различных сортов топлива. Поэтому значения тепло-
емкостей «чистых» продуктов сгорания для топлива
среднего состава можно подсчитать заранее и затем
рассматривать продукты сгорания при любом а > 1
как смесь только двух составляющих: «чистых»
продуктов сгорания Ма=1 и избыточного воздуха
(а — 1) Lo.
Для дизельного топлива среднего состава (С = 0,87;
Н = 0,126 и О = 0,004) общее количество продуктов
сгорания при а = 1
^а_1= С Н 179£ --0-
а—1 12 2 кг топл
где £о — 0,495 кг-молъ/кг топл.
Результаты подсчета средних мольных теплоемкостей
продуктов сгорания при а = 1 приведены в последнем
столбце табл. 2.
По данным таблицы, на фиг. 32 и 33 нанесены кривые
зависимостей средних и истинных мольных изобарных
теплоемкостей сухого воздуха и «чистых» продуктов
сгорания топлива от температуры в интервале от 0 до
2500° С.
При пользовании табличными значениями средней
теплоемкости для промежуточных значений температу-
ры теплоемкость определяется линейной интерполяцией
табличных значений, что представляет некоторое не-
удобство. Если же пренебречь несколько меньшей
54
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
точностью, то расчеты можно упростить, заменяя истин-
ный закон изменения средней теплоемкости прибли-
женной линейной зависимостью вида
с р — о, —Ы.
Произведя замену, как это показано на фиг. 32 и 33,
в интервале от 0 до 1900° С, получим приближенные
Фиг. 32. Зависимость мольной изобарной тепло-
емкости сухого Воздуха от температуры.
формулы для определения средней мольной теплоем-
кости сухого воздуха от 0° К до Т° К в ккал/моль °К
= 6,59 +0,0006 7’, (28)
= 4,60+ 0,0006 Т, (28а)
Фиг. 33. Зависимость мольной изобарной тепло-
емкости «чистых» продуктов сгорания (при а =
= 1) от температуры.
и для «чистых» продуктов сгорания (а = 1) топлива
^ = 6,88 + 0,00086 7’, (29)
с' =4,89 +0,00086 7’. (29а).
Наибольшая погрешность при этом составляет: для
воздуха около 0,7% и для «чистых» продуктов сгорания
около 0,9%.
В результате сгорания топлива при а > 1 в цилиндре
образуется газовая смесь, состоящая из «чистых» про-
дуктов сгорания и воздуха. ,
Определим теплоемкость смеси для произвольного
момента сгорания, когда доля сгоревшего топлива
равна х. Так как количество остаточных газов относи-
тельно невелико, то можно принять, что они состоят
(1 \
(1------------------------------------------------1
СЬ" у
воздуха. Тогда общее количество «чистых» продуктов
сгорания будет
Г . Я/Г —
Lox-\-x\M 4—-2-=Л0
. , \М\ . 1
l + -f— ®+Yr •
Ьо /
Отношение ИМ/Lo для данного сорта топлива яв-
ляется постоянной величиной; например, для топлива,
принятого выше среднего состава
AM _ 0,0316
£0 ~ 0,495 -
0,064.
Следовательно, если обозначить (1 -|—у— I через
\ )
т, то количеств^ «чистых» продуктов сгорания в данный
момент равно
Л0(та: + уг),
а количество воздуха в этот же момент ,
a Lo Lax + МГ-----7/0 [ а (1 +уг) — (х +Yr) ] •
Средняя мольная изобарная теплоемкость смеси
для данного момента рабочего процесса может быть
определена исходя из правил смешения
(m^ + Yr) c* + [g (i+y^-^+v,.)]^
« (l+Yr)+(m —1) x
Для процесса сжатия х = 0, следовательно,
Y ,% + [« (l+Yr)~Vr]
a (1+Yr)
— аг>с Н- Ъс,Т.
(31)
Для точки z процесса сгорания х = xz, следовательно,
(ma:z+Yr) % +
-/ +[«(l+Yr)-(^+Vr)]% п .,т
4 = a(1+Yr) + (w-l)^ + (32)
Для конца процесса сгорания х = 1, следовательно,
(w+Yr)% + (“-l)(l+Yr)^
4 =--------a(1+Yr) + (^ij------=^ь + ЪьТ. (33)
Кроме вышеприведенных формул, применяются иногда
упрощенные, в которых пренебрегают коэффициен-
том молекулярного изменения, а также коэффициентом
остаточных газов [4].
Помимо средних теплоемкостей приходится пользо-
ваться также значениями истинных мольных тепло-
емкостей (cv и ср) и определять их для смеси газов в
цилиндре (фиг. 32 и 33).
ТЕРМОХИМИЯ И ТЕРМОДИНАМИКА ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ
55
Замена каждой кривой для большей точности произ-
ведена в двух интервалах температур.
Истинная мольная изохорная теплоемкость сухого
воздуха в ккал/моль °К для интервала температур
от 273 До 1200° К с'=4,5+0,0014+; (34)
от 100 до 2100° К с' =5,11+0,008 Т. (34а)
Истинная мольная изохорная теплоемкость «чистых»
продуктов сгорания в ккал/молъ °К для интервала
температур:
от 273 до 1200° К с'= 4,76+ 0,002 Г. (35)
от 900 до 2100° К с" =5,66 + 0,0011 Т. (35а)
Изобарные теплоемкости (при р = const) опреде-
ляются из
Ср = с„ +1,986.
3. ТЕРМОДИНАМИКА ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ.
ВЗАИМОСВЯЗИ МЕЖДУ ПАРАМЕТРАМИ
ПРОЦЕССОВ СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ
Между параметрами индикаторной диаграммы на
линиях сжатия и расширения (фиг. 34) может быть
установлена взаимосвязь, если исходить из характери-
Фиг. 34. Индикаторная диаграмма цикла
со смешанным подводом тепла.
стического уравнения и считать количества газа на
линиях сжатия и расширения постоянными (но не рав-
ными); например, для начальной точки а
р Т
P = <36)
ех 1 а
где р и Т — параметры линии расширения;
Рх — текущее значение расчетного коэффи-
циента молекулярного изменения;
ex=Vz/Vc — текущая степень сжатия.
Для точки z диаграммы смешанного цикла
о о Уг
Рх —Pz и 8х — -==---Q,
и с
следовательно,
е Г
. Pz — Ра Pz ~~ • (36)
Q 1 а
Для точки Ь диаграммы
8х = е.и Рх = Р,
поэтому
„ ть
РЬ — Ра Р .
* а
Для точки с диаграммы
Рх = 1 и ех = 1,
поэтому
т
Рс — Ра 8 -=г~ .
* а
Заменяя в формуле (36) согласно последнему соотно-
в ра рс ___
шеншо ~~— = , получим уравнение, устанавли-
-* а с
ваюгцее связь между параметрами сгорания и расшире-
ния и параметрами конца сжатия.
Для смешанного цикла при
Рх = Р и 8x = -^- = q
получим
Pz pz Т Z
Pc Q Т с
Следовательно,
Xq=Pz^; (38)
последнее выражение используется при определении
Tz.
'i. КОЭФФИЦИЕНТЫ ВЫДЕЛЕНИЯ
И ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕПЛА
При термодинамическом рассмотрении процесса сго-
рания смешанного цикла сложная кривая зависимости
р = f (V) или р = / (<р°) заменяется изохорой (су)
и изобарой (yz) (фиг. 34); участок сгорания от точки
с до точки z называется периодом видимого сгорания.
Тепло, выделяющееся при сгорании топлива, исполь-
зуется для совершения работы и повышения внутрен-
ней энергии рабочего тела; однако действительный про-
цесс сгорания сопровождается неизбежными потерями
на неполноту сгорания, на отдачу тепла стенкам и на
диссоциацию; неполнота сгорания (за период cz) при-
водит к догоранию топлива на линии расширения.
Критерием количества тепла, выделяющегося при
сгорании топлива, является коэффициент выделения
тепла
_ Qh (Qh- с+ Qducc)
Z~‘ ’ (39)
который учитывает потери тепла от неполноты сгорания
QH. с и от диссоциации продуктов сгорания Qoucc-
Коэффициент % (фиг. 35) зависит от совершенства про-
цесса воспламенения и сгорания и возрастает от % = 0
(точка начала подвода тепла) до наибольшего значения
% = 1 (в конце процесса догорания z' на линии расши-
рения). Потерей на диссоциацию обычно пренебрегают,
так как в дизелях она становится заметной только при
температурах выше 2200° К.
56
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Потери тепла через стенки в охлаждающую воду
Qw имеют место на всем протяжении процессов сгора-
ния — расширения; на фиг. 35 эти потери условно
показаны заштрихованной площадью 0'344'.
Доля низшей теплотворной способности топлива
QH, которая может быть использована на повышение
внутренней энергии рабочего тела и на совершение
расширения, когда количество выделяющегося тепла
вследствие догорания топлива полностью компенси-
руется отдачей тепла в стенки (например, в точке 2
на фиг. 35). При дальнейшем расширении газов на
участке 2—3 теплоотдача в стенки превышает ;.тепло,
выделяемое при догорании, в результате чего коэффи-
циент уменьшается. Обычно принимают, что процесс
Фиг. 85. Изменение коэффициента использования тепла по ходу поршня.
механической работы, оценивается коэффициентом ис-
пользования тепла
1 = , (39а)
'/н
который включает все потери тепла за процесс сгора-
ния — расширения (фиг. 35); для произвольной
точки линии сгорания — расширения можно, следова-
тельно, записать, что
IQh — xQh— Qw (40)
Другими словами, кривая (01234) использования
тепла § Qh — /(F) получается в результате вычита-
ния из кривой (01'2'3') выделения тепла % (?н = f (V) —
потерь тепла в охлаждающую среду Qw; эта же кривая
в долях от QH выражает закон изменения коэффициента
использования тепла § = /(F).
Для конца видимого сгорания (точка z)
Qh = %z Qh Qwzi
для конца процесса расширения (точка Ь)
Sb Qh — %b Qh, Qwb-
Количество тепла, отдаваемое стенкам Qw, от момента
начала сгорания непрерывно растет, достигая макси-
мального значения в конце процесса расширения.
Коэффициент использования тепла достигает своего
максимального значения gmax в тот момент процесса
догорания заканчивается (например, в точке 3), если
к этому моменту выделилось 97—99% всего тепла (мо-
мент окончания процесса догорания может быть опре-
делен также из энтропийной диаграммы). На участке
3—4 имеет место исключительно теплоотдача в стенки;
в многооборотных дизелях, а также при несовершенном
сгорании топлива, догорание может продолжаться и
до конца процесса расширения.
Пределы изменения действительных значений коэф-
фициента § для дизелей, работающих на номинальном
режиме, составляют
0,30->0,60;
gb«* 0,80 -5-0,90;
gmax 0,85 -5- 0,95,
где меньшие значения относятся к многооборотным
дизелям.
5. УРАВНЕНИЕ СГОРАНИЯ
СМЕШАННОГО ЦИКЛА
Принимая, что:
а) процесс сгорания происходит сначала при F =
= const, а затем при р = const и заканчивается
в точке z;
б) состав газов на линии расширения zb является
постоянным и соответствует условиям полного сгора-
ния;
ТЕРМОХИМИЯ И ТЕРМОДИНАМИКА ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ
57
в) сравнительно незначительной разницей между
тепловыми эффектами реакций при температурах Тс ti
То можно пренебречь;
г) теплоемкость продуктов сгорания cv ti остаточных
газов cv одинаковы.
Можно написать на основании первого закона термо-
динамики уравнение баланса тепла для
линии сгорания cyz
7.zQh—Qwz — Uz — &c + ^4-+z
или
IzQh = Uz-Uc + ALcz, (41)
где Uc и Uz — внутренние энергии свежего заряда и про-
дуктов сгорания при температурах в
точках с и z.
В развернутом виде для цикла смешения сгорания
уравнение (41) примет вид
% ^н + ^+^г) С1> 7’с= (^ + -^7-) CV^z~^^yz- (42)
После подстановки характеристического уравнения
и перегруппировки членов получим окончательное вы-
ражение уравнения сгорания смет а‘н-
ного цикла
+1-986) Тс + уг р'и + 1,986) Го =
= P2(1+YrK7\- (43)
а также в виде
^c = ₽z(l+Yr)fc-^-Vz-(43a)
При малых значениях + 0,05 (что имеет место
в четырехтактных двигателях, особенно при продувке
камеры сгорания) можно без особой погрешности при-
нять ,что cv cv; тогда уравнение сгорания в упрощен-
ном виде
^1+Чг) + + 1’986)
При подстановке численных значений все виды урав-
нений сгорания приводятся к квадратному уравнению
относительно искомой температуры Tz
AT*+BTZ — C = O,
которое удобнее всего решать методом последователь-
ных приближений.
Если принять во внимание, что в реальном цикле
сгорание не заканчивается в точке z, а имеет место
догорание на линии расширения, то для получения
параметров, близких к реальным, в уравнении сгорания
следует принимать значения, соответствующие полному
выделению тепла за цикл, т. е. значение Вместе с
тем на линии расширения надо, кроме того, учесть
процесс догорания соответствующим выбором значе-
НИЯ 72g.
Так как при расчете рабочего процесса обычно за-
даются величиной X или, другими словами, наибольшим
давлением сгорания pz = Л. рс (являющимся одним
из главных конструктивных параметров), то, распо-
лагая величиной Tz, можно определить степень предва-
рительного расширения из уравнения
A Tz_
К Тс
(45)
Ориентировочные значения рг и Tz при номинальной
нагрузке составляет для дизелей:
р2 кГ/с.и2
Тг, °к
Малооборотных.............. 50—70
Средне- и высокооборотных 60—120
С высоким наддувом .... 100—150
1700-1900
1800—2000
1900-2200
6. ДИНАМИКА ТЕПЛОВЫДЕЛЕНИЯ
В настоящее время еще нет обоснованных физико-хи-
мических методов расчета на участке процесса сгорания
топлива.
Поэтому на практике для анализа преобразования
тепловой энергии в цилиндре дизеля в механическую
с успехом используют индикаторную диаграмму, спе-
циальная обработка которой дает возможность опреде-
лить с достаточной точностью количество и динамику
подвода тепла к рабочему телу, а также полезно
использованное в цикле тепло.
Другими словами, в результате обработки диаграммы
удается получить ряд качественных и количественных
показателей совершенства осуществления процесса
сгорания топлива в дизеле.
Наличие характеристик активного тепловыделения
дает возможность исследовать, с одной стороны, связи
между процессами сгорания и тепловыделения, и,
с другой, —связи между тепловыделением и параме-
трами рабочего процесса дизеля за период сгорания —
расширения.
На фиг. 36 показаны в функции от угла п. к. в. ти-
пичное протекание кривых (выраженных в относитель-
58
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
ных долях х от всего располагаемого тепла gm. ц ()н,
вводимого за цикл с топливом): выгорания топлива
х = / (ф), потерь тепла в охлаждающую воду xw =
= / (ф) и активного тепловыделения xi = / (ф), а
также соответствующие им кривые интенсивности вы-
горания топлива = / (ф), потерь в охлаждающую
воду = / (ф) и активного тепловыделения —
= / (ф)Ф
Кривая интенсивности выгора-
ния (закон выгорания) топлива - = / ( ф) харак-
теризует протекание выделения тепла в функции от
угла п. к. в., т. е. преобразование химической энергии
топлива в тепло. Закон выгорания топлива практически
соответствует скорости преобразования тепла в функции
от времени, поскольку он определяет для каждого мо-
мента времени количество выгорающего топлива.
Кривая интенсивности теплопо-
т е р ь = / (ф) характеризует протекание кри-
вой отдачи тепла от рабочего тела в стфши за время
сгорания—расширения или притока тепла от стенок (на-
пример, в начале процесса сжатия). В' противополож-
ность процессу выгорания топлива, протекающего за
относительно небольшой отрезок времени процесса сго-
рания, теплообмен со стенками имеет место в продол-
жение всего цикла.
Кривая интенсивности'активного
т е-п ловыделения (закон сгорания) =
— / (ф) характеризует совместное воздействие на ра-
бочее тело подвода тепла вследствие выгорания топлива
и отвода тепла в стенки (за время процесса сгорания)
dxi dx dx^
dtp dtp dtp ’
(46)
где знак минус указывает на отвод тепла от рабочего
тела.
Интегральная функция закона сгорания или кривая
активного тепловыделения xi = / (ф) может быть
получена непосредственно из обработки индикаторной
диаграммы, которая должна быть снята с двигателя
с возможно большей точностью. В технической литера-
туре имеется ряд методов обработки диаграмм для
получения кривых xi = / (ф). Один из наиболее про-
стых методов, впервые предложенный Н. В. Инозем-
цевым [10], базируется на использовании первого
закона термодинамики: количество тепла, выделяю-
щегося при сгорании за элемент времени, равно
dQx = dU -}~ApdV -[-dQw -^ dQgucc,
где dU — изменение внутренней энергии газа;
ApdV—тепло, эквивалентное механической работе
расширения;
dQw — потеря тепла на теплопередачу;
dQdv.cc — потеря тепла на диссоциацию продуктов
сгорания.
Ввйду сложности зависимости р = f (V) интегриро-
вание выполняют графически по отдельным участкам
(на которые разбивают индикаторную диаграмму),
при этом величина участков не должна превышать
5° угла п. к. в. Тогда количество тепла, выделяющегося
при сгорании в относительных долях х от всего тепла,
вводимого на цикл, равно
х= | V РуУ*-----Р1^1 | | I
ёт. vQh ёт. hQh I к — 1 /
\ 1 /
+ + (47)
Ц\£Н 67П‘ ЦУН
ИЛИ
х = х$ -|“ + &дисс* а)
где pi Vi и р2 У2 — давления и объемы соответственно
в начале и в конце рассматриваемого
участка;
к — среднее значение показателя адиа-
баты на участке;
L — работа газов от начала сгорания до
конца рассматриваемого участка;
gm. 14 — количество топлива, подаваемое за
цикл, кг.
В виду того что нет надежных формул для опреде-
ления величин xw и xqucc, целесообразнее их учиты-
вать так называемым коэффициентом использования
тепла реального процесса
__ xi .
£ •t'i + t^ducc
(48)
последний может быть выбран достаточно обоснованно,
так как в любой момент сгорания он определяется толь-
ко относительными потерями в стенку и на диссоци-
ацию; в расчетах рабочего процесса могут быть приняты
средние значения ф >=« 0,92—0,96.
Исходя из кривой xi = f (ф), можно, задавшись
величиной ф (или двумя его значениями для начала и
конца сгорания), получить кривую х = /г (ф)
<=« (1,08 4- 1,04) xi, т. е. кривую количества тепла,
выделяющегося при сгорании топлива.
Кривые относительных скоростей сгорания
можно получить путем
dt
цирования кривой х = / (ф),
Дя_ _ xi + 1 хз 1 .
Дф Дф град '
dx
d ф
или
графического дифферен-
а также по формулам
\х . Да: 1
-— = 6га -------------.
At Дф сек
Тогда действительная скорость тепловы-
деления (сгорания) может быть определена из
AG _ \х gm. ц кг-молъ
At ~ Дф Pm V м3 • сек
(49)
где рт — кажущийся молекулярный вес топлива;
V — текущее значение объема цилиндра;
ёт. ц — расход топлива на цикл.
Формула Иноземцева является приближенной и мо-
жет быть использована только для предварительных
расчетов, так как в ней не учитывается внутренняя
химическая энергия рабочего тела; принимается, что
количество свежей смеси продуктов сгорания меняется
по линейной зависимости от угла п. к. в. и др.
Уточненная методика построения кривых тепловы-
деления, пригодная для процессов как с постоянным,
так и переменным количеством и составом газа, была
предложена 3. С. Мацем [14]. На фиг. 37 приведены
полученные 3. С. Мацем кривые активного тепловы-
деления xi = /(ф), а также кривые интенсивности
тепловыделения = / (ф) Для ряда дизелей раз-
dtp
ТЕРМОХИМИЯ И ТЕРМОДИНАМИКА ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ
59
личных по конструкции и степени быстроходности (п =
= 200—1700 об/мин). На диаграммах отражается вли-
яние комплекса физических и химических явлений
на процесс сгорания; это влияние особенно сильно
выражено на диаграммах интенсивности процессов
тепловыделения (фиг. 37, б). Сопоставление ха-
рактеристик тепловыделения двух дизелей, сравни-
Фиг. 37. Кривые активного выделения тепла (а)
и интенсивности выделения тепла (б): 1 —Д50;
2— Д100; 3 — В2; 4 — ЮМО-4; 5 — оп. 2т; в —
компрессорный, малооборотный.
тельно тихоходного (Д50) и быстроходного (ЮМО-4),
показывает, что несмотря на то, что условия в начале
активного тепловыделения у них примерно одинаковы
протекание характеристик тепловыделения существен-
но различны. Если у Д50 имеет место медленное тепло-
выделение, далеко затягивающееся на линию расши-
рения, то наоборот у ЮМО-4 имеет место плавное и
быстрое выделение тепла, что значительно выгоднее
для рабочего процесса. На табл. 3, 4 даны дополни-
тельные данные по показателям тепловыделения для
различных дизелей.
В табл. 4 приведены опытные данные по относитель-
« „ //о*
нои максимальной скорости сгорания - тах для
Таблица 3
Данные по динамике тепловыделения
Параметры Четырех^- тактный опытный Д50 ЮМО-4
Геометрическая степень сжа- тия 15,6 12 17
Число оборотов п в минуту 1600 740 1700
Коэффициент избытка воз- духа а 2,02 1,93 1,3
Индикаторный к. п. д. гц 0,41 0,41 0,434
Относительный к. п. д. ц g 0,70 0,75 0,77
Коэффициент использования тепла g в точке b 0,90 0,86 0,85
То же к моменту Тшах--- 1 max 0,56 0,76 0,70
То же к моменту ртах. • ? р. max 0,26 0,28 0,22
Угол опережения впрыска 0° п. к. в. 25 21 7,5
Индукционный период <pt п. к. в. 21 10 5
Доля топлива, впрыснуто- го за индукционный период <Pi 0,89 0,23 0,16
Степень повышения давле- ния X 1,54 1,54 1,28
Скорость нарастания да- Др вления 3,4 1,0 1,95
Таблица 4
Данные по относительной скорости сгорания
Тип дизеля нпж/до ‘и а / dx\ Id q> Imax 1 Примечание
°п. к. в.
к Д50 ' 740 1,93 0,023 Четырехтакт- ные
«Дейц» 305 2,12 0,030 То же
414,5/20,5 1050 1,74 0,048 »
414,5/20,5 1050 1,64 0,061 С камерой в поршне
425/34 500 1,95 0,067 То же
425/34 500 1,8 0,042 —
Д100 720 1,93 0,047 Двухтактные
ЮМО-4 1700 1,30 0,062 Тоже
60
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
ряда дизелей. Из таблиц видно, что: 1) четырехтактные
дизели с камерой сгорания в поршне ЦНИДИ имеют
благодаря объемно-пленочному смесеобразованию и
организованному завихрению заряда примерно в 1,5 раза
большую относительную скорость сгорания по сравне-
нию с теми же дизелями, имеющими открытые к
сгорания; 2) двухтактные высокооборотные дизели
с интенсивным вихреобразованием (например, ЮМО-4)
имеют большие значения чем среднеобо-
\ аф ушах’
ротные (Д100).
Систематизация и обобщение большого количества
экспериментальных данных по динамике тепловыделе-
ний дала возможность предложить ряд приближенных
способов теоретического расчета и построения кривых
закона сгорания топлива, как, например, способов
К. Неймана, В. К. Кошкина, И. И. Вибе, К. И. Ген-
кина, Б. М. Гончара, Н. В. Иноземцева, Н. С. Аку-
лова и др. К сожалению, все указанные способы обыч-
но применимы только для определенного, узкого класса
двигателей и требуют, кроме того, знания, ряда допол-
нительных экспериментальных данных по процессу
сгорания.
7. ПРОЦЕССЫ РАСШИРЕНИЯ
ПРОДУКТОВ СГОРАНИЯ
За время процесса расширения происходит интен-
сивная отдача тепла от газов в стенки. В первой фазе
процесса расширения имеет место обычно догорание
топлива, а также частичное восстановление продуктов
диссоциации, в результате чего осуществляется до-
полнительный приток тепла к рабочему телу; в связи
с этим значения показателя политропы расширения
«2 в первой фазе приближаются к значениям и2
««1,15—1,10. Во второй фазе процесса основное влияние
на показатель «2 оказывает интенсивная отдача тепла в
охлаждающую цилиндр воду, вызывающая повыше-
ние показателя до 1,5 4- 1,6 (в конце процесса). Так
же как и на линии сжатия, при расчетах кривая процесса
расширения принимается за политропу со
средним постоянным показателем
«2, значение которого при. номинальном режиме соста-
вляет у дизелей:
Высокооборотных с неохлаждаемыми пор-
шнями ..........................1,25—1,15
Малой и средней оборотности с охлаж-
даемыми поршнями ............. 1,30—1,20
На величину среднего показателя га2 оказывает вли-
яние ряд факторов. С увеличением числа оборотов п
показатель п2 уменьшается, так как сокращается время
теплообмена со стенками, догорание распространяется
на большой участок линии расширения и, наконец,
уменьшается потеря газа через неплотности.
С увеличением нагрузки ре (при п = const) показа-
тель пз возрастает, так как при этом увеличивается
количество и температура продуктов сгорания. С умень-
шением объема рабочего цилиндра Vs (при S/D =
=const) показатель «2 возрастает, так как увеличивается
F
—, благодаря чему увеличивается теплоотдача от
газов в стенки. При уменьшении S/D (при = const),
F
например в короткоходовых дизелях, - снижается
и, следовательно, показатель тг2 уменьшается.
Давление в конце расширения ръ найдем из уравнения
политропы
Рь=Рг^г
50)
Температуру конца расширения Ть найдем из
(50а)
Давление ръ и температура Ть составляют примерно
для дизелей:
Высокооборотных . . .
Малооборотных . . . .
кГ/СМ.2
3,5-6,0
2» 5-3,5
ть, °к
1000 — 1200
900—1000
Меньшие значения рь и 7), у малооборотных дизелей
объясняются большей степенью расширения б продук-
тов сгорания и меньшей температурой Tz.
Значение среднего показателя политропы расширения
/г2 может быть определено аналитически, исходя из
уравнения баланса тепла за период расширения [4J;
при этом принимается, что после точки z (см. фиг. 34)
происходит догорание невыделившейся части топлива,
которое заканчивается в точке Ъ.
Из уравнения баланса тепла за период расширения
находим
1,986
я2—1 =
-------------------L------ , (51)
<2H(gb-gz) pz т
л(1+Уг)р+Т(^+ЬгТг} т*~
— (а^ь ЪьТь) Ть
где <2H(lb — gz) — суммарный теплообмен на линии
расширения вследствие догорания и теплоотдачи
в стенки (отнесенный в 1 кг топлива).
После подстановки соответствующих численных зна-
чений уравнение может быть приведено к виду
А-1,986 ТЬ ‘ ,,9.
В-(аЪь + ЬьТь)Ть ' ' ’
Это уравнение решаем совместно с уравнением поли-
тропы расширения
методом последовательных приближений.
Работа на линии расширения Q° на 1 кг
топлива определяется из выражения
ga = l,986-e-~1 (53)
х 4 g ра кг топл
Где р2 _ среднее давление за ход расширения, кГ/см1.
Полная работа замкнутого цикла Q находится как
разность между работами на линии расширения Q% и
на линии сжатия Qr
„„ е— 1 L (14-Уг) Та ккал
(? = (?2_(?1 = 1,986-^-к у/ (54)
ИЛИ
Q = 1,986 LT°p-i-, (54а)
Пн Ро
где разность р% — Pi~ Pi кПсм3 называется средним
индикаторным давлением.
ТЕРМОХИМИЯ И ТЕРМОДИНАМИКА ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ И РАСШИРЕНИЯ
61
8. ПРОЦЕСС ВЫПУСКА
ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
У ЧЕТЫРЕХТАКТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Период выпуска подразделяется на три фазы: свобод-
ного выхлопа, с момента открытия выпускных клапа-
нов до н. м. т.; вытеснения продуктов сгорания поршнем
при движении его от н. м. т. до в. м. т. (IV такт);
удаление продуктов сгорания за счет отсасывающего
действия потока выхлопных газов.
Процесс выпуска сопровождается гидравлическими
потерями давления Дрг газовыпускной системы
дРг = дРг + дРг + дРг”»
где Др' — потери в выпускном клапане и газоотводя-
щем канале в крышке;
Др3 — потери в выпускном коллекторе и трубо-
проводе;
Др" — потери в различных устройствах на выпуске
(глушитель, газовыпускная турбина, ути-
лизационный котел).
Потери давления в выпускном клапане Дрг могут
быть определены из выражения
КГ/СМ2’ (56)
где m а» 0,6 ч- 0,8 — коэффициент скорости;
RT
vs ~ ---удельный объем газов, м3/кГ:
РгЮ4
«=* 40 -г 70 — средняя скорость газов в кла-
панах, м/сек.
Потеря давления в выпускном трубопроводе может
быть подсчитана исходя из размеров выхлопного кол-
лектора и трубопровода и скорости газов. При нормаль-
ной длине выпускного трубопровода потери не должны
быть выше
Др* <0,015 4-0,020 кГ/см?,
т. е. 150 4- 200 Л1Л1 вод. ст.
Средние скорости газов в коллекторе и>г составляют
у дизелей (м/сек):
Малооборотных................... 20—40
Среднеоборотных ................ 40—80
С газотурбинным наддувом .... 80—120
(и выше)
Потеря давления в устройствах на выхлопной си-
стеме достигает
Др8 «=«0,10 ч-0,30 кГ/см2.
Увеличение противодавления в выпускной системе
приводит к возрастанию насосных потерь и у, и к
уменьшению коэффициента наполнения т]и.
Приближенное значение средней темпера-
туры отработавших газов может быть
определено исходя из баланса энергии для процесса
истечения газов
к РЬ
(55)
где к" = — средний условный показатель адиа-
сг>
баты расширения; для продуктов
сгорания можно принимать к" «==«
=« 1,35.
Если рассматривать процесс истечения газов как
политропный, то температура отработавших газов
может быть определена также по формуле
пе — 1
П° . .
\ Рг ]
Средняя температура отработавших газов ts на но-
минальном режиме составляет у дизелей (°C):
Четырехтактных:
малооборотных................ 350—450
высокооборотных с наддувом 450—600
Двухтактных:
малооборотных................... 200—400
высокооборотных.............. 350—500
Средняя температура газовоздупшой смеси
Тем
(*Ра ср^а
(57)
(<Ра~ И-РоК
где Ро — химический коэффициент молекулярного
изменения;
Фа — коэффициент продувки; он составляет у ди-
зелей:
Четырехтактных с продувкой
камеры сгорания............(₽а “ 1.15 — 1,05
Двухтактных!............... <ра ~ 1,8 —1,4
Фиг. 38. Зависимость мгновенной тем-
пературы выхлопных газов четырех-
тактного дизеля от угла п. к. в. при раз-
личной нагрузке.
На фиг. 38 показана зависимость мгновенной темпе-
ратуры отработавших газов от нагрузки, полученная
на четырехтактном двигателе.
1 Подробнее см. гл. IV данного раздела.
62
рабочий процесс дизеля
ГЛАВА IV
ВЫПУСК И ПРОДУВКА ДВУХТАКТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
1. СИСТЕМЫ ВЫПУСКА И ПРОДУВКИ
Системы продувки в зависимости от характера дви-
жения продувочного воздуха подразделяются на кон-
турные и прямоточные.
Контурные схемы по взаимному располо-
жению окон в цилиндре делятся (фиг. 39): на попереч-
ные (I и III), петлеобразные (II, в), круговые (II, г)
и смешанные, являющиеся модификациями схем I, II
называемая продувка «Шнюрле» (фиг. 42), применяется
за рубежом на многооборотных дизелях относительно
небольшой мощности.
Эксцентричное расположение окон в плане и наклон
продувочных окон к вертикали (около 30°) обеспечи-
вают создание потоков воздуха, продувающих сперва
сторону цилиндра, прилегающего к продувочным
окнам, а затем сторону цилиндра у выпускных
окон.
и III. В прямоточных схемах газораспре-
делительные органы расположены по концам цилиндра
(IV, з, IV, и). Относительная высота вы-
пускных и продувочных окон у контурных схем
может быть различная, а именно: верхняя кромка
продувочных окон может быть расположена ниже
(II, а, б), на одном уровне (III, д) или выше (III, е, ж)
верхней кромки выпускных окон. В последних двух
случаях продувочные окна должны быть снабжены
автоматическими клапанами во избежание излишнего
заброса газов в продувочный ресивер. У прямоточно-
щелевых схем для указанных двух случаев установка
каких-либо автоматических клапанов не требуется,
если предусмотрено соответствующее опережение от-
крытия выпускного поршня.
Окна в плане (фиг. 39) могут быть рас-
положены различно в зависимости от системы про-
дувки; чаще всего применяют расположение: парал-
лельное (а), радиальное (г, ж), тангенциальное (з),
эксцентричное (б, е, д) и лучеобразное (в).
Фиг. 39. Схемы системы выпуска и продувки.
Контурные системы продувки
Среди перечисленных контурных систем продувки
наиболее эффективной является поперечная
щелевая продувка с эксцентрич-
ным расположением окон в плане
(схема I, б); эту систему продувки применяют заводы
♦Русский дизель» (фиг. 40), «Зульцер», «Дейц», «фиат»
(фиг. 41) и др. Аналогичная система продувки, так
У дизелей без наддува средние ре достигают около
5—5,5 кПсм? при удельных расходах топлива около
160—170 з/э. л. с. ч.
Для устранения потери заряда (особенно при над-
дуве) «Зульцер» применяет вращающиеся заслонки
на выхлопе вместо применявшихся ранее автомати-
ческих клапанов на продувочных окнах (например,
схемы е, ж). Контурные системы продувок с эксцентрик-
ВЫПУСК И ПРОДУВКА ДВУХТАКТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
63
ным расположением окон в плане нашли также значи-
тельное применение в многооборотных дизелях (п =
= 2000—3000 об/мин) малой мощности (Л’еч, 25—
100 а. л. с.), например, «Дженерал Моторе», «Дейц»,
«Греф-Штифт» и др.
А-А
Фиг. 40. Эксцентричная поперечная бескла-
панная продувка дизеля типа Д30/50.
На фиг. 43 показано расположение окон дизеля
«Греф-Штифт» марки 6 ZT 180S мощностью 150 а. л. с.
при 1500 об/мин с D = 120 Л1Л1, S = 140 л.и,
ре = 5,0 кГ/см? и ст = 7 м/сек (см. табл. 6).
Щелевая односторонняя петле-
образная система продувки (II, в),
с лучеобразным расположением
окон в плане применяется в основном заводом
МАП (фиг. 44). Продувочные окна имеют небольшой
наклон книзу (на 15°), поэтому продувочный воздух
омывает сначала днище поршня, а затем, описав почти
полную петлю по контуру рабочего цилиндра, напра-
вляется в выпускные окна, расположенные над проду-
вочными. Для устранения потери заряда, дозарядки
и при наддуве применяют охлаждаемые золотники 2,
Фиг. 42. Схема продувки
типа «Шнюрле»
6-6
Фиг. 43. Эксцентричная поперечная бесклапанная
продувка ^быстроходного дизеля «Греф-Штифт».
которые перекрывают выпускные окна 'по окончании
процесса принужденного выхлопа. Недостатком этой
системы продувки является несколько худшая очистка-
цилиндра (по сравнению с эксцентричной), повышенные
значения уг = 0,10—0,12 и более низкие значения
Ре = 4,5—4,8 (при отсутствии золотников). При
установке золотников ре повышается до 5 —
5,2 кГ/см1.
Система продувки «Полар» (фиг. 45) характеризуется
односторонним расположением продувочного и выхлоп-
ного коллекторов, эксцентричным расположением окон
в плане, одинаковой высотой выхлопных и продувочных
окон, причем последние перекрыты автоматическими
клапанами.
64
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Фиг. 45. Система продувки «Полар» с односторон-
ним расположением окон и автоматическими кла-
панами (на впуске).
Прямоточные системы продувки
Прямоточная клапанно-щелевая
система продувки (схема IV, з) имеет про-
дувочные окна, расположенные по всей окружности
цилиндра, и выпускные клапаны (от 1 до 4) в крышке.
Благодаря постепенному замещению отработавших
газов свежим зарядом воздуха достигается хорошая
очистка цилиндра (уг = 0,06 0,08) и высокие зна-
чения ре = 5,5—6,0 кГ!смг. Выпуск газов через кла-
паны дает возможность подбора оптимальных фаз
газораспределения и осуществления фазы дозарядки.
Продувочные окна обычно располагают в плане танген-
циально (а = 15 /- 25°) с целью создания завихрения
продувочного воздуха н улучшения смесеобразования.
Прямоточно-клапанная система продувки нашла широ-
кое распространение в дизелях различной оборотности.
Прямоточно-щелевая бесклапан-
ная продувка (схема IV, и) осуществляется
в двигателях с противоположно движущимися поршня-
ми и является одной из наиболее совершенных систем
Фиг. 46. Система прнмоточно-щелевой продувки
дизеля «Доксфорд».
продувки. Опережение кривошипа выхлопного поршня
па угол /10—15° позволяет осуществлять фазу
предварения выхлопа, а также дозарядки цилиндра.
Продувочные окна в плане имеют тангенциальное
направление, а выпускные — обычно радиальное. При-
вод верхнего поршня осуществляется либо при помощи
траверс и тяг, передающих движение на трехколенча-
тый вал или на эксцентрики одноколепчатого вала, на-
пример судовые дизелп «Доксфорд» (фиг. 46) или «Хар-
ВЫПУСК И ПРОДУВКА ДВУХТАКТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
65
ланд-Вольф», либо при помощи второго (верхнего ко-
ленчатого) вала, связанного с нижним зубчатой переда-
чей.
Основным недостатком прямоточно-щелевых систем
является сложность конструкции и высокая теплона-
пряженность «выхлопного» поршня.
2. ПРОТЕКАНИЕ ПРОЦЕССОВ ВЫПУСКА
И ПРОДУВКИ
Механизм явлений, имеющих место при протекании
процессов выпуска и наполнения, чрезвычайно сложен,
происходит он по-разному в различных типах двигате-
лей и до сего времени полностью не изучен.
Если исходить из действительной картины изменения
давлений по углу поворота кривошипа за время процес-
сов_цыиуска и продувки (фиг. 47), характерных для
Фиг. 47. Фазы'процесса выпуска и продувки.
большинства двухтактных двигателей, то происходя-
щие при этом процессы можно разбить на следующие
три основные фазы.
/фаза— «свободный выпуск» продуктов сгорания —
соответствует процессу истечения газов, происходящему
вследствие наличия перепада давлений между рабочим
цилиндром и выпускным коллектором, а также вслед-
ствие газодинамических процессов в выпускной системе.
Свободный выпуск начинается с момента открытия вы-
пускных органов и заканчивается обычно при открытых,
уже на определенную величину (точка г), продувочных
окнах. Процессы истечения за время свободного выпуска
подразделяют, в свою очередь, на два периода — над- и
подкритический. С момента открытия выпускных ор-
ганов имеет место истечение газов в надкритической об-
ласти до момента наступления критического отношения
давлений рКр = (Рг^Рц)кр (в точке к; в дизелях рлр
2 ата при выпуске газов в атмосферу). Скорость
газов за этот период равна критической (скорости зву-
ковой волны, т. е. около 500 -4- 600 м/сек при темпера-
туре газов около 1000° К).
Второй период I фазы соответствует свободному исте-
чению газов при давлениях ниже критического (менее
2}ата) и при интенсивно снижающейся скорости газа.
I фаза заканчивается примерно около н. м. т., при-
чем давление в конце этой фазы снижается до атмосфер-
ного, а в быстроходных двигателях достигает значений
ниже атмосферного (точка г) вследствие динамического
влияния столба газов, устремляющихся с большой ско-
ростью в газовыпускной коллектор.
II фаза — одновременные процессы выпуска и
наполнения рабочего цилиндра или так называемый
принужденный выпуск (г — д — е).
II фазу можно подразделить на два периода. За время
первого периода имеет место значительное нарастание
давлений, вследствие поступления воздуха при уже
значительной площади открытых продувочных окон
(область г — д). За время второго периода амплитуда
изменения давления снижается и характер процесса
приближается к установившемуся (область д — е).
III фаза (область е — ж) ъ зависимости от системы
продувки состоит либо в дозарядке, если продувоч-
ные органы закрываются после выпускных, либо в п о-
тере заряда (свободный выпуск), если, наоборот,
выпускные органы закрываются после продувочных.
В двигателях средней оборотности и высокооборотных
обычно применяют асимметричную систему продувки,
позволяющую осуществить как дозарядку, так и
в случае надобности наддув двигателя.
Наряду с процессами изменения давлений в цилиндре
за время смены рабочего тела в газовыпускных трубо-
проводах возникают под влиянием импульса выпускных
газов волны давления, отражающиеся попере-
менно от свободного конца трубопровода или от вы-
пускного ресивера и от выпускных органов. Эти блу-
ждающие волны, распространяющиеся со скоростью
звука, оказывают значительное влияние как на харак-
тер протекания процессов в цилиндре, так и на эффек-
тивность использования энергии выпускных газов при
газотурбинном наддуве.
Аналогичные- блуждающие волны значительно мень-
ших амплитуд возникают и в ресивере продувочного
воздуха.
3. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ПРОЦЕССОВ
ПРОДУВКИ И ВЫПУСКА
Процесс продувки-наполнения
1. Давление продувочного воздуха
рк (кГ/см2') зависит в основном от системы продувки,
числа оборотов и степени наддува и составляет для ди-
зелей:
Мало- и среднеоборотных:
с приводным нагнетателем . . . 1,1—1,2
с газотурбинным наддувом . . 1,4—2,0
повышенной оборотности без
наддува ................... 1,3—1,6
Многооборотные с высоким над-
дувом .......................... 1,8—4,0
А. С. Орлин рекомендует приведенную на фиг. 48, а
зависимость оптимальных значений Рк от продувочного
числа Оп, т. е. от степени быстроходности двигателя ст.
2. Температура продувочного воз-
духа Тк зависит от рк, типа нагнетателя, пк и опре-
деляется из выражения
пк~ 1
5 Заказ 1630.
66
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
где показатель политропы сжатия пк составляет у нагне-
тателей:
__ in (1 —Фа) + ^с] Уа
(58)
Поршневого типа..............
Объемного типа (ротативные) . .
Центробежного типа...........
1,45-1,60
1,55—1,80
1,45—1,80
Фиг. 48. Зависимости для прямоточной продувки: рк от произ-
ведения Dn (а) и от рв (б).
l+Y^
He
где и — молекулярные веса свежего заряда и
остаточных газов; индекс а относится '
к началу сжатия.
Величины ра и Та могут быть определены опытным
пли расчетным путем; для высокооборотных двигателей
Ра ~ (0,85 -;- 1,05) рв, а для малооборотных ра ss
~Рк + __ (0>02 4. о,О5).
У выполненных двигателей значения фа составляют
фа <«1,4 4-2,0.
использования продувочного воздуха
Ци = 0,7 4-0,5.
фа
выражении для <ра весовые отношения
можно установить в з а и м о
между фк, фа и т)„:
Коэффициент
5. Заменяя в
объемными,
связи
В двигателях с наддувом продувочно-наддувочный
воздух обычно охлаждают по возможности до номи-
нального значения температуры То для того, чтобы
увеличить весовой заряд поступающего воздуха и сни-
зить температуру рабочего цикла.
3. Коэффициент избытка продувоч-
ного воздуха фк должен быть приведен к давле-
нию рп и температуре Тк перед продувочными органами
(т. е. в продувочном ресивере)
m _ VK
’’’«-nV
Лн
вводя в эту формулу: коэффициент избытка
для сгорания а
« = ^-
Ga=l
и суммарный коэффициент избытка воздуха (в
ном коллекторе)
a — G
°а=1
где
V--V РаТк
Vk~V°^~o’
Ко — объем «свободного» воздуха (отнесенного к р0 и
То), подаваемый продувочным агрегатом за один оборот
коленчатого
Значения
где Ga==1 = 28,95 LogeNe
кг молъ\
= о 495 ------- найдем
кг топл Г
ных параметров процесса
воздуха
выхлоп-
14,3 geNe (если
взаимосвязи пяти
смены заряда
Lo
основ-
вала.
изменяются в пределах
фа=^
Ли.
а„
—, а
а
также ф” — 11,1
а2 а
(60)
1,4-j-1,0,
которые могут быть
при расчетах и испытаниях двигателей.
использованы как контрольные-
где меньшие значения относятся к прямоточным типам
фо —
среды
продувки.
Коэффициент избытка продувочного воздуха
= отнесенный к условиям окружающей
(Ро и То), используется иногда при расчетах малооборот-
ных дизелей, имеющих низкие рк <=« 1,10 4- 1,15; в этом
случае значения фо ~ 1,4 4-2,0.
4. Коэффициент продувки фа = GrJGa
характеризует качество продувки цилиндров двигателя;
GK = Qn ук — весовое количество продувочного воз-
духа, проходящего через рабочий цилиндр в кг!мин
(может быть определено при испытании двигателя).
Остающееся в цилиндрах (после продувки) весовое
количество чистого воздуха (в кг!мин)
Ga — in
Ра 104 Уд
RTа (1 + ?т уу-')
\ j
Процесс выпуска газов
1. Давление рьитемпературу Ть в ра-
бочем цилиндре в момент начала открытия выпускных
органов определяют из расчета рабочего процесса или
экспериментально.
По опытным данным давление ръ (в кГ/см2) для ди-
зелей:
Малооборотных .............. 2,5—4,0
Высокооборотных с продувкой:
контурной......................(2,5— 4) рк
прямоточной................. (4—5) рк
где большие значения рь соответствуют высоким зна-
чениям pz и р, а также более низким значениям 5*и п«.
Температура Тъ изменяется в пределах Ть <=«.900—
—1600° К, где (аналогично рь) большие значения
ВЫПУСК И ПРОДУВКА ДВУХТАКТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
67
соответствуют высоким значениям pz и р, а также более
низким значениям би щ.
Наиболее низкие значения Тъ имеют место у двига-
телей с контурной продувкой, а наиболее высокие —
с прямоточной системой продувки. Для ориентиро-
вочных подсчетов можно определять Ть из соотношения
2. Давление в цилиндре рц в момент
открытия продувочных окон обычно
лежит несколько выше, чем давление рк, что объясняется
эжектирующим эффектом выхлопных газов, а также
значительным превышением к этому моменту уже
открытых сечений выпускных органов над продувочны-
ми. А. С. Орлин рекомендует для высокооборотных
двигателей (п = 1500—2500 об/мин) и прямоточных
схем диаграмму зависимости давления ра от давления
рк (фиг. 48, б); для малооборотных двигателей с контур-
ными схемами значения рц лежат ниже заштрихованной
области; при наличии продувочного насоса и умеренного
давления продувки рп 1,1 4- 1,3 ата давление ра^
1,3—2,0 ата.
3. Давление в цилиндре рц в начале
процесса принужденного выпуска
и наполнения-продувки может быть определено из вы-
ражения
а = ?Ч~?г ' i Рц = а (Рк — Рг)+Рг, (61)
Рк—Рг
где а характеризует долю перепада давлений, теряемую
в выпускных органах по отношению к общему перепаду
давлений Дрк = рп — рг; значения а для разных
систем продувки приведены в табл. 5. На той же табли-
це даны значения коэффициентов расхода, отнесенные
к свободному выпуску р и продувке-наполнению рп,
а также поправочный множитель ув = (щ.
Таблица 5
Опытные значения коэффициентов расхода
Система про- дувки Ц 1*П ve а
Прямоточно- клапанная 0,65—0,85 0,7-0,75 0,8-1,2 0,5-0,9
Прямоточно- щелевая (с ПДП) 0,65-0,8 0,7—0,75 0,5-1,0 0,3-0,5
Контурная 0,65-0,8 0,7-0,75 0,3-0,7 0,4—0,75
4. РАСПОЛАГАЕМОЕ ВРЕМЯ—СЕЧЕНИЕ
ОРГАНОВ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Предварительные размеры проходных сечений газо-
распределительных органов могут быть выбраны при
проектировании исходя из опытных данных по фазам
газораспределения и конструктивным соотношениям
окон двигателей с аналогичной системой продувки.
Диаграммы изменений площадей открытых органов
распределения представляют собой графики изменения
площадей / проходных сечений окон или клапанов в
функции от угла поворота коленчатого вала (фиг. 49).
Для определения условных средних скоростей газа
в распределительных органах находят для данной фазы
процесса текущие величины плошадей проходных
сечений открытой части окна или клапана и строят
5*
так называемые диаграммы время — с ече-
ния или угол'— сечения.
Построение диграммы время — сечение проще всего
осуществить следующим образом (фиг. 50). Опишем
полуокруяйгость радиусом кривошипа R в принятом
масштабе и введем поправку Ф. А. Прикса на конечную
длину шатуна
Л2
°°' = -2Г-
Момент начала выпуска (в точке в) определяется при-
нятой высотой выпускных окон hb- Проведя горизон-
Фиг. 49. Диаграммы изменения площадей открытия органов
газораспределения различных систем продувок.
таль в! до пересечения с окружностью и соединив
точку 1 с О', найдем центральный угол п. к. в. <pfcj
соответствующий всему периоду выхлопа (10'1). Анало-
гичным путем найдем центральный угол п. к. в. cpnJ
соответствующий периоду продувки (20'2). Фазы газо-
распределения и конструктивные соотношения для
предварительного определения размеров окон для раз-
личных систем продувок приведены в табл. 6.
Для построения диаграммы время — сечение отложим
по оси абсцисс в принятом масштабе углы поворота кри-
вошипа <р° (или соответствующее время t), а по оси ор-
динат — величины текущих линейных открытий кром-
кой окон (или значения текущих сечений окон в с.п2).
, / ср \ <р
Масштаб абсцисс: 1 см — (-4- t = = t сек.
\ I пт
68
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Масштаб площадей: 1 см — hb sin р = / см2,
где I — произвольная длина диаграммы;
0 — угол наклона продувочных окон.
При определении / надо брать живое сечение окон
с учетом угла наклона окон в горизонтальной плоскости
цилиндра.
^fdt за периоды: свободного выпуска1 (площадь I);
принужденного выпуска (сумма площадей II и III);
продувки-наполнения (площадь III); потери заряда
(площадь IV).
Условные средние скорости газа в окнах ю (м/сек) за
период (табл. 7):
Свободного выпуска
Масштаб площадей диаграммы
G
wc. в= -
1 см2 = t'j — hb sin Р — см2 сек.
Ып
Принужденного выпуска
Vs Gc. evn
Полученная в результате построения интегральная
площадь А = j fdt (фиг. 50) пр'едставляет собой
диаграмму время — сечение, которая дает
возможность определять располагаемое время — сечение
отдельных фаз процесса.
Для показанной на фиг. 50 щелевой поперечной си-
стемы продувки получим располагаемое время — сечение
Продувки-наполнения (суммарной,
если имеется более одного ряда окон)
Всего процесса выпуска (сумма площа-
дей 1+Ц + Ш) ................ . . .
W,
W,
Ч>К
1 Предполагается, что момент начала
с моментом открытии продувочных окон.
продувки совпадает
Параметры выхлопа и продувки двухтактных дизелей
Таблица 6
Марки дизелей и типы продувок
Контурная Прямоточно-клапайная Прямоточно-щелевая (о ПДП)
Параметры двигателей & V И* 6 а к О О О К
СО >& г» И (S3 R ей t- *4* ей оо сч сч ей
со 0 00 СЧ р - &СО О сч OJcq SSJ SSJ СЧ
я 00 SD 72 Джен торс ! Греф- 1425 Д19/ Волы Дейц 37Д И о о ttg ЯАЗ Джен торс | МАК 1 1 МАК о й сч СО К и гомо О 2
Цилиндровая мощность Ne. ц, 250 685 25 30 40 110 333 100 28 62,5 142,5 187,5 200 10 120 145
э. л. с.
Число оборотов п в минуту 250 125 3000 2000 500 1670 500 800 2000 1270 428 370 850 1200 1700 2800
Диаметр цилиндра D, мм 430 720 104,1 120 190 160 390 216 108 165,1 290 290 206,4 65 120 105
Ход поршня S, мм 610 1250 104,1 140 280 160 450 254 127 177,8 420 420 2X254 90/120 2X210 2X160
Средняя скорость поршня ст, м/сек 5,08 5,2 10,4 9,39 4,66 14,2 7,5 6,76 8,46 7,52 6,0 5,2 7,2 4,8 11,9 15
Среднее эффективное давление ре, кГ/см* Давление продувки рк, кГ/см2 5,1 4,83 4,21 4,25 4,55 5,85 6,68 6,07 5,6 5,9 5/5 8,25 6,3 5,4 6,5 8,7
1,2 1,17 1,36 1,25 1,18 1,41 1,3 1,28 1,46 1,27 1,21 1,57 1,4 1,42 1,32 1,9
Коэффициент избытка воздуха (рк 1,25 1,35 — 1,37 — -— — — — 1,30 — — 1,26 1,32 — —
Начало открытия выпускных органов до н. м. т., град 72 56 83 81 59 88 79 84 85 84 3/4 76 94 56 56 76 64
Конец открытия выпускных ор- ганов за н. м. т., град 72 56 83 81 59 88 49 60 54 47 1/4 48 47 56 56 76 64
Продолжительность открытия выпускных органов, град 144 112 166 162 118 176 128 144 139 132 — 141 112 112 152 128
Опережение коленчатого вала, — — — — —- — — — — — — — 12 — 10 10
управляющего выпуском (в двига- теле с ПДП), град Начало открытия продувочных органов до н. м. т., град 62 — 67 69 72,5 76 49 45 48 413/4 46 48 40 35 56 44
Конец открытия продувочных органов до н. м. т., град Продолжительность открытия 62 71 67 69 72,5 76 49 45 48 413/4 46 48 64 65 76 ' 64
124 — 134 138 145 152 98 90 96 831/2 92 96 104 100 132 108
продувочных органов, град Высота выпускных окон в % от S 25 16 14,5 37 38 31,8 42 — — — — — — 18,2 — 22,8 17,5
Высота продувочных окон в % 17,5 26,5 26,8 21,8 32 13,35 13,12 13,6 11,3 15 21,4
6,0
от S
Общая ширина выпускных окон в % от лВ 23,8 27 16,5 18,5 24,6 20 — — — — — — 61,5 50 50,4 61,8
Общая ширина продувочных окон в % от nZ) Отношение ’k^R/L 23,5 0,222 35 0,25 38,8 0,244 37 0,233 39,7 40 66,6 51,5 0,227 75,5 0,246 59,7 0,245 0,245 78 0,218 48,3 62 0,293 76,6
— — — — 0,185 —
Показатель форсировки Вп продувки (В в м) 108 90 312 240 95 425 195 176 216 210 125 108 216 78 204 294
ВЫПУСК И ПРОДУВКА ДВУХТАКТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
70
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Здесь F3 — рабочий объем цилиндра, л3;
<рк — коэффициент избытка продувочного воз-
духа;
vK — плотность воздуха.
Расчет располагаемого время — сечения газораспреде-
лительных органов для определенной системы продувки,
базирующийся на средних условных скоростях воздуха
или газа в окнах, дает значения время — сечений, близ-
ких к действительным.
Таблица 7
Значения условных средних скоростей воздуха
или газа в окнах (м/сек)
Фазы распределения Мало- оборотные Высоко- оборотные
Предварение выпуска (до начала открытия продувочных окон) 200-500 400—1000
Принужденный выпуск (окна) 50—150 100—200
Принужденный выпуск (кла- паны) 50-100 75-150
Продувка однорядная щеле- вая 120-140 150—250
Продувка двухрядная с авто- матическими клапанами 60-130 120—200
Пример построения диаграммы время — сечение для
дизеля 8ДР43/61 с поперечной бесклапанной продувкой,
имеющей эксцентричное расположение продувочных
окон в плане, приведен на фиг. 51.
5. РАСЧЕТ ПРОЦЕССОВ ВЫПУСКА И ПРОДУВКИ
Процесс выпуска
При расчете процессов выпуска и продувки прини-
мают для упрощения, что поток газа является одно-
мерным и установившимся, а давления в продувочном
ресивере и выхлопном коллекторе постоянны.
Исходным выражением для расчетов является урав-
нение расхода газа
йС=р./фт/ — dt, (62)
Г г.
где d G — расход газа за элемент времени d t;
рг и иг — давление и удельный объем газа в цилиндре;
р. — коэффициент истечения.
Функция истечения для подкритической области
определяется из фиг. 52
/2 fe+1
2g^r[fe)" k ]’ (63)
где рг — давление газов за цилиндром.
При надкритической области функция ф достигает
своего максимального значения
^ax==(kTi)k 1 (е4)
и не зависит от отношения давлений p2/pi-
Температура в цилиндре для периода выпуска изме-
няется в пределах 800 — 1500° К, что соответствует
значениям к от 1,32 до 1,29; принимая в среднем к
«=«1,30, найдем величину фшах = 2,09.
Если фазы свободного выпуска протекают только
в надкритической области (что имеет
место в основном у многооборотных дизелей), то время —
сечение можно найти из формулы [18]
t
40 = fe dt =
0,59 Г
Це VK
Г/ nh\0,115 УХ1
X -1-0,17 1п^ ,
\ Рх / 'Ь J
откуда давление в цилиндре рх в рассматриваемый
момент
Рх =
Г Це Ао
L 0,59 V
Рь
ух 1^
4-0,17 ln^ + lj
где Vx — объем цилиндра в рассматриваемый
момент;
у _ — средний объем цилиндра в рассмат-
риваемый момент.
Для определения время — сечения предварения вы-
хлопа, находящегося обычно в надкритической области,
в приведенные выше формулы (65 и 66) вместо рх и
подставляют параметры pd п Vd моменты начала откры-
тия продувочных окон; тогда соответственно:
Vd — объем цилиндра в момент открытия
продувочных окон;
у _ _ средний объем цилиндра за период
предварения выпуска.
Для расчета время — сечения свободного выпуска
при наличии как подкритической,
так и надкритической областей исте-
ВЫПУСК И ПРОДУВКА ДВУХТАКТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
71
чения можно использовать формулу (18)
А°~ ifedt~^VKx
' Р? \ / Рь 15
0,496 + 0,102—. —
Рх)\Рг )
-0,59—0,1 In ,
Vb
до давления рч. Предполагается, что давления рч и рк
являются постоянными по времейи. Исходя из основ-
ного выражения расхода газа (62), находим необходи-
мое время — сечение периода продувки
откуда
0,102 рг
Рх ~~z..... ...
( У?ь Ло +0,59 +0,1 In V
\ v Vb )
/ р, \0,115
X ~ -0,496
(67)
(68)
где pi — коэффициент расхода, отнесенный к продувоч-
ным органам;
— площадь проходного сечения продувочных
окон в рассматриваемый момент времени.
Величину функции" фп определяют из формулы
fe+1
Для всего периода свободного выпуска в эти формулы
надо подставить
„ _ . т/ Tz . TZ F()+Fn
Рх—Рц, vx=vn, v =----------
или из графика (фиг. 52).
Весовое количество продувочно-наддувочного воз-
духа
Gn — Fs Укфк*
где рц и Vn — давление в цилиндре и объем цилиндра
в момент окончания свободного выпус-
ка и фактического начала процесса про-
дувки — наполнения.
Согласно опытным данным, после начала открытия
продувочных окон давление в цилиндре рц все еще
продолжает падать; в первом приближении принимают,
что свободный выпуск заканчивается примерно в мо-
мент снижения давления в цилиндре до давления
(или до несколько меньшего рц), соответствующего
началу процесса принужденного выпуска. Давление
Рц может быть определено из формулы
. Рц~а(Рк—Рг)-}-Рг
(где значения параметра а приводятся в табл. 4) или
непосредственно из соотношения
Рц^> (6,9-т-0,95) рк-
Объемом Fn в конце свободного выпуска также при-
ходится задаваться
Fn*« (0,9-5-1,05) Fs.
Уравнение (68) может быть использовано для пост-
роения кривой изменения давления выпуска в цилиндре
в функции от угла и. к. в. рц = / (ср); в этом случае
разбиваем весь участок, соответствующий процессу
выпуска, на ряд малых участков в над- и подкритиче-
ской областях.
Температура для каждого участка может быть най-
дена из уравнения политропного расширения газов
(при т 1,30); вес вытекшего газа за каждый участок
определяется из
= ’ - (69)
а общий вес за весь период
п
п=1
Тогда необходимое время — сечение
Ап процесса продувки — наддува при
условии отнесения параметров р, Т и ср к условиям на
впуске (в ресивере продувочного воздуха)
<й =—
РпФп
0,185 X
фк FS
Ипфп
(71)
если параметры р, Т и ср отнести к условиям окружа-
ющей среды (р0, Та и ср0), то
Яя=JP^FsPo/l» о,185 X
Цпфп РкТо V R
X Фо PqVs У^к
Цпфп РкТ10
(71а)
Из формулы (71), кроме Ап, можно получить: а) давле-
ние рц из графика фп = / | ) (фиг. 52), если
\ Рк /
известны срк, рк, Тк и Ап; б) коэффициент pin, если
известны рц и Ап-
Принужденный выпуск
Так же как и для процесса продувки, примем, что во
время принужденного выпуска давления в цилиндре рц
и в выпускном ресивере рг постоянны. Исходя из урав-
нения расхода газа (62), найдем необходимое время —
сечение принужденного выпуска
где функция
(72)
где п — число участков*
Процесс продувки
Процесс продувки начинается в конце свободного
выпуска, т. е. с момента снижения давления в цилиндре
может быть найдена из графика (фиг. 52).
72
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Весовое количество газов, вытекших за период при-
нужденного выпуска
V,
Ge — фк -----Ge. в,
VK.
где вес газов, вытекших за период свободного выпуска
г РЬ? Ь P4Vn /7Ч,
в-дуь RTn , (16)
где индекс п относится к началу продувки; температура
fe-1
/- \ k
Тп
Подставляя
получим
фк V 8
А — Vk
лп. в------
выражение для Ge в формулу
(72),
Gc-g
уптц
М-в'Фв Рц
(74)
' Оц
Средняя условная температура газов Тч за время
принужденного выпуска зависит от системы продувки
и характера перемешивания продувочного воздуха
с выпускными газами. А. С. Орлин предлагает опре-
делять в первом приближении температуру Тц из
выражения
m Тп Т а
1 Ц —
(75)
In Тп
Та
При условии полного перемешивания, которое может
иметь место в основном в двигателях с контурной
продувкой,
у _ (1+ф) (7к+ АТ1 к) Тг
ц (Тк-{- ATr) + ср Тг ’
где \Тт — температура остаточных уазов.
Для двигателей с контурной продувкой Тч можно
также ориентировочно определять из формул
_ Тп 4-Тк
1 ц~
(76)
2
Теоретически необходимое время — сечение продувоч-
ных и выпускных органов получается обычно меньше
располагаемого (у многооборотных приблизительно
в 1,1—1,3, а у малооборотных — приблизительно
в 1,4—1,9 раза), так как в теоретическом расчете
реальный процесс заменяется условным, протекающим
при установившемся течении газов и, кроме того,
расчет распространяется на один цилиндр без учета
влияния динамики газовоздушного потока всего про-
дувочно-выхлопного тракта. Уточненные методы теоре-
тического расчета процесса продувки даются в работах
А. С. Орлина, М. Г. Круглова, А. А. Рябцева, Г. Ли-
ста и др. [12, 18, 17, 21, 31].
Независимо от метода расчета окончательные раз-
меры окон устанавливаются после доводки продувочно-
выхлопной системы на опытном отсеке или головном
двигателе новой конструкции.
Оценка качества продувки
Степень совершенства очистки цилиндра от отрабо-
тавших газов характеризуется так называемым каче-
ственным к. п. д. продувки
L 1
L-\-Mr 1+Yr ’
где L — действительное количество воздуха, оставше-
гося в цилиндре;
Мг — количество остаточных газов.
Степень чистоты заряда может также характеризог
ваться помимо t]s отношением Мг к L + Мг
Мг Уг .
11r“ L + Mr 1+Yr 1 Tls’
Величина уг может быть определена из анализа газов;
для этого кроме а надо знать коэффициент избытка
воздуха процесса сжатия ас; тогда уг может быть под-
считана по формуле Е. К. Мазинга
а+ 0,066
Yr=*.—1.
ас—а
Для случая полного сгорания уг можно определить
также по формуле
СОс
Yr =---------,
COf-CO=
2 2
где СО^ и С(+ — соответственно содержание СОг
во влажном газе в пробе, взятой
из цилиндра при процессах расшире-
ния и сжатия.
На фиг. 53 приведены опытные зависимости т|3 от
ф0 для прямоточно-щелевой продувки; прямая 1 соот-
Фиг. 53. Зависимость качественного к. п. д. продувки т[п от
<рк для прямоточнощелевой продувки.
ветствует идеальному вытеснению продуктов сгорания,
кривая 2 — полному перемешиванию воздуха с про-
дуктами сгорания. Опытные кривые даны для двух
давлений продувки рк = 1,1 и рк = 1,7 кГ/см?.
В соответствии с опытными данными по коэффициен-
ту ут найдем значение т]3 (табл. 8).
Таблица $
Данные по качественному к. п. д. продувки
Система продувки Уг
Прямоточно-щелевая 0,04-0,06 0,96-0,94
Контурная с эксцентрич- ным расположением окон 0,07—0,10 0,935-0,91
Петлеобразная с лучевым расположением окон 0,12-0,15 0,89—0,87
индикаторные и эффективные параметры рабочего ЦИКЛА
73
ГЛАВА V
ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА
1. СРЕДНЕЕ ИНДИКАТОРНОЕ (ВНУТРЕННЕЕ)
ДАВЛЕНИЕ
Под средним индикаторным давлением подразуме-
вают условное, постоянное по величине, избыточное
среднее давление pi (или Р,), действующее на поршень
и осуществляющее за один ход работу, равную работе
газов в цилиндре за цикл.
Если работу газов за цикл Li (кГ м) отнести к 1 м3
рабочего объема цилиндра Vs (м3), то среднее индика-
торное давление Р, = кГ/м3', для принятой обычно
* 3
в расчетах размерности (кГ/см*)
Pi = ^r- 104 кГ[см*.
’ s
и ге2 = const. Насосные потери четырехтактных дизе-
лей, представляющие собой работу двух вспомогатель-
ных ходов, следует отнести к механическим потерям.
Действительное среднее индикаторное давление pi
смешанного цикла четырехтактного дизеля
где отношение площади действительной индикаторной?
диаграммы Fg к расчетной Fp
£ = -^-«=<0,92-7-0,96
5 Fp
называется коэффициентом полноты диаграммы.
0)р,кГ/смг
Полезная индикаторная работа газов в цилиндре
для смешанного цикла Li определяется из расчетной
индикаторной диаграммы (фиг. 54)
Li == Lyz -j- Lzb—Lac кГ м1цикл,
где Lyz — работа за процесс сгорания при р = const;
Lzb — работа за процесс расширения при ге2 = const;
Lac — работа за процесс сжатия при nr = const.
Фиг. 54. Теоретическая индикаторная диа-
грамма со смешанным подводом тепла.
Выражая работу через параметры рабочего цикла
(р и V), найдем после преобразований выражение для
среднего теоретического индикаторного давления р.
смешанного цикла
^ = ^гт[ие-1Н
1
6П4-1
«2-1 \
1
«1—1
(77)
из которого видно, что pi прямо пропорционально
Рс = Ра еП1 и зависит, кроме того, от ряда основных
параметров рабочего цикла.
Действительная индикаторная диаграмма четырех-
тактного дизеля (фиг. 55, а) меньше теоретической:
а) на так называемые насосные потери, соответствующие
площади (рг — ра) Vs; б) на потери на скругления
диаграммы (например, на участках сгорания и выхло-
па; в) потери в результате отклонения кривых действи-
тельных процессов сжатия и расширения от политроп-
ных со средними условными пок»зателями nt = const
В двухтактных дизелях определенное по фор-
муле (77), относится к полезному ходу поршня Vs (1 —
— ф5); для двигателей без наддува обычно принимают,,
что хвостовая часть диаграммы полностью компенси-
рует потери диаграммы на скругления; тогда действи-
тельное среднее индикаторное давление двухтактных
'74
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
.дизелей без наддува, отнесенное к полному ходу порш-
ня, равно
Pi = Pi (1—Фз).
•где ф3 — потерянная доля хода поршня.
Для предварительных расчетов принимают: для
контурных продувок ф3 ~ фв, а Для прямоточно-
клапанных (без наддува) ф3 «=< фп, где фв и фп — доли
хода поршня, потерянные на выпускные и продувоч-
ные окна.
Величина среднего индикаторного давле-
ния (кГ/ см2) для номинальных мощности и числа
оборотов зависит от степени совершенства осуществле-
ния рабочего цикла и составляет у дизелей без наддува:
Четырехтактных ............... 6,5—10,0
Двухтактных простого Действия с
продувкой:
прямоточной ................ 6,5—9,0
контурной.................. 5,5—7,5
кривошипно-камерной........ 3,5—4,5
Двухтактных двойного действия . . 5,0—6,0
У дизелей с наддувом значения pi достигают 7,5 -?
4- 25,0 кГ/см2 (в зависимости от степени наддува).
Наибольшие значения pi определяются предельно
„допустимыми значениями давлений и температур рабо-
чего цикла и связанными с ними наибольшими тепло-
выми напряжениями, возникающими в цилиндровой
втулке, днище крышки и головке поршня.
2. ИНДИКАТОРНЫЙ К. П. Д. И ИНДИКАТОРНЫЙ
РАСХОД ТОПЛИВА
Индикаторным к. п. д. т], называется отношение
количества тепла, преобразованного в работу в пилинд-
ре двигателя, A Li ко всему количеству тепла Q, затра-
•ченному на получение этой работы,
Фиг. 56. Зависимость щ от а для трех
различных дизелей.
Введя в формулу (78) выражение для работы замкну-
того цикла Qi, найдем, что
711=1.986 '• ’ (78а)
7]н PoYH
где р0 и 7'0 — для четырехтактных дизелей без наддува;
для двух- и четырехтактных с наддувом
Ро — Рк и То = Тк.
Если известны из данных испытаний индикаторный
расход топлива gi (кг/и. л. с. ч) и QH (ккал/кг топл.),
-то можно определить r|j из формулы
632,3
(786)
Следовательно, величина т]$ обратно пропорциональ-
на gi; поэтому
где Lo — в кг-молях на 1 кг топлива.
Если выразить расход воздуха 7>0в кг па 1 кг топлива,
то
gi = 9220
7]н Ро
aLoToPi
(79а)
Расход тепла на 1 и. л. с. ч.
(определяемом в тепловом
балансе) можно получить
из
п 632,3
1i — gi Qh — —— —
7]t
_ д 7]K PqQh ккал .
’ a L^TQpi и. л.с.ч.
(80)
В формулах (79 и 80) ве-
личины Т]и и pi должны
быть отнесены к одному и
тому же объему хода порш-
ня V3 или Vs (1 — фэ).
На величину 7]j, а сле-
довательно, и gi оказывает
влияние ряд факторов, а
именно: a, pi, т]н, п, е, рк,
F
ре, 6, -у-, способ смесеоб-
Фиг. 57. Влияние Рг/рк на
Pj, Pi и gi дизеля ЯМЗ-204
при п = 2000 об/мин (рк =
— 1,65 кГ/см%).
разования, материал порш-
ня и др.
Из фиг. 56 видно для трех различных дизелей, что
т]{ интенсивно растет с увеличением а от 1,4 до 2,5;
дальнейший же рост а оказывает незначительное влия-
ние на г],. Влияние противодавления ре/рк на pi, gi
и rjj для двухтактного дизеля ЯМЗ—204 видно
из фиг. 57 [17].
Фиг. 58. Зависимость gj от нагрузки при пере-
менном числе оборотов п у двухтактного ди-
зеля 8ДКР72/125.
Наконец из фиг. 58 видно, что у судового дизеля
с увеличением п и pi повышается gi, т. е. падает т]$.
Наиболее высокие значения 7], (около 50%) полу-
чены на четырехтактных дизелях с камерой в поршне
типа ЦНИДИ (объемно-пленочное смесеобразование),
на четырехтактных дизелях с высоким наддувом (при
рк х 2,5 -т- 3,0 кГ/см2) и непосредственным впрыском
топлива, а также на дизелях с пленочным смесеобразо-
ванием (например, МАН).
ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА
75
Опытные значения gi и г|; для дизелей:
Четырехтактных
Двухтактных . .
г/и. л. с. ч %
145—125 43-50
160—130 40—48
Для сопоставления степени использования тепла
в действительном и идеальном циклах иногда исполь-
зуют так называемый относительный к. п. д.
Величина r|M зависит от типа двигателя, степени его
быстроходности и форсирования, качества изготовле-
ния, сорта смазочного масла и ряда других факторов.
В дизелях с наддувом, если принять в первом при-
ближении, что при наддуве до ре 10 кГ/см? величина
NMex остается постоянной, то механический к. и. д.
можно определить из выражения
ns=
nt
0,7
0,9-
„ _________Кн Ne____
н плаи-1)+1+бк-бт ’
3. СРЕДНЕЕ ЭФФЕКТИВНОЕ ДАВЛЕНИЕ.
МЕХАНИЧЕСКИЙ К. П. Д.
Если выразить механические потери, имеющие место
в двигателе, аналогично pi через среднее давление
механических потерь рмех (отнесенных к единице пло-
щади поршня), то под средним эффективным давлением
ре будет подразумеваться
Ре = Pi Рмех кГ/см^,
где
Рм£Х = Ртр-[~Рнае-\-Рва1-\-Рвент (81)
Ртр — потери на трение между деталями;
Рнас — так называемые насосные потери у четырех-
тактных дизелей;
Рвсп — потери на привод вспомогательных механиз-
мов, навешенных на дизель;
Рвент — вентиляционные потери между движущимися
деталями и воздухом.
Механические потери р.иех (кГ/см?) составляют у дизе-
лей:
Малооборотных . . . 1,2—1,8
Многооборотных . . 0,9+0,12 ст
Таким образом, ре представляет собой среднее услов-
ное постоянное давление в цилиндре, совершающее
за цикл работу, равную полезной эффективной работе
двигателя.
Опытные данные по ре (кГ/см'г) у дизелей:
где Пм — механический к. п. д. дизеля без наддува;
— степень наддува.
6К = 2У*. и = ^Т- — относительные мощности
Nt N i
компрессора и турбины.
При механическом наддуве = 0; при «свободном»
газотурбонагнетателе 6К = 6Т.
Общий условный механический к. п. д. двигателя
с наддувом может быть также определен из выражения
n£ = nl-6B+Sr, (84)
где г|® — механический к. п. д. собственно дизеля.
Если > 6К, то — 6В называется положитель-
ным небалансом, а если 6В > дТ, то 6В — 6Т назы-
вается отрицательным небалансом.
Опытные данные по механическому к. п. д. t|m (%)
для дизелей:
Четырехтактных:
без наддува.................... 7 5—85
с наддувом ..................... 80—90
Двухтактных простого действия:
без наддува..................... 70—80
с наддувом ..................... 75—90
Четырехтактных без наддува:
малооборотных................. 5,2—5,6
высокооборотных............ 5,5—6,5
Двухтактных без наддува с про-
дувкой:
прямоточной ................. 5,0—6,5
контурной.................. 4,5—5,5
Четырех- и двухтактных с над-
дувом ........................ 7,5—20,0
4. ЭФФЕКТИВНЫЙ К. П. Д. И ЭФФЕКТИВНЫЙ
РАСХОД ТОПЛИВА
Наиболее важным показателем экономичности дви-
гателя является эффективный к. п. д. т]е, представляю-
щий собой отношение тепла, превращенного в полез-
ную работу, ко всему теплу, подведенному с топливом
Qe zoc\
= = = • (85)
Эффективный к. п. д. аналогично гц можно выра-
зить через основные параметры рабочего цикла
Показателем, оценивающим в целом механические
иотери в двигателе, является механический к. п. д.
_ Ре __Pi — Рмех _ ।Рмех /ggx
Pi Pi Pi
Следовательно,
Ре = Pi Ни-
Если обозначить мощность механических потерь
через N.iex, то
Ае Aj-—N мех , NMex /й9а1
W =------Ni----=1------NT (82a)
Следовательно, удельный эффективный расход топ-
лива ge будет равен
ge = 318,4- ’ (87)
° аРе Т)е Qh
а также
ge = gi П-н-
Опытные значения ge и составляют у дизелей;
- ge, г/э. л. с. ч. т\е, %
Малооборотных .... . . 165-145 38-43,5
Среднеоборотных . . . . . 175—160 36—39,5
Высокооборотных . . . . 185—165 34-38
Маломощных . . 210—180 30-35
76
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Минимальные удельные эффективные расходы то-
плива достигнуты у четырехтактных дизелей с высоким
наддувом (ge 145 4- 140 г/э. л. с. ч.) и у двухтактных
малооборотных судовых дизелей с ГТН (ge 155—
—150 г/,э. л. с. ч).
Характер изменения расхода топлива при перемен-
ных режимах показан на фиг. 59.
Фиг. 59. Эффективный расход топлива судо-
вого дизеля 8ДКР72/125.
Между всеми рассмотренными к. п. д. может быть
установлена следующая взаимосвязь:
4e=Wi> (88)
•Фиг. 60. К. п. д. четырехтактного дизеля
с высоким наддувом K6V30/45 (п =
= 400 об/мин}.
На фиг. 60 показана зависимость этих четырех
к. п. д. при п = 400 = const для дизеля с высоким ’
наддувом.
5. УРАВНЕНИЯ МОЩНОСТИ И ЭКОНОМИЧНОСТИ
В ОБЩЕМ ВИДЕ
Для установления связи между мощностью дизеля
и основными параметрами рабочего цикла найдем из
формулы (78а) выражение для
Pi = 0,503^- — -т;г- Ин kF/cmZ. (89)
Aq а 1 о
z? R '
Подставляя вместо у0 и вводя LQ (в кг на
1 кг топлива) вместо £0, найдем
Pi = 0,0427 Пнуо кГ/см\ (90>
Следовательно, индикаторная мощность в общем виде
Ni = 0,095 iznVs цну0, (91}
L ос
о
где i — число цилиндров;
z — тактность;
Уо„~ удельный вес воздуха; для двухтактных двига-
телей и всех двигателей с наддувом у0 = ук.
Индикаторный расход топлива в общем виде
27t]hYo ,
gi =----, г/и. л. с. ч.
aL0Pi
• А индикаторный к. п. д.
_ 23,4 a L'a Pi
Пн Qh Уо
(92>
(93)
Аналогичные выражения получим для эффективных
параметров в общем виде (ре, Ne, ge, т]е)-
6. ИНДИКАТОРНАЯ И ЭФФЕКТИВНАЯ МОЩНОСТИ
ДВИГАТЕЛЯ
Мощность двигателя, соответствующая индикатор-
ной (внутренней) работе замкнутого цикла, называется
индикаторной мощностью двигателя А{.
Полезная мощность, соответствующая эффективной
(внешней) работе, отдаваемая потребителю на соедини-
тельном фланце коленчатого вала двигателя, назы-
вается эффективной мощностью двигателя
Ае = Aj Амех — А{ Цл1.
Если ввести коэффициент тактности z, где для дви-
гателей двухтактных простого действия z = 1, а для
четырехтактных z = 1/2, и обозначить число цилиндров
через i, то выражение для агрегатной мощности (инди-
каторной Aj и эффективной Ае) для дизелей:
четырех- или двухтактного простого действия
ЛТ izV3 izFS
^ = 0Л5 npi = lM5'npi и-Л'С-'
Ne = ~W7^npe==^7F^ пре э' л' с’’
0,4:5 0,45
где Vs, F и S — объем цилиндра, площадь поршня
и ход поршня;
двухтактного с ПДП
А; = — ” ' —nPi и. л. с.;
0,45
Ае = 1Т %Н+5б)- пРе а. л. с., (95)
где SH и Se хода поршней нижнего и верхнего.
Двухтактного двойного действия
лч=-^и+.р41-М] “•С-;
0,45 I \ г /
Ne = -^\ Рев+Рен^~~\\э. л. с. (96>
и,45 | I г !
где /шт — площадь поперечного сечения штока;
индексы ей н — верхняя и нижняя полость цилин-
дров.
ИНДИКАТОРНЫЕ И ЭФФЕКТИВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА
77
7. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДИЗЕЛЯ
Внешний тепловой баланс характе-
ризует распределение располагаемого тепла на полез-
ную работу и тепловые потери.
Тепловой баланс определяется экспериментальным
путем для установившегося теплового состояния дви-
гателя. Абсолютный тепловой баланс составляют
в ккал/ч, а удельный — в ккал/э. л. с. ч. Удобнее всего
пользоваться удельным тепловым балан-
сом, который состоит из следующих статей:
Чт — ЧеУЧохлУЧгУЧнб ккал/э. л. с. ч. (97)
Располагаемое тепло qm определяется из
От-— geQu ккал/э. л. с. ч.,
где gg в кг/э. л. с. ч., а (% в ккал/кг топл.
Тепло, превращенное в полезную работу qe, равно
тепловому эквиваленту 1 л. с. ч.
75
Че =
кГм „„_
--- 3600 сек
сек
427^
ккал
632,3 ккал/э. л. с. ч.
Тепло, потерянное с отработавшими газами qs,
определяется как разность энтальпий газов и поступа-
ющего в цилиндр свежего заряда
1г = MSe~cpTг— LSec'p То ккал/э- л- с- ч" (99)
где в дизелях без наддува Тг и То — температура
в °К за выпускным патрубком и поступающего све-
жего заряда, а в дизелях с наддувом — температура
за газовой турбиной и перед нагнетателем.
Остаточный член теплового баланса днб
Чнб — Чт— (Че~ЬЧохл~ЬЧг)
включает потери тепла, эквивалентные: неполноте
сгорания топлива дн. с; лучеиспусканию в окружа-
ющую среду дл; механическим потерям, не перешедшим
в охлаждающую жидкость дмех; кинетической энергии
газа (если она не используется) дк. зн; погрешностям
при определении отдельных составляющих баланса.
Картина распределения тепла в дизелях наглядно
изображается на схемах те пло-вых балан-
сов. На фиг. 61 приведена общая схема теплового
баланса, в которой члены внешнего теплового баланса
Тепло, унесенное охлаждающей жидкостью дохл,
состоит из тепла, отведенного в охлаждающую воду
дв и в масло q^
Чохл —Че УЧм,
и определяется по расходу жидкости Сохл кг/ч и пере-
паду температур на входе и выходе из двигателя
Чохл = (г2 — ti) С ккал/э. л. с. ч, (98)
, Wе
где С — теплоемкость жидкости, ккал/кг град.
При теплобалансовых испытаниях рекомендуется
•определять раздельно тепло, отводимое в охлажда-
ющую воду через цилиндровую втулку, крышку и пор-
шень.
Тепло, ушедшее на механические потери qMex =
= Чг — Че, переходит в основном в охлаждающую
среду, т. е. в воду и масло, а потому отдельно не опре-
деляется.
Продувочный
И.П.С-9Ь,1%
Тепло топлива 100%,
, \Прод. насос
( У потери мег
<______(±13%
Полезно использо/
ванное тепло У/
Зв,25%^У^
VXWX/XW/T/X'
В масло *
для огя. и смазки
Энергия цн после
охлаждения -0.9%
Охл.доадуха-2,9%,
Выхл. газы
до ГТ М
93,6%
Охп. ГТ-2 %
Выхл. газы за
ГТ-38,3%
Охл. ц ил.
15,9%
Фиг. 62. Тепловой баланс дизеля ,‘«Веркспур» (мощностью
9000 э. л. с. при 125 об/мин с ГТН.
Фиг. 61. Схема удель-
ного теплового ба-
ланса дизеля, где
показано тепло, эк-
вивалентное: химиче-
ской энергии топлива
<jm; индикаторной
и эффективной работе
потерям с охлаж-
дающей средой чожл;
потерямс выхлопными
газами gg; остаточным
потерям механическим потерям амех', потерям в стенки
астн; полным потерям газов в выхлопном патрубке ge. п; тре-
нию поршня'и колец дтр‘, кинетической энергии газов эн;
потерям от неполноты сгорания <7И_ с; потерям с лучеиспуска-
нием дл; потерям в охлаждающую среду из выхлопного коллек-
тора ЧКОЛ-
подразделены, кроме того, на ряд внутренних соста-
вляющих.
На фиг. 62 приведен тепловой баланс двухтактного
судового дизеля «Веркспур» с ГТН мощностью 9000
э. л. с. при 125 об/мин, из которого видно, что общие
потери на охлаждение составляют 23,1 %, на отработав-
шие газы 43,6% (из них в ГТ используется 5,3%)
и, наконец, полезно использованное тепло — 38,25%.
На фиг. 63 приведен тепловой баланс двухтактного
судового дизеля МАН, мощностью 1850 э. л. с. в ци-
линдре при 115 об/мин, из которого видно, что полезно
используется 41,5%, из потерь на выхлоп — 36,1%
(542 ккал/э. л. с. ч.) около 100 ккал возвращается в дви-
гатель в виде энергии сжатого воздуха ГТН и, кроме
того, от 130 до 150 ккал может быть использовано в ути-
лизационном котле; в этом случае при ge=150 э'/э. л. с. ч.
общий к. п. д. установки достигает 50%.
Наконец, из фиг. 64 теплового баланса четырехтакт-
ного дизеля с высоким наддувом МАН типа K6V -|2-
45
видно, что при ре = 20 кГ/смг', де = 45%, qe = 31%;
Чохл = 21 % и q-цб. — 3%.
Опытные данные по тепловым балансам показывают,
что распределение тепла в среднем составляет у дизе-
78
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
лей: £е = 35 4- 45%; q0XJl = 35 4-15%; qs = 25 4-
4-45%; ^„6=2 4-6%.
Использование тепла отработав-
ших газов в утилизационных котлах дает воз-
можность повысить общий к. п. д. установки на 8 4-
4- 10% и получить пар низкого давления (3 4-7 атм)
для бытовых нужд, подогрева мазута и др.
Фиг. 63. Тепловой баланс двухтактного дизе-
ля K3Z84/160 МАП с ГТН.
Тепло охлаждающей воды может быть использовано
наиболее эффективно при температурах выходящей
пресной воды свыше 70° С; особенно эффективно ис-
пользуется тепло охлаждающей воды при так называе-
.Фиг. 64. Тепловой баланс четырехтактного дизеля K6V30/45
с высоким наддувом (п = 400 об/мин).
мом горячем охлаждении двигателя, в котором темпера-
тура воды доводится до 150° С (при наличии повышен-
ного противодавления). При определении располагае-
мого тепла можно исходить из следующих ориентиро-
вочных данных. '
Количество выхлопных газов Qe (нм3/э. л. с. ч.) соста-
вляет у дизелей:
Четырехтактных (при 400°С) . . 4—5
Двухтактных (при 250° С) . . . 7—8
Полезное теплоиспользование выхлопных газов соста-
вляет при нагрузке 0,8 от номинальной у дизелей четы-
рехтактных около 250 ккал!э. л. с. ч. и у двухтактных
около 150 ккал/а. л. с. ч.
8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ
ДИЗЕЛЕЙ
Основные размеры рабочего цилиндра, а именно:
диаметр D и ход поршня S могут быть определены,,
если известны агрегатная мощность Ne и число оборо-
тов двигателя. Среднее эффективное давление ре опре-
деляется в pi, полученному из расчета рабочего про-
цесса и значения принятого для данного типа ди-
зеля.
Диаметр цилиндра удобнее всего определять, если
задано п, из следующих формул ц и л и н д р о-
в о й мощности Ne ц (э. л. с.) для дизелей:
Четырехтактных простого
действия .............
Двухтактных простого дей-
ствия ................
Двухтактных с ИДИ . . .
» двойного
действия...........
Тогда диаметр цилиндра D (л.) для дизелей
Четырехтактных простого
действия .............
Двухтактных простого дей-
ствия .........; .
Двухтактных с ПДП . . .
Wetf=0,8725 D2Snpe
Wetf= 1,745 D2Snpe
”еч=
= 1,745D2 (S„ + S„) npe
. Wetf=3,298 D2Snpe
Ne ц
~SnP?'
0 = 0,76
(100>
(101>
двойного
действия ..............
Ne4
“°’76 (ьн + йв)"Ре
Ne ч
0=0,
Если исходить из формул мощности Ne4 (а. л. с), вы-
раженных через среднюю скорость поршня ст, дли
дизелей:
Четырехтактных простого
действия.......... . Ne ^=26,17 D2cmpe
Двухтактных простого дей-
ствия ................ Ne 52,35 D2cmpe
Двухтактных с ПДП ... ^еч~
= 52,35 (ст„+ етв) Ре
» двойного
действия................ Net}=98,94 D2cmpe
то получим диаметр цилиндра I) (м) для дизелей:
Четырехтактных простого
действия .............
Двухтактных простого дей-
ствия ................
Двухтактных с ПДП . . .
0=0,1955 1/
' ст&е
D=0,1382 ]/
Г ст?е
(103>
О=0,1382х
0=0,1005
Ne ч
стре
» двойного
действия ..............
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ И СПОСОБЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ
79»
В приведенных выше формулах: SH и Se — соответст-
венно ход нижнего и верхнего поршней; стн и сте —
соответственно скорости поршней и нижнего и верхнего.
Постоянная 3,298 у Ne4 дизеля двойного действия
учитывает уменьшение площади поршня нижней по-
лости цилиндра на 11% из-за наличия штока.
Порядок определения D и S при заданных Ne и п
показан ниже на конкретном примере. Требуется опре-
делить D и S двухтактного судового малооборотного
дизеля с ГТН и прямоточно-клапанной продувкой мощ-
ностью 13 500 а. л. с. при 115 об/мин.
Определим ряд значений S, соответствующих изме-
нению ст от 5,5 до 6,5 м/сек по формуле
5 ==0,26! стм.
Исходя из расчетного ре = pi 9,45 0,9 =
= 8,5 кГ/см2, найдем цилиндровые мощности 'при i =
= 8,9 и 10 и соответствующие выражения для опреде-
ления D цилиндра (табл. 9).
8 цилиндров
*'"»=в=°-п V
9 цилиндров
1,00
--~~—-
/У
ЛГе„ = 1500 э. л. с., J = 0,76|/^-11155W8i5
10 цилиндров
0,945
V~S
Ae4 = 1350 э. л. с., Д = 0,7б1/ „ /.уО
Г О • 11Э • о,Э
Таблица 9
Определение основных размеров дизеля
К о 3 ё во со о II ‘ 00 1 = 8 1=9 1 = 10
о||со II S/D II Q S/D S Ico oK II Q S/D
5,5 1,43 0,830 1,72 0,785 1,82 0,720 1,98
5,75 1,50 0,820 1,83 0,775 1,93 0,710 2,11
6,0 1,56 0,805 1,94 0,760 2,06 0,700 2,24
• 6,15 1,60 0,790 2,03 0,745 2,15 0,685 2,34
6,25 1,63 0,780 2,1 0,735 2,22 0,675 2,42
6,5 1,70 0,770 2,2 0,725 2,35 0,665 2,56
0,870
/S'
Для нормального (для данного класса дизеля и тип®,
продувки) отношения S/D 2,0 4- 2,2, умеренной
скорости поршня ст = 6,0 4- 6,5 м/сек и наиболее-
целесообразного для двухтактного двигателя сочетания
числа цилиндров i = 9 с числом ГТН = 3 (с точки
зрения эффективного использования энергии выхлоп-
ных газов) получим после округления основных разме-
ров (а именно: D с 745 до 740 мм) оптимальный вариант-
выполнения комплектного дизеля:
Диаметр цилиндра D, мм............... 740
Ход поршня S, мм.......................1600
Отношение S/D .........................2,16
Число оборотов п, об/мин............. 115
Средняя скорость, поршня ст, м/сек . . 6,15
Среднее эффективное давление ре, кГ/смЪ 8,5
Число цилиндров i.................... 9
Цилиндровая мощность Ne ц, э. л. с. . . . 1500
Г Л А В А VI
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ Й СПОСОБЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ
1. КЛАССИФИКАЦИЯ СПОСОБОВ
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ.
НЕРАЗДЕЛЕННЫЕ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ
Камеры сгорания дизелей по конструктивному офор-
млению могут быть подразделены на две основные груп-
пы; 1) неразделенные; 2) разделенные.
У неразделенных камер сгорания все 'пространство
сжатия представляет собой единый объем, который
может быть размещен в головке поршня, в крышке
рабочего цилиндра, либо между днищами поршня
и крышки. В связи с тем, что топливо впрыскивается
непосредственно в указанный единый объем, нераз-
деленные камеры часто именуются камерами непосред-
ственного впрыска.
По способу смесеобразования неразделенные камеры
сгорания могут быть разделены на следующие три
группы:
а) с объемным смесеобразованием, в которых стре-
мятся по возможности равномерно распределить все
топливо в воздушном заряде (занимающем объем про-
странства сжатия и содержащем незначительную при-
месь продуктов сгорания за период впрыска топ-
лива);
б) с пленочным смесеобразованием, в которых боль-
шая часть топлива направляется непосредственно'
на стенки камеры сгорания и лишь незначительная
часть топлива (около 5—10%) распыливается и
перемешивается с воздушным зарядом за период,
впрыска;
.80
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
в) смешанное (объемно-пленочное) смесеобразование,
занимающее промежуточное положение между двумя
вышеуказанными способами, в котором одна часть
топлива распределяется в воздушном заряде, а другая
попадает на стенки камеры сгорания.
В дизелях с разделенной камерой сгорания объем
пространства сжатия размещается обычно между над-
поршневым пространством и дополнительной камерой
(или двумя камерами), расположенной обычно в рабо-
чей крышке. Интенсивное перемешивание топлива
•с воздухом обеспечивается за счет использования энер-
гии перетекания воздуха и газов через каналы между
главной и дополнительной камерами.
Разделенные камеры сгорания по способу смесеобра-
зования делятся на три основные группы:
а) предкамерные, у которых для смесеобразования
используется перепад давления газов, образующихся
в результате предварительного частичного сжигания
в особой так называемой предкамере топлива;
б) вихрекамерные, у которых для эффективного сме-
сеобразования используются вихревые потоки воздуха,
•создаваемые во время процесса сжатия в особой вихре-
вой камере;
в) воздушно-камерные, у которых для смесеобразо-
вания используется поток воздуха, аккумулированный
в особой воздушной камере за время процесса сжатия
и вытекающий из нее во время процесса расши-
рения; при этом распиливание топлива, а также
в основном и смесеобразование происходит вне этой
камеры.
Рассмотрим неразделенные камеры сгорания. В ка-
мерах этого типа собъемным смесеобразо-
ванием организация равномерного распределения
топлива по заряду и камере представляет большие
трудности. Требуемое качество смесеобразования дости-
гается в основном за счет; а) согласования конфигура-
ции камеры сгорания с формой, размерами камеры во
время впрыска и распределением факелов топлива;
б) турбулентного движения воздуха, образующегося
вследствие вихревых потоков поступающего в цилиндр
воздуха, потоков, создаваемых движением поршня,
вытеснения заряда из зазора между днищем крышки
и головкой поршня (около в. м. т.) и др.
Для повышения эффективности смесеобразования
у некоторых типов двигателей создают организо-
ванное завихрение заряда. В четырех-
тактных дизелях для этой цели применяют так называе-
мые экраны на впускных клапанах (фиг. 65) или
придают впускным каналам в крышке нужную конфигу-
рацию. Постановка экрана приводит, однако, к сниже-
нию проходного сечения клапана и уменьшению коэф-
фициента наполнения. В двухтактных дизелях круговое
.движение заряда достигается за счет тангенциального
расположения продувочных окон (см. гл. IV).
Для равномерного распределения топлива по всему
пространству камеры сгорания при пепосредственном
впрыске применяют многодырчатые сопла с количест-
вом сопловых отверстий, доходящим до десяти, а также
установку нескольких форсунок. Качественное распи-
ливание топлива обеспечивается высокими давлениями
распиливания: от 200 до 1000 кГ/см2 при отдельно
установленных насосах и до 1500—2000 кГ/см2 при
насос-форсунках.
Основными достоинствами системы с объемным
смесеобразованием являются: простая и
симметричная конфигурация камеры; небольшие тепло-
вые потери благодаря малой относительной поверх-
ности охлаждения и отсутствию перетекания газов при
повышенных скоростях; хорошие пусковые качества
вследствие впрыска топлива непосредственно в воздуш-
ный заряд. К недостаткам камеры непосредственного
впрыска относятся: необходимость иметь повышенные
а для качественного сгорания топлива; чувствитель-
ность к изменению скоростного режима (ухудшение
экономичности); высокие давления впрыска и повы-
шенные степени нарастания давления.
В неразделенных камерах с пленочным сме-
сеобразованием (так называемый М-процесс)
и шарообразной камерой сгорания в поршне примерно
95% топлива под давлением около 150 кГ/см2 наносится
в виде тонкой пленки при помощи форсунки, направлен-
ной под небольшим углом (~5°) на внутреннюю сфери-
ческую поверхность камеры (фиг. 66). Днище поршня
охлаждается маслом, которое поддерживает относи-
тельно низкую температуру стенки (~200—400° С),
достаточную для осуществления процесса испарения
пленки топлива, однако недостаточную для термиче-
ского расщепления молекул топлива. Поджигание
испарившегося топлива происходит за счет самовос-
пламенения примерно 5% топлива, направленного
в распыленном виде в центральную часть воздушного
заряда. В случае надобности создается дополнительно
организованное завихрение заряда. Дизели с пленоч-
ным смесеобразованием являются многотопливными
(дизельное топливо, газойль, бензин и др.); удельный
расход топлива составляет от 165 до 175 г/э. л. с. ч-
(независимо от рода топлива).
Наибольшее число двигателей с неразделенной каме-
рой имеет смешанное, т. е. объемно-пленоч-
ное смесеобразование. Количество то-
плива, направляемого в этом случае на стенки, зависит
в основном от конфигурации камеры сгорания, распо-
ложения форсунок, способа распиливания топлива,
организации вихревых движений и других факторов.
Камеры с пленочным и объемно-пленочным смесеобра-
зованием благодаря значительному уменьшению коли-
чества топлива, подготовленного к воспламенению за
период 'задержки, и наличию условий для быстрого
сгорания топливо-воздушной смеси по мере ее испаре-
ния, характеризуются относительно невысокими да-
влениями сгорания и степенью нарастания давления,
а также плавной и мягкой работой.
Типичные схемы неразделенных
камер, представленные на фиг. 67, могут быть
разделены на четыре группы в зави-
симости от размещения основного объема заряда:
в поршне (1—5); в рабочей крышке; между
поршнем и крышкой^//—15); между двумя поршнями
в двигателях с ПДП (9—10).
6 Заказ 16 3 0.
Фиг. 69. Камеры сгорания типа МАН для дизелей: а — KZ70/120;
б — KV45/66 (с высоким наддувом).
Фиг. 68. Камера сгорания высокооборотного дизеля 418/20
(схема 2).
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ И СПОСОБЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ
82
РАБОЧИЙ процесс дизеля
Камеры первой группы применяются в четырех- и
двухтактных двигателях с прямоточно-клапанной про-
дувкой, крышки которых имеют плоские днища. Чаще
всего применяется форма камеры 2, наиболее точно
воспроизводящая форму горящих факелов топлива,
направленных к периферии; реже используются пло-
ская (сковородообразная) форма камеры 1 и полусфери-
ческая 5; камеры в поршне непосредственного впрыска
с организованным вихреообразованием 4 и 5 дают
возможность повысить ре при одновременном снижении
удельного расхода топлива.
Ниже приведены типичные формы неразделенных
камер сгорания, применяемых на двигателях.
Камера типа «Гессельман» (схема 2)
нашла широкое распространение на четырехтактных
двигателях, а также двухтактных с прямоточно-кла-
панной продувкой; камера представляет собой тело
вращения, соответствующее форме и дальнобойности
факелов топлива. На фиг. 68 приведена камера этого
типа для высокооборотного четырехтактного дизеля
типа 418/20. Аналогичную конструкцию камеры имеют
отечественные двигатели Д6, ЯМЗ-204, 423/30, 37Д
и др.
Камера типа МАН (схема 1) применяется как на
четырех-, так и двухтактных двигателях; особенностью
этой камеры является направление факелов топлива
на днище поршня. На фиг. 69, а дана камера этого
типа для двухтактного малооборотного дизеля. Анало-
гичный тип камеры МАН применяют на четырехтактных
двигателях с высоким наддувом, например на двига-
теле 8KV45/66 (фиг. 69, б) с ре = 16 кГ/см?.
Камера сгорания типа «Бурмайстер и Вайн» для
двухтактных малооборотных двигателей характери-
зуется глубокой выемкой в поршне (схема 3), централь-
ным расположением единого выхлопного клапана и
двумя форсунками, распылители которых снабжены
тремя-четырьмя ,'сопловыми 'отверстиями | каждый
(фиг. 70).
Фиг. 70. Камера сгорания малооборотного дизеля
«Бурмайстер и Вайн».
Камеры, почти целиком размещенные
в поршне (схемы 4 и 5), имеют различные кон-
фигурации и соединяются с падпоршневым пространст-
вом каналом с большим проходным сечением, так что
перетекание воздуха происходит с малыми скоростями
и небольшими, перепадами давлений. Камеры харак-
теризуются наличием организованного вихреобразо-
вания за счет радиально направленных потоков воз-
духа, перетекающих из кольцевого надпоршневого
пространства внутрь камеры. На фиг. 71 показана
камера в поршне ЦНИДИ с объемно-пленочным смесе-
Фиг. 71. Камера сгорания в поршне ЦНИДИ (схема 4).
образованием двигателя 423/30, имеющая в сечении
трапецеидальную форму; конструктивные параметры
камеры: dJD = 0,37; 7К/7С = 0,764; размеры распы-
лителя (8-7-9) X (0,35 х 0,40) X 140°.
Аналогичного типа камеры применяют «Заурер»
(фиг. 72, торообразная камера), МАН (шарообразная
камера по схеме 5) и др. Сопоставления показателей
камер типа «Гессельман» с камерами в поршне показы-
вают, что последние при объемно-пленочном смесе-
образовании имеют повышенные ре (на 10%) при мень-
ших расходах топлива ge (на 10%), меньших давле-
ниях сгорания и высоком гцг«50%.
Камеры второй группы, у которых основ-
ной объем заряда расположен в крышке, применяются
главным образом в двухтактных двигателях с контур-
ной продувкой и имеют конфигурацию в виде плоской
камеры, шарового .сегмента, конусообразной камеры
и др.
Камеры в виде шарового сегмента (схема 7) приме-
няют на двухтактных двигателях с контурной продувкой
«Зульцер»; эта форма обеспечивает качественное смесе-
образование и хорошую продувку камеры при наи-
меньших тепловых напряжениях в днище крышки.
На фиг. 73 приведена камера подобного типа для
судового двигателя «Зульцер».
Камеры третьей группы (11—15), у ко-
торых объем заряда размещается между поршнем:
и крышкой, применяются главным образом в двух-
тактных двигателях; при этой конструкции удается
получить нужную оптимальную конфигурацию камеры,
полностью соответствующую форме топливных факелов
без значительных углублений в поршне или крышке.
Примером подобной конструкции является камера
двухтактного двигателя типа 8ДР43/61 завода «Русский
дизель» (фиг. 74), а также камера «Фиат» (фиг. 75)
малооборотных дизелей большой мощности.
Камеры четвертой' группы применя-
ются исключительно в двухтактных двигателях с проти-
воположно движущимися поршнями (ПДП) и выпол-
няются плоскими (схема 9) или эллипсоидообразными
(схема 10). Винтообразное движение продувочного
воздуха, улучшающее процесс смесеобразования, дости-
гается за счет тангенциального расположения проду-
вочных окон. Форсунки устанавливают перпендику-
лярно оси цилиндра в количестве от одной до четырех
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ И СПОСОБЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ
83
Фиг. 72. Камера сгорания типа «Заурер» (торообразная).
Фиг. 74. Камера сгорания 8ДР43/61 (схема 12).
6*
84
РАБОЧИЙ процесс дизеля
в зависимости от диаметра цилиндра. Для получения
плоского факела при малых диаметрах цилиндра
применяют сопла с перекрещивающимися струями,
Фиг. 75. Камера сгорания типа «Фиат» (схема 72).
Фиг. 76. Камера сгорания типа Д100 (схема 10).
а’при'болыпих — просверливают несколько сопловых
отверстий (2—3) в одной и той же плоскости. При двух
диаметрально расположенных форсунках оси их сме-
щают таким образом, чтобы факелы не перекрещива-
лись между собой.
На фиг. 76 приведена камера (схема 10) двигателя
ЗД100 эллипсоидообразной конфигурации с двумя диа-
метрально расположенными форсунками; факелы напра-
влены в разные стороны под углом в 15° в горизонталь-
ной плоскости.
На фиг. 77 показана камера сгорания двухтактного
дизеля «Доксфорд» типа 7Р6Т6. Камера образована
Фиг. 77. Камера сгорания типа «Доксфорд» с ПДП.
двумя коваными головками, крепящимися непосредст-
венно к двум штокам, причем нижняя головка проду-
вочного поршня охлаждается маслом, тогда как верх-
няя выхлопного поршня — пресной водой.
Краткий обзор типичных камер непосредственного
впрыска топлива показывает, что качественный про-
цесс смесеобразования может быть осуществлен в каме-
рах разнообразной конфигурации; однако процесс
сгорания осуществляется при относительно высоких
значениях а аг 1,6 4- 2,0.
2. ВИХРЕКАМЕРНОЕ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ
В двигателях небольшой мощности осуществление
совершенного смесеобразования при непосредственном
впрыске топлива встречает большие затруднения вслед-
ствие необходимости применения весьма малых диа-
метров многодырчатых сопловых отверстий (менее
0,15 мм) для создания высоких давлений распилива-
ния. Применение вихревых камер дает возможность
осуществлять качественное смесеобразование при отно-
сительно низких давлениях распыливания топлива
(р « 90 4- 120 кГ/см?) и однодырчатых соплах с нор-
мальной величиной отверстий.
Часто находят применение штифтовые распылители
с углом конуса распыла около 15 4- 4° в шаровых
и около 4 4-8° — в цилиндрических камерах.
Принцип вихрекамерного смесеобразования заклю-
чается в том, что камера сжатия делится на две части:
главную в рабочем цилиндре и вихревую вне цилиндра,
соединенных между собой одним или несколькими
каналами относительно большого сечения. Вихревые
камеры выполняют шарообразными или цилиндриче-
скими. Объем камеры содержит от 50 до 80% всего
объема заряда воздуха. Соединительный канал напра-
вляется под некоторым углом к днищу поршня и танген-
циально по отношению к шаровой камере. Топливо
впрыскивается непосредственно в камеру, причем на-
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ И СПОСОБЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ
85
правление струи не должно совпадать ни с центром
камеры, ни с осью соединительного канала.
Благодаря указанному конструктивному выполне-
нию вихревой камеры, во время процесса сжатия воз-
дух из цилиндра перетекает через канал в вихревую
камеру и создает в последней интенсивное
вращательное движение, способствующее
быстрому и совершенному перемешиванию воздуха
с топливом. При сгорании давление в камере возрастает
и продукты сгорания вместе с воздухом и несгоревшей
частью топлива устремляются в цилиндр, где также
возникает вихревое движение. Одним из важных эле-
ментов некоторых вихревых камер является н е о х-
лаждаемая вставка из жаростойкой стали,
играющая роль теплового аккумулятора, воспринима-
ющего тепло в процессе горения и отдающего его в про-
цессе сжатия. Благодаря нагреву вставки (до светло-
красного каления) повышается температура конца
сжатия и сокращается период задержки воспламенения
топлива. Этим обеспечивается стабильность рабочего
процесса на переменных числах оборотов и нагруз-
ках, а также меньшая чувствительность к качеству топ-
лива.
Хорошее смесеобразование в вихревых камерах по-
зволяет снизить коэффициент избытка воздуха а до
1,4 4- 1,3, что приводит к возможности повышения
среднего эффективного давления до 6-4-7 кГ/см?
при бездымном выхлопе.
Рабочий процесс вихрекамерных двигателей весьма
устойчив и мало зависит от скоростного режима, что
позволяет использовать его в наиболее быстроходных
типах двигателей.
Эффективный расход топлива вихрекамерных двига-
телей составляет около 180—210 г/э. л. с. ч. Повышен-
ный расход топлива по сравнению с двигателями непо-
средственного впрыска объясняется дополнительными
тепловыми потерями в вихревой камере и гидравличе-
скими потерями на перетекание газов из вихревой
камеры и обратно.
Конструкции вихревых камер, применяемых в транс-
портных двигателях, весьма разнообразны. Ориги-
нальная камера Рикардо «Комет» в процессе своего
развития подверглась ряду улучшений; хорошие пока-
затели дает камера типа «Комет Ш» (фиг. 78), у которой
сокращен объем вихревой камеры (до VK « 0,5 7С);
введены специальные выемки в днище поршня, созда-
ющие дополнительные вихревые движения в главной
камере; соединительный канал имеет эллиптическое
сечение; ось форсунки направлена тангенциально
к шаровой поверхности. > .
В дальнейших модификациях шаровых камер при-
меняют вместо одного несколько соединительных кана-
лов с главной камерой, позволяющих охватить воздуш-
ными потоками шаровую камеру по всей ее ширине.
Одним из недостатков камер типа «Комет» является
размещение их в крышке и необходимость в связи
с этим некоторого сокращения проходного сечения рабо-
чих клапанов. Этот недостаток устранен в вихревой
камере типа «Геркулес» (фиг. 79, а).
Фиг. 79. Вихревая камера типа «Геркулес»: а —
разрез по камере; б — скорость воздуха при пе-
ременном (7) и постоянном (2) сечении канала ка-
меры (п = 2000 об/мин).
Конструктивной особенностью камеры этого типа
является размещение вихревой камеры вместо рабочей
крышки в цилиндровом блоке двигателя и соединение
ее с полостью рабочего цилиндра посредством канала
прямоугольного сечения, частично перекрываемого
рабочим поршнем при его подходе к в. м. т. Благодаря
этой конструкции удается, во-первых, сохранить нор-
мальные проходные сечения у рабочих клапанов,
и, во-вторых, искусственно повысить интенсивность
вихреобразования в момент впрыскивания топлива
в камеру. Исследования, проведенные на двигателе
с D = 89 мм, 5 = 114 мм, п = 2000 об/мин и е = 14,8
(фиг. 79, б), показывают, что при постоянном сечении
соединительного канала скорость перетекания воздуха
изменялась бы в незначительных пределах (кри-
вая 2) и не превосходила бы 60—70 м/сек. В дей-
ствительности же, поршень, не доходя 37° 1/г ДО в. м. т.,
начинает перекрывать канал, благодаря чему скорость
перетекания быстро возрастает и достигает при угле
86
РАБОЧИЙ процесс дизеля
в 103 до в. м. т. наибольшего значения, около 180 м/сек-
В испытанном двигателе общий объем пространства
сжатия составляет 7,25% от рабочего объема цилиндра;
объем вихревой камеры VK составлял 72,4% от Vc
и 5,25% от Vs и, наконец, отношение объемов А/В
равнялось 2,61.
В качестве критерия оценки интенсивности вихреоб-
разования пользуются понятием «вихревого отношения»
Q, представляющего собой отношение скорости враще-
ния заряда в камере к скорости вращения коленчатого
вала двигателя. Экспериментально установлено, что
хорошее смесеобразование имеет место при значениях
35 4- 40.
3. ПРЕДКАМЕРНОЕ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ
Предкамерные двигатели имеют разделенную камеру
сгорания, состоящую из небольшой охлаждаемой
«предкамеры» в крышке, соединенной с «главной каме-
рой» (надпорщневое пространство) одпнм или несколь-
кими каналами (фиг. 80). Объем предкамер в сущест-
вующих конструкциях составляет от 20 до 35% от
Фиг. 80. Предкамера четырехтактного дизеля.
объема пространства сжатия Vc- Конфигурация пред-
камер чаще всего цилиндрическая; форсунка располо-
жена по оси камеры и имеет однодырчатый распыли-
тель. Предкамеры располагают или в центре рабочей
крышки или смещают к ее периферии, чтобы не умень-
шать проходных сечений рабочих клапанов (четырех-
тактные двигатели). Чтобы избежать воздействия горя-
чих газов на центральную часть днища поршня, пред-
камеры иногда располагают с некоторым наклоном по
отношению к оси цилиндра.
Рабочий процесс в предкамерном двигателе
характеризуется следующими особенностями. Перепад
давлений между полостью цилиндра п предкамеры
(около 3 — 8 кГ/см1) вызывает перетекание сжатого
воздуха в предкамеру и интенсивное вихреобразоваппе
в пей. Благодаря этому топливо, впрыскиваемое за
10 — 20° до в. м. т. непосредственно в предкамеру,
хорошо перемешивается с воздухом. Впрыснутое то-
пливо вследствие недостатка кислорода в предкамере
сгорает частично. Остальная часть топлива вместе
с горячими продуктами сгорания выбрасывается через
соединительные каналы в главную камеру. Благодаря
большим скоростям истечения и интенсивному вихре-
образованию топливо распиливается и перемешивается
с воздухом, находящимся в главной камере, в которой
и происходит догорание основной массы топлива.
Распиливание основной массы топлива производится
горячими газами с высокой температурой, что способст-
вует ускорению процесса нагревания и испарения то-
плива. Высокая температура газов и сопловой чашечки,
а также дросселирующее действие соединительных кана-
лов делает предкамерные двигатели малочувствитель-
ными к качеству топлива; поэтому они пригодны также
и для сжигания тяжелых сортов топлива.
Введение особых неохлаждаемых вста-
вок, накаляющихся во время работы, позволяет
сжигать даже такие трудновоспламеняющиеся топлива
как каменноугольные или буроугольпые смолы. Так как
основное назначение предкамеры — создание энергии
для распиливания основной массы топлива, то можно
ограничиться в предкамере относительно грубым рас-
пиливанием топлива. Обычно давления порядка 80 —
— 150 кГ/см? вполне обеспечивают требуемое качество
распиливания топлива. Способ распиливания основной
массы топлива* посредством горячих газов позволяет
применять сопловые отверстия больших сечений (Jc «
2 —’10 мм).
Большая энергия смесеобразования, обеспечивающая
хорошее перемешивание основной массы топлива с воз-
духом, позволяет осуществлять вполне удовлетвори-
тельный процесс сгорания топлива при а = 1,6 — 1,8.
Ввиду большого отношения поверхности охлаждения
Вохл к ее объему VK, запуск предкамерных
двигателей сильно затруднен, несмотря па при-
меняемые повышенные степени сжатия (в = 15 — 18).
Для устранения этого недостатка применяют особые
приспособления, облегчающие пуск, помещаемые непо-
средственно в предкамеру,— спирали накаливания
(нагреваемые перед пуском в течение 40 — 50 сек),
запальные патроны (зажигаемые перед пуском и вста-
вляемые в камеру) и др.
Потерн, связанные с предкамерным смесеобразова-
нием, а имепно: гидравлические потерн при перетека-
нии пз цилиндра в предкамеру и обратно, тепловые
потери в предкамере и, наконец, потери на вихреобра-
зоваппе, —• приводят к увеличению удельного расхода
топлива до 200—215 г/а. л. с. ч. в маломощных и до
180 — 200 г/э. л. с. ч. в двигателях средней мощности.
Типичные конфигурации двух предкамер приведены
ниже: па фиг. 81 показана предкамера типа «Кертинг»
четырехтактного дизеля 427/35; на фпг. 82 — пред-
камера дизеля «Даймлер-Бенц».
Из основных конструктивных парамет-
ров выполненных двигателей с предкамерами видно,
что степень сжатия двигателей лежит в пределах от 14
до 18; отношение Ек/Ес = 20 — 34%; число соедини-
тельных отверстий г'с = 1 — 12; отношение общего
проходного сечения отверстий к площади поршня
i/c 1 1
~ — — — ; отношение суммарной поверхности
г п Ю() 400
охлаждения Вохл к объему пространства сжатия Vc
от 0,8 до 2,5 см3/см3.
4. ВОЗДУШНО-КАМЕРНОЕ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ
Воздушно-камерные двигатели, так же как и предка-
мерные, имеют разделенную камеру сгорания, состоя-
щую из «воздушной камеры» в рабочей крышке и глав-
ной камеры в надпоршиевом пространстве. Отличи-
тельной особенностью этих камер является расположе-
ние форсунки вне воздушной камеры и направление
струп топлива к горловине, соединяющей обе камеры
между собой. Объем воздушной камеры составляет
КАМЕРЫ СГОРАНИЯ И СПОСОБЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ
87
88
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
в старых конструкциях около 60 — 70%, а в новых
около 15 — 25% от объема всего пространства сжатия.
Конфигурации воздушных камер весьма разнообразны:
чаще всего применяются шарообразные или цилиндри-
ческие камеры, расположенные наклонно по отноше-
нию к днищу поршня.
Первое время предполагали, что процесс сгорания
происходит только в главной камере, а «воздушная»
является только аккумулятором воздуха, поступа-
ющего в нее во время хода сжатия и вытекающего во
время процесса расширения; поэтому камеры и полу-
чили название воздушных.
Благодаря направлению струи топлива в горловину
небольшая часть топлива вместе с воздухом проникает
в воздушную камеру, где оно и сгорает. Давление
в камере становится выше, нежели в цилиндре, благо-
даря чему продукты сгорания вместе с воздухом устрем-
ляются в цилиндр навстречу струе топлива, что спо-
собствует лучшему смесеобразованию и качественному
сгоранию топлива в главной камере.
Одной из наиболее совершенных конструкций воз-
душных камер является камера Ланова
(фиг. 83,а).
Камера типа Ланова состоит из главной камеры 1
и дополнительной воздушной камеры, состоящей,
в свою очередь, из двух небольших камер — конусо-
образной 2 и цилиндрической 3, общий объем воздуш-
ной камеры составляет от 15 до 25% от Vc, причем на
камеру 2 приходится 5 — 10%, а на камеру 3— осталь-
ное. Камера 2 соединена с камерами 1 и 3 узкими^кана-
лами.
Как показывают индикаторные диаграммы (фиг. 83,6),
давление в камере 2, благодаря малым ее размерам,
резко возрастает до 80 кГ/см*, тогца. как в главной
камере наибольшее давление сгорания наступает не-
сколько позже (на 8 — 10°) и не превышает 40 —
45 кГ/см*.
Скорость нарастания давления в главной камере
кГ /см1
при полной нагрузке около 4 рд к в , а в камере 2
„ кГ/см* , ,
около 8 —------- (и выше).
1° п. к. в.
Таким образом, избыточное давление в камере при
выбрасывании смеси газов и воздуха достигает 35—
40 кГ/см*, что способствует интенсивному завихрению
воздуха в восьмеркообразной главной камере и повы-
шению скорости сгорания в ней.
Малый объем воздушной камеры и интенсивная вспы-
шка в ней обеспечивает полное использование воздуха
в Камере. Хорошее смесеобразование в главной камере
благодаря интенсивному завихрению позволяет полу-
чить качественное сгорание при малых избыт-
ках воздуха (а = 1,4 — 1,2) и высоких средних
ре- Для надежного пуска в ход воздушно-камерные дви-
гатели должны снабжаться так же, как и прочие дви-
гатели с разделенными камерами, спиралями накали-
вания или другими приспособлениями, облегчающими
пуск. Например, в некоторых конструкциях вспомога-
тельная камера 3 снабжается особым клапаном, по-
зволяющим выключать ее при пуске для увеличения
степени сжатия на время пускового периода.
ГЛАВА VII
НАДДУВ ДИЗЕЛЕЙ
1. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ; НАДДУВ
ЧЕТЫРЕХТАКТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Повышение агрегатной эффективной
мощности двигателя Ne может быть дости-
гнуто, как это видно из выражений
Ые = Кг*Ог5пре — Кй12О*стре а. л. с.
и
Ре = Кз Л-иЛнУк кГ/см*,
L u
о
за счет изменения конструктивных параметров двига-
теля (г, z, D, 5); форсирования двигателя — по числу
оборотов п и средней скорости поршня ст; повышения
среднего эффективного давления ре (зависящего в основ-
ном от ук и Т)н).
Конструктивные мероприятия для повышения мощ-
ности уже почти все исчерпаны.
Диаметр цилиндра D в малооборотных мощных судо-
вых дизелях уже достиг 840 — 930 мм, как это видно
из табл. 10. Число цилиндров i в рядных малооборот-
ных дизелях доведено до 12, в двухрядных или V-образ-
ных — до 24 и, наконец, в звездообразных высоко-
оборотных — до 56. Дальнейшее форсирование ст
(сверх 15 м/сек, достигнутых у высокооборотных дизе-
лей) ведет к снижению моторесурса и ухудшению про-
цесса смены заряда.
Таблица 10
Основные данные по мощным дизелям
Завод Марка В, мм S, Al At n, об/мин э. л. с.
«Бурмайстер и Вайн» 84VTBF-180 840 1800 115 2100
МАН KZ 86/160 860 1600 115 2000
«Зульцер» RD90 900 1550 115 2000
«Фиат» C900S 900 1600 120 2100
МАН KZ93/170 930 1700 115 2500
НАДДУВУДИЗЕЛЕЙ
89*
Наиболее эффективным и рациональным средством
повышения мощности двигателя в настоящее время
является увеличение среднего эффективного давления
ре посредством наддува двигателя, т. е. за счет повы-
шения весового заряда воздуха, поступающего^ в ци-
линдр.
Повышение мощности двигателя за счет наддува
можно оценивать по степени наддува Кц, представля-
ющей собой отношение среднего эффективного давления
двигателя при наддуве к среднему ре^без наддува
(для номинального режима)
К
_ Рен
Ре
Основными способами увеличения весового заряда
являются:
1) дозарядка, под которой подразумевают
повышение степени наполнения цилиндра, а следова-
тельно, и весового заряда
без использования воздуха
повышенного давления, как,
например, продувка камеры
сгорания в четырехтактных
двигателях без наддува или
дополнительная зарядка
двухтактных двигателей за
Фиг. 84. Схема механическо- Фиг. 85. Схема газотурбинного
го наддува. наддува четырехтактного дизеля..
счет асимметричного газораспределения или поста-
новки дозарядных золотников на выхлопе; введение
дозарядки дает возможность получить ^ = 1,05 — 1,10;
2) наддув, при котором наполнение рабочего ци-
линдра производится не из окружающей среды, а пол-
ностью воздухом повышенного давления рк поступа-
ющего из особого наддувочного агрегата.
В зависимости от давления нагнетания рк, над-
дув можно условно подразделить
на умеренный для рк 1,3 — 1,6 кГ/см* (ре 7 —
10 кГ/см2), повышенный для ргеяа1,6 — 2,5 кГ/см2
(ре «*10 — 15 кГ/см2), высокий для рк > 2,5 кГ/см2
(ре > 15 кГ/см2).
Для всех степеней наддува целесообразно применять
охлаждение наддувочного воздуха с целью увеличения
весового заряда воздуха и снижения средней темпера-
туры рабочего цикла.
Способы осуществления наддува, нашедшие приме-
нение в двигателях, весьма разнообразны и зависят
от тактности и типа двигателя, системы продувки
(двухтактные), степени форсировки и т. д. Основ-
ными способами наддува являются так
называемый механический, газотурбинный и комбини-
рованный.
При механическом наддуве (фиг. 84)
наддувочный агрегат объемного или центробежного-
типа, приводится в движение от двигателя непосред-
ственно или через какую-либо передачу (зубчатую или
цепную). Эта система применяется обычно для давле-
ний наддува рк не выше 1,6 — 1,7 ата, так как при
больших рк мощность, затрачиваемая на привод над-
дувочного агрегата, становится слишком значительной
(свыше 10%. от 7Vj), что приводит к падению механиче-
ского к. п. д., а следовательно, к повышенному удель-
ному расходу топлива.
В настоящее время в связи с широким внедрением-
более рентабельного газотурбинного наддува область,
применения механического наддува ограничивается
сравнительно маломощными двигателями.
Среди систем использования энергии отработавших
газов наибольшее распространение получила с и-
стема газотурбинного наддува (ГТН),
как наиболее эффективная. Работа дизеля с ГТН осу-
ществляется следующим образом (фиг. 85): отработав-
шие в двигателе 1 газы поступают из выпускного кол-
лектора в газовыпускную турбину 2 и приводят ее
во вращение; воздух, засасываемый из окружающей
среды, сжимается в нагнетателе 3 (приводимым в дви-
жение газовой турбиной) до давления наддува рк,
откуда поступает к впускным клапанам 4 двига-
теля.
Для улучшения очистки камеры сгорания в четырех-
тактных дизелях применяется так называемая про-
Выпускной впускной
Фиг. 86. Схема перекрытия клапанов для про-
дувки камеры сгорания.
дувка камеры сгорания (фиг. 86), достигаемая за счет-
одновременного открытия всасывающих и выпускных
клапанов (у в. м. т.). Продувка камеры сгорания по-
зволяет получить некоторое увеличение мощности дви-
гателя за счет дозарядки цилиндра, а также снизить
температуру стенок камеры сгорания за счет охлажда-
ющего действия наддувочного воздуха. Оптимальный
угол перекрытия клапанов при наддуве лежит в преде-
лах фпер 90 — 150° п. к. в. и устанавливается
экспериментальным путем. Дальнейшее увеличение
утла перекрытия клапанов нецелесообразно, так как
ведет к потере мощности вследствие излишнего расхода
наддувочного воздуха.
Другим мероприятием, увеличивающим эффектив-
ность процессов продувки камеры сгорания и наддува
90
РАБОЧИЙ процесс дизеля
двигателя, является разделение выпуск-
ного трубопровода на отдельные ветви,
имеющее целью избежать возможности нарушения про-
.дувки отдельных цилиндров, а также эффективнее
использовать энергию выхлопных импульсов. Как
видно из фиг. 87, в выпускном трубопроводе при
!1,кГ/СМг
Фиг. 87. Колебания давлений газов в разделенном вы-
пускном коллекторе четырехтактного дизеля с ГТН.
работе образуются волны давления газов
.(и м п у л ь с ы) вследствие пульсирующего характера
процесса выпуска. Продувку камеры следует осущест-
влять за периоды минимальных давлений в коллекторе,
так как при этом достигается наибольший располага-
емый перепад давлений (Др) для продувки.
Для того чтобы выхлопные импульсы в соседних
цилиндрах не мешали процессу продувки рассматри-
ваемого цилиндра, цилиндры группируются таким
образом, чтобы в отдельных ветвях выпускного кол-
лектора получить наибольший сдвиг фаз волн
давлений. Так, например, в шестицилиндровом
четырехтактном двигателе, при двух коллекторах,
в одну из ветвей коллектора направляют выпускные
газы из 1, 4 и 5-го цилиндров, а в другую— из 2, 3
и 6-го цилиндров; порядок вспышек при этом 1—3—5—
6—4—2. При угле заклинки колен <р = 120° сдвиг
фаз между волнами давлений будет равен 240°, что
полностью обеспечивает возможность осуществления
-эффективной продувки за это время (срПер ~ 150°).
На фиг. 87 даны осциллограммы давлений, снятых
в разделенном выпускном коллекторе при различных
нагрузках шестицилиндрового двигателя, из которых
видно, что эффективная продувка обеспечивается при
всех нагрузках, причем перепад давления на продувку
растет с увеличением нагрузки. При другом числе
цилиндров требуется другая группировка цилиндров
в зависимости от порядка вспышек и расположения
колен и другое количество выхлопных коллек-
'торов.
Разделение выпускного коллектора на отдельные
ветви увеличивает габариты двигателя и усложняет
установку; поэтому на практике обычно не делают
свыше четырех выпускных трубопроводов.
Во избежание потерь тепла выпускные трубопроводы
должны быть тщательно изолированы альфолем, шла-
ковой ватой или другими изоляционными материалами,
учитывая высокую температуру газов и отсутствие их
охлаждения.
Газовыпускные турбины (см. фиг. 85, 2)
осевого типа выполняются обычно с одной сту-
пенью давления и скорости, срабатывающей относи-
тельно небольшие перепады давлений.
При более мощных турбинах и больших перепадах
давлений применяют, как исключение, турбины с не-
сколькими ступенями давлений (обычно двумя). Тем-
пература газов перед турбиной составляет от 450 до
600° С; число оборотов турбины изменяется в пределах
от 5000 до 50 000 об/мин в зависимости от мощности
и степени быстроходности двигателя. Высокие окруж-
ные скорости турбины (150 — 300 м/сек} вызывают
значительные напряжения в диске и лопатках турбины.
За последнее время с успехом применяют (особенно
для малых мощностей) наряду с осевыми радиальные
(центростремительные) выхлопные турбины, отлича-
ющиеся простотой изготовления и высокими к. п. д.
Н агнетатель (см. фиг. 85, 3) выполняется обычно
центробежного типа, одноступенчатый; окружные ско-
рости крылатки допускаются до 300—350 м/сек. Нагне-
татель и газовая турбина устанавливаются на одном
валу; вся мощность турбины передается нагнетателю.
Никакой взаимной регулировки между двигателем и
газотурбонагнетателем нет (если не предусмотрено
регулирование соплового аппарата). Число оборотов
и мощность турбины зависят в основном от нагрузки
двигателя, количества, давления и температуры газов,
а также степени использования выхлопных импульсов.
К комбинированным установкам
двигателей с наддувом относится совместное осуще-
ствление газотурбинного и механического наддува.
В четырехтактных двигателях это имеет место, напри-
мер, при высоком наддуве, когда газовыхлопная тур-
бина развивает избыточную мощность,* кото рая пере-
дается на коленчатый вал при помощи механического
привода. В двухтактных двигателях комбинированный
наддув используют в том случае, когда мощность газо-
выпускной турбины недостаточна для привода проду-
вочно-паддувочного агрегата и приходится вводить
добавочные нагнетатели с механическим приводом
от двигателя.
Наконец, особым случаем комбинированной установ-
ки является газотурбинная установка со сво-
боднопоршневыми генераторами га-
за (СПГГ), у которой мощность двухтактного дизеля
с ПДП полностью поглощается поршневыми продувоч-
но-наддувочными насосами, а полученная энергия
газо-воздушной смеси срабатывается в отдельно устано-
вленной газовой турбине постоянного давления, рабо-
тающей на генератор или гребной винт через зубчатую
передачу.
При наддуве двигателей вводят охлаждение
наддувочного воздуха. Применение охлаж-
дения воздуха оказывает для всех степеней наддува
значительное влияние на эффективность наддува и на
улучшение показателей рабочего процесса. При нали-
чии охлаждения наддувочного воздуха
1) повышается весовой заряд, благодаря чему уве-
личивается эффективная мощность двигателя (примерно
на 2,5% на каждые 10° снижения температуры воздуха);
2) снижается начальная температура рабочего про-
цесса Та, в связи с чем уменьшаются все температуры
НАДДУВ ДИЗЕЛЕЙ
91
рабочего цикла; последнее дает возможность либо
сохранить прежнюю теплонапряженность цилиндра
(такую же, как и у двигателя без наддува), либо, при
больших степенях наддува, снизить теплонапряжен-
ность до умеренных значений;
3) при снижении температуры наддувочного воздуха
Тк до номинального значения То удается достичь с
ростом рк примерно прямо пропорционального роста ре;
4) благодаря продувке камеры сгорания и цилиндра
охлажденным воздухом улучшается теплоотвод от
нагретых деталей и снижается их температура.
Для умеренных значений ограничиваются сниже-
нием температуры на 20—60° С (в одной секции); при
более высоких значениях Хц переходят на двухступен-
чатое охлаждение.
У выполненных мощных судовых двигателей с ГТН
охлаждение воздуха достигается с помощью сильно
развитых охладителей, благодаря которым температура
наддувочного воздуха tK обычно не превосходит темпе-
ратуру забортной воды более чем на 10°.
Охладители стремятся «встраивать» в нагнетательный
трубопровод наддувочного воздуха, чтобы по возмож-
ности не увеличивать общие габариты двигателя. Ско-
рости воздуха у выполненных охладителей лежат в пре-
делах от 20 до 80 м!сек-, потери давления при проходе
через охладитель достигают 0,015—0,05 кГ/см? (в одной
•секции) и должны быть учтены при расчете давления рк.
2. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ ВЫХЛОПНЫХ
ГАЗОВ
Выхлопные газы располагают значительным запасом
энергии, часть которой может быть использована в
тазовыпускной турбине. На фиг. 88 приведена схема-
Фпг. 88. Схема процесса выхлопа четырех-
тактного дизеля.
’газированная «хвостовая» часть индикаторной диа-
граммы четырехтактного двигателя, работающего с над-
дувом.
Полная располагаемая энергия га-
зов Е складывается из энергии расширения газов
от давления в цилиндре рь до давления в коллекторе
перед турбиной рт (площадь abe, соответствующая
Ej) и энергии расширения газов в турбине Е« от давле-
ния рт до Давления р0 (площадь e’f'ige’), в которую
включена также дополнительная энергия воздуха,
поступающего за время продувки камеры сгорания.
Применяются два принципиально различных м е-
то д а использования энергии вы-
хлопных газов: 1) работа турбины на газах
постоянного давления (р = const); 2) работа турбины
на газах переменного давления (р = var).
При первом способе (р = const) отработавшие газы
иво всех цилиндров направляются в один общий газо-
выпускной коллектор достаточно большого объема,
л газовая турбина устанавливается в конце коллектора
или, если это Требуется по условиям установки, может
быть расположена даже на довольно значительном
расстоянии от двигателя.
При такой системе выхлопного тракта большая часть
энергии расширения газов АД не используется вслед-
ствие потерь на перетекание газов из цилиндра в коллек-
тор большого объема, дросселирование в газовыпуск-
ных органах, вихреобразование и т. д. При изолиро-
ванном трубопроводе часть кинетической энергии Ег
превращается в тепло, благодаря чему объем расши-
ряющихся газов увеличивается на ДУ (точки е — е')
п повышается температура газов перед турбиной.
Осуществление наддува при работе на газах постоян-
ного давления является наиболее простым, не требует
специальной организации выхлопного тракта и обеспе-
чивает возможность работы газовой турбины на рас-
четном режиме с максимальным к. п. д. Тепловой рас-
чет турбины постоянного давления может быть произ-
веден общеизвестными методами.
При втором способе, а именно; при работе
турбины на газах переменного да-
вления (рт = var), для того чтобы выхлопные им-
пульсы не накладывались друг на друга, выхлопную
систему разделяют на несколько отдельных трубопро-
водов (ветвей) достаточно малого сечения и объема,
которые подводят к одной или нескольким турбинам,
расположенным в непосредственной близости к соот-
ветствующим цилиндрам двигателя. Такая организа-
ция выхлопного тракта позволяет использовать в тур-
бине помимо энергии газов постоянного давления E-i
часть энергии расширения «свободного» выхлопа Ег
и, кроме того, как это было указано ранее, осуществить
эффективную продувку камеры сгорания. Турбины,
работающие на газах переменного давления указан-
ным выше способом, условно называют импульсными
в связи с их основным назначением: эффективно сраба-
тывать энергию волн давлений (импульсов) выхлоп-
ных газов, возникающих в разделенных трубопроводах.
Снижение к. п. д. турбин, работающих на газах пере-
менного давления, при правильном выборе расчет-
ного режима может быть сравнительно незначитель-
ным.
Увеличение количества срабатываемой энергии в тур-
бине, работающей на газах переменного давления, по
сравнению с работой на газах постоянного давления
может быть оценено, в первом приближении, коэффи-
циентом использования импульса
к ^2+^1 ,.^1 , jgl
При правильной организации выхлопной системы
в турбине может быть использовано до 40—50% энер-
гии Ех. Примерная зависимость коэффициента КЕ от
давления наддува рк при использовании 50% Ег и тем-
пературе tT = 350° С приведена на фиг. 89. Из кри-
вой видно, что наиболее эффективно используется
энергия при относительно малых давлениях наддува
(до ркг«1,3—1,8 ата), тогда как при рк больших
2,0—2,5 ата использование энергии составляет не
более Ji0—15%.
Сопоставление двух указанных способов использова-
ния энергии выхлопных газов (при рТ = const и при
рт — var) показывает, что первый способ целесооб-
разно применять: при желании упростить систему
выхлопного тракта; при высоких степенях наддува;
у высокооборотных многоцилиндровых двигателей
92
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
в случае необходимости установки турбин на некотором
расстоянии от двигателя.
Второй метод использования энергии выхлопных
газов (рт = var) целесообразно применять: при необ-
ходимости наиболее эффективно использовать энер-
гию, заключенную в выхлопных газах; при относи-
3.0
г,5
г,о
1,5
1.0
1.5 ? 3 4 5 Юк,ато
Фиг. 89. Зависимость коэффициента ис-
пользования импульса Kg от рк.
тельно низких давлениях рк, особенно в двухтактных
малооборотных судовых двигателях, если можно рас-
полагать турбины в непосредственной близости к ци-
линдрам.
В многоцилиндровых двухтактных двигателях V-об-
разного типа с газотурбинным наддувом некоторые
заводы применяют так называемые преобразователи
импульсов, целью которых является повышение к. п. д.
турбины при переменней давлении выхлопных газов
Фиг. 90. Схема преобразователя импульсов.
р,ати
выхлопных газов постоянного потока, смешанных в кол-
лекторе с относительно холодным продувочным возду-
хом, осуществление полного баланса мощностей на всех,
режимах между компрессором и газовой трубиной
встречает большие затруднения. Поэтому сущест-
вует много различных комбинированных систем наддува,,
использующих одновременно как газотурбонагнетатель,
так и нагнетатель приводного типа.
Для того чтобы обойтись так же, как и в четырехтакт-
ных двигателях, одними только свободными газотурбо-
нагнетателями, на двухтактных двигателях был про-
веден ряд экспериментальных работ, имевших целью-
наиболее эффективное использование энергии выхлопа.
В результате был осуществлен ряд мероприятий,
а именно: 1) тщательно организованы выхлопные
тракты с целью усиления импульсов и снижения-
потерь энергии газов на пути от двигателя до турбины;
2) повышена температура выхлопных газов tT за счет-
снижения а и срк; 3) эффективно использована энергия
расширения и кинетическая энергия газа в импульсных,
турбоагрегатах с относительно высокими к. п. д; 4) оп-
ределены оптимальные фазы газообмена и отработаны
органы газораспределения и др.
Эти мероприятия дали возможность, например
в малооборотных судовых двигателях, имеющих наи-
более совершенную прямоточно-клапанную продувку
(«Бурмайстер и Вайн», «Сторк», «Мицубиши» и др.),
ограничиться при наддуве (рк = 1,3—1,8 кГ/см?) дви-
гателей только свободными газотурбонагнетателями
(так же, как в четырехтактных двигателях), которые
полностью обеспечили осуществление всех режимов
судового двигателя, в том числе запуск и ра-
боту на малых числах оборотов.
Так же как и в четырехтактных двигателях,
чередование импульсов давле-
ний в объединенных ветвях трубопроводов не
должно нарушать нормальный процесс продув-
ки, а именно: к моменту начала продувки
давление импульса должно снизиться до да-
вления продувочного воздуха. Это условие выпод-
(фиг. 90). Преобразователь состоит из ряда осо-
бых сужающихся сопел 1, через которые газы
с большой скоростью вытекают в центральный
трубопровод 2; в последнем образуется общий
скоростной поток, способствующий хорошему
отсосу (эжекции) газов из цилиндров; в конце
коллектора установлен диффузор 3, преобразу-
ющий скоростной поток в давление, прибли-
жающееся к постоянному значению перед тур-
биной. Благодаря этому устройству, например в
дизеле «Дженерал Моторе» 16 498, достигается
баланс мощности турбины и нагнетателя, начи-
ная с 1/5 номинальной мощности.
3. ОСОБЕННОСТИ НАДДУВА ДВУХТАКТНЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
В четырехтактных двигателях при установке
так называемых свободных ГТН, кинематиче-
ски не связанных с коленчатым валом, полно-
стью обеспечивается запуск и работа двигателя
на всем диапазоне чисел оборотов благодаря
наличию двух «насосных» ходов, осуществля-
ющих процессы выталкивания продуктов сгорания
и засасывания свежего заряда.
В двухтактных двигателях вследствие* отсут-
ствия «насосных ходов» и недостаточной энергии
Фиг. 91. Выхлопные импульсы давлений при работе трех цилинд-
ров на одну турбину.
няется при присоединении к одной турбине выхлопов-
из двух или трех цилиндров, т. е. при смещении фаз»
выхлопа на 180 или 120°. В двигателях с прямоточное
НАДДУВ ДИЗЕЛЕЙ
93
.клапанной продувкой благодаря возможности устано-
вления более раннего открытия выхлопных клапанов
удается также объединять в некоторых случаях и че-
тыре выхлопа в один трубопровод (например, в семи-
«и десятицилиндровых двигателях «Бурмайстер и Вайн»).
Оптимальным является присоединение
к турбине трех цилиндров (чередование
выхлопов через 120°), поскольку продолжительность
импульса составляет около 30—40° (/), а период про-
дувки около 90—80° (II) по углу п. к. в. (фиг. 91).
, В двухтактных двигателях других типов (особенно
•судовых) находит применение, помимо рассмотренной,
ряд комбинированных систем осуществления наддува,
которые можно классифицировать по следующим основ-
ным признакам, указанным ниже.
4. СИСТЕМЫ КОМБИНИРОВАННОГО НАДДУВА
С ПЕРЕМЕННЫМ И ПОСТОЯННЫМ ДАВЛЕНИЕМ
ГАЗОВ
Переменное давление газов (р = var)
Последовательная двухступенчатая сис-
тема (фиг. 92, а), именуемая за рубежом системой
Кертиса, — это система, у которой в качестве первой
«ступени используется свободный газотурбонагнетатель,
Фиг. 92. Схемы осуществления
наддува у двухтактных двига-
телей: а — последовательная;
б — параллельная; в — то же
•с добавочным нагнетателем; г — ГТН, кинематически связанный с дви-
гателем; д — свободно вращающийся ГТН. 1 — газовая турбина;
2 — нагнетатель; 3 — охладитель; 4 — нагнетатель с механическим
приводом; 5 — электродвигатель.
а в качестве второй — приводной от двигателя нагне-
татель.
Видоизменением этой системы является так называе-
мая система дуплекс, у которой в качестве первой сту-
пени используется приводной нагнетатель, а в качестве
второй — свободный газотурбонагнетатель; эта система
в судовых двигателях применения не нашла.
Параллельная система (фиг. 92, б) — это си-
стема, у которой недостающая производительность
газотурбонагнетателя восполняется добавочным при-
водным нагнетателем, работающим параллельно с газо-
турбонагнетателем. В этом случае каждый из нагнета-
телей доставляет часть требуемого воздуха и сжимает
«его до нужного дваления.
Видоизменением этой системы является привод
добавочного нагнетателя не от двигателя, а от электро-
мотора (фиг. 92, в).
Система с газотурбонагнетателями, у которых
имеется кинематическая связь с дви-
гателем (фиг. 92, г); эта система обеспечивает
надежный пуск и работу двигателя на малых
оборотах; на номинальной нагрузке и близкой к номи-
нальной мощность турбины становится почти равной
мощности нагнетателя, благодаря чему привод раз-
гружается и растет механический к. п. д. двигателя.
Постоянное давление газов (р = const)
Последовательная система аналогична описанной
выше.
Система, имеющая только газотурбонагнетатели,
возможна только в том случае, если последние (ГТН)
кинематически связаны с двигателем.
Рассмотрение приведенных выше схем наддува пока-
зывает, что у большинства двухтактных двигателей
с контурными системами продувки для обеспечения
работы на всех эксплуатационных режимах необхо-
димо иметь кроме свободных ГТН дополнительный
подвод энергии к нагнетателю (например, «Зульцер»)
или дополнительный подвод воздуха от приводного
нагнетателя (например, МАН).
5. ПРИМЕРЫ ВЫПОЛНЕННЫХ
ЧЕТЫРЕХТАКТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
С НАДДУВОМ
Типичными примерами дизелей с повышенным
газотурбинным наддувом являются два двига-
теля МАН, разработанных на базе опытного
дизеля K6V30/45, первый для железнодорож-
ного транспорта—VI6V24/30, второй для судо-
вых целей — K6V45/66.
Дизель V16V24/30 — шестнадцатицилин-
дровый V-образный, развивает 3500 э. л. с. при
900 об/мин при следующих параметрах рабо-
чего процесса: ре = 16 кГ/см?-, рк = 2,75 кГ/см2',
Рг = 2,16 кГ/см?', pz = 125 кГ/см?', tK = 50° С;
ge = 150 г/э. л. с. ч; а = 2,15; q0Xjl = 12%;
9г =37%; qM — 3,3%.
Дизель имеет непо-
средственное смесеобра-
зование, четыре клапа-
на, масляное охлажде-
ние поршня; газотурбо-
нагнетатель состоит из
двухступенчатого ком-
прессора и двухступен-
чатой турбины с общим
к. п. д. около 60%. На-
грузочная характеристи-
ка дизеля приведена на фиг. 93.
Дизель K6V45/66 судо-
вого типа развивает 2600 э. л. с.
при 250 об/мин', двигатель
крейцкопфный, снабжен диа-
фрагмой, отделяющей полости
цилиндра от картера; клапа-
нов — 4.; поршни охлаждаются
маслом. Газотурбонагнета-
тели состоят из двухступенча-
того компрессора и двухсту-
пенчатой турбины. Основные
параметры двигателя: ре = 15 кГ/см?', рк = 2,1 кГ/см2--,
рг = 100 кГ/см?', ge = 142 г/э. л. с. ч; tT = 470° С.
К числу наиболее форсированных дизелей как по
Фиг. 93. Нагрузочная
характеристика дизеля
V16V24/30.
94
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
наддуву, так и по числу оборотов относятся легкие
и компактные дизели «Майбах» и «Мерседес-Бенц»
тепловозного типа.
Дизель MD-865 «Майбах» (см. фиг. 19, стр. 30)
имеет D = 185 мм и S = 200 мм; развивает 2500 а. л. с.
при 1600 об/мин при следующих параметрах: ре =
= 16,4 кГ/см2; ст ~ 10,65 м/сек; рк — 2,35 кГ/см2;
pz = 100 кГ/сл?; ge = 165 г/а. л. с. ч (минимальный
ge = 155); моторесурс 3500 ч. Дизель имеет предкамер-
ное смесеобразование; сопло насос-форсунки имеет
отверстие с d = 1,4 мм, а сопловая чашечка предка-
меры — шесть отверстий по 7 мм каждая. Наиболь-
шая мощность дизеля 4000 а. л. с. при 1900 об/мин
достигается при следующих параметрах: ре = 22 кГ/см2;
ст = 12,7 м/сек; ge =480 г/а. л. с. ч; tT = 610° С.
На фиг. 94 приведена универсальная характеристика
дизеля мощностью 4000 а. л. с.
Фиг. 94. Универсальная характеристика дизе-
ля MD-865.
К форсированным тепловозным дизелям относится
также дизель типа MB-820-Z) «Мерседес-Бенц» мощ-
ностью 1350 а. л. с. при 1500 об/мин. Дизель имеет
предкамерное смесеобразование; наддув осуществляется
двумя параллельно работающими газотурбонагнетате-
лями; газовые турбины радиального типа. Дизель
двенадцатицилиндровый, V-образный и развивает ука-
занную мощность при следующих параметрах: ре =
= 13,7 кГ/см2; рк = 2 кГ/см2; рг = 1,72 кГ/см2; pz=
=88 кГ/см2; tT=500—550° С; ge =160 г/а. л. с. ч. При
повышении рк до 2,35 кГ/см2 и pz до 100 кГ/см2 дизель
развивает 1625 а. л. с. при ре = 16,3 кГ/см2 и ge =
= 170 г/а. л. с. ч. На фиг. 95 показана нагрузочная
характеристика дизеля МВ-820-Db.
Среди отечественных четырехтактных дизелей с по-
вышенной степенью наддува отметим (см. разд, первый,
гл. 3 табл. 1,) следующие.
Дизель 36Д (6ЧН30/38) мощностью 1000 а. л. с.::
п = 600 об/мин. Ре — 8,3 кГ/см2 и ge = 176 г/э. л. с. ч.
Дизель Д50 тепловозного типа (ПД1) мощностью»
1200 а. л. с.: п = 750 об/мин, ре = 9,2 кГ/см2, ст —
= 8,25 м/сек, рк — 1,6 кГ/см2, pz = 61 кГ/см2 a ge ---
= 180 г/э. л. с. ч.
Дизель М-756 (12ЧН18/20) мощностью 1000 а. л. c.z
п = 1500 об/мин,
Ре — 9,8 кГ/см2;
с-т = 10,0 м/сек,
ge ~ 165 г/э. л. с. ч.
Дизель марки
ФТК . двенадцатици-
линдровый, V-образ-
ный со следующими
параметрами: ре —
= 11,4 кГ/см2 рк =
= 2,35 кГ/см2, pz =
= 120 кГ/см/2, =
= 650° С, ре =
= 1,9 кГ/см2, tK =
= 110° С, <ра = 1,25,
ge = 160 г/э. л. с. ч.
Ge=l,33 кг/л. с. Си-
стема наддува: при-
водной турбокомпрес-
сор и турбина, име-
ющая механическую
связь с двигателем.
Смесеобразование не-
Фиг. 95. Нагрузочная характери-
стика дизеля МВ-820-Db.
посредственное; ка-
мера сгорания типа
«Гессе льман».
6. ПРИМЕРЫ СИСТЕМ НАДДУВА ДВУХТАКТНЫХ
ДИЗЕЛЕЙ
В дизелях «Бурмайстер и Вайн» применяется и м-
пульсная система наддува со сво-
бодными газотурбонагнетателями 1
(фиг. 96). Воздух из окружающей среды засасывается
ГТН, откуда поступает через охладитель 3 в продувоч-
ный ресивер 4. Выхлопные газы после турбины 1
направляются в утилизационный котел 2. На случай
аварии ГТН предусмотрен особый нагнетатель 5.
На фиг. 97, на которой показаны кривые давлений
и температур перед турбиной (рТ, tT), кривые давле-
ний в цилиндре (рч) за время газообмена, а также диа-
граммы время—сечения выхлопа и продувки, видно, что-
раннее открытие выпускного клапана и большое время-
сечение предварения выхлопа обеспечивают увеличение
располагаемой энергии газов; практически процесс
свободного выхлопа заканчивается к моменту начала
открытия продувочных окон; продолжительность вы-
хлопного импульса составляет около х/з от всего в ре-
НАДДУВ ДИЗЕЛЕЙ
95<
меня, отведенного на процесс газообмена; среднее
давление за период выхлопного импульса на 30—40%
выше, чем за период продувки.
Баланс работ в свободном ГТН на всех режимах
обеспечивается в основном за счет раннего открытия
выхлопного клапана; минимального объема выхлоп-
ного тракта до турбины, сравнительно высоких темпе-
Фиг. 97. Кривые давлений и температур выхлопных га-
зов двухтактного дизеля с прямоточно-клапанной про-
дувкой (системы «Вурмайстер и Вайн»),
Наибольшее избыточное давление в подпоршневой
полости (около 0,4 ати при 1/1 нагрузке) совпадает
с моментом открытия продувочных окон. Относительно
высокий импульс давления продувочного воздуха
(около 2 ата) предохраняет от заброса газов в под-
ратур перед ГТ (400—450° С), минимального избытка
продувочного воздуха (благодаря прямоточно-клапан-
ной системе продувки), присоединения (чаще всего)
трех цилиндров к одной турбине.
При пуске ГТН раскручиваются сжатым пусковым
воздухом из баллонов. В случае выхода из строя ГТН
работа двигателя обеспечивается при числе оборотов
0,70 от номинальных, посредством аварийного электро-
компрессора 5; практически последний в эксплуатации
не используется.
При системе наддува «Вурмайстер и Вайн» дости-
гаются следующие показатели при номинальном ре-
жиме: ре = 8,5 кГ/см? при рк = 1,6 кГ/см?, ge = 160—
155 г/э. л. с. ч', т)л4 = 0,89—0,90; рг = 65 кГ/см2.
Особенностями конструктивного осуществления чисто
импульсной системы наддува «Сторк» (в отличие от
«Вурмайстер п Вайн») является замена одного выхлоп-
ного клапана в крышке четырьмя, что обеспечивает
быстрое нарастание проходного сечения клапанов,
а также возможность установки одной центральной
форсунки.
Фирма «Зульцер» применяет в двухтактных судовых
крейцкопфных двигателях с контурной продувкой
последовательную систему (с байпа-
сом) газотурбинного наддува с им-
пульсными турбинами (фиг. 98). В этой
системе воздух из окружающей среды засасывается
«импульсными» газотур'бонагнетателями 1—2, затем
подается под давлением (I ступень сжатия) через про-
межуточный охладитель 7 в общий для всех цилиндров
ресивер 6, откуда периодически (при ходе поршня
вверх) поступает через обратные клапаны в индиви-
дуальные для каждого цилиндра подпоршневые по-
лости 5, где сжимается при ходе поршня 4 вниз (II сту-
пень сжатия) и осуществляет продувку и наддув при
переменном давлении воздуха. Выхлопные окна снаб-
жены вращающейся заслопкой 3.
поршневую полость и обеспечивает хорошую продувку.
Мощность, затрачиваемая на подпоршневые полости,,
невелика и составляет при 1/1 нагрузке около 3%
от мощности двигателя.
Замеренпые на двигателе марки 9RSAD76 мощностью
11 700 э. л. с. при 119 об/мин изменения давлений
6
Фиг. 99. Протекание процесса продувки — наддува у дизелей
9RSAD76; давления: 1 —в ресивере; 2 —в подпоршневой по-
лости цилиндра .У 7; 3 — в цилиндре .У 7; 4 — за цилиндром
№ 7—4; 5, 6, 7 — импульсы давлений.
(фиг. 99) дают картину протекапия процесса продувки-
наддува, который состоит из двух периодов: первого —
при снижающемся давлении продувки 2 до давления
в ресивере 1 (примерно в н. м. т.) и, наконец, второго —
при рк = const, когда воздух поступает из ресивера.
Из приведенной на той же фигуре диаграммы время—
сечение видно, что имеет место асимметричное газорас-
пределение благодаря тому, что выхлопная заслонка
перекрывает выхлоп до того, как поршепь перекроет
96
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
выхлопные окна. Таким образом, дозарядка цилиндра
•происходит в конце периода продувки. Вследствие дрос-
селирующего действия заслонки сжатие в цилиндре
начинается уже с момента закрытия продувочных
окон, хотя заслонка фактически закрывает выхлоп-
ные окна несколько позже. Из диаграммы (фиг. 99)
видно также, что продувочные окна начинают откры-
ваться в момент уравнивания давления в цилиндре
и подпоршневой полости, а выхлопная заслонка закры-
вается в момент выхлопного импульса из соседнего
цилиндра.
Для работы на одну турбину сгруппированы по три
цилиндра, имеющих смещение кривошипов коленчатого
вала на 120°; при этом смещении фаз выхлопа импульсы
из отдельных цилиндров имеют возможность воздей-
ствовать на всю поверхность сопловой коробки турбины.
При полном отключении газотурбонагнетателей дви-
гатель 9RSAD76 благодаря использованию подпоршне-
вых полостей можно нагружать до 45% его номиналь-
ной мощности, т. е. до 75% номинальной скорости
хода (при ре = 4 кГ/см^); при выходе из строя одного
из газотурбонагнетателей обеспечивается скорость хода,
равная 85% от номинальной.
При пуске двигателя продувка рабочих цилиндров
осуществляется с первого же хода поршня подпоршне-
выми насосами.
Завод МАН применяет на своих двигателях с пе-
тлеобразной продувкой различные системы наддува:
как с турбинами постоянного давления, так и с импуль-
сными турбинами, как с последовательной, так и с па-
раллельной системой наддува.
На фиг. 100 показаны основные схемы над-
дува МАН.
Схема I предназначена для импульсно-параллель-
ной системы наддува, у которой дополнительный воз-
дух подводится к двигателю из одной или нескольких
подпоршневых полостей d.
Схема II для постоянного давления газов (р = const) —
последовательно-параллельная, у которой часть
подпоршневых полостей, например d, используется
в качестве добавочных насосов, а другая часть, нацри-
-мер е, является второй ступенью сжатия воздуха,
поступающего из турбокомпрессора а.
Схема III предусматривает непосредственный под-
вод воздуха из подпоршневой полости d к сопловому
аппарату турбины b для облегчения запуска двига-
теля.
Чаще всего МАН применяет схему I наддува, при
которой оказывается достаточным использовать под-
поршневые полости 1/з рабочих цилиндров. Последо-
вательно включенные подпоршневые полости по схеме
II наддува работают только на частичных нагрузках,
благодаря наличию байпасного клапана. Согласно
результатам испытаний схемы I и II примерно равно-
ценны. Во всех трех схемах применяются промежуточ-
ные охладители воздуха с.
В последнее время заводу МАН удалось осуществить
последовательно-параллельную систему продувки —
наддува без применения золотников на выхлопе.
Типичным примером двухтактных двигателей с над-
дувом, использующих энергиювыхлоп-
ных газов постоянного давления,
являются двигатели «Фиат». Схема осуществления над-
дува — последовательная (фиг. 101) и предусматри-
вает в качестве I ступени сжатия ГТН (1, 2), работаю-
щий на газах постоянного давления, и поршневые про-
дувочные насосы двойного действия (4) в качестве
II ступени сжатия. Наддувочно-продувочный воздух
охлаждается как после I, так и после II ступени.
Фиг. 100. Схемы комбинированного над-
дува МАН: I — импульсно-параллельная;
II — последовательно-параллельная для
р = const; III — с добавочным подво-
дом воздуха непосредственно к газовой
турбине (для облегчения запуска).
НАДДУВ ДИЗЕЛЕЙ
97
Принятая система наддува: 1) обеспечивает возмож-
ность работы без ГТН с мощностью, равной 80% от
номинальной; 2) обеспечивает надежные пуски и манев-
рирование; 3) дает возможность применения меньшего
количества ГТН (например, двух ГТН на восемь
цилиндров), чем при «импульсной» системе; 4) не тре-
бует установки ГТН в непосредственной близости
к двигателю; 5) исключает загрязнение полостей
продувочных насосов грязным маслом из цилиндра.
Фиг. 101. Схема наддува дизелей «Фиат» при р = const: 1 — тур-
бина; 2 — нагнетатель I ступени; 3 — охладитель I ступени;
4 — приводной поршневой насос II ступени; S — охладитель
II ступени; 6' — общий продувочный ресивер; 7 — выхлопной
коллектор.
Из результатов испытаний видно, что при нормаль-
ной нагрузке (ре — 6—7 кГ/см2) расход топлива соста-
вляет около 160 г!а. л. с. ч., температура газов около
300° С и давление наддува рк = 1,6 кГ/см?.
В среднеоборотных тронковых двухтактных дизелях
МАК типа 821 А К с прямоточно-клапанной продувкой
и ГТН (D = 290 мм и S = 420 мм) мощностью 1500 а. л. с.
при 8 цилиндрах и 370 об/мин удалось достигнуть
баланса мощностей ТК и ГТ почти на всех эксплуата-
ционных режимах. Оптимальным в отношении эффек-
тивного использования энергии выхлопа оказалось
разделение выхлопного коллектора на четыре ветви
(по два цилиндра на одну турбину) при следующем
порядке вспышек 1—6—4—7—2—5—3—8. Для -уве-
личения энергии выхлопных импульсов момент откры-
тия выхлопных клапанов до н. м. т. был увеличен
с 76 до 94°. Для обеспечения устойчивой работы на
2 1
Фиг. 102. Конструктивная схема турбокомпрес-
сора МАК с дополнительной ступенью сжатия:
1 — электродвигатель; 2 — колесо дополнитель-
ной ступени; 3 — колесо ЦН основной ступени.
малых числах оборотов (80—150) в ТК предусмотрена
дополнительная центробежная ступень с приводом от
электродвигателя, встроенного ц корпус ГТН; при
достижении 150 об/мин вспомогательная ступень авто-
матически отключается (фиг. 102). Параметры дизеля
на номинальном режиме следующие: ре = 8,25 кГ/см^,
рк = 1,56 кГ/см?, рг = 70 кГ/см?, tK = 34° С, tT =
= 450° С, a = 1,85, ge = 165 г/э. л. с. ч., Ge —
= 6,67 кг/а. л. с. ч (расчет рабочего процесса см.
табл. 12).
На отечественных двухтактных ди-
зелях с наддувом средней оборотности приме-
няются:
1) на V-образном дизеле 11Д45 мощностью 3000 а. л. с.
при 750 об/мин — последовательная система наддува
из двух ГТН, охладителя и приводного центробежного
нагнетателя. Основные параметры двигателя: ре =
= 9,1 кГ/см?, ge = 170 г/э. л. с. ч, gi = 140 г/и. л. с. ч,
рк = 2,2—2,4 кГ/см2, е = 11—12, t[M — 82%, а2 =
= 2,3—2,5;
2) на тепловозном дизеле с ПДП типа 10Д100 мощ-
ностью 3000 э. л. с. при 850 об/мин применяется после-
довательная система наддува с двумя ГТН I ступени
и приводным центробежным нагнетателем II ступени.
Параметры дизеля составляют: ge = 165 г/э. л. с. ч,
gi = 132 г/и. л. с. ч, Цм = 80%, ре — 9,3 кГ/см?, рк =
= 2,3 кГ/см?, Pz — ЮО кГ/см?.
7 Заказ 1630.
98
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
ГЛАВА VIII
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. ОСНОВНЫЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
Дизели могут работать на широком диапазоне чисел
оборотов и нагрузок. Поле возможных режимов работы
дизелей различного назначения показано на фиг. 103.
Стационарные условия работы ди-
зелей, работающих при п = const (например, на элек-
трогенератор), изображаются вертикалью 7, прохо-
Фиг. 103. Поле возможных режимов ра-
боты дизелей различного назначения.
дящей через значение номинального числа оборотов
двигателя пном я ограниченной точкой а, соответству-
ющей номинальной мощности данного скоростного режи-
ма. Обычно для стационарных двигателей предусма-
тривается возможность работы на диапазоне нагру-
зок от «холостого хода» (точка с, когда = NMex
и Ne = 0) до кратковременной перегрузки на 10—
15% (точка а').
Судовые двигатели, работающие при
п — чъх, могут работать на винт фиксированного шага
(ВФШ) или винт ' регулируемого шага (ВРШ). При
ВФП1 все установившиеся режимы работы двигателей
укладываются примерно на одну кривую винта 2
(параболу), а при ВРШ — на семействе кривых винта,
изменяющихся в зависимости от шагового отношения
винта НЮ (фиг. НО).
Наконец, возможные режимы двигателя, работа-
ющего в травспортных условиях, выражаются
на графике фиг. 103 заштрихованной площадью, огра-
ниченной кривой 3 максимальных мощностей для дан-
ных чисел оборотов Ne max = 1 (п), осью абсцисс, мак-
симально допустимым числом оборотов (точка <Т)
и минимально устойчивым числом оборотов (точка 6).
Режимы работы двигателей характеризуются сово-
купностью основных параметров рабочего процесса
(ре, М, Ne, п и др.). Дизели при эксплуатации имеют
установившиеся и неустановившиеся режимы работы.
Под установившимся режимом работы подразумевают
такой, при котором указанные выше основные пара-
метры рабочего процесса остаются постоянными и не
зависят от времени. Под неустановившимся режимом
подразумевают такой, при котором двигатель вырабаты-
вает либо недостаточные, либо избыточное количество
энергии при данной нагрузке, в связи с чем число
оборотов и другие параметры его изменяются во вре-
мени. Следовательно, неустановившийся режим являет-
ся переходным от одного установившегося режима
к другому.
Для оценки технико-эксплуатационных показателей
двигателей пользуются так называемыми характери-
стиками, устанавливающими связи между основными
параметрами, характеризующими работу двигателя
при различных условиях эксплуатации.
Если за независимое переменное выбрано число
оборотов двигателя п, то такие характеристики назы-
ваются «скоростными» (n = var). Характеристики, у ко-
торых за независимые переменные выбрана пагрузка
(Ne, ре или МКр\ называются «нагрузочными» (п —
— const).
2. СКОРОСТНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Различают два основных вида скоростных характе-
ристик: 1) внешние; 2) винтовые.
Внешняя характеристика предель-
ных мощностей, называемая также абсолют-
ной внешней характеристикой (фиг. 104, кривая 1),
Фиг. 104. Скоростные характеристики двигателей.
на этой характеристике вызывает дымнйй выхлоп,
высокие температуры газов, нарушение теплового
состояния двигателя и т. д. Поэтому использование
предельной внешней характеристики в эксплуатацион-
ных условиях недопустимо.
К внешним характеристикам эксплуатацион-
ных мощностей относится ряд внешних допу-
стимых в эксплуатации характеристик, перечислен-
ных ниже.
Внешняя характеристика макси-
мальных мощностей (кривая 2) снимается
при положении дозирующих органов, соответствующих
кратковременным максимально допустимым мощностям
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
99
(обычно 110—120% от номинальной) и соответствующим
числам оборотов в эксплуатации.
Внешняя характеристика номи-
нальных (полных) мощностей (кривая 3)
снимается при положении дозирующих органов, соот-
ветствующих Ne ном и п-ном’ и является основной мощ-
ностной характеристикой двигателя.
Скоростные характеристики ча-
стичных (долевых) мощностей (кри-
вые 4 и 5) осуществляются при уменьшенных подачах
топлива на цикл.
В дизелях транспортного типа количество подава-
емого на цикл топлива регулируется перемещением
рейки топливного насоса, ~ -- ----------~
а
последние рассчитаны на
значительно большую
производительность, чем
это требуется в эксплу-
атации (обычно от по-
луторной до двойной).
Поэтому часто ограни-
чивают перемещение ре-
гулирующего органа
насоса в сторону подачи
топлива путем установки
упора. Кривая, дающая
зависимость Ne = / (п),
при постоянном наи-
большем допустимом
ходе плунжера насоса,
ограниченным
на насосе, ]
скоростной
тельной характеристикой
по насосу
кривая 2).
Если для всего ин-
тервала рабочих чисел
оборотов сохранять не-
изменным ^наибольшее
значение ре = const (что достигается соот-
ничительные
моменту (3)
Фиг. 105. Внешняя (Г) и огра-
по насосу (2) и
хар актеристики.
[ упором
называется
ограничи-
(фиг. 105,
допустимое
ветствующей регулировкой подачи топлива за цикл),
то зависимость Ne = / (п) будет называться скоро-
стной ограничительной характеристикой по моменту.
Эта зависимость будет иметь прямолинейный харак-
тер (например, кривая 3). Нако-
нец, может быть установлено
ограничение для кривой Ne = f(n\.
по коэффициенту избытка воз-
духа а (расчетным путем), пред-
полагая, что при определенном и
постоянном а = const сохраняют-
ся неизменными условия про-
текания рабочего процесса и теп-
лонапряженности двигателя.
В этом случае кривая Ne = / (п)
будет называться 'скорост-
ной огранидительной
характеристикой по а.
Характер протекания различ-
ных видов внешних характери-
стик примерно один и тот же; по-
этому внешние характеристики представляют собой
обычно семейство кривых (например, кривые 1, 2 и 3,
фиг. 104).
Количество подаваемого насосом топлива
на один цикл g4K при постоянном положении
органа, управляющего подачей топлива, не остается
постоянным, так как с изменением числа оборотов
двигателя обычно изменяется коэффициент подачи
а)
4 о,s/цикл
0,20
0,15
0,10
О-
топливного насоса т)т. н. У насосов золотникового типа
Tpn. н несколько возрастает с увеличением числа обо-
ротов, что объясняется уменьшением влияния утечки
топлива через неплотности, а также увеличением влия-
ния дросселирования во всасывающих и перепускных
окнах насоса в начале и конце нагнетания; у насосов
с клапанным распределением, наоборот, т)т. „ падает
с увеличением числа оборотов. Поэтому, например,
для судовых установок, где требуется осуществлять
повышенные крутящие моменты на пониженных чис-
лах оборотов, желательно предусматривать у топлив-
ных насосов золотникового типа особые коррек-
тирующие устройства, дающие возможность
увеличивать крутящий момент двигателя на понижен-
ных числах оборотов на 10—25% (фиг. 106).
Внешние характеристики обычно снимаются непо-
средственно с двигателей экспериментальным путем.
Однако, для того чтобы иметь возможность проводить
анализ характеристик и получить материалы для
построения характеристик новых типов двигателей,
необходимо использовать зависимости между основ-
ными параметрами и числом оборотов двигателей.
Исходными выражениями для построения внешних
характеристик являются формулы для определения
мощности двигателей в общем
индикаторная мощность
Ni = Cnpi и. л.
эффективная мощность
Ne=Cnpe а. л.
где
виде:
с.;
с.,
С — постоянная, а средние давления и
27 Qu Цг „ ТВ
Pi ~ '632Х ТЕ7- “ VbT1h ~ s V Yb11h:
о
27 Qh T)i D Т)г
о
Ре'-
(104)
(104а)
здесь
Lo — 28,95£о — теоретически необходи-
б)
m/az
'о ООО 800 1200 1600 71,Об/мин
Фиг. 106. Корригированная харак-
теристика топливного насоса (а) и
поле возможных значений тц/а£
для различных двухтактных дизе-
лей (б).
В
Qh
27 (?н
632,3 Го
мое количество воздуха для сгора-
ния 1 кг топлива, кг/кг;
— низшая теплотворность топлива,
ккал/ кг; и
— величина для данного состава то-
плива, являющаяся постоянной.
7*
100
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Принимая во внимание трудность определения в
эксплуатационных условиях коэффициентов а и т]н
(особенно у двухтактных дизелей), можно, введя извест-
Tjij СРк
ную взаимосвязь , использовать при анализе
а а2
влияния различных факторов на внешнюю характери-
стику двигателя также следующие формулы для опре-
деления pj и ре:
Рг = В -2^ фкУк, (105)
а2
ре = 7? ——- фкУкЛм, (105а)
а2
где и а2 — коэффициент избытка про-
дувочного воздуха и суммарный коэффициент
избытка воздуха, а произведение фкук (или
фоУо) представляет собой удельный расход
воздуха за цикл.
У двухтактных двигателей с различными
схемами продувки характер зависимости
-^2- = /(ау) изменяется, согласно опытным
«2
данным, примерно по одной и той же за-
кономерности [18].
•
Поле возможных значений —— для двух-
а2
тактных дизелей различных типов при работе
их на номинальном числе оборотов и по винто-
вой характеристике (фиг.106,б) ограничивается
сверху кривой 1 для судовых дизелей боль-
шой мощности и снизу кривой 2 для много-
оборотных двигателей с прямоточно-клапан-
ной и контурной продувкой [18]. Если при-
нять а2 3 для номинального режима, то
средняя величина составит для дизелей:
а2
Многооборотных с пря-
моточно-клапанной и
контурной продувкой ~0,13 5
Многооборотных с ПДП ~0,15
Судовых большой мощ-
ности .............. —0,15
Таким образом, мощность двигателя в функции от
числа оборотов зависит в основном от характера
изменения ряда взаимосвязанных параметров рабочего
процесса от п (фиг. 107).
Внешняя характеристика эффективной мощности
Ne = / (п) может быть построена или на основании
выражения Ne = ArjT]M, или непосредственно из выра-
жения Ne = Nt — NMex, где зависимость мощности
сопротивления механических потерь может быть опре-
делена в первом приближении из уравнения вида
максимальных значений TV, и Ne объясняется падением
t]jh с увеличением чисел оборотов.
Вращающий момент Ме и среднее рв изменяются
в функции от п по одному и тому же закону
Фиг. 107. Характер измене-
ния основных параметров
рабочего процесса при ра-
боте по внешней характери-
стике.
Ме = 716,2 —= А, — ;
п п
900 Ne
Ре zve п -
Фиг. 108. Изменения и по внеш-
ней характеристике при условии NMex ~
• ~ BnS.
Число оборотов, при котором достигается наиболь-
шее значение Ме шах> можно получить, проведя каса-
тельную ОА из начала координат к кривой мощностей
(см. фиг. 104), как это видно из выражения
Ме max = 716,2 tg а.
3. ВИНТОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Винтовая характеристика судового дизеля, непо-
средственно соединенного с гребным винтом, является
одновременно характеристикой потребителя энергии
(винт и корпус судна) и самого двигателя. Последний,
следовательно, должен обеспечить на всем диапазоне
чисел оборотов мощности, поглощаемые винтом, с уче-
том всех потерь передачи энергии от двигателя к греб-
ному винту. Чаще всего принимают в первом прибли-
жении, что при постоянном водоизмещении судна мощ-
ность, поглощаемая винтом, пропорциональна кубу
числа оборотов двигателя (см. фиг. 104, кривая 6)
Nmcx — Вп ,
(106)
N = Cn3 л. с.
где 'В— постоянная, зависящая от типа,'тактности
п конструкции двигателя, а показатель т изменяется
для многоцилиндровых двигателей в пределах от 1,5
ДО 2,0. с,
На фиг. 108 внешняя скоростная характеристика
эффективной мощности Ne = / (п) построена как раз-
ность между кривыми Ni = / (п) и N^x = / (п),
причем показатель т принят равным 2. Сдвиг по фазе а
где С — коэффициент пропорциональности.
В действительности, для ряда классов судов закон
изменения мощности, поглощаемой винтом, отличается
от кубической параболы и может быть ближе к квадра-
тичной параболе и даже в особых случаях иметь пря-
молинейную зависимость.
Работа по винтовой характеристике может быть полу-
чена, если вместо постоянной подачи топлива на цикл
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
101
обеспечить частичную, соответствующую точкам задан-
ной кривой мощности винта на всем диапазоне измене-
ния чисел оборотов винта.
Поэтому при построении винтовой характеристики
целесообразно исходить из номинальной мощности
двигателя Меном и номинального числа оборотов пцОм-
Используя относительные параметры, т. е. обозначая
отношение эксплуатационной мощности к номинальной
через NeaKC =^те экс , а отношение эксплуатационного
-А'е ном
числа оборотов к номинальному через пжс = ,
пном
найдем соответствующие эксплуатационные
числа оборотов
пэкс = пном (-АГеэкс)» (108)
а также соответствующие вращающие моменты винта
М&кс = экс)2* (109)
Если исходить из эксплуатационных чисел оборотов,
то найдем соответствующие эксплуатацион-
ные мощности
Же ЭКС — Ne НОМ (гаэкс)3 (110)
и эксплуатационные вращающие моменты
Макс = Мном {72 экс)2 • (111)
Для построения кубической параболы и для нахо-
ждения /гаке и Макс по эксплуатационной мощности
или Л'еэкс и ЛГэкс по эксплуатационным числам обо-
ротов приведена табл. И основных режимов работы
двигателя 1Уеакс = пакс = 1,10; 1,00; 0,75; 0,50; 0,25.
Таблица 11
Определение основных данных при работе
по винтовой характеристике
е экс ’ пэкс Определяемые величины
1,10 1,00 0,75 0,50 0,25
1,331 1,00 0.42(1 0,125 0,0156 ^еэкс =Ne пом (пдкс)3
1,21 1,00 0,562 0,25 0,0625 МЭКС— МНОМ (пэкс)2
1,032 1,00 0,908 0,793 0,629 пэкс — пном V Nе экс
1,065 1,00 0,824 0,63 0,396 Макс — Мномт// (Лгеакс)2
Как видно из этой таблицы, максимальная мощность
двигателя — 110% осуществляется при максимальном
числе оборотов — 103%; дальнейшее увеличение мощ-
ности при данном винте трудно осуществить за счет
увеличения числа оборотов, так как мощность винта
растет по кубической параболе, тогда как мощность
двигателя (при ре = const) растет прямо пропорцио-
нально числам оборотов. При эксплуатационных чис-
лах оборотов, меньших пК0Л1, мощности, поглощаемые
винтом, будут ниже эффективных мощностей, соот-
ветствующих полной подаче топлива; следовательно,
двигатель окажется недогруженным и будет работать
на точках пересечения ряда «частичных» внешних ха-
рактеристик с винтовой характеристикой (см. фиг. 104).
Минимально устойчивые в эксплуатации числа оборо-
тов двигателя zimin определяются в основном типом
двигателя, стабильностью регулировки топливопода-
ющей системы на малых оборотах, наличием условий,
обеспечивающих устойчивое протекание рабочего про-
цесса в цилиндре, и составляет обычно при работе
по винтовой характеристике nmjn 0,3 пи<ш; однако
у некоторых малооборотных мощных судовых двигате-
лей удается снижать nmln до (х/6 ~ 1: пном.
При х/4 числа оборотов мощность двигателя, как это
видно из табл. 11, составляет всего 1,5% от номиналь-
ной, т. е. двигатель фактически работает на холостом
ходу. В связи с этим трудно
длительно осуществлять нормаль-
ный процесс смесеобразования
и сгорания топлива вследствие
малых подач топлива на цикл
и падения давления распилива-
ния топлива.
Среднее эффективное давление
ре при работе по винтовой ха-
рактеристике изменяется про-
порционально квадрату числа
оборотов, т. е. так же, как и вра-
щающий момент, что вытекает
из основного выражения ре =
TVe
=-рг~; но Ne = Сгп3, следова-
телыго,
Ре — С3^2. (112)
Примерное изменение парамет-
ров рабочего процесса при работе
по винтовой характеристике по-
казано на фиг. 109.
Рассмотрение внешних и вин-
товых характеристик показывает,
что зона возможных эксплуата-
ционных мощностей главных су-
довых двигателей в зависимости
от класса судна и типа судовой
установки может лежать между
Фиг. 109. Характер
изменения основных
параметров дизеля
при работе по вин-
товой характери-
стике.
внешней характеристикой номи-
нальной мощности (см. фиг. 104) и винтовой.
При непосредственной работе одного двигателя на
винт судовая установка имеет большие мощност-
ные резервы, которые не могут быть исполь-
зованы в эксплуатации. У двигателя в этом случае
имеется по существу только один нормальный расчет-
ный режим (полная мощность) — в точке пересечения
винтовой характеристики 6 с внешней характеристикой
3 полной нагрузки (точка а, фиг. 104); на всех же
остальных режимах имеет место значительная недо-
грузка двигателя, характеризуемая заштрихованной
областью между кривыми 2 и в.
Значительно лучше используется потенциальная мощ-
ность двигателей в многовальных установках, а также
в установках с несколькими двигателями на один греб-
ной вал, если предусмотрена возможность отключения
отдельных двигателей. В этом случае увеличивается
также надежность и общий моторесурс установки.
Судовые установки с винтом ре-
гулируемого шага (ВРШ) открывают широкие
возможности по использованию всей потенциальной
мощности двигателей, работающих непосредственно
на винт, т. е. работы по внешней эксплуатацион-
ной характеристике при наиболее экономичных режи-
мах на всем диапазоне рабочих чисел оборотов.
102
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Показанное на фиг. 110 семейство кривых Не = f \п,
представляет собой кривые мощностей, которые надо
подводить к гребному винту при различных шаговых
отношениях Н/D и числах оборотов. Как видно из
кривых, с увеличением отношения HID потребные
мощности для одного и того же числа оборотов быстро
строить по ним внешние и винтовые скоростные харак-
теристики.
На фиг. 111 показаны изменения основных параме-
тров в функции от Не. Механический к. п. д. Цм с уве-
личением нагрузки возрастает вначале быстро, а за-
тем медленнее. Характер возрастания механического
к. п. д. может быть определен в первом приближении,
если известен механический к. п. д. двигателя при
установки с ВРШ при разных Н/D и п. Пункти-
ром дана внешняя характеристика.
Фиг. 111. Кривые изменения основных параметров дизеля при работе по
нагрузочной характеристике.
возрастают, кривые мощностей становятся более кру-
тыми, а винт — «тяжелее». Коэффициент полезного
действия гребного винта, как общее правило, несколь-
ко повышается с увеличением шагового отношения,
за исключением зон малых оборотов и больших отно-
шений H/D.
При ВРШ имеется возможность подобрать оптималь-
ные сочетания HID и п, при которых удельные расходы
топлива будут минимальными при максимальных
к. п. д. винта, что недостижимо при винтах постоян-
ного шага. Другими словами, можно обеспечить наи-
большие районы плавания на всех режимах.
Для рационального использования всех возмож-
ностей ВРШ в отношении максимальной экономичности
установки надо предусмотреть на двигателе автомати-
ческую регулировку его параметров (угла опережения,
давления впрыска, давления продувки и наддува,
количества продувочного воздуха и т. п.), которая
позволила бы работать при оптимальных условиях
регулировки на всем рабочем диапазоне мощностей
и чисел оборотов.
4. НАГРУЗОЧНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Под нагрузочными характеристиками подразуме-
вают изменение мощности, удельного расхода топлива,
механического к. п. д. и других основных параметров
двигателя в функции от нагрузки (ре или Ne) при по-
стоянном числе оборотов (п — const).
Кривые нагрузочных характеристик снимаются при
переменных подачах топлива па цикл. Ряд нагрузоч-
ных характеристик, снятых для пескольких различ-
ных, например nlt п.2, п3 и п4, однако постоянных
чисел оборотов, дает, очевидно, возможность no-
номинальной нагрузке, и если принять для упроще-
ния, что мощность внутренних сопротивлений не зави-
сит от нагрузки (у двигателей без наддува). Тогда меха-
нический к. п. д.
__ном_____ Ne ном ______ 1
Лмном— д7 —д? । v — V ’
i' e H0M~tмех . , -"мех
1 -г v
ном
где Нмех — мощность внутренних сопротивлений.
Введя величину относительной мощности работы
внутренних сопротивлений по отношению к эффектив-
о ® Нмех 1 л
нои мощности двигателя, оел1ЧЖ = ху-- = ----- — 1.
t" е ном Лм ном
найдем искомое значение механического к. п. д. для
переменных нагрузок (при п = const)
, . Пмех . . г J
1 п jy 1 + Ое мех
(113а)
Как видно из фиг. 111, а, при ц.и = 0,8 механиче-
ский к. п. д. изменяется примерно от 60 до 80% для
зоны эксплуатационных мощностей, ограниченных */4
нагрузки. При отсутствии нагрузки (холостой ход)
вся мощность двигателя тратится на преодоление вну-
тренних сопротивлений, т. е. TVj = NMex-
Характер изменения остальных наиболее важных
параметров двигателя по нагрузочной характери-
стике показан па фиг. 111, б применительно к конк-
ретному случаю.
В эксплуатации для определения мощности судового
двигателя по косвенным параметрам пользуются
иногда совмещенными графиками серии нагрузочных
характеристик, снятых на стенде при разных скорост-
ных режимах. Например, на нагрузочных характери-
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
103
стиках двигателя 4ДР30/50 (фиг. 112) по замеренной
G
на судне величине ~ (G4 — часовой расход топлива)
для данного скоростного режима (250 об/мин) можно
определить удельный расход топлива, температуру
максимальному и минимальному числу оборотов, то
устанавливают двухрежимные регуляторы; на-
конец, для автоматического поддержания стабильных
оборотов на любом промежуточном режиме во всем
диапазоне управления применяют все режимные
Фиг. 112. Серия нагрузочных характеристик дизеля 4ДР30/50
при различных числах оборотов.
Фиг. ИЗ. Регуляторные характеристики дизеля при работе
с регулятором: а — двухрежимным; б—всережимным.
регуляторы. На фиг. ИЗ, а приведены внешняя 1,
частичные 2, 3, 4 и регуляторные 5—11 характеристики
двигателя, снабженного двухрежимным регулятором.
На фиг. 113, б приведены внешняя 1 и регуляторные
2—5 характеристики двигателя при работе с всережим-
ным _ регулятором.
Регулировочные характеристики
При испытаниях и доводке двигателей пользуются
так называемыми регулировочными характеристиками,
позволяющими уточнить влияние отдельных элементов
регулировки двигателя на среднее ре (или на ge), как,
например, влияние на ре — угла опережения впрыска,
давления отрыва иглы форсунки, продолжительность
впрыска и т. д.
Совместные характеристики
При освоении двигателей с газотурбинным наддувом
нередко имеют место затруднения в получении нужных
режимов работы двигателя на всем диапазоне чисел
оборотов, особенно если требуется обеспечить работу
выхлопных газов и среднее эффективное давление,
а по нему и эффективную мощность двигателя.
5. ХАРАКТЕРИСТИКИ РЕГУЛЯТОРНЫЕ,
РЕГУЛИРОВОЧНЫЕ, СОВМЕСТНЫЕ
И УНИВЕРСАЛЬНЫЕ
Помимо рассмотренных выше характеристик, нахо-
дит применение ряд специальных характеристик.
Если двигатели снабжены автоматическими регуля-
торами скорости, то последний, перемещая орган упра-
вления (например, рейку топливного насоса), дополняет
скоростные характеристики новыми, которые назы-
ваются регуляторными. Последние могут быть заданы
в виде зависимостей М = / (п) или в виде Ne = / (п).
Если требуется ограничить в эксплуатации только
предельное (максимальное) число оборотов, то на дви-
гателе устанавливается однорежимный регу-
лятор; если надо обеспечить устойчивую работу
двигателя на двух крайних режимах, отвечающих
Фиг. 114. Совместные характеристики центробежного нагнета-
теля и дизеля! 1 — расход воздуха через двигатель (750 об/мин);
2 — граница помпажа; а — н. п. д. нагнетателя.
104
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
500 600 700 800 900 1000 1100 7), об/мин
Фиг. 115. Универсальная характеристика че-
тырехтактного судового дизеля «Веркспур»
мощностью 1700 а. л. с. при 1100 об/мин.
по внешней характеристике. В связи с этим необхо-
димо тщательно согласовать совместную работу дви-
гателя с работой наддувочного агрегата, т. е. согласо-
вать так называемую нормальную характеристику
нагнетателя с характеристикой сопротивления газовоз-
душного тракта двигателя. Характеристика сопроти-
вления двигателя, как известно, зависит в основном
от расхода воздуха через двигатель (рг~^<?сек)
и сравнительно мало зависит от числа оборотов и на-
грузки.
Построение «совместных» характери-
стик двигателя и газотурбонагие-
т а т е л я дает возможность установить: обеспечивает
ли ГТН подачу необходимого количества воздуха для
всех режимов работы двигателя. Например, из при-
веденного графика (фиг. 114) можно установить (для
постоянного отношения рг/рк = const), при каких рас-
ходах и давлениях воздуха, а также к. п. д. нагнета-
теля обеспечивается работа двигателя на разных ско-
ростных режимах.
К универсальным или многопараметровым
характеристикам относятся такие, в которых одновре-
менно выявляются функциональные связи трех и более
исследуемых параметров.
Например, на фиг. 115 в координатах Nenn нанесена
сетка изопараметрических кривых для постоянных
значений удельного расхода топлива ge и tT перед ГТ
для четырехтактного двигателя с ГТН* «Веркспур»
типа RUB-1612 мощностью 1700 а. л. с. при 1100 об/мин,
которая дает возможность выявить наиболее экономич-
ные режимы при любых нагрузках и числах оборотов.
Построение многопараметровых характеристик тре-
бует опытного определения значительного количества
точек и большой тщательности в проведении самих
экспериментов, иначе трудно будет получить замкну-
тые кривые.
ГЛАВА IX
МЕТОДИКА РАСЧЕТА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ
1. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА РАБОЧЕГО ЦИКЛА
Основной целью расчета рабочего цикла является
определение основных параметров и показателей рабо-
чего процесса, характеризующих эффективность и эко-
номичность работы дизеля.
В результате расчета рабочего цикла определяются
основные размеры рабочего цилиндра, а также строится
расчетная индикаторная диаграмма, являющаяся ос-
новным исходным материалом для динамических и проч-
ностных расчетов дизеля.
Расчеты рабочего цикла, как правило, выполняются
для номинального режима. Для переменных режимов
схема расчета остается той же, однако выбор исходных
данных должен быть произведен в соответствии с осо-
бенностями расчетного режима.
В основном задании на расчет рабо-
чего цикла дизеля обычно указывается его номи-
нальная мощность Ne и номинальное число оборотов п,
а также назначение дизеля. В техническом задании,
кроме того, обычно указывается тактность двигателя,
наличие наддува, схема наддува, тип продувки, сте-
пень быстроходности двигателя ст, весовые и габаритные
параметры, удельный расход топлива и другие пара-
метры, связанные с особенностями той или другой уста-
новки. Расчет рабочего цикла целесообразно выполнять
в табличной форме по прилагаемой ниже схеме.
В табл. 12 дана наиболее общая схема расчета
отдельных процессов рабочего
цикла, а в примечаниях к таблице указывается,
к какому типу дизеля применима та или иная фор-
мула.
Расчет рабочего процесса дизеля
Таблица 12
Наименование Обозна- чение Размерность Формула, источник Варианты Примечания
I II
Эффективная мощность Номинальное число оборотов Давление окружающей среды Температура окружа- ющей среды Степень Сжатия Давление продувки — наддува Коэффициент избытка воздуха для сгорания Коэффициент продув- ки Коэффициент остаточ- ных газов Коэффициент исполь- зования тепла в точке z Коэффициент исполь- зования тепла к концу сгорания Дол'я хода поршня, потерянного на продувку Потеря давления в воз- духоохладителе (в. о.) Давление воздуха за нагнетателем Показатель политропы сжатия в нагнетателе п Ро То е Рк а фа Уч Фп, Фе Дрк Рк пк I в. л. с. об/мин кГ/см2 °к кГ/см2 II. Рас’ кГ^см^ кГ/см2 Исходные параметры Задано То же » » » » » » » » » > Фп=-у- (ет процесса наполнения Задано Рк + Задано 2200 500 1,033 288 13 1,70 1,80 1,15 0,03 0,75 0,88 0,03 1,73 1,60 1600 375 1,033 288 13,3 1,78 1,75 1,62 0,08 0,80 0,88 0,143 1,81 1,60 Вариант I. Че- тырехтактный ди- зель с ГТН Вариант II. Двухтактный ди- зель с ГТН без добавочного при- водного нагнетате- ля Для Д действи- тельная Для ЧН, Д и ДН Для ЧН, Д и ДН Для Д и ДН ЧН и ДН при наличии в. о. ЧН, ДН ЧН, Д и ДН
МЕТОДИКА РАСЧЕТА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ 105
Продолжение табл. 12
Наименование Обозна- чение Размерность Формула, источник Варианты Примечание
I II
Адиабатный к. п. д. нагнетателя Температура воздуха за нагнетателем Снижение температу- ры воздуха в воздухо- охладителе Температура воздуха перед двигателем Подогрев воздуха от стенок цилиндра Температура воздуха в цилиндре Температура остаточ- ных газов Температура в начале сжатия Давление в выпускном коллекторе Давление в начале сжатия Коэффициент наполне- ния Коэффициент наполне- ния, отнесенный к пол- ному ходу поршня Т]аЭ. к т' к АТ охл Тк АТ а Т'. Т'к Тг Та Рг Ра Лн Цн °К °К °К °К °К °к °к кГ/см? кГ/см2 Задано "к"1 Т (P«\ ”к 1 О 1 1 \р>/ Задано тк=т, Тк АТ0ХД т —т' •* к * к Задано Тк+АТа Задано Ут-Т-Г 1 +Yr Для варианта I р8«0,92 рп Для варианта II ра~0.9 рк (0,85-5- 0,95) ра или (0,85-5-0,95) рк (0,85-5-1,05) рк Рк^гРг 2 е Ра То 1 е —1 Рь Та 1 + Yr е Ра 1 8—1 Рк Та1+уг (1-Ф) 349,5 29,5 320 15 335 800 348 1,545 1,63 0,938 355 30,0 325 10 335 800 370 1,60 1,69 0,834 0,715 ЧН, Д И ДН чн, Д и ДН ЧН, ДН при на- личии в. о. Ч ЧН, ДН прив. о. Д, ЧН без в. о. Ч, ЧН, Д и ДН ЧН, Д и ДН ЧН и ДН Ч и ЧН Д и ДН, прямо- точная продувка Д и ДН, кон- турная продувка Ч ЧН, ДН Д И ДН
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Суммарный коэффи- циент избытка воздуха а2 — «Фа 2,07 2,83 ЧН, Д и ДН
Коэффициент избытка продувочного воздуха Фк — фа'Пн 1,08 1,157 Д и ДН
III .Расчет процесса сжатия
Мольная изохорная теплоемкость воздуха % ккал/молъ • ° к 4,6 + 0,0006 Т — Для топлива: С = 0,87; Н = 0,126 0 = 0,004
Средняя мольная изо- хорная теплоемкость «чистых» продуктов сго- рания (а = 1,0) % ккал/моль•° к 4,89 + 0,00086 Т — —
Теплоемкость смеси воздуха и остаточных газов на ходе сжатия ккал/молъ° к Yr+ + [a (1+Yr)-Yr] cv 4,61+ +0,0006 Т 4,61+ +0,000611 Г При Yr >0,05
ч ad + Yr)
Средний показатель политропы сжатия . 1,986 1,37 При Yr <0,05
"* * 4,6+ 0,0006 raU+e"!-1) . 1,986 1,366
+Ьс?’а(1 + еП1 *) При Yr>0,05
Давление в конце сжа- тия Рс кГ/см2 Pa e”1 55 57,6
Температура в конце процесса сжатия Тс °К Ta 8П1—1 897 928
IV. Расчет процесса сгорания
Весовой состав топли- ва С; Н; О кг/кг Средний состав: С = 0,87; Н = 0,126; 0 = 0,004
Низшая теплотворная способность топлива Qh ккал/кг — 10100 10 100 * Для топлива среднего состава
Т еоретически необх о- димоо количество возду- ха Ьо кг-молъ/кг 1 /С Н _ О_\ 0,2Ц 12+ 4 32/ 0,495 0,495
Действительное коли- чество воздуха для сго- рания L 9 aLt 0,891 0,866
Химический коэффи- циент молекулярного из- менения ₽0 — 1 , 8Н + О 1 32a£0 1,0355 1,0365 о , . 0,0639 р. «=» 14 • a
МЕТОДИКА РАСЧЕТА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ
П родолжение табл. 12
Наименование Обозна- Размерность Формула, источник Варианты Примечание
чение I II
Действительный коэф- фициент молекулярного изменения Доля топлива, сгорев- шего к точке z Коэффициент молеку- лярного изменения в точке z Средняя мольная изо- хорная теплоемкость смеси в точке t Средняя мольная изо- хорная теплоемкость в конце сгорания (точка Ь) Теплотворная способ- ность топлива, условно отнесенная к 0° К Степень повышения давления при сгорании Средняя мольная изо- барная теплоемкость смеси в точке z Максимальная темпе- ратура сгорания Максимальное давле- ние сгорания Степень предваритель- ного расширения р Хг Pz .4 с-ь Q'h X Pz • Tz Рг о ккал/кг-молъ • °К ккал/кг-молъ • °К ккал/кг ккал/кг-моль • °К °К кГ/см2 V. Р Po + Yr 1+Yr ЪЛ 1 I Ро-1 х 1 1 1+Yr z (l,064a:z+Yr) + +_z + [ц(1+уг)-(^+уг) %] а (1 + Yr)+0,064 z+ (1.064+Yr)^+(l+Yr) (a—i) + a(l+Yr)+0.064 = Язь+Ьь21 Qh+L (1 +Yr) [Pz (°»z + Wo)— — (a»c + fy»^o)] Ta Задано ё;г +1,986 = apz+6z7; + [ (4,6+0,0006 Tc) +1,986 X] Tc + + yr [(^ь+^ь^с) +1,986 X] Tc — — Pz (1 + Yr) (epz+^z^z) Tz X Pc асчет процесса расширения Pz Tz X ’• Tc 1,034 0,843 1,029 4,74+ +0,00073 T 4,77+ +0,00075 T 10281 1,545 6,726+ +0,00073 T 1890 85 1,405 1,033 0,909 1,0278 4,76+ +0,000742 T 4,77+ +0,000753 T 10188 1,25 6,746+ +0,000742 T 1937 72 1,715
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Степень' последующего расширения Средний показатель политропы расширения Температура в конце процесса расширения Давление в конце про- цесса расширения Среднее индикаторное давление теоретического цикла (для Д и ДН — отнесенное к полезному ходу поршня) Коэффициент полноты индикаторной диаграммы Среднее индикаторное давление действительно- го цикла Индикаторный расход топлива Индикаторный к. п. д. Действительное прира- щение температуры воз- духа в нагнетателе Адиабатное повыше- ние температуры возду- ха в нагнетателе 6 П2 Тъ Рь VI . Pi £ Pi gi •Hi VII ЬТК ад- к °к кГ/см? Определение кГ/см2 кГ / с.и 2 кг/и. л. с. ч. Параметры и “К °К 8/Q 1,986 rz_ п2—1 = — L (l+Yr)P + ₽ (««г + ^ЩХ Xтz (а-оъ-V^bTb) Ть Гг/б”2-1 Pzl^ . индикаторных показателей .-А »+Л(‘ №-,) —~( 1——-—VI п1 — 1Д e«i— lyj Задано Pi (1—ф) 318,4 632,3 giOn родув очно-надду вочно г о на] Т'к-Ть Г ft-i 1 ( A h Та Т -1 L \ Ро/ J 9,25 1,236 1118 5,45 двигател 12,53 г 0,98 12,29 0,1435. 0,432 гнетателл 61,5 46 7,75 1,243 1118 5,65 я 12,60 1,0 10,8 0,133 0,472 67,0 50,1 Только для Ч и ЧН Ч и ЧН Д И ДН Д, ДН с прямо- точно-клапанной продувкой ЧН, Д и ДН Для центробеж- ного нагнетателя То же
МЕТОДИКА РАСЧЕТА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ
Продолжение табл. 12
Наименование Обозна- Размерность Формула, источник Варианты Примечание
чение I II
Адиабатный к. п. д. нагнетателя НаЭ- к — А ТaQ. к ДТк к—1 0,75 0,749 Для центробеж- ного нагнетателя
Работа адиабатного сжатия воздуха в нагне- тателе Механический к. п. д. нагнетателя Lad- к Ти- к- кгм/кг 102,5 То (Рп - \ ро / Задано — 102)5 ад- к 4720 0,98 5140 0,98 Для центробеж- ного нагнетателя (ЦН) То же
Действительная работа сжатия в нагнетателе Удельный объем воз- духа на всасывании в PH Механический к. п. д. PH Объемный коэффи- циент подачи PH Действительная рабо- та сжатия воздуха в PH Относительная мощ- ность ДН и PH Давление газов перед ГТ Давление газов за ГТ Показатель политропы расширения газов при истечении из цилиндра Ln Ти- Р П«р <5к кгм/кг м3 /кг кгм/кг Lad- к 6420 7000
Пад'кЧи'К 29,27 То РвЮ' Задано То же %(К-ра) Ю4 » Для ротативного нагнетателя (PH) То же »
Чи- р 1Ц -<4ЛК □ 0,1012 0,139 » Для ЦН и PH
Qh Tli
3 ъ ъ w Ф со VIII. кГ/см2 кГ/см2 28,95 Ьо асра (Л =1/427) 1араметры газовой турбины (0,85 = 0,92) рк Задано То же 1,545 1,06 1,32 1,60 1,04 1,30
Температура продук- тов сгорания в коллек- торе Тг °К 71 • f\ -1 «г 825 882
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Теплоемкость продук-
тов сгорания
Изобарная теплоем-
кость продувочного воз-
духа
Изобарная теплоем-
кость смеси продуктов
сгорания п воздуха
Температура газовоз-
душной смеси перед ГТ
Секундный расход га-
зовоздушной смеси
Показатель адиабаты
для газов при их рас-
ширении в ГТ
ккал/кг-моль °К
ср ккал/кг-молъ °К
ср ккал/кг-моль • °К
Тсм ° к
Мг кг-молъ/и л. с. сек
с^ + Ш6 = арь + ЬьТг
c'v + 1,986 = af-\-bTK
Адиабатный теплопе-
репад в ГТ
Эффективный к. п. д.
ГТ
Относительная мощ-
ность турбины
'.'г
Иа ккал/кг-молъ
Пт —
6Т —
(фд—1) Ср + Ро Ср
Фа — 1 + Ро
(Фа~1) с'рГК + РоСрГг
(Фа-1 + ₽0)«р
gj£ (<Pa— 1 4~ ро)
3600
Задано
«г~1 -
кг
Рг /
Задано
5,69 НаМг
7,374 7,42
6,778 6,78
7,28 7,20
765 685
4,22 10~5 5,28-Ж5
1,33 1,30
496 495
0,85 0,80* * Принято Кимп^1А7
0,1012 0,139
IX. Эффективные показатели двигат е л я
Механический к. и. д. собственно двигателя п9 1Л1 — Задано 0,88 0,805
Механический к. и. д. установки Пм S’ L г® | 1 ь» о ~Г с» 5 о> й 0,88 0,805 Ч со свободным ГТН Д, ЧН с меха- ническим наддувом Комбинирован- ный наддув
Эффективный расход топлива ge г/э. л. с. ч gi/^M 163 164
Среднее эффективное давление Ре кГ/ см 2 Рг Чи 10,8 8,7
Эффективный к. п. д. двигателя Пе — 0,380 0,381
МЕТОДИКА РАСЧЕТА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ
112
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
2. ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ
ДИАГРАММЫ
Тепловой расчет двигателя завершается построением
индикаторной диаграммы, которая в дальнейшем яв-
ляется исходным материалом при проведении динами-
ческого и прочностного расчетов двигателя.
Построение диаграммы выполняется аналитическим
способом, так как графические методы построения дают
большие ошибки.
Методика определения давлений в промежуточных
точках по линии сжатия и расширения показана
в табл. 13.
Таблица 13
К построению индикаторной диаграммы
11 ь? е н- II 1g ех njlg ех n2lg вх еп1 ех II К w у е S Л £ II СТ II К л II
1,00 1.25 1,50 1,75 2,00 2,50 3,00 4,00 5,00 7,00 б 9,00 11,00 е 0,0969 0,1761 0,2430 0,3010 0,3979 0,4771 0,6021 0,6990 0,8451 1g б 0,9542 1,0414 1g 8 • 0,0969 гц- 0,1761 п! • 0,2430 • 0,3010 гц 0,3979 гц 0,4771 пг • 0,6021 П! 0,6990 гц• 0,8541 гех • 0,9542 П! • 0,0414 rejig е п2 • 0,0969 ге2 • 0,1761 ге2 • 0,2430 ге2 • 0,3010 ге2 • 0,3979 ге2- 0,4771 ге2 • 0,6021 ге2 • 0,6990 ге2 • 0,8451 re2lg6 1,0 в”1 Ра Рс 1,0 сП 0 2 -О Nil а, а 1 1
Задавая значения текущей степени сжатия е® =
= 4#-= от 1,0 до е (включая значение ех = 6
И® И®
для точки Ь), последовательно находим: 1g ех; retlg е®;
П2 1g е®. Затем по таблице десятичных логарифмов на-
ходим значения е"1 и е”2. Для линии расширения рас-
чет ведется от е® = 1,0 до е® = 6, а для линии сжатия
для значений е® от 1,0 до е. После этого находим про-
межуточные значения давлений на линии сжатия
Рсж. х Ра ех1
и на линии расширения
Рр.х = Рьех2-
Проделав такой расчет, начинаем строить индикатор-
ную диаграмму (фиг. 116). Наиболее удобные масштабы
для построения индикаторной диаграммы следующие:
V200ч- 250 мм; pz^ 120ч-150 мм.
Проводим координатные оси, откладываем в соответ-
ствующем масштабе pt и ро или рк.
тг Уа а
ММ И У« = — = — мм',
Вх
на чертеже соответствующие
__ __ (I О . ,
находим Vz = Vc Q = —— (мм)
ех
точку z.
Если объем Уа равен а (мм) чертежа, то тогда после-
довательно находим
е е
после чего наносим
ординаты.
Зная по расчету q,
и наносим на чертеже
Ц2 Зпая давления рс, ра и рь, наносим также на диа-
грамму точки с, у, & и а. После этого, используя данные
табл. 13, наносим промежуточ-
ные значения давлений по линии
сжатия и расширения. Соединяя
полученные точки плавной ле-
кальной кривой, окончательно
строим индикаторную диаграмму
теоретического расчетного цикла.
Скругляя диаграмму в райопе
в. м. т. и н. м. т., как показано
а) ц
б
а___
v
Фиг. 116. Построение индикаторной диаграммы циклов: а —
четырехтактного; б —двухтактного.
нафиг. 116, а также нанося линии выталкивания и
всасывания, получаем индикаторную диаграмму дей-
ствительного цикла.
Для двухтактного двигателя необходимо показать
хвостовую часть диаграммы. Поскольку
Va = Vs (1—Ф) + Е’с = а мм,
то отрезок, равный в соответствующем масштабе объему
ф Vs, будет равен
ФУ _ ^(e-l) _ ф(в-1)а
Vs ----Г=ф----“ ’(1 — ф) в ММ-
Откладывая этот отрезок на чертеже, получаем по-
ложение н. м. т., после чего, делая скругление диаграм-
мы у в. м. т. и нанося приближенно хвостовую часть,
как показано на фиг. 116, получим действительную
индикаторную диаграмму двигателя, работающего по
двухтактному циклу.
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЕЙ ПО МЕТОДУ ЦНИДИ
ИЗ
f После построения диаграммы с помощью планиметра где F — площадь диаграммы в масштабе чертежа, леле2;
определяем площадь диаграммы, по которой прове- I — длина диаграммы, мм;
ряется среднее индикаторное давление цикла, т — масштаб давлений, кг/см?! мм.
Расхождение pt диаграммы и расчета не должно пре-
= „Г/см*, вышать 2-5%.
ГЛАВА X
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
Для расчета рабочего процесса в цилиндре дизеля
в ЦНИДИ с 1951 г. применяется метод, сущность ко-
торого состоит в следующем.
Уравнение первого закона термодинамики в диффе-
ренциальной форме, отнесенное к одному молю газа
в цилиндре, можно записать так
dQ = dU+ApdV.
После ряда преобразований и введения дополнитель-
ных обозначений уравнение приводится к виду
г dT Qh dx I ~ F Tw~T
V аГ0(1 + уг)Й d(P 8 X 3600 - 6«
-1,986 - (Z7" - Z7')---r (114)
И *p (l+Yr)P* й<₽
Здесь cv — истинная изохорная теплоемкость газа,
изменяющаяся с температурой и составом
смеси в цилиндре, ккал/моль • град,
Т — текущая температура газа, °К;
<р — угол поворота коленчатого вала, °п. к. в.;
QH — низшая теплотворность топлива, ккал/кг;
а — коэффициент избытка воздуха для сгора-
ния;
Lo — теоретически необходимое количество воз-
духа для сгорания 1 кг топлива, моль/кг;
гт — коэффициент остаточных газов;
х — текущее значение коэффициента молеку-
лярного изменения,
х — доля топлива, выгоревшая к рассматри-
ваемому моменту процесса;
---относительная скорость сгорания, 1/°п. к. в.
ag — коэффициент теплоотдачи от газа к стенкам
цилиндра, ккал/м? • ч • град.
Fx — текущее значение поверхности теплообмена
между газом и стенками цилиндра, отне-
сенное к молю смеси, м3/молъ;
Tw — средняя условная температура стенок ци-
линдра, °К;
п — число оборотов вала двигателя в минуту;
V — текущий объем одного моля газа в цилиндре
м3/моль;
v — постоянная величина;
U" и U' — внутренняя энергия чистых продуктов сго-
рания и воздуха, ккал/молъ.
8 Заказ 1630.
ДИЗЕЛЕЙ ПО МЕТОДУ ЦНИДИ
С учетом принятых обозначений уравнение (114)
имеет ясный физический смысл. В левой части запи-
сана скорость подвода тепла к одному молю газа
в ккал/моль °п. к. в. Все члены в правой части также
выражают скорости подвода (или отвода) тепла за счет
различных воздействий. Первый член — за счет сгорания
топлива, второй — за счет теплообмена между газом
и стенками цилиндра, третий — за счет механической
работы сжатия — расширения, четвертый — за счет
изменения состава смеси.
Таким образом, уравнение (114) выражает тот очевид-
ный факт, что результирующая скорость подвода тепла
к газу в цилиндре двигателя равна сумме скоростей
теплоподвода, обусловленных различными процессами,
протекающими в цилиндре двигателя.
Принимая линейный закон изменения теплоемкости
в виде
сс = 4,50 + 0,26 Тх+(0,0014+*0,0з06тх) Т -'
для линии сжатия и
с» = 5,11+0,55-rx+(0,0008 + 0,0003-Гх) Т -KKM .
' ' моль•град
для линии расширения — сгорапия [8], где гх — отно-
сительное количество «чистых» продуктов сгорания
в смеси
r» = v
Ро Yr >
(Po + Yr) Рх
apn — a+1 Po+Yr .
aPo (1+Yr)
Px— 1 +
Po-1
1 + Yr
Z,
получим в окончательном виде уравнение процесса
в цилиндре
- (0,55 + 0,00015 Т) Т v j +ag Fх -
~1,986 ^о (е~^1)Г (115'
ouU
114
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
dx
В этом уравнении учтены все факторы, связанные
с изменением теплоемкости, количества вещества и тем-
пературы в процессе сгорания. Так, второе слагаемое
в квадратных скобках учитывает влияние скорости изме-
нения количества молей смеси, а третье слагаемое —
влияние скорости изменения состава смеси на скорость
изменения температуры в цилиндре. При счете «вруч-
ную» может применяться упрощенное, но менее точное
уравнение [8]
dT _ QH dx \ д F Tw~~T
CV dV~ aio(i+Yr)^ dV^ 8 x 3600 • 6re
_! 986 т A.
360 ex
Поскольку в дальнейшем расчеты рабочего процесса
будут выполняться в основном на электронно-вычисли-
тельных машинах (ЭВМ), для которых сложность урав-
нения и объем вычислений не имеют существенного
значения, целесообразно использовать более точное
уравнение (115).
Остальные величины, входящие в уравнение (115),
определяются следующим образом:
аг=2,1.ует УРТ л{2.ц.гр^--
Данные по осредненной температуре внутренней поверхности цилиндра Тw
Двигатель Обозначе- ние 3 ю о й м и £7 К £ о tr 1 И О о Ен авлЭ) ккал/ ai2 ч °C И О 9 Ен Охлаждение поршня
ЮМО-4 (авиац) л -12 1700 1,32 15,7 6 333 2550 431 Нет
* 2X21
ЮМО-207А Л 10'5 2800 1,92 16,0* 5 353 3700 513 Нет
Д 2X15 2500 1,60 3290 486
«Фербенкс-Морзе» Л 20’6 720 1,42 17,0* 9,5 343 3180 406 Нет
А2Х25,4
«Зульцер» с высоким наддувом Л — — 14 2X30 750 2-6 16,0* 9* 353 * 3890 441 Есть *
СМС8 —268А (су- довой) м 17,8 1270 1,29 17,3 11,5 333 1185 495 Есть
8Д (судовой) _30_ 38 600 1 25 15 313 840 456 Нет
30/38 (судовой с над- дувом) _31 38 700 1,6 18 15 323 1210 488 Есть *
Примечание: Звездочкой отмечены величины, оцененные ориентировочно.
Здесь ст — средняя скорость поршня, м/сек-,
р и Т — текущие параметры газа, кГ/см2 и °К.
Эта формула применима для дизелей большой
мощности средней и малой быстроходности. В других
случаях постоянный множитель должен быть изменен
в сторону его увеличения.
Могут применяться также другие эмпирические фор-
мулы, дающие зависимость коэффициента теплоотдачи
от давления, температуры и скорости газа в цилиндре
Здесь Та — температура газа в начале сжатия в ци-
линдре, °К;
е' и ех — действительная и текущая степень сжа-
тия;
D — диаметр цилиндра, м;
S — ход поршня, м.
Осредненная температура внутренней поверхности
цилиндра Tw должна задаваться до начала расчета,
исходя из опытных данных. Для некоторых двигателей
на основании обработки экспериментальных данных она
приведена в табл. 14.
Значения b и ех в последнем члене уравнения (115)
определяются следующим образом:
1 — cos <р + sin 2<р I;
X
Ь = sin <р -g- sin 2<р.
Тригонометрические функции в первом и втором урав-
нении представляют собой известные из кинематики
кривошипно-шатунного механизма выражения для
определения перемещения и скорости поршня. В табл. 15
приведены их значения через 1° п. к. в.
Связь между температурой и давлением в цилиндре
устанавливается уравнением состоя-
Таблица 14 ния для одного моля газа
Р = -Рат Ё кГ/см2.
1а ьх
Здесь е' представляет собой дей-
ствительную степень сжатия или,
что то же, значение ех в начале
фактического сжатия.
Относительная скорость сгорания,
введенная выше, может опреде-
ляться по экспериментальным дан-
ным [10, 25] или по эмпирическим
формулам [5]. В частности, доста-
точно хорошие результаты дает
расчет по уравнению
dx <р —
---= —— е
й<р
п. к. в.,
где <рс — значение угла поворота
коленчатого вала, считая от начала
сгорания, при котором скорость сгора-
ния достигает своего максимального
значения | — ]
I а ср /
\ т /шах
п. к. в.
Значения максимальных скоростей сгорания, полу-
ченные экспериментальным и расчетным путем для
различных двигателей, приведены в табл. 16.
Доля выгоревшего топлива в этом случае опреде-
ляется интегрированием скорости сгорания
F 848'4 Та
х 10« £>е-рх
Д(е-1) .
2S
Л42
МОЛЪ
\ фс /
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЕЙ ПО МЕТОДУ ЦНИДИ
115
Таблица 16
Значения тригонометрических функций через 1° п. к. в.
ф* л= 1 3.5 Х=Т ?.= 1 4,5 л= 1 5
а ь а ь а Ь а ь
0 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000
1 0,0001 0,0112 0.0001 0,0109 0,0001 0,0107 0,0001 0,0105
2 0,0004 0,0224 0,0004 0,0218 0,0004 0,0213 0,0004 0,0209'
3 0,0009 0,0336 0,0009 0,0327 0,0008 0,0320 0,0008 0,0314
4 0,0016 0,0448 0,0015 0,0436 0,0015 0,0426 0,0015 0,0418
5 0,0024 0,0560 0,0024 0,0544 0,0023 0,0532 0.0023 0,0523
6 0,0035 0,0671 0,0034 0,0653 0,0033 0,0638 0,0033 0,0627
7 0,0048 0,0782 0,0047 0,0761 0,0046 0,0744 0,0045 0,0730
8 0,0063 0,0893 0,0061 0,0868 0,0059 0,0849 0,0058 0,0834
9 0,0079 0,1003 0,0077 0,0975 0,0075 0,0954 0,0074 0,0937
10 0,0098 0,1113 0,0095 0,1082 0,0093 0,1058 0,0091 0,1039
И 0,0118 0,1222 0,0115 0,1188 0,0112 0,1162 0,0110 0,1141
12 0,0140 0,1331 0,0136 0,1294 0.0133 0,1266 0,0131 0,1243
13 0,0164 0,1439 0,0160 0,1399 0,0156 0,1369 0,0153 0,1344
14 0,0190 0,1546 0,0185 0,1504 0,0181 0,1471 0,0178 0,1445
15 0,0218 0,1652 0,0212 0,1607 0,0208 0,1572 0,0204 0,1544
16 0,0248 0,1758 0,0241 0,1710 0,0236 0,1673 0,0232 0,1644
17 0,0280 0,1863 0,0272 0,1812 0,0266 0,1773 0,0261 0,1742
18 0,0313 0,1967 0,0304 0,1914 0,0298 0,1872 0,0293 0,1840
19 0,0348 0,2070 0,0339 0,2014 0.0331 0,1971 0,0325 0,1936
20 0,0385 0,2171 0,0375 0,2113 0,0367 0,2068 . 0,0360 0,2032
21 0,0424 0,2272 0,0413 0,2212 0,0404 0,2165 0,0396 0,2127
22 0,0465 0,2372 0,0452 0,2309 0,0442 0,2260 0,0434 0,2221
23 0,0507 0,2471 0,0493 0,2405 0,0482 0,2355 0,0474 0,2314
24 0,0551 0,2568 0,0536 0,2501 0,0524 0,2448 0,0515 0,2406
25 0,0597 0,2664 0,0580 0,2595 0,0568 0,2541 0,0558 0,2497
26 0,0644 0,2759 0,0626 0,2687 0,0613 0,2632 0,0602 0,2587
27 0,0693 0,2853 0,0674 0,2779 0,0660 0,2722 0,0648 0,2676
28 0,0743 0,2945 0,0723 0,2869 0,0708 0,2810 0,0696 0,2764
29 0,0796 0,3036 0,0774 0,2958 0,0758 0,2898 0,0745 0,2850
30 0,0849 0,3125 0,0827 0,3046 0,0809 0,2984 0,0795 0,2935
31 0,0905 0,3213 0,0881 0,3132 0,0862 0,3069 0,0847 0,3019
32 0,0962 0,3299 0,0936 0,3216 0,0916 0,3152 0,0901 0,3102
33 0,1020 0,3384 0,0993 0,3300 0,0972 0,3234 0,0955 0,3183
34 0,1080 0,3467 0,1051 0,3381 0,1029 0,3315 0,1012 03262
35 0,1141 0,3548 0,1111 0,3461 0,1088 0,3394 0,1069 0,3341
36 0,1203 0,3628 0,1172 0,3540 0,1148 0,3472 0,1128 0,3418
37 0,1267 0,3706 0,1234 0,3617 0,1209 0,3548 0,1189 0,3493
38 0,1333 0,3782 0,1298 0,3692 0,1272 0,3622 0,1250 03567
39 0,1399 0,3857 0,1363 0,3766 0,1335 0,3695 0,1313 0,3640
40 0,1467 0,3930 0,1430 0,3838 0,1401 0,3767 0,1377 03710
8*
116
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
Продолжение табл. 15
ф* Х'=Т5 л= 1 4 1 4,5 Х= 1 5
а ь а ь а Ь а b
41 0,1537 0,4000 0,1497 0,3908 0,1467 0,3836 0,1443 0,3780
42 0,1607 0,4069 0,1566 0,3976 0,1534 0,3904 0,1509 0,3847
43 0,1679 0,4136 0,1636 0,4043 0,1603 0,3971 0,1577 0,3913
44 0,1751 0,4202 0,1707 0,4108 0,1673 0,4035 0,1646 0,3978
45 0,1825 0,4265 0,1779 0,4171 0,1744 0,4098 0,1716 0,4041
46 0,1900 0,4326 0,1853 0,4232 0,1816 0,4159 0,1787 0,4102
47 0,1976 0,4385 0,1927 0,4291 0,1889 0,4218 0,1859 0,4161
48 0,2053 0,4443 0,2003 0,4348 0,1963 0,4276 0,1932 0,4219
49 0,2131 0,4498 0,2079 0,4404 0,2038 0,4332 0,2006 0,4274
50 0,2210 0,4551 0,2156 0,4457 0,2114 0,4385 0,2081 0,4329
51 0,2290 0,4602 0,2235 0,4509 0,2191 0,4437 0,2157 0,4381
52 0,2371 0,4651 0,2314 0,4559 0,2269 0,4488 0,2234 0,4431
53 0,2453 0,4698 0,2394 0,4606 0,2348 0,4536 0,2312 0,4480
54 0,2535 0,4743 0,2474 0,4652 0,2428 0,4582 0,2391 0,4527
55 0,2618 0,4786 0,2556 0,4696 . 0,2508 0,4627 0,2470 0,4572
56 0,2702 0,4827 0,2638 0,4738 0,2589 0,4669 0,2550 0,4615
57 0,2787 0,4865 0,2721 0,4777 0,2671 0,4710 0,2631 0,4657
58 0.2872 0,4902 0,2805 04815 0,2754 0,4749 0,2713 0,4696
59 0,2958 0,4936 0,2889 0,4851 0,2837 0,4786 0,2795 0,4734
60 0,3044 0,4969 0,2974 0,4885 0,2921 0,4820 0,2878 0,4770
61 0,3131 0,4999 0,3060 0,4916 0,3005 0,4853 0,2961 0,4804
62 0,3219 0,5027 0,3146 0,4946 0,3090 0,4884 0,3046 0,4836
63 0,3307 0,5053 0,3233 0,4974 0,3176 0,4914 0,3130 0,4866
64 0,3395 0,5076 0,3320 0,4999 0,3262 0,4941 0,3215 0,4895
65 0,3484 0,5098 0,3407 0,5023 0,3348 0,4966 0,3301 0,4921
66 0,3573 0,5118 0,3495 0,5045 0,3435 0,4989 0,3387 0,4946
67 0,3662 0,5135 0,3583 0,5065 0,3522 0,5011 0,3474 0,4968
68 0,3752 0,5150 0,3672 0,5082 0,3610 0,5030 0,3561 0,4989
69 0,3842 0,5164 0.3761 0,5098 0,3698 0,5048 0,3648 0,5008
70 0,3932 0,5175 0,3850 0,5112 0,3786 0,5064 0,3735 0,5026
71 0,4023 0,5184 0,3939 0,5124 0,3874 0,5077 0,3823 0,5041
72 0,4113 0,5192 0,4028 0,5133 0,3963 0,5089 0,3911 0,5055
73 0,4204 0,5197 0,4118 0,5141 0,4052 0,5099 0,4000 0,5066
74 0,4295 0,5200 0,4208 0,5148 0,4141 0,5108 0,4088 0,5076
75 0,4386 0,5201 0,4298 0,5152 0,4230 0,5114 0,4177 0,5084
76 0,4476 0,5200 0,4388 0,5154 0,4320 0,5119 0,4266 0,5091
77 0,4567 0,5198 0,4478 0,5154 0,4409 0,5121 0,4355 0,5095
78 0,4658 0,5193 0,4568 0,5153 0,4498 0,5122 0,4443 0,5098
79 0,4748 0,5187 0,4658 0,5150 0,4588 0,5121 0,4532 0,5099
80 0,4839 0,5179 0,4747 0,5145 0,4677 0,5119 0,4621 0,5098
81 0,4929 0,5169 0,4837 0,5138 0,4766 0,5114 0,4710 0,5096
расчет рабочего процесса дизелей по МЕТОДУ ЦНИДИ
117
Продолжение табл. 15
<f° 3,э *=Т Л=|
а Ь а ь а ь а ь
82 83 84 85 86 87 88 89 90 0,5019 0,5109 0,5129 0,5288 0,5377 0,5466 0.5554 0,5642 0,5729 0,5157 0,5143 0,5128 0,5110 0,5092 0,5071 0,5049 0,5025 0,5000 0,4927 0,5016 0,5105 0,5194 0,5283 0,5372 0,5460 0,5548 0,5635 0,5129 0,5119 0,5107 0,5093 0,5078 0,5061 0,5042 0,5022 0,5000 0,4856 0,4945 0,5034 0,5122 0,5211 0,5299 0,5387 0,5475 0,5563 0,5108 0,5101 0,5091 0,5080 0,5067 0,5053 0,5037 0,5019 0,5000 0,4799 0,4888 0,4977 0,5065 0,5154 0,5242 0,5330 0,5418 0,5505 0,5092 0,5086 0.5079 0,5070 0,5059 0,5046 0,5033 0,5017 0,5000
Таким образом, уравнение (115) в конечном счете приводится к дифференциальному уравнению первого порядка вида Решение этого уравнения в общем виде едва ли воз- иожно, однако, пользуясь численным методом ипАзгри- Таблица 16 Данные по максимальным скоростям сгорания для различных дизелей рования, можно получить частное решение или, что то же, индикаторную диаграмму, развернутую по углу поворота коленчатого вала. Расчет может производиться «вручную» в табличной форме или на электронно-вычислительной машине (ЭВМ). 1. ТАБЛИЧНЫЙ СПОСОБ РАСЧЕТА До начала расчета необходимо задать или оценить следующие величины: D — диаметр цилиндра, ле; S — ход поршня, ле; п — число оборотов вала двигателя в минуту; р. — геомртпическая степень сжатия:
№ п/п Тип двигателя а п, об 1 мин °п. к. в. dx dq>
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 И 12 13 14 15 ЧВ31/36 «Дейц» Д19/28 425/34 Д100 Д50 414,5/20,5 Авиадизель «Рено» ЮМО-4 У-134-4Н Д14 425/34 414,5/20,5 414,5/18 1,9 2,1 1,8 1,8 2,0 1,9 1,7 1,6 1,7 1,3 1,9 1,75 1,95 1,64 1,58 200 305 800 500 720 740 1050 1600 1600 1700 2000 1600 500 1050 1100 7,7 11,1 7,7 8,0 7,1 14,4 8,3 8,8 12,8 5,4 13,4 5,5 5,0 5,4 4,4 0,0477 0,0331 0,0477 0,0460 0,0519 0,0255 0,0443 0,0418 0,0287 0,0680 0,0274 0,0667 0,0736 0,0682 0,0835 сра — фаза фв — фаза X — отно! шат^ QH — НИЗТЕ Ра И Та — пара Tw — сред’ а — коэф рани уг — коэф 6° — пред фс — пара Если есть во эксперименталы Расчет ведете; ниже (табл. 17) рекомендуется с 1. В первом сг независимой пер изменения: От —180 до От —40 до От в до + 4С От +40 до От +90 до начала сжатия, °п. к. в. конца расширения, °п. к пение радиуса кривош гна; гая теплотворность топлш метры начала сжатия, к тяя температура стенок п фициент избытка возду я; фициент остаточных, газо варение воспламенени . к. в. до в. м. т.; метр, определяющий скорс Ро = 1 + ^- зможность, взамен <рс ь [ую кривую скорости сг в таблице, форма которс , причем последователь! ледующая. голбце таблицы записывав еменной ср со следующими —40° Дф=10°п . в.; ина к длине за, кка,л!кг\ Г/см* и °К; илиндра, °К; ха для сго- в; я топлива >сть сгорания. ложно задать орания. й приводится юсть расчета отся значения интервалами . к. в. к. в. к. в. к. в. . к. в.
Примечания: 1. Интенсивное завихрение—№ 10. 2. При Рк=2,5 кГ/см2 — № И. 3. С камерой в поршне — № 12—15. О Дф=2° П. + 90° Д<р=5° п. + 180° Дф—10° в
Таблица численного интегрирования уравнения рабочего процесса
Таблица 17
И к и О е- <3 7 со + 7 н со 1 „ e-|V II н 1 &• 1^ о + 1 7 я 1± + II н СО. К £ + £ *1 + о=. ах > II се. + л 1+ + о 7 се. 1 е © е 1 £ с-о = 4,50+0,26гж + (0,00144-0,0006гж) Т для линии сжатия cv — 5,11+0,55^x4- (0,0008+0,ОООЗгх) Т для линии сгора- ния — расширения X г—1 Е-ч 1&Ч 1 Оч ч 1s $ сч II 8° «1 II Е. -3 1 о 3 о Е-ч 10 ” СО К Ьч с» В II +? &ч 1 ° 1 со • со к со QO о Е-ч <3 + <3 Е-ч II Е-ч со <3 НО СО + < + < U5 + е- < de- -a II Е-ч <3 е- < Ь Is- < < СО < Че? ОХ «1 а <з Е-ч Q.I 11 £ + + £ £ со 1 + £
L Е- CJ О с S о о г к 1 о ч □ О F © >4 В c i н СО. || ?- я I е- + п X К со + 7 'СО, 1 И сз Е-ч - со <3 о, ЧН оо 2 оо II н Ьч ЕЧ + ЙЭ + ч: &ч "8 е-
1 2 3 4 5 6 7а 76 8 9 10 И 12 13 14 15 16 17 17а 176 18 19
-180 —170 -160 -150 —140 -130 —120 —НО -100 -90 —80 -70 -60 17,70 17,60 17,31 16,81 16,13 15,27 14,23 13,03 11,71 10,29 8,81 7,32 5,88 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 • 0 0 0 0 1 1 1 1 1 1 1 0,0519 0,0519 0,0519 0,0519 0,0519 0,0519 0,0519 5,040 5,050 5,062 5,076 5,093 5,115 5,140 — 0 0 0 0 0 0 0 72,4 76,9 83,1 91,0 101,1 115,2 134,0 511,4 479,5 444,4 406,7 367,3 327,7 289,5 0,1828 0,1423 0,0969 0,0400 —0,0287 -0,1165 —0,2275 2,874 3,604 4,470 5,519 6,801 8,397 10,38 0,6065 0,7418 0,9022 1,095 1,330 1,619 1,974 368° 375 383 393 405 420 438 460 7 8 10 12 15 18 22 6,07 7,42 9,02 10,95 13,30 16,19 19,74 1,35 1,60 1,93 2,35 2,89 3,55 0,25 0,33 0,42 0,54 0,66 0,08 0,09 0,12 0,12 1,10 1,10 1,10 1,10 1,10 1,10 1,10 1,22 1,39 1,62 1,95 2,44 3,16 —0,022 —0,638 —1,100 —1,496 -1,892 —2,288 -2,784 —3,445 —4,274 —5,284 —6,541 -8,064
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЕИ ПО МЕТОДУ ЦНИДИ
119
Одновременно вычисляются соответствующие значе-
ния текущей степени сжатия и заполняется второй
столбец расчетной таблицы. Значения тригонометри-
ческой функции а берутся из таблиц.
2. По выбранному закону изменения скорости сгора-
ния или экспериментальным данным подсчитываются
значения и i и заносятся в таблицу (столбцы 3 и 4)
от ф = — 0° до значений ф, при которых х станет
близким к единице, при этом интервал изменения ф
принимается Дф = 2° п. к. в.
3. Для тех же значений ф подсчитываются рх, гх,
Cv для линии сжатия и сгорания — расширения
и заполняются соответствующие столбцы таблицы.
4. Подсчитываются значения величин в первой
горизонтальной строчке, соответствующей углу пово-
рота фа (е') для столбцов с 8 до 14-го, при этом темпе-
ратура и давление в цилиндре известны из начальных
данных и равны соответственно Та и ра.
5. Находится приращение температуры в ин-
тервале между первой и второй расчетной точ-
кой. При этом можно пользоваться следующим
правилом. Вычисляются предварительно все
значения во второй строчке при Та и ра, взятых
из первой строчки. Затем находится среднее ариф-
. dT
метическое из двух найденных значении g-jjp
умножается на Д ф и принимается как первое при-
ближение для ДТ. Уточнив значение темпера-
туры во второй точке,
7’ = 7’а + Д7’,
Фиг.
вторично пересчитывают все значения во второй строчке
ЙТ А
и уточняют член —— Д <р.
а ф т
По такому же правилу подсчитывается и уточняется
третья строчка таблицы.
6. Дальнейший подсчет приращений температуры
ведется по формуле Адамса
dT
Л7’=-^—- Аф+0,5 Дг+0,417 Да+0,375 Д3 + - . .
здесь Д2 и Д3 — первая, вторая и третья разность
dT А
соседних значении члена Дф, находящегося
в 16-м столбце таблицы. В формулу подставляются раз-
ности, записанные в нижней горизонтальной строчке.
7. В начале сгорания (при ф — — 0°) необходимо три
строчки просчитать, как указано в п. 5, а затем перехо-
дить на подсчет ДТ по формуле Адамса.
8. После заполнения всей таблицы, пользуясь зна-
чениями столбца 19, определяем pi по формуле
Pl 2(е' — 1) 5(en+! en)(pn+i+Pn) wt2 ’
Это pi отнесено к полезной части хода поршня, е'
и не учитывает хвостовой части диаграммы.
Среднее индикаторное давление, отнесенное ко всему
ходу е с учетом хвостовой части, можно получить, про-
должив диаграмму до н. м. т. «на глаз» и вычислив
недостающие значения столбца 19. В формулу для
Pi вместо е' нужно подставить е.
В результате заполнения расчетной таблицы опре-
деляется изменение целого^ряда параметров за цикл.
S =
Qh =
D = 300 мм',
_фс = 7,П
Для примера на фиг. 117 приведено изменение давле-
ния, полученное таким расчетом для двухтактного дви-
гателя.
Исходные данные следующие:
= 500 ад; в = 17,7; 0 = —4°, .
= 10 100 ккал/кг', п = 300 об/мин', Tw = 400° К; ра =
= 1,1 ата-, Та = 368° К; а = 1,8; у = 0,1-------------
= —120° п. к. в.; фх = 120° п. к. в.
фо =
а
-95°
Д.
Ттах~1827°К
0=6'
х=0,966
х=1
=57ата
х=0,37
b
-120°~100° SO -60-60 -20 0 20 60 58 60 80 100 <р°пМ>.
6 м т.
117. Кривая изменения давления в цилиндре, полученная расче-
том по методу ЦНИДИ.
На кривой давления отмечены характерные точки.
Так, при ф = —120° закрываются выпускные окна и
начинается процесс сжатия, при ф = —95° имеет место
так называемая адиабатная точка, в которой темпера-
туры стенок и газа равны и суммарный теплообмен
отсутствует. При ф = — 0 = —4° происходит само-
воспламенение топлива, затем при ф = 10° давление
достигает максимума и т. д. Пользуясь расчетной
таблицей, можно также построить кривую температуры,
интенсивности теплопередачи, изменения теплоемкости
и ряд других. Таким образом, получается весьма цод-
робная картина протекания процессов в цилиндре дви-
гателя.
Недостатком изложенного метода является отсут-
ствие в настоящее время достаточно достоверных и пол-
ных данных о скорости сгорания в различных камерах
и двигателях в зависимости от а; п и т. д. и громозд-
кость самого расчета, требующего у квалифицирован-
ного расчетчика около 30—40 ч рабочего времени.
2. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЕЙ НА
ЭВМ «УРАЛ-2»
Для расчета процесса в цилиндре по изложенной мето-
дике в ЦНИДИ были составлены программы для ЭВМ
«Урал-1» и «Урал-2». На «Урал-1» программа проходит
за 45 мин, на «Урал-2» за 1,5 мин. При этом точность
вычислений неизмеримо выше, чем при обычном рас-
чете, а возможность ошибок практически исключается.
При составлении программы было использовано
точное уравнение рабочего процесса (115), а значения
теплоемкостей воздуха и продуктов сгорания прини-
мались непосредственно по таблицам термодинамиче-
ских свойств газов. Для расчета на ЭВМ необходимо
подготовить те же исходные данные, что и для счета
табличным способом.
Исходные данные переводятся в восьмеричную си-
стему, пробиваются на перфоленте и вводятся вместе
120
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
с программой в запоминающее устройство, после чего
через полторы минуты счета машина выдает результаты,
напечатанные на бумажной ленте. Печатаются следу-
ющие величины: независимая переменная <р° п. к. в.,
давление, температура, скорость сгорания, количе-
ство выгоревшего топлива (все через 2° п. к. в.), а по
окончании счета — среднее индикаторное давление
и удельный теплоотвод в воду qw.
На фиг. 118 приведено сравнение индикаторной диа-
граммы двигателя 7ДКРН 76/160, снятой электропнев-
Фиг. 118. Сопоставление расчетной и дей-
ствительной индикаторной диаграммы
на участке сгорания для двигателя
7ДКРН76/160.
матическим индикатором, и расчетной диаграммы,
полученной на 3B1VJ для того же режима работы двига-
теля, из которой видно вполне удовлетворительное сов-
падение участка сгорания, даже в случае задания при-
ближенного закона сгорания. При пользовании экспе-
риментальным законом сгорания расхождения расчет-
ной и действительной кривой давлений будут еще
меньше.
Скорость и простота расчета на ЭВМ позволяют про-
изводить многие варианты расчетов для выбора из них
оптимального.
Варьироваться может любая из задаваемых величин
либо их сочетания.
На фиг. 119 приведен для иллюстрации результат
серии расчетов при различном опережении. Подобные
расчеты в большом количестве выполнены в ЦНИДИ
и используются для анализа влияния различных фак-
торов на протекание индикаторного процесса.
Применение ЭВМ и описанного метода расчета позво-
ляет также ставить и решать более сложные задачи,
связанные с моделированием отдельных процессов,
протекающих в двигателе, переходных и неустановив-
шихся режимов работы, а также моделировать работу
двигателя в целом.
Численное интегрирование дифференциального урав-
нения (115) производится по следующей формуле (метод
Рунге — Кутта)
^1+1 ~Т {-|—— (fcj-f-2&2 +2&з+^4),
где
*1 = т/(ф»; Ti);
= (фг + у I Тi+ у) <
&3 = т/ (фг + у ’ ^’”1—’’
^4 = Т/ (фг + т; 7\-Нз).
Здесь
На линии сжатия (от <р = <ра до <р = 6) счет произво-
дится с шагом т = 5°, на линии горения и расширения
(от <р = 6 до <р = 180°) — с шагом т = 2°.
Фиг. 119. Расчетные диаграммы участка сго-
рания при переменном опережении воспламе-
нения топлива.
При каждом значении <р должна быть вычислена
величина теплоотдачи на участке Д<р.
где
<?w+l=Cw+J (m1 + 2mi + 2m3+mi),
wii=/((p Т);
»»а=/(ф+у. т+-у-);
тз — t (ф + ~2 > ? Н—>
те4 = / (ф+т; Т-\-к3).
Здесь /(ф, Т) = —^w и первоначальное значение
Qw равно нулю.
Программа (стр. 121—128) расчета рабочего процесса
дизелей, составленная по изложенной выше методике
для электронно-вычислительной машины «Урал-2»,
занимает ячейки памяти с 0001 по 1620. При этом
ячейки 0001—0014 занимаются командами, осуще-
ствляющими ввод и контрольное суммирование.
Основная часть программы состоит из следующих
блоков:
Блок 1. Занимает ячейки 0015—0034 и обеспечивает
перевод и контроль перевода исходных данных из деся-
тичной системы в двоичную. После перевода исходные
данные занимают 1636—1672 ячейки памяти.
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЕЙ ПО МЕТОДУ ЦНИДИ
121
Блок 2. Занимает ячейки 0035—0174 и обеспечи-
вает счет и контроль счета постоянных множителей,
, dT .
необходимых для счета (ро, V, еа и др.).
Блок 3. Занимает ячейки 0175—0463 и обеспечивает
dT
счет 2—’ на линии сжатия (от ф = фа до ф =0) и на
линии горения и расширения (от ф = 0 до ф = 180°).
Блок 4. Занимает ячейки 0464—0534 и обеспечивает
счет Т, Qw и р.
Блок 5. Занимает ячейки 0163—0167; 0526—0534
и обеспечивает счет Дуэ; на участке (от ф = —180 до
Ф = фа) до начала сжатия и счет pi при каждом зна-
чении ф (от ф = фа до ф = 180°).
Блок 6. Занимает ячейки 0535—0541;
и обеспечивает перевод и печать ф, Т, р, х,
конце счета pi и qw.
Блок 7. Занимает ячейки 0576—1445, содержит кон-
станты и стандартные подпрограммы с плавающей
запятой («10—2», «2—10», ]Тх, ^Тх, sin ф и cos ф
и е*).
Во второй зоне расположены исходные данные в деся-
тичной системе с плавающей запятой.
0553—0562
dx
-г- , а в
' d ф ’
Весь счет в программе производится над величинами,
записанными с плавающей запятой.
П ал. at, 0,0639 Qn
В счете р0 по формуле р0 = 1 Ч----------и ,
Ct a Z/q
где Lo = 0,495, константы 0,0639 и 0,495 зависят от
состава топлива. В случае изменения состава топлива
в ячейки памяти (1032 4) и (1030 4) надо заслать другие
константы (в восьмеричной системе).
В процессе счета печатаются результаты ф, Т, р
на линии сжатия (от ф = фа до ф = 0) и ф, Т,
х, на линии горения и расширения (от ф = 0
Фе = 180°).
В конце счета отдельными строчками печатаем
и qw — удельный теплоотвод в воду.
При необходимости печатать Qw для каждого значе-
ния ф нужно включить ключ 1 на пульте управления
ЭВМ.
В случае необходимости сосчитать по данной про-
грамме не один вариант, а целую группу, саму про-
грамму можно использовать без изменения, а изменить
только вторую зону с исходными данными, т. е. заслать
новые исходные данные в полные ячейки памяти
1566-1622.
Время счета одного варианта — 1,5 мин.
Р,
ДО
Pi
Программа для расчета рабочего процесса дизеля на ЭВМ «Урал-2»
3 4 35 42 1032 4
0 36 47 1660 4
0 37 41 1034 4
0 0040 56 1674 4
0000 00 0000 0 41 42 1034 4
01 50 0015 0 42 41 1666 4
02 00 0001 0 43 56 7604 4
03 00 1565 0 44 42 1672 4
04 50 1566 4 45 47 1030 4
05 00 1002 0 46 47 1660 4
06 00 1622 4 Ввод и контроль ввода 47 47 7604 4
07 02 0000 0 программных и исходных 0050 56 7606 4
0010 25 1606 0 ДсШНЫХ 51 42 1674 4 Начало счета постоян-
И — 26 1623 0 52 43 1034 4 ных множителей
12 24 0011 0 53 56 7626 4
13 33 0001 0 54 47 7604 4
14 37 0000 0 55 56 7610 4
«0X30» 56 46 1012 4
3 4 57 56 7634 4
0 0060 42 7626 4
1 61 46 1660 4
0 62 41 1034 4 •
15 02 0000 0 63 47 1660 4
16 25 0034 4 64 47 1674 4
17 — 02 1622 4 65 47 7604 4
0020 22 1040 4 66 56 7622 4
21 — 56 1672 4 67 46 1666 4
22 24 0017 0 0070 56 7624 4 1г1ое=0
23 02 0000 0 71 42 1644 4
24 25 0035 0 72 56 7722 4
0025 — 26 1673 0 73 56 7656 4
26 24 0025 0 74 46 1022 4
27 16 7600 4 75 56 7646 4
0030 14 7602 4 76 22 0662 4
31 21 0035 4 77 56 7652 4
32 02 7600 4 0100 42 7646 4
33 16 7602 4 01 22 0672 4
34 22 0015 0
122
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
02 56 7650 4 0200 02 0770 4
03 46 7650 4 01 16 7654 4
04 46 1650 4 02 02 1034 4
05 46 1024 4 03 16 7704 4
06 41 1034 4 04 16 7662 4
07 43 7652 4 05 02 0766 0
0110 56 7664 4 06 16 0535 0
И 42 1642 4 07 02 1654 4
12 43 1034 4 0210 16 7726 4
13 56 7774 4 И 16 7706 4
14 46 1024 4 12 02 0764 0
15 46 7664 4 13 16 0536 0
16 41 1034 4 14 42 1024 4
17 56 7710 4 8' 15 56 7700 4
0120 46 1654 4 16 56 7702 4
21 47 1656 4 17 46 7654 4
22 56 7612 4 0220 56 7670 4
23 22 1226 4 К п. п. 1/ 21 22 56 02 7674 0762 4 0
24 25 26 16 42 46 7614 1640 1652 4 4 4 ' * а 23 24 25 26 — 16 25 42 22 7500 0004 7726 1116 0 4 4 4 К п. п. «2—10»
27 22 1302 4 К п. п. у Sn 27 32 0001 0 Печать
0130 46 7614 4 0230 24 0225 0 фа> Та\ Ра
31 46 1036 4 31 34 0001 0
32 56 7614 4 32 42 1034 4
33 42 1026 4 33 56 7502 4
34 46 1656 4 34 22 1002 0
35 47 7710 4 35 0 Начало счета Т
36 47 1654 4 36 42 7722 4
37 47 1636 4 37 41 7654 4
0140 47 1014 4 0240 43 1664 4
41 56 7620 4 41 21 0256 0
42 42 7774 4 42 42 0772 4
43 46 1636 4 43 56 7654 4
44 46 1024 4 44 46 1024 4
45 47 1640 4 45 56 7670 4 При <р + х > 0, т = 2°
46 56 7616 4 46 56 7674 4
47 42 7710 4 47 02 0767 0
0150 56 7764 4 0250 16 0535 0
51 22 1226 4 К п. п. -/в' 51 02 0765 0
52 16 7766 4 52 16 0536 0
53 42 7774 4 53 02 0762 0
54 46 1022 4 54 16 0235 0
55 46 1012 4 55 0
56 46 1024 4 56 25 0006 4
57 56 7632 4 57 — 42 7674 4
0160 42 7610 4 0260 41 7656 4
61 46 1012 4 61 56 7656 4
*62 56 7634 4 62 — 42 7742 4
63 42 7764 4 63 — 46 7704 4
64 43 1642 4 64 41 7724 4
65 46 1654 4 65 56 7660 4
66 47 7774 4 66 02 0760 0
67 56 7642 4 Др, 67 03 7500 0
0170 42 7650 4 0270 16 7500 0
71 46 7652 4 71 14 0762 0 -
72 46 1650 4 72 21 0327 0
73 41 7650 4 73 0
74 56 7756 4 74 0
75 02 1656 4 75 42 7656 4
76 16 7724 4 76 46 1022 4
77 16 7660 4 77 56 7646 4
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЕЙ ПО МЕТОДУ ЦНИДИ
123
0300 22 0662 4 К п. п. cos ф 01 47 1662 4
01 56 7652 4 02 46 7762 4
02 03 42 22 7646 0672 4 4 К п. п. sintp 03 56 7732 4 ' dx <Уф
04 56 7650 4 04 42 7610 4
05 46 7650 4 05 46 7730 4
06 46 1650 4 06 41 1034 4
07 46 1024 4 07 56 7662 4 Рх
•0310 41 1034 4 0410 42 1674 4
11 43 7652 4 11 46 7730 4
12 56 7664 4 12 41 1666 4
13 42 7774 4 13 47 7662 4
14 46 1024 4 14 46 7622 4
15 46 7664 4 15 56 7760 4 гх
16 41 1034 4 16 42 7502 4
17 56 7764 4 8Х 17 41 1034 4
0320 22 1226 4 К п. п.у еж 0420 56 7502 4
21 16 7766 4 21 14 0770 4
. 22 42 7650 4 22 21 1446 4
23 46 7652 4 23 42 0774 4
24 46 1650 4 24 46 7660 4
25 41 7650 4 25 41 0776 4
26 56 7756 4 Ъ 26 46 7660 4
27 42 1670 4 27 41 1000 4
0330 43 7660 4 0430 47 1020 4
31 56 7626 4 31 46 7660 4
32 42 7616 4 32 22 1544 0
33 41 7764 4 33 46 7732 4
34 46 7620 4 34 56 7752 4
35 46 7660 4 35 22 0576 4
36 46 7614 4 36 42 7640 4
37 47 1652 4 37 43 7636 4
0340 47 7766 4 0440 46 7760 4
41 46 7626 4 41 41 7636 4
dQw 42 56 7754 4
42 56 7746 4 d<f 43 22 0455 0
43 44 — 56 42 7720 7632 4 4 44 45 22 0 0576 4 При ф<9
45 46 47 0350 51 52 46 47 46 56 42 7756 7764 7660 7750 7656 о 4 4 4 4 4 46 47 0450 51 52 53 42 43 46 41 56 02 7640 7636 7624 7636 7754 0760 4 4 4 4 4 4
53 54 55 43 21 1664 0445 п 4 0 54 55 56 16 42 43 7752 7746 7750 4 4 4
56 п 57 41 7752 4
57 0460 47 7754 4
0360 о 61 46 7654 4 *
61 42 7656 4 При ф>8 62 — 56 7744 4 fel-r4
62 43 1664 4 63 24 0257 0
63 47 1662 4 64 42 7740 4
64 56 7776 4 65 41 7742 4
65 42 0760 4 66 47 1024 4
66 43 7776 4 67 41 7744 4
67 22 1346 4 К п. п. «еж» 0470 41 7736 4
0370 56 7762 4 71 46 0756 4
71 42 1034 4 72 41 7724 4
72 41 7776 4 73 56 7660 4 ^i+1
73 46 7762 4 74 56 7724 4
74 56 7644 4 75 42 7714 4
75 42 1034 4 76 41 7716 4
76 43 7344 4 77 47 1024 4
77 56 7730 4 X 0500 41 7712 4
0400 42 7776 4 01 41 7720 4
124
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
02 46 0756 4 06 56 7572 4
03 46 7654 4 07 43 7570 4
04 41 7770 4 0610 56 7570 4
05 56 7770 4 Qw 11 02 0653 0
06 23 0001 0 12 03 7573 0
07 22 0514 0 13 11 0001 0
0510 42 7770 4 14 16 0616 0
И 22 1116 4 К п. п. «2—10» 15 02 7572 0
12 32 0001 0 Печать Qw 16 0
13 . 34 0001 0 17 16 7572 0
14 42 7612 4 0620 30 7572 0
15 46 7662 4 21 02 1460 0
16 47 7764 4 22 30 7572 0
0517 46 7660 4 23 03 1462 0
0520 56 7726 4 р 24 56 7574 4
21 42 7656 4 25 42 7574 4
22 56 7722 4 26 46 7570 4
23 42 7726 4 27 56 7574 4
24 41 7706 4 0630 30 7572 0
25 56 7772 4 31 42 1460 0
26 42 7764 4 32 41 7574 4
27 43 7710 4 33 46 1020 4
0530 46 7772 4 Счет pi 34 30 7576 0
31 46 1024 4 35 56 7636 4
32 47 7774 4 36 02 7576 0
33 41 7642 4 37 14 0652 0
34 56 7642 4 0640 21 0642 0
35 25 0010 4 41 22 0576 0
36 - 42 7732 4 42 02 0652 0
37 22 1116 4 ) К п. п. «2—10» 43 16 7576 0
0540 32 0001 ° f dx 44 02 7572 0
41 24 0536 0 ) Печать <р, Т, р, х и 3— 45 01 0651 0
42 34 0001 0 *Р 46 16 7572 0
43 42 7764 4 47 22 0620 0
44 56 7710 4 0650 0
45 42 7726 4 51 00 0001 0
46 56 7706 4 52 00 0002 0
47 42 7656 4 53 04 4050 4
0550 43 1646 4 54 02 7500 0
51 21 0553 4 55 14 0762 0
52 22 0235 0 56 21 0423 0
53 42 7642 4 57 22 0423 0
54 22 1116 4 К п. п. «2 — 10» 0660 42 7502 4
55 32 0001 0 Печать р. 61 0
56 34 0001 0 62 0 Вход для cos Ф
57 42 7770 4 63 56 7572 4
0560 47 7606 4 64 42 0736 4
61 22 1116 4 К п. п. «2—10» 65 43 7572 4
62 32 0001 0 Печать qw 66 <6 7572 4
63 02 0760 0 67 02 0740 0
64 16 7730 4 0670 16 7576 0
65 16 7732 4 71 22 0676 0
66 16 0355 0 72 0 Вход для sin ф
67 16 0356 4 73 56 7572 4
0570 16 0235 0 74 02 0731 0
71 16 7770 4 75 16 7’57 6 0
72 02 0660 0 76 42 7572 4
73 16 0416 0 77 44 0736 4
74 37 0000 0 Конец варианта 0700 21 0703 4
75 0 01 42 7572 4
76 0 Вход для с0 02 22 0715 0
77 02 0000 0 03 42 7572 4
0600 16 7576 4 04 43 0736 4
01 42 7660 4 05 47 0732 4
02 43 1016 4 06 56 7572 4
03 47 1010 4 07 41 0740 4
04 56 7570 4 0710 43 7572 4
05 41 1412 4 11 46 0732 4
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЕЙ ПО МЕТОДУ ЦНИДИ
125
12 13 44 44 0734 0736 4 4 14 15 52 00 1400 1207 0 4 • 21600
0714 56 7572 4 16 42 1000 0 £73
15 46 7572 4 17 00 0004 4
16 56 7574 4 1020 50 0000 0
17 42 0742 4 21 00 0002 0 10
0720 27 0726 0 22 43 5750 4 Л
21 25 0010 4 23 1 24 1742 4 180
22 46 7574 4 24 40 0000 0 0,5
23 — 41 0754 4 25 00 0000 0
24 24 0722 0 26 53 3256 0 0,3392
25 46 7572 4 27 1 75 2540 4
26 0 1030 77 2702 4 0,495
27 30 7576 0 31 17 2740 4
0730 22 0662 0 32 40 5570 0 0,0639
31 00 0010 0 33 03 2141 4
32 62 2077 0 34 40 0000 0
33 1 52 4201 4 35 00 0000 4 1
34 62 2077 0 1036 53 1463 0 0,675
35 1 52 4201 0 37 63 1400 0
36 62 2077 0 1040 0
37 1 52 4200 4 41 16 7572 4 П. п. перевода «10—2»
0740 0 42 12 1114 0
41 00 0023 4 43 27 1104 0
42 1 63 1000 0 44 25 0030 4
43 00 0054 4 45 46 1106 4
44 56 1275 0 46 56 7574 4
45 1 00 0051 0 47 02 7572 4
46 1 64 0056 0 1050 — И 0034 0
47 1 63 4046 0 51 12 1114 0
0750 42 1042 0 52 41 7574 4
51 23 7243 0 53 24 1054 0
52 1 52 5252 4 54 24 1015 0
53 52 3541 0 55 46 1112 4
54 40 0000 0 56 10 7572 0
55 00 0000 4 57 56 7574 4
56 52 5252 4 1 6 1060 61 02 11 7573 0015 0 0
57 52 7141 0 62 21 1065 0
0760 0 63 02 1106 4
61 0 64 22 1066 0
62 22 0256 0 65 02 1110 4
63 0 66 16 7576 4
64 42 7726 4 67 02 7573 0
0765 42 7732 4 1070 11 0017 0
66 25 0004 4 71 И 0116 4
67 25 0010 4 72 21 1075 4
0770 50 0000 0 73 10 1040 0
71 00 0001 4 -г = 5° 74 01 1115 0
72 40 0000 0 75 16 7573 0
73 00 0001 0 X— 2° 76 30 7573 0
74 1 43 4425 0 77 25 0000 0
75 1 12 3252 0 —0,53 • 10 ° 1100 42 7574 4
76 75 7347 4 01 46 7576 4
77 01 4044 0 0,378 • 10 2 02 24 1101 0
1000 01 62 26 7331 4201 0 0 3,1830 03 04 47 7576 0 4
02 42 1674 4 05 22 1040 0
03 41 1666 4 1106 50 0000 0
04 46 7622 4 07 00 0002 0 10
05 47 7604 4 1110 63 1463 0 1
06 56 7630 4 И 63 1541 4 10
07 22 0235 0 12 52 7461 4
1010 62 0000 0 100 13 1 34 2153 0
11 00 0003 4 14 74 0000 0
12 77 4324 4 1,986 15 00 0012 0
13 1 75 7500 4 16 0 П. п. перевода «2—10»
17 5« 7572 4
126
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
1120 12 1220 4
21 21 1212 0
22 27 1211 0
23 25 0040 0
24 44 1214 4
25 21 1137 0
26 02 1224 0
27 16 7574 4
ИЗО 42 7572 4
31 44 1214 4
32 21 1150 0
33 42 7572 4
34 46 1216 4
35 56 7572 4
36 24 1131 0
37 02 1224 4
1140 16 7574 4
41 42 7572 4
42 44 1216 4
43 21 1150 4
44 42 7572 4
45 47 1216 4
46 56 7572 4
47 24 1142 0
1150 27 7576 0
51 02 1123 0
52 03 7576 0
53 01 1213 0
54 И 0016 0
55 21 1157 0
56 01 1222 0
1157 И 0143 0
1160 13 7574 4
61 16 7574 4
62 02 7573 0
63 И 0010 0
64 11 0107 0
65 16 7570 0
66 02 7572 4
67 30 7570 0
1170 11 0000 4
71 10 1117 0
72 12 1220 4
73 16 7576 4
74 25 0034 4
75 02 1220 4
76 И 0134 4
77 12 7576 4
1200 06 1222 4
01 03 1224 4
02 12 1220 4
03 01 7576 4
04 16 7576 4
05 24 1206 0
06 24 1175 0
07 13 7574 4
1210 10 7572 0
И 0
12 22 1116 0
13 00 0006 0
14 40 0000 0
15 00 0000 4
16 63 1463 0
17 63 1541 4
1220 1 77 7777 4
21 1 77 7700 0
22 1 30 0000 0 у 6
23 00 0000 0 1 16
24 00 0000 0 1 1 2-зз
25 00 0040 0 1
26 0 _ /
27 21 1273 0 П. п. у х
1230 14 1274 0
31 21 1263 4
32 56 7572 4
33 06 1275 0
34 01 1277 0
35 27 1247 0
36 25 0001 0
37 И 0101 4
1240 16 7574 4
41 42 7572 4
42 И 0102 4
43 07 7574 4
44 01 7574 4
45 24 1237 0
46 16 7574 4
47 0
1250 02 7573 0
51 11 0015 0
52 11 0101 4
53 16 7573 0
54 11 0007 0
55 21 1264 0
56 02 7573 0
57 И 0141 0
1260 16 7572 4
61 42 7574 4
62 13 7572 4
63 22 1226 0
64 02 7574 4
65 06 1300 4
66 16 7574 4
67 02 7573 0
1270 21 1257 0
71 01 1276 0
72 22 1257 0
73 37 0000 0
74 0
75 44 4444 4
76 01 0000 0
77 33 3333 0
1300 55 2023 4 1 £1
01 1 14 6377 0 1 2
02 0 П. n. jfz
03 56 7572 4
04 16 7574 0
05 14 1344 0
06 21 1,341 4
07 02 7573 0
1310 И 0015 0
И 06 1342 4
12 01 1345 0
13 И 0115 0
14 16 7575 0
15 27 1340 0
16 25 0002 0
17 42 7572 4
1320 47 7574 4
21 47 7574 4
22 56 7576 4
23 43 7574 4
24 56 7570 4
25 42 7576 4
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЕЙ ПО МЕТОДУ ЦНИДИ
127
26 27 41 41 7576 7574 4 4 31 32 60 53 0046 5420 0 0
1330 56 7576 4 33 17 0044 4
31 43 7570 4 34 47 3125 0
32 47 7576 4 35 1 55 7443 0
33 46 7570 4 36 70 6541 0
34 46 1342 4 37 32 6242 0
35 41 7574 4 1440 75 3767 4
36 56 7574 4 41 77 7441 0
37 24 1317 0 42 54 2710 0
1340 0 43 1 37 7000 0
41 22 1302 0 44 40 0000 0
42 25 2525 0 1 1 45 00 0000 4
43 1 25 2540 0 / 3 46 02 0654 0
44 0 47 16 0355 0
45 00 5253 0 1450 02 0655 0
1346 0 П. п. «л 51 16 0356 0
47 56 7572 4 52 02 0656 0
1350 44 1406 4 53 16 0357 0
51 21 1405 4 54 02 0657 0
52 42 7572 4 55 16 0416 0
53 47 1410 4 56 22 0423 0
54 56 7572 4 57 0
55 41 1412 4 1460 37 5662 4
56 56 7574 4 61 41 7203 4
57 43 7572 4 62 40 0150 4
1360 10 7572 0 63 43 0040 4
61 56 7572 4 64 40 5161 4
62 02 1415 0 65 44 1541 0
63 03 7575 0 66 41 4342 0
64 11 0001 0 67 45 4255 4
65 13 1414 0 1470 42 4623 0
66 16 1370 0 71 46 7432 4
67 02 7574 4 72 43 5170 4
1370 0 73 50 2523 0
71 11 0141 0 74 44 5246 4
72 13 1416 4 75 51 5205 4
73 16 7574 4 76 45 4513 0
74 27 1402 0 77 52 7024 4
75 42 1420 4 1500 46 3114 0
76 25 0022 4 01 53 7746 0
77 46 7572 4 02 47 0736 4
1400 — 41 1444 4 03 54 7737 4
01 24 1377 0 04 47 5747 4
02 0 05 55 7033 0
03 46 7574 4 06 50 2320 0
04 22 1346 0 07 56 5315 4
05 37 0000 0 1510 50 6262 4
06 53 5261 0 И 57 3021 0
07 76 2703 0 12 51 1703 4
1410 54 2710 0 13 60 0000 0
И 1 37 6700 0 14 51 5002 4
12 0 15 60 4316 4
13 00 0023 4 16 51 7612 0
1414 И ОЮО 4 17 61 0261 0
15 00 0003 0 1520 52 2216 4
16 77 7777 4 21 61 3647 4
17 1 77 7700 0 22 52 4504 4
1420 75 2000 0 23 61 7033 0
21 00 0055 4 24 52 6621 4
22 67 2300 0 25 62 1675 0
23 00 0053 4 26 53 0620 0
24 54 2564 0 27 62 4333 4
25 00 0051 4 1530 53 2445 4
26 77 7603 0 31 62 6535 0
27 00 0050 0 32 53 4240 4
1430 50 3022 0
128
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ
33 34 35 36 37 63 53 63 53 63 0620 5715 2531 7337 4273 0 4 4 4 0 63 64 65 00 00 00 0000 0000 0000 «0X30» 0 0 0
1540 54 0676 0 о 4
41 63 5715 0 0
42 54 2147 о 2
43 44 45 46 47 1550 51 52 53 54 55 56 57 1560 61 63 46 56 43 47 56 42 , 46 V 43 47 22 00 00 00 00 7221 7630 7566 7606 7662 7644 7634 7660 7644 7662 0433 0000 0000 0000 0000. 0000 0 4 4 4 4 4 4 4 4 4 0 0 0 0 1566 1570 72 74 76 1600 02 04 06 1610 12 14 16 1620 1900 2200 1300 - 1350 1800 2528 1500 1600 3580 1600 6110 — 8000 1000 4500 0 0000 0000 0000 0000 0000 4445 0000 0000 0000 0000 0000 0000 0000 - 0000 00 00 02 03 03 00 04 01 03 01 01 01 -01 03 D s 8 фа Фе % n Pa Ta a Фс 9 Yr 71 w
62 00 0 22 1010 0000 05 Qh
0 — - ... «охзо»
ЛИТЕРАТУРА
1. Брилинг H-Р., Бихерт М. М., Гутер-
ман И. И. и др. Быстроходные дизели. М., Машгиз, 1951,
520 с.
2. Брук М. А., Рихтер А. А. Режимы работы судовых
дизелей. Л., Судпромгиз, 1963, 482 с.
3. Ваншейдт В. А. Судовые двигатели внутреннего
сгорания (теория). Л., Судпромгиз, 1958, 455 с.
4. Ваншейдт В. А. Судовые двигатели внутреннего
сгорания. Л., Судпромгиз, 1962, 544 с.
5. В и б е И. И. Новое о рабочем цикле двигателей. Москва—
Свердловск, Машгиз, 1962, 271 с.
6. Г л а г о л е в Н. М. Рабочие процессы двигателей вну-
треннего сгорания. Москва — Киев, Машгиз, 1950, 480 с.
7. Газотурбинный наддув двигателей внутреннего сгорания.
М., Машгиз, 1961, 172 с.
8. Гонта р Б. М. Уточненный способ расчета и построе-
ния индикаторной диаграммы двигателя. Л., Машгиз, 1954.
(Труды ЦНИДИ. Кн. 25).
9. Двигатели внутреннего сгорания. М., Машгиз, 1954—1961
(труды МВТУ. Вып. 25, 26, 28, 35, 76, 83 и др.).
10. Иноземцев Н. В. и Кошкин В. К. Процессы
сгорания в двигателях. М., Машгиз, 1949, 344 с.
11. Индикаторная диаграмма, динамика тепловыделения
и рабочий цикл быстроходного поршневого дизеля. Изд. АН
СССР, М., i960, 199 с.
12. Круглов М. Г. Термодинамика и газодинамику двух-
тактных двигателей внутреннего сгорания. М., Машгиз, 1963,
272 с.
13. Лышевский А. С. Процессы распиливания топлива
дизельными форсунками. М., Машгиз, 1963, 179 с.
14. Мац 3. 3. Методика обработки индикаторных диаграмм
Л., Машгиз, 1958. (ТРУДЫ ЦНИДИ. Выл. 32).
15. Мелькумов Т. М. Теория быстроходного дизеля
с самовоспламенением. М., Оборонгиз, 1953, 407 с.
16. Нигматулин И. И. Рабочие процессы турбопорш-
невых двигателях. М., Машгиз, 1962, 315 с.
17. Орлин АС, Вырубов Г. Г., Ка киш Г. Г.
Двигатели внутреннего сгорания. Т. 1. М., Машгиз, 1957, 396 с.
18. Орлин А С. и Круглов М. Г. Двухтактные
двигатели внутреннего сгорания. М., Машгиз, 1960, 556 с.
19. Петровский Н. В. Специальные вопросы теории
судовых дизелей. Л., Судпромгиз, I960, 312 с.
20. П о р т н о в Д. А. Быстроходные турбопоршневые дви-
гатели с воспламенением от сжатия. М., Машгиз, 1 963, 639 с.
21. Р я б ц е в А. А. Новый метод расчета выхлопа и про-
дувки 2-тактных двигателей. —«Машиностроение», I960, № 5.
22. Расчеты рабочих процессов в двигателях внутреннего
сгорания. Под ред. Орлина А. С. М., Машгиз, 1958, 159 с.
23. Сгорание и смесеобразование в дизелях. Изд. АН СССР,
М., 1960, 241 с.
24. Соколик А. С. Самовоспламенение, пламя и детона-
ция в газах. Изд. АН СССР, i960, 427 с.
25. Самсонов Л. А. Применение электронно-вычисли-
тельной машины «Урал-1» для расчета процесса газообмена.
1962. (Труды ЦНИДИ, А» 44).
26. С о м о в В. А., Б о т к и н П. П. Топливо для транс-
портных дизелей. Л., Судпромгиз, 1963, 356 с.
27 Исследование рабочего процесса и подачи топлива в бы-
строходных дизелях. Научно-исследовательская лаборатория
двигателей. Под ред. А. И. Толстова. М., Машгиз, 1955, Труды
М 1, с. 5—55
28. Т а р е е в в. М. Справочник по тепловому расчету рабо-
чего процесса двигателей внутреннего сгорания. Л., Изд. «Речной
транспорт», 1959, 407 с. >
29. Эпштейн А. С. Переменные режимы двигателей с га-
зотурбинным наддувом. М., Машгиз, 1962, 207 с.
30. ЦНИДИ. сборники трудов по дизелестроению. Л., Маш-
гиз, 1947—1963.
31. Hans List. Die Verbrennugskrattmaschinen. Band
1—16. Springer Verlag Wien. 1948—1960.
РАЗДЕЛ ТРЕТИЙ
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
ГЛАВА I
КИНЕМАТИКА МЕХАНИЗМОВ ДВИГАТЕЛЕЙ
В современных двигателях для преобразования
возвратно-поступательного движения поршня во вра-
щательное движение коленчатого вала применяются
кривошипно-шатунные механизмы (КШМ): централь-
ный, смещенный (дезаксиальный) и с прицепными
шатунами. Реже используются роторные и бескриво-
шиппые механизмы.
1. КИНЕМАТИКА ЦЕНТРАЛЬНОГО
КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
Центральный КШМ (фиг. 1) характеризует-
ся двумя кинематическими параметрами (размерами
звеньев механизма, определяющими их взаимное поло-
жение): радиусом кривошипа R и длиной шатуна L.
Вместо второго параметра,
имеющего, как и первый, ли-
нейную размерность,- часто
используется безразмерный па-
раметр — постоянная
механизма X, представ-
ляющая собой отношение ра-
диуса кривошипа к длине
шатуна
1=4. «)
Постоянная механизма обыч-
но выбирается в пределах
0,20 < X < 0,32. При больших
значениях постоянной, т. е.
при относительно коротких ша-
тунах, высота и вес двигателя
становятся меньше, но нор-
мальные давления поршня на
зеркало цилиндра возрастают,
что сопровождается некоторым
повышением износа трущейся
пары. Кроме того, возрастают
силы инерции второго порядка,
влияющие на величину внутренних изгибающих мо-
ментов во всех двигателях и на результирующие сил
и моментов сил инерции, когда они не уравновешены.
Положение механизма обычно определяется углом
поворота кривошипа а от верхнего начала отсчета
(в. п. о.). В. н. о. соответствует такому положению
кривошипа, когда оп, располагаясь параллельно оси
цилиндра, направлен в сторону поршня. При обратном
направлении кривошипа, т. е. при а = 180°, опреде-
ляется реже используемое нижнее пачало отсчета
(н. н. о.).
9 Заказ 1630.
В практических расчетах обычно полагают, что число
оборотов вала (к, об/мин) и его угловая скорость
(со сек-1) постоянны
со = 44-«а 0,105 и сек-1—const;
oU
со2 0,01 In2 сек-2. (2)
Если в момент начала отсчета кривошип находился
в в. н. о., т. е. при t = 0 . . . а = 0, то положение
кривошипа в любой момент времени может быть найдено
по формулам равномерного движения
a = co£ pad = 6nt град. (3)
Угловое положение шатуна (отклонение оси шатуна
от оси цилиндра) обозначается символом р и опреде-
ляется из соотношения
sin р = X sin а. (4)
Для некоторых механизмов оно может быть найдено
с помощью табл. 1.
Максимальные отклонения шатуна наступают при
а = 4-90°
₽max = ± arcsin Х<16-т-17°.
Угловая скорость (<oL сек-1) и угловое ускорение
(вд сек-2) шатуна определяются по точным формулам
. cos а , ,, „ „ sin а
(От = ХСО-—о- ; 8г= — X (1 — X2) СО2 —-5-Д-,
ь COS р -С ' ' COS3 Р
использованным для подсчета численных значений в спе-
циальных таблицах [9], или по приближенным
со£ к» Хсо cos a; e,L — Хсо2 sin а,
допускающим погрешность б, не превышающую
50 X2 sin2 а %.
Нулевые значения coL и eL имеют место при положе-
ниях кривошипа, указанных в индексах
“г (90°) = “г (270°)= eL (0°)= eL (180°) = °’
а экстремальные находятся по формулам
ш£(0°) = + шГ(180°) = —’
eL (90°) = - +0’5 V)’’ 8Ь (270°) = № (i + 0,5 X2).
Значения угловой скорости шатуна прп этом выража-
ются точно, а для углового ускорения определяются
заниженными на 2—5%.
Наибольшее и наименьшее удалеппия поршня от
оси коленчатого вала наступают при положениях
130
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Угловое перемещение шатуна
Таблица 1
а, град Знак Знак а, град
0,06 0,08 0,16 0,18 | 0,20 | 0,22 0,24 0,26 0,28
1 1 1 1 1 1 1 1 1
16,67 12,50 6,25 5,56 5,00 4,55 4,17 3,85 3,57
0 180 + 0° 00' 0°00' 0°00' 0°00' 0°00' 0°00' 0°00' 0°00' 0°00' — 180 360
- 5 175 “Г 0 18 0 24 0 48 0 54 1 00 1 06 1 13 1 18 1 24 — 185 355
10 170 + 0 36 0 47 1 36 1 47 1 59 2 И 2 23 2 35 2 47 — .190 350
15 165 + 0 53 1 11 2 22 2 40 2 58 3 15 3 34 3 51 4 09 — 195 345
20 160 + 1 10 1 34 3 08 3 32 3 55 4 19 4 42 5 06 5 30 — 200 340
25 155 + 1 27 1 56 3 52 4 21 4 51 5 20 5 49 6 19 6 48 — 205 335
30 150 + 1 43 2 18 4 35 5 10 5 44 6 19 6 54 7 28 8 03 — 210 330
35 145 + 1 58 2 38 5 16 5 56 6 35 7 15 7 55 8 35 9 14 — 215 325
40 140 + 2 15 3 00 6 01 6 47 7 23 8 08 8 52 9 37 10 22 — 220 320
45 135 + 2 26 3 14 6 30 7 19 8 08 8 57 9 46 10 35 И 25 — 225 315
50 130 + 2 38 3 31 7 02 7 56 8 49 9 42 10 35 И 29 12 23 — 230 310
55 125 4* 2 49 3 45 7 32 8 28 9 26 10 23 И 20 12 18 13 15 — 235 305
60 120 + 2 59 3 58 7 58 8 58 9 58 10 58 12 00 13 00 14 02 — 240 300
65 115 + 3 07 4 09 8 20 9 23 10 27 И 30 12 34. 13 38 14 42 — 245 295
70 110 4* 3 14 4 19 8 39 9 44 10 50 11 56 13 02 14 09 15 15 — 250 290
75 105 + 3 19 4 26 8 53 10 01 И 08 12 16 13 24 14 33 15 41 — 255 285
80 100 + 3 23 4 31 9 04 10 12 И 22 12 31 13 40 14 50 16 01 — 260 280
85 95 + 3 26 4 34 9 10 10 20 И 29 12 39 13 50 15 01 16 12 — 265 275
90 90 4* 3 27 4 35 9 .13 10 22 11 32 12 43 13 53 15 04 16 16 — 270 270 ।
механизма, называемых верхняя и нижняя
мертвые точки (в. м. т. и и. м. т,).
Кривошип центрального КШМ при этих положениях'
располагается в в. н. о. (а = 0°) и и. и. о. (а = 180°).
Перемещение поршня S от его положения в в. м. т.
определяется по точной формуле
где
a = l+g2— Q4-l-o6... ]
q2 = 0,25000 X + 0,06250 A3 + 0,02930 V; I (g)
q4 = 0,01563 V + 0,01172 V; q6 = 0,00195 V. J
S = R
COS Р
(5)
Безразмерным называется перемещение
поршня, отнесенное к радиусу кривошипа, оно обозна-
чается тем же символом, но в строчном написании
Если постоянная механизма учитывается в степени
не выше первой, то полагают: g4 = д6 = 0; 02 = 0,25 X
и a = 1 + 0,25 При этом формула (7) может быть
представлена в следующих видах:
s= (1 +0,25 X) — (cos a+0,25 X cos 2a); (9)
(6)
s=(l — cosa) [1 -f-0,5 A. (1+cosa)];
s = 1 — cos a+ 0,5 X sin2 a.
(10)
Значения безразмерного перемещения поршня,
подсчитанные по приведенной формуле, указаны
в табл. 2.
В функции одной независимой переменной а формула
(5) в безразмерной форме может быть представлена
в виде гармонического ряда
s = a — (cos a +о2 cos 2a — о, cos 4a + o(i cos 6a . . .), (7)
Формулы (10) получены из (9) путем тождественных
преобразований. При ограниченном числе десятичных
знаков, с которым производятся практические расчеты
(например, три знака после запятой), наименьшую по-'
грешность вносит первая из этих формул, а наиболь-
шую — вторая. При учете трех значащих цифр
погрешности формул (9—10) практически одина-
ковы.
1
X
КИНЕМАТИКА МЕХАНИЗМОВ ДВИГАТЕЛЕЙ
131
Перемещение поршней Таблица 2
л
а, град Знак 0,06 0,08 0,16 0,18 0,20 0,22 0,24 0,26 0,28 Знак а, град
1 1 1 1 1 1 1 1 1
16,67 12,50 6,25 5,56 5,00 4,55 4,17 3,85 3,57
0 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 + 360
5 + 0040 0041 0044 0045 0046 0046 0047 0048 0049 + 355
10 + 0161 0164 0176 0179 0182 0185 0188 0191 0194 + 350
15 + 0361 0367 0394 0401 0408 0414 0421 0428 0435 + 345
20 + 0638 0650 0697 0708 0720 0732 0744 0755 0767 + 340
25 + 0990 1008 1080 1098 1116 1134 1152 1170 1188 + 335
30 + 1415 1440 1540 1565 1590 1616 1641 1666 1691 + 330
35 + 1907 1940 2072 2105 2139 2172 2205 2239 2272 + 325
40 2463 2505 2671 2713 2754 2796 2838 ' 2880 2923 + 320
45 3079 3129 3330 3381 3431 3482 3533 3584 3636 + 315
50 + 3748 3797 4043 4103 4162 4222 4282 4343 4403 + 310
55 + 4466 4533 4803 4871 4940 5008 5077 5147 5216 + 305
60 + 5225 5300 5603 5679 5756 5833 5910 5988 6066 + 300
65 + 6020 6103 6434 6518 6602 6686 6771 6857 6943 + 295
70 -I- 6845 6933 7290 7380 7471 7562 7653 7745 7838 + 290
75 + 7692 7786 8163 8258 8354 8450 8547 8644 8743 + 285
80 + 8555 8652 9044 0,9143 0,9243 0,9343 0,9444 0,9546 0,9648 + 280
85 + 0,9426 0,9526 0,9927 1,0029 1,0131 1,0233 1,0337 1,0441 1,0546 + 275
90 "Ь 1,0300 1,0400 1,0805 0907 1010 1114 1218 1323 1429 + 270
95 + 1169 1269 1670 1772 1874 1977 2080 2184 2289 + 265
100 + 2028 2125 2517 2616 2716 2816 2917 3019 3121 + 260
105 "Г 2868 2962 3339 3434 3530 3626 3723 3821 3919 + 255
110 + 3685 3774 41’31 4221 4311 4402 4494 4586 4679 250
115 + 4473 4555 4887 4970 5054 5139 5224 5309 5395 + 245
120 + 5225 5300 5603 5679 5756 5833 5910 5988 6066 + 240
125 + 5937 6004 6275 6343 6411 6480 6549 6618 6688 + 235
130 + 6604 6663 6899 . 6958 7018 7078 7138 7198 7259 —[— 230
135 + 7221 7271 7472 7523 7574 7624 7675 7727 7778 + 225
140 + 7784 7826 7992 8033 8075 8117 8159 8201 8244 + 220
145 + 8290 8323 8455 8488 8522 8555 8588 8622 8655 + 215
150 + 8735 8760 8861 8885 8911 8936 8961 8987 9012 + 210
155 + 9117 9134 9206 9224 9242 9260 9278 9296 9314 + 205
160 9432 9444 9491 9502 9514 9526 9537 9549 9561 + 200
165 + 9679 9686 9713 9720 9726 9733 9740 . 9746 9753 + 195
170 + 9857 9860 9872 9875 9878 9881 9884 9887 9890 + 190
175 + 1,9964 1,9965 1,9968 1,9969 1,9969 1,9970 1,9971 1,9972 1,9973 + 185
180 + 2,0000 2,0000 2,0000 2,0000 2,0000 2,0000 2,0000 2,0000 2,0000 + 180
9*
132
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Ход поршня (перемещение поршня между его
крайними положениями) имеет место при а = 180
и равняется удвоенному радиусу кривошипа
S* = 2R', s* = 2.
Если требуется найти перемещение поршня от н. м. т.,
обозначаемое S или s, на основании заданного отклоне-
ния кривошипа от н. н. о., которое также обозначается
подчеркнутым символом а, пользуются формулами
(9) и (10), в которых знаки перед членами, содержа-
щими X, меняются на обратные. Например, на основа-
нии формулы (9) имеем
s = (1 _ о,25 %) — (cos а — 0,25 % cos 2 а). (11)
Определить положение кривошипа в зависимости от
заданного перемещения поршня от в. м. т. и н. м. т.
можно по формулам, полученным из (9) и (11),
cos а=(]^(1 + X)2 —2s X — 1) (12)
А
и cos а =(1 — ]^(1— X)2 + 2£?i). (13)
Фигурирующий в расчетах продувки цилиндра п о-
терянный ход поршня? представляет собой
отношение условной высоты газораспределительного
окна (расстояние от верхней кромки окна до кромки
поршня, находящегося в н. м. т.) к полному ходу пор-
шня (2/?), т. е. величину, в два раза меньшую безраз-
мерного перемещения поршня от н. м. т., которое
обеспечивает перекрытие этого окна. Поэтому в послед-
нюю формулу вместо 2 s следует подставить 4ЧГ.
Так как центральный КШМ является симметричным,
то при расчетах по формулам (12) и (13) получаются
парные (отличающиеся знаками) значения а и а.
Графические способы определения перемещения пор-
шня описаны в [2], [8], [4] и других источниках.
Скорость V и ускорение J поршня определяются
последовательным дифференцированием зависимо-
стей, приведенных для определения перемещения пор-
шня (5, 7, 9). Их безразмерные величины связаны
с действительными соотношениями
V J
v~ Ra ’ ' R а>2 ’
Точные значения безразмерных скорости и ускорения
поршня находят по формулам
p=sin («-Щ ; (14)
cos р
. cos(a + P) cos2 a ;
' = cos Г-+
или непосредственно из табл. 3 и 4.
Таблица 3
Скорость поршня
а, град к Знак а, град
0,06 0,08 0,16 0,18 0,20 0,22 0,24 0,26 0,28
1 1 11 1 1 1 1 1 1
16,67 12,50 6,25 5,56 5,00 4,55 4,17 3,85 3,57
0 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 — 360
5 + 0924 0941 1010 1023 1045 1063 1080 1097 1115 — 355
10 + 1839 1873 2010 2044 2079 2113 2147 2182 2216 — 350
15 + 2738 2788 2988 3039 3089 3139 3189 3240 3290 — 345
20 + 3613 3677 3935 4000 4064 4129 4194 4259 4324 — 340
25 4- 4456 4533 4840 4916 4995 5072 5150 5228 5306 — 335
30 + 5260 5347 5695 5783 5870 5958 6047 6135 6224 — 330
35 4- 6018 6112 6491 6586 6682 6778 6874 6971 7069 — 325
40 4- 6723 6822 7220 7320 7421 7522 7624 7726 7829 — 320
45 4- 7371 7472 7876 7978 8081 8185 8289 8394 8499 — 315
50 4- 7956 8055 . 8454 8555 8657 8759 8863 8967 9072 — ЗЮ
55 8474 8568 8950 9047 9144 9242 9342 9442 9543 — 305
60 4- 8920 9007 9360 9449 9540 9631 0,9723 0,9816 0,9910 — 300
65 9293 9370 9682 9762 0,9842 0,9923 1,0005 1,0088 1,0172 — 295
70 9590 9655 0,9917 0,9984 1,0051 1,0120 0189 0259 0330 — 290
75 9809 9860 1,0064 1,0116 0169 0222 0276 0331 0386 — 285
80 0,9951 0,9985 0125 0161 0198 0233 0270 0308 0346 — 280
85 4- 1,0014 1,0032 0103 0121 0139 0158 0176 0196 0215 — 275
90 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 — 270
95 + 0,9910 0,9892 0,9821 0,9803 0,9785 0,9766 0,9747 0,9728 0,9709 — 265
КИНЕМАТИКА МЕХАНИЗМОВ ДВИГАТЕЛЕЙ
133
Продолжение табл. 3
а, град Знак 0,06 0,08 0,16 0,18 0,20 0,22 0,24 0,26 0,28 Знак а, град
1 1 и 1 1 1 1 1 1
16,67 12,50 6,25 5,56 5,00 4,55 4,17 3,85 3,57
100 + 0,9745 0,9711 0,9571 0,9535 0,9499 0,9463 0,9426 0,9383 0,9350 — 260
105 + 9509 9459 9254 9202 9150 9096 9042 8988 8932 — 255
110 + 9204 9139 8877 8810 8742 8674 8605 8535 8464 — 250
115 + 8833 8756 8444 8364 8284 8203 8121 8033 7954 — 245
120 + 8400 8313 7961 7871 7781 7690 7598 7505 7410 — 240
125 + 7909 7815 7433 7336 7239 7141 7041 6941 6840 — 235
130 + 7365 7266 6867 6766 6664 6561 6458 6354 6249 — 230
135 + 6771 6670 6266 6164 6061 5957 5853 5748 5643 — 225
140 + 6132 6033 5636 5536 5435 5334 5232 5129 5026 — 220
145 + 5454 5359 4981 4885 4790 4694 4596 4500 4403 — 215
150 4740 4653 4305 4217 4130 4042 3953 3864 3775 — 210
155 + 3996 3920 3612 3535 3457 3380 3302 3224 3146 — 205
160 3227 3163 2905 2841 2776 2711 2646 2581 2516 — 200
165 + 2438 2388 2188 2138 2087 2037 1987 1937 1886 — 195
170 1634 1600 1463 1428 1394 1360 1326 1291 1257 — 190
175 + 0819 0802 0733 0715 0698 0680 0663 0646 0628 — 185
180 + 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 — 180
Таблица 4
Ускорение поршней
а, град Знак л Знак а, град
0,06 0,08 0,16 0,18 0,20 0,22 0,24 0,26 0,28
1 1 1 1 1 1 1 1 1
16,67 12,50 6,25 5,56 5,00 4,55 4,17 3,85 3,57
0 + 1,0600 1,0800 1,1600 1,1800 1,2000 1,2200 1,2400 1,2600 1,2800 + 360
5 + 0553 0750 1538 1735 1932 2130 2327 2524 2722 + 355
10 + 0412 0600 1363 1542 1731 1920 2109 2299 2489 + 350
15 + 1,0179 0352 1049 1223 1399 1574 1750 1927 2104 + 345
20 + 0,9857 1,0010 0629 0784 0941 . -1098 1256 1415 1575 + 340
25 9449 0,9578 1,0100 1,0232 1,0365 1,0499 1,0634 0771 0908 + 335
30 + 8961 9061 0,9471 0,9575 0,9680 0,9787 0,9895 1,0005 1,0117 + 330
35 8397 8467 8750 8823 8898 8974 9052 0,9131 0,9212 + 325
40 + 7765 7801 7950 7990 8030 8073 8117 8163 8211 + 320
45 + 7072 7073 7081 7085 7092 7099 7107 7117 7129 315
50 + 6324 6290 6158 6127 6096 6067 6039 6012 5987 + 310
55 + 5531 5463 5193 5127 5061 4995 4931 4867 4804 + 305
60 + 0,4700 0,4600 0,4200 0,4100 0,4000 0,3901 0,3801 0,3701 0,3602 + 300
134
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Продолжение табл. 4
а, град Знак л Знак а, град
0,06 0,08 0,16 0,18 0,20 0,22 0,24 0,26 0,28
1 1 1 1 1 1 1 1 1
16,67 12,50 6,25 5,56 5,00 4,55 4,17 3,85 3,57
65 + 0,3840 0,3711 0,3193 0,3062 0,2931 0,2800 0,2667 0,2535 0,2401 + 295
70 4- 2960 2806 2185 2027' 1869 1709 1548 1386 1222 + 290
75 + 2068 1894 1188 1009 0828 0645 0461 0274 0085 + 285
80 + 1172 0982 0215 0020 0178 0378 0580 0785 0993 — 280
85 + 0280 0081 0724 0930 1138 1348 1561 1778 1998 — 275
90 — 0601 0803 1621 1830 2041 2255 2472 2693 2917 — 270
95 — 1463 1662 2467 2673 2881 3091 3304 3521 3741 — 265
100 — 2301 2490 3258 3453 3651 3851 4053 4258 4466 — 260
105 — 3108 3283 3988 4167 4348 4531 4715 4902 5091 — 255
110 — 3880 4034 4656 4813 4971 5131 5292 5454 5618 — 250
115 — 4612 4741 5259 5390 5521 5653 5785 5918 6051 — 245
120 — 5300 5400 5800 5900 6000 6099 6199 6299 6398 — 240
125 — 5941 6009 6278 6345 6411 6476 6541 6604 6667 — 235
130 — 6532 6566 6698 6729 6759 6788 6817 6843 6868 — 230
135 — 7070 7070 7061 7056 7050 7043 7035 7025 7013 — 225
140 — 7556 7520 7371 7331 7290* 7248 7204 7158 7110 — 220
145 — 7986 7916 7633 7559 7485 7409 7331 7252 7171 — 215
150 — 8360 8259 7850 7745 . 7640 7533 7425 7315 7204 — 210
155 — 8677 8548 8026 7894 7761 7627 7492 7355 7218 — 205
160 — 8937 8783 8165 8009 7853 7696 7538 7379 7219 — 200
165 — 9139 8966 8270 8095 7920 7744 7568 7391 7214 — 195
170 — 9284 9096 8343 8154 7965 7776 7587 7397 7207 — 190
175 — 9371 9174 8386 8189 7991 7794 7597 7400 7202 — 185
180 — 0,9400 0,9200 0,8200 0,8200 0,8000 0,7800 0,7600 0,7400 0,7200 — 180
С любой степенью точности, с учетом любого числа
гармонических составляющих, те же кинематические
функции могут быть найдены по формулам, получен-
ным из (7)
p = sina + 2Q2 sin 2a —4q4 sin 4а-|-6р6 sin 6а . .
/ = cos a-|-4Q2 cos 2а —16р4 cos 4a-|-36Q6 cos 6a . . .,
где все коэффициенты сохраняют значения, указанные
в (8).
Скорости и ускорения поршня получаются положи-
тельными в тех случаях, когда их векторы направлены
к оси коленчатого вала. Для положений кривошипа,
расположенных симметрично относительно верхнего
или нижнего начала отсчета, перемещения и ускорения
поршня одинаковы, а скорости обратны по знаку.
Для практических расчетов обычно применяются
приближенные формулы, полученные из (9)
v = sin а4-0,5 X sin 2а (16); /= cos а4-X. cos 2а. (17)
Максимальное значение скорости поршня и положе-
ние кривошипа в этот момент определяются по форму-
лам (приближенным)
Fmax = 7?ca (1 4-0,5 V); cos a = -A- (/1-8Х2-1).
4А
Средняя скорость поршня ст примерно в полтора раза
меньше окружной скорости центра шатунной шейки
VA =-Лсо2
_S*n
Ст~~ 30 1,57 ’
Экстремальные зпачения ускорения поршня наблю-
даются в положениях в. м. т. и п. м. т.; их точные зна-
чения следующие:
/(0о) = 14-Х,; /(180°)= — —
При X > 0,25 наблюдается третий максимум
КИНЕМАТИКА МЕХАНИЗМОВ ДВИГАТЕЛЕЙ
135
наступающий в момент, когда
1
cos а-
Приближенное значение абсолютной максимальной
погрешности расчета ускорения поршня 6;, найденного
по формуле (17), составляет
бу = — 0,5 V R со2
и наблюдается при а, равном 90 и 270°, а в положениях
мертвых точек б/ равно нулю.
Точность выполнения кинематических расчетов прак-
тически нецелесообразно соблюдать выше определяемой
исходными данными, т. е. неточностью изготовления
и сборки, непостоянством размеров в связи с наличием
упругих и температурных деформаций, а также непо-
стоянством угловой скорости вращения вала, завися-
щей от свойств приемника энергии, двигателя и его
регулятора.
Поэтому в практических расчетах обычно ограни-
чиваются использованием приближенных кинемати-
ческих формул, а все вычисления по ним выполняются
с точностью до 0,1%, т. е. с тремя-четырьмя значащими
цифрами.
поршня на зеркало цилиндра во время рабочего такта;
это уменьшает максимальное значение силы трения
в цилиндровой паре, а потому способствует некоторому
снижению ее износа и увеличению механического к. и. д.
двигателя. Наибольший дезаксаж С = 0,4 — 1,3 R
имеет место в некоторых кинематических схемах двига-
телей, его величина определяется компоновкой цилин-
дров (см., папример, фиг. 5).
Для высокооборотных четырехтактных двигателей
применение дезаксажа с целью снижения нормальных
давлений нецелесообразно, так как в них доминирует
работа трения за счет сил инерции, на которые дезак-
саж почти не влияет.
Безразмерный дезаксаж связан с абсолютйым зави-
симостью
Вместо этого параметра часто рассматривается так
называемая функция дезаксажа р, определяемая из вы-
ражения
р = — arctg с
2. КИНЕМАТИКА СМЕЩЕННОГО КРИВОШИПНО-
ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА *
Смещенный кривошипно-шатунный механизм (СКШМ)
отличается от центрального тем, что оси цилиндра и
коленчатого вала не пересекаются. Смещение оси цилин-
дра относительно оси вала называется дезаксажем
и обозначается символом С (фиг. 2, а).
Нормальное давление поршня на втулку во время
рабочего такта уменьшается при положительном де-
заксаже, т. е. когда ось цилиндра смещена относительно
оси вала в направлении движения кривошипной шейки
от в. н. о. (с>0; С>0 и р < 0) и возрастает при
отрицательном дезаксаже, когда (с < 0; С < 0 и р > 0),
поэтому в реверсивных двигателях большой дезаксаж
никогда не применяется.
Положения верхней aoi и нижней а02 мертвых точек
в СКШМ не совпадают с началами отсчета, они опре-
деляются по точным формулам
с "К tg р
sinaoi~ - 1 + х ,
с X. tg р
sin a03 - - -у—.
Наибольшее и наименьшее удаления поршня от гори-
зонтальной оси, проходящей через ось коленчатого вала,
имеют место при положениях мертвых точек (фиг. 2,6)
в момент в. м. т.
771 = (Ь-|-7?) cosa01
в момент н. м. т.
772 = —- (L — 7?) cos a02
с* % \
2(1-%)/
с2 % \
2(1+%) )’
Полный 5* ход поршня СКШМ будет
S* =Нг-Н2 = (% + ??) cos aoi+ (% — /?) cos afl2
„Л,, c2?-2 , тз-нН
+ -f- 4(1_V)3 /•
Отбрасывая малый член последнего выражения, имеем
Малый дезаксаж (С < 0,057?) вводится для умень-
шения шума, возникающего при перекладке поршня
в цилиндре. Большой дезаксаж (С = 0,1—0,4 7?) пред-
усматривается для уменьшения нормального давления
C2V tg2^ V
~ ^2+= Л ^2 +J-
= 7? (2 — sin aOi si n a02).
136
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Как видно из этих зависимостей, полный ход поршня
СКШМ всегда больше 2R, практически это превышение
достигает 1 % при р, 5,5° и 2% при р, 8°.
S*
Для обеспечения заданного хода поршня sc =-^-
дезаксаж определяется из выражения
где
Sc — R ac0
1 %
—-----cos (a + a) —£ cos 2a
cosp. ' । 4
(22)
ac о = cos a01 + c X sin a01 + 0,25 % cos’2aH =
1 %
=--------cos (aoi +n) + ~r cos 2a01.
cos p. ° 1 1 4 01
Если значения a располагаются вблизи мертвых то-
чек, т. е. кривошип отклоняется от соответствующих
положений на угол
При заданном Положении кривошипа положение
шатуна 0С вычисляется по формуле
sin рс = % (sin а—с) = % sin a + tgp.
СКШМ не является симметричным механизмом, при
с > 0 время прямого хода поршня больше, чем обрат-
ного.
В положении в. и. о. (а = 0, sc + 0) шатун распола-
гается под углом
Рс = — arc sin с %,
а в момент, когда ось шатуна совпадает с осью цилиндра
(Рс = 0; a ± 0), кривошип отклоняется от в. н. о.
на угол
а = агс sin с.
Угловая скорость и угловое ускорение шатуна вычис-
ляются по точным формулам
cos a
cos Рс ’
_ <о2
®Lc— cos р,
1 I sin Pc — с %
При выводе расчетных формул часто возникает необ-
ходимость в выражении для cos рс
cos Рс 1—0,25 %2 (1 + 2с2) + с %2 sin a +
+0,25 %2 cos 2a. (18)
Положив с = 0, нетрудно найти аналогичное выраже-
ние для центрального КШМ.
Перемещение поршня СКШМ от в. м. т. находится по
точной формуле
SC = R
cos aoj — I cos a +
или по приближенной
SC = R [at— (cos a + Qc sin a + Q2c cos 2a—Q3Csin3a —
— QicCos4a)], (19)
где
ae = cos а01 + рс sin a01+ q2c cos 2aoj—
2зс sin 3aM — q4c cos 4a0i;
Оде — 0,0156 %2, Q3c — 8c (Эде» Огс =
— 0,25 % + 4Qic + 3c Q3ci Qc = £^ +
+ (3 + 4c2)p3C.
(20)
Если допускаемая погрешность меньше найденной
по фиг. 3, то применяются приближенные формулы сле-
дующих видов:
Sc = R [aco—(cos a + c X. sin a+ 0,25 X cos 2a)]; (21)
то достаточную точность обеспечивают формулы
sc = l>52-10“4 (1 + 1) (a —a01)2
и ^81/^+aox,
где a и aoi принимаются в градусах с точностью до
0,001.
Фиг. 3. Относительная погрешность определения безразмерного
хода поршня для центрального и смещенного КШМ.
Скорость Fc и ускорение Jc поршня СКШМ можно
определить по точным формулам, имеющим вид, свой-
ственный центральному КШМ (формулы 14 и 15),
но в них вместо 0 следует подставить 0С.
Однако чаще используются приближенные формулы,
полученные из (19)
VC = R co (sin a—cos a + 2q2c sin 2a +3g3C cos 3a —
—4Q4csin 4a);
Jc = Rvy> (cos a+pc sin a + 4p2c cos 2a—9@3C sin 3a—
— 16q4c cos 4a),
где коэффициенты сохраняют прежние значения (20).
Наибольшим распространением пользуются при-
ближенные формулы, учитывающие X и с в степени
не выше первой.
Vc
i'c = ~п— = sin a—с % cos a+ 0,5 1 sin 2a;
£l CO
1 (23)
vc =-------sin (a+p.) +0,5 % sin 2a;
COS '
КИНЕМАТИКА МЕХАНИЗМОВ ДВИГАТЕЛЕЙ
137
J.
/с= —в—= cosa-|-c X sm а-кл cos 2а;
1\ со
1
7с = —— cos (a-j-p.) + a cos 2а.
(24)
Вместо абсолютных параметров г, L, I, См Ci исполь-
зуются безразмерные
, R , г R С Ci
х=_; %z = _; е = _; с=-и Cz=_^, (25)
пригодные в случаях, когда относительная погрешность
перемещений поршня 6S допускается до 0,5%
(фиг. 3).
Таблица кинематических функций (sc, ис и /с) для
СКШМ не существует. Для сокращения вычислитель-
ной работы формулы (21,23 и 24) можно привести к виду
а также разность угла прицепа и угла развала ци-
линдров
С2 %2
sc = s —С % Sin a(21а)
Z-f-ZA
vc = v—cXcosa; (23а)
lс = I + с % sin a, (24а)
где величины s, ни/ представляют собой кинематиче-
ские функции центрального КШМ, подсчитанные
в табл. 2, 3 и 4. Незначительное несовпадение с расче-
том по формулам (21), (23) и (24) объясняется тем, что
упомянутые таблицы составлены по точным формулам.
3. КИНЕМАТИКА ПРИЦЕПНЫХ ШАТУНОВ
Прицепные шатуны используются в механиз-
мах V-образных, веерообразных и звездообразных
двигателей (фиг. 4), а также в двигателях с параллель-
ным расположением цилиндров.
Фиг. 4. Схема механизма V-образиого двигателя с при-
цепным шатуном.
ф = уг—Y- (26)
Принимая в качестве независимой переменной откло-
нение кривошипа от оси рассматриваемого бокового
цилиндра а(, угловое отклонение прицепного шатуна
от той же оси находим по обобщенной формуле
sin Pz = %d [sin (az4-ed)—Cdl> (27)
где обобщенные параметры шатуна Id, и cd опреде-
ляются из выражений (d — вспомогательная величина)
dsiny „ . р—dcosv
b “ q—dcosy cosed
d sin у .
А/ . 5
Sin firf
cd = — (sin Ф + de — ci q);
d= л (cos ф—c % sin ф).
Максимальная абсолютная погрешность 6 при опреде-
лении Pz будет
. s sinip
Sin О = -ТГ7---3----- •
4aaz cos Pz max
Экстремальные значения отклонения шатуна от оси
того же цилиндра
sin Pz max = — Ad (cd ± !)•
Для основных модификаций механизма с прицепными
шатунами аналогичные формулы приведены в табл. 5.
Ось прицепного шатуна совпадает с осью цилиндра
при Р, = 0, когда
az = arc sin с$ — ед,
что влечет за собой перекладку прицепного поршня
в цилиндре.
Угловая скорость и угловое ускорение прицепного
шатуна
<ог
8i COS pj
„ cos(az + ed) .
= cos Pz ’
w? \
— — 1 I sinPz — Cd 7.d
(28)
В наиболее общем случае механизма V-образного дви-
гателя с дезаксажем кинематика шатуна определяется
восемью параметрами [4]:
R и г — радиус кривошипа и радиус прицепа;
L и I — длина главного и длина прицепного шатунов;
у и yi — угол развала цилиндров и угол прицепа;
С и Ci — дезаксаж главного и дезаксаж бокового
цилиндров (на фигуре показаны положитель-
ными).
Все параметры и функции, относящиеся к прицепному
механизму, обозначаются символами с индексом I.
В качестве кинематической аналогии для прицепного
шатуна может служить шатун смещенного КШМ с па-
раметрами Id и cd [4, стр. 66], что позволяет восполь-
зоваться графическим способом анализа.
Кинематика прицепных шатунов V-образных двигате-
лей без дезаксажа при непосредственном использова-
нии кинематических параметров анализируется также
с помощью формул И. Ш. Неймана [9, стр. 22 и 34] (при
yi = у следует положить ф = 0)
sin Pz = az lQ sin az —sin (P—ф)];
Xz
CO; =------3—
COS P
ez =
[qw cos az — cos (P — ф) ];
—[q%,w2 sin a, —%,w| sin (P —ф) +
cos Pz L ‘ 1 1
+ lzeLcos (P—ф)—wf sin pj.
(29)
J
138
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
4. ПЕРЕМЕЩЕНИЕ ПОРШНЕЙ В ЦИЛИНДРАХ
ДВИГАТЕЛЕЙ С КОМБИНИРОВАННЫМИ
МЕХАНИЗМАМИ
Комбинированными назовем механизмы двигателей,
которые состоят из центрального или смещенного КШМ
с присоединенными к ним дополнительными звеньями,
служащими для привода дополнительных (боковых)
поршней или составленные из нескольких кинемати-
чески связанных между собой КШМ с соответствующим
числом поршней, обслуживающих цилиндры двигате-
лей с раходящимися поршнями.
К числу таковых относятся механизмы V-образных,
веерообразных и звездообразных двигателей с прицеп-
ными шатунами, имеющие по одному поршню в каждом
цилиндре, и механизмы ДРП (двигатели с расходящи-
мися поршнями), в каждом цилиндре которых пред-
усматривается по два (или более) поршня. '
Если кинематика каждого поршня с достаточной для
практических целей точностью может быть выражена
двумя гармоническими составляющими ряда Фурье,
то его перемещение в общем виде будет выражаться
зависимостью
8 = R (а аг cos a-j-a2 cos 2a4-b] sin ct-j-Ьг sin 2a), (30)
которую легко преобразовать к виду [4, стр. 32]
ЙТ , . С1а . .1
--------cos (a + е2) -------------— cos 2 (a + е2) ,
cos 8i 1 ' 1 cos 2 82 ' *'\
(31)
где начальные фазы гармонических составляющих на-
ходятся из выражений
tge1=—tg2e2=--^-. (32)
«1 «2
Этой зависимости также может быть придан вид
обобщенной формулы
1 к
------cos (ac 4-цс)-----cos 2 a,
cos у,с ‘ 4
(33)
где постоянные
Ис = в! — е2;
«1Д cos рс _ 4a2 cos ej
/tc — ---------— Ac —------------n--------
cos 8j «i cos 2e2 cos p,c
посят название обобщенных параметров, а новая незави-
симая переменная, связанная с углом отклонения кри-
вошипа, от в. н. о., определяется из зависимости
ac = a-|-e2. (35)
+ цс)-r-y-cos2aC01, (36)
Постоянный член определим здесь, полагая 5 = 0
1
ас о — ..cos (ас ох
COS Ц,с
где ас01 — значение независимой переменной, опреде-
ляемое по формуле (39), когда объем цилиндра дости-
гает минимума.
Обобщенная формула перемещения поршней имеет
структуру, свойственную формуле перемещения поршня
смещенного КШМ, что позволяет представить послед-
ний в качестве кинематической аналогии. Движение
поршня фиктивного СКШМ с параметрами Rc, %с и р,с
приближенно воспроизводит перемещение поршня ис-
следуемого механизма. При этом угол ас определяет
отклонение кривошипа фиктивного механизма от его
верхнего начала отсчета (в. н. о.) или, короче, положе-
ние фиктивного кривошипа, а потому в последующем
называется условным положением кривошипа.
В применении К ДРП эта обобщенная формула опре-
деляет суммарный ход поршней, а фиктивный СКШМ
воспроизводит суммарное перемещение обоих поршней
Дифференцируя выражение (33), получаем обоб-
щенные формулы для определения
скорости и ускорения поршня, а в при-
менении к ДРП суммарную скорость
и суммарное ускорение поршней
VC = RC
L cos flc
sin (ac + pic) + ~~ sin 2ac
(37)
7c = «c <o2
------cos (ac +p,c) + cos 2ac . (38)
COS---J
Обобщенные формулы (33), (37) и (38) можно выразить
в функции угла поворота кривошипа. Для этого доста-
точно заменить аргументы гармоник
ac + fic = a-[-e2 + eI—е2 = а+ех; 2ас = 2 (а-(-е2).
Безразмерные кинематические функции в этом слу-
чае находятся аналогично (21, 23 и 24)
_ 8С . Vc . Jc
с Rc’ Vc Rc ш ’ c .RcfflS’
Внутренней объемной мертвой точкой (в. о. м. т.)
называется положение механизма, при котором объем
цилиндра достигает минимума. Расстояние между порш-
нями ДРП в этот момент будет минимальным, а в дви-
гателях с одним поршнем в цилиндре наступает в. м. т.
Положение условного кривошипа здесь определяется
по обобщенной формуле [4]
а положение действительного на основании
aoi" ас 01 е2. (40)
Наружной объемной мертвой точкой (н. о. м. т.)
называется положение механизма, при котором объем
цилиндра достигает максимума. При этом между порш-
нями ДРП будет иметь место наибольшее расстояние,
а в двигателе с одним поршнем в цилиндре наступает
н. м. т. Положение условного ас 02 и действительного
а02 кривошипов при этом определяются по формулам
[4]
tgaco2—(41)
1 Ас
а02 = аС02 — е2 4-180°. (42)
Полный ход поршня или максимальный суммарный
ход поршней ДРП может быть найден по формуле [4]
I 1
8* = Re\ p„gll [ cos (ac 01 -I- p.c) — cos (ac 02 + gc) ] +
\ COS Lie
Xc 1 1
4—— (cos 2ac 01 — cos 2ac 02) i (43)
или по менее точным зависимостям
8*=ДС(2 +
tg2 Р-с \
1-^с /
(44)
8* — Rc (2 4- tg ac oi tg ac 02). (45)
КИНЕМАТИКА МЕХАНИЗМОВ ДВИГАТЕЛЕЙ
139
5. КИНЕМАТИКА ПРИЦЕПНЫХ ПОРШНЕЙ
Для наиболее общего случая V-образного двигателя
с дезаксажем движение прицепного поршня опреде-
ляется восемью параметрами, указанными в п. 3; Через
безразмерные параметры (25) и угол ф (26) перемеще-
ние этого поршня от его положения в верхней мертвой
точке (в. м. т.) находятся по точной формуле
1
cos ai —- cos (0 — ф)
1
Q%Z
cos рг Л, (46)
Si = Hi-
где р вычисляется как 0С, а Р; из выражения
sin Р/ = Х( [Q sin ai — sin (Р — ф) — сг р]. (47)
Постоянный член Hi определяется подбором: пред-
ставляя механизм в положении в. м. т. i, следует по-
ложить Si = 0 и найти такое значение ai = at и, при
котором Hi достигает максимума. Приближенное зна-
чение <ч01 может быть найдено через обобщенные пара-
метры поршня, как описано ниже.
Однако такой способ неудобен для вычислений
и часто не является необходимым. С достаточной для
практических целей точностью расчеты производят по
приближенным формулам.
Любую степень точности обеспечивают формулы
Ф. Ф. Симакова [11], в которых учитывается до ше-
сти гармонических составляющих.
Значительно проще применить обобщенную формулу
(31—33). Для этого прежде всего находят безраз-
мерные амплитуды гармонических
составляющих [4]
1
ai= — [I + — (d sin y-|-cdgsin ed)J ;
1
bi = — — (d cos у + cdg cos ed);
1
a2 =------— (V cos ф cos 2y + g cos 2ed);
1
b2 = (X2 cos ф sin 2y + g sin 2ed),
(48)
(49)
d и а(1 заимствуются из формул (28), а
где
^17-
После этого по формулам (32) находят начальные
фазы суммарных гармоник и на основании формул
(34) определяют обобщенные параметры поршня. Найдя
мертвые точки по формулам (39) и (41), подсчитывают
значение свободного члена (36) и составляют расчетную
формулу (33), где новая независимая переменная имеет
значение
ac = az + e2- (50)
Положения кривошипа в моменты в. м. т. и н. м. т.
находят из зависимостей
П/oi — nc pi e2; 02 — оз c2,
а полный ход прицепного поршня по формулам (43)—
(45).
Скорость и ускорение прицепного поршня опреде-
ляют по формулам (37) и (38).
Из рассмотренного общего случая получаются фор-
мулы для ряда более простых механизмов [4, стр. 70].
При параллельном расположении цилиндров (фиг. 5)
в формулах (48) и (49) следует положить у = 0, при
этом ф = yi — у = у(.
Для V-образных, веерообразных и звездообразных
двигателей с углом прицепа, не равным углу развала
цилиндров, при отсутствии дезаксажа в тех же форму-
лах следует положить с = <ц = 0, а если угол прицепа,
кроме того, равен углу развала, то и ф = 0.
Фиг. 5. Схема механизма с прицепным ша-
туном для двигателя с параллельным рас-
положением цилиндров.
Во всех трех указанных случаях формулы существен-
но упрощаются (они помещены в табл. 5). Из основных
зависимостей могут быть получены расчетные формулы
также и для других механизмов (например, когда
с = 0; ci 0 и у I у).
Для V-образных, веерообразных и звездообразных
двигателей без дезаксажа в технической литературе
опубликован ряд других формул [9], [И], [1] и др.
Для прицепных поршней двигателей без дезаксажа
хорошие результаты дает применение формул
И. Ш. Неймана [9]. Здесь они представлены в несколько
преобразованном виде.
В случае, когда угол прицепа не равен углу развала
цилиндров, целесообразно ввести вспомогательные ве-
личины
х — (1—0,375 V) %; cos ф; z = 0,5 лл/ cos ф;
% %2
жг = (1+ж) sin ф; у = -^— (cos ф->-лг cos 2ф).
Безразмерные амплитуды и начальные фазы гармо-
ник последовательно вычисляются по формулам
С= l-]-xi sin у;
А = 0,25 qaz — з cos у + у cos 2у;
1) = ж tg ф — xi cos у;
В = 2 sin у — у sin 2y;
*8ф = ТР tgG = -|s
E = —; F = —
cos Ф cos 0
140
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 5
Коэффициенты формул перемещения прицепных поршней
Кинематиче- ские пара- метры Обобщенные параметры шатуна Безразмерные амплитуды гармони- ческих составляющих перемеще- ния поршня
R L Y г 1 Y; о 4- -Э- о 11^ х % cos lb sin v tg = X 1 Q — % COS Y cos Ip . _ M,e cosip sin у d~ sined Kl . cd= —%dSln'P , sin ib a i = —1 — X Q X (% sin у—sin ed) , sin ib &i = i X 0 X (% cos y — cos 8d) 1 a^^—— X 4q X(X2cos ip cos 2y4- 4-g cos 2ed) , 1 b2 = — -r- X 4q X (a2 cos ip sin 2y-J-g sin 2ed)
R L Y г 1 О II -э- о |[ С* II и . % sin у tgSd= 5 — Q — % COSY % ,. sin V d sin ed cd = 0 fli = —1; b2 = 0 1 a2 у— X 4q X (%2cos 2y4-gcos 2ed) &2=47 X 4q X (V sin 2y4-gsin 2ed)
R L с г 1 С1 Y1 -э- 11^ £ о II tg ed=0 %d = Xz (q z() Cd=y-(sin Vi + cd~ aj = —1; b2 = 0 , 1 &! = X Q X (cl2 cos Y; + % sin у 4- gca) 1 a2 -y- X 4q X (%2 cos Yz4~g)
Примечание. d=Z (cos —с A sin гр); g= г—! Ч '
(для определения угла а/ 02, соот-
ветствующего н. м. т., знак перед
Е в этой формуле следует переме-
нить на обратный).
Если на основании коэффици-
ентов И. Ш. Неймана определить
обобщенные параметры
е2— 0,5 0; Цс == Ф 0,5 0; (52)
7? Е
Rc = R Е cos цс; лс — ——,
Re
то мертвые положения механизма,
полный ход поршня и пр.
можно определять по обобщенным
формулам (33, 36—38, 39, 40 и
43—45).
В случае, если угол прицепа
равен углу развала цилиндров
(1р=0), предварительно нахо-
дится значение угла 6 между
осью главного шатуна и прямой,
соединяющей центры поршневого
и прицепного пальцев (6 = — e,j),
и постоянная
(• \ 2
sin у \
sin 6 /
Безразмерные амплитуды и на-
чальные фазы гармоник вычисля-
ются из зависимостей
А = yl cos 26 + cos 2у;
В = sin 26 — sin 2у;
В
tg0=-r;
6 а
F' = K
г А
L cos 0
Расчет производится по фор-
мулам
Si = R [а0—cos az —
— 0,25 F cos (2cq — 0) ];
Vi—Rca [sinaz +
4-0,5 F sin (2az —6)];
Ji = R co2 [cos ai +
4-F cos (2аг —0)].
Постоянная a0 здесь находится
из выражения
Расчет перемещений скоростей и ускорений прицеп-
ного поршня производится на основании зависимостей
Si = R [a0— Е cos (а(4-Ф) —0,25F cos (2az —6)]; i
Vi = R <o [Esin (ai4-®)4‘0,5F sin (2az — 0)]; I (51)
Ji = R co2 [ E cos (a; 4- Ф) + F cos (2az— 0) ]. J
Постоянный член a0 определяется по формуле
а0 — Е cos (az pi 4- Ф) 4- 0,25 F cos (2a/oi — 6),
где угол аго1, определяющий положение кривошипа
в момент в. м. т., находится из выражения
„ _ Fsin6 — Езш2Ф
g “z ai - F cos g _j_ g cos 2ф
a0 = cos аг el 4- 0,25 F cos (2a/ 01 — 0),
где угол ai 01 определяет положение механизма
в в. м. т. г и вычисляется по формуле (39) или
В %2
tg2aZol= А v + q
[угол az оз, определяющий положение н. м. т. z, вычи-
сляется по аналогичной формуле, где перед q указы-
вается знак «минус», или по формуле (42)].
Если на основании этих коэффициентов найти обоб-
щенные параметры
F
Ре = 0,5 6; Rc = R cos u,c; %с=----------------,
COS
(54)
КИНЕМАТИКА МЕХАНИЗМОВ ДВИГАТЕЛЕЙ
141
то мертвые положения механизма, полный ход поршня
и пр. можно определять по обобщенным формулам (39—
45).
Кинематический расчет V-образного двигателя приве-
ден па стр.. 169,. а также см. [4]
6. ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ
V-ОБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
При выборе размеров звеньев механизма с прицеп-
ным шатуном прежде всего следует обеспечить условие
его проворачиваемости, так как минимальная длина
главного шатуна должна быть согласована с углом
развала цилиндров. Если при у = 60° может быть при-
нято X = 0,32, то при у = 40° этот параметр должен
быть не более 0,22, так как в противном случае стер-
жень шатуна может задевать за втулку или тронк
поршня.
Для обеспечения идентичности тепловых процессов
в главном и боковом цилиндрах степени сжатия должны
устанавливаться одинаковыми, а для сохранения оди-
наковых размеров цилиндров необходимо выдержать
одинаковыми расстояния от оси вала до днищ цилин-
дровых крышек. Желательно также, чтобы ходы глав-
ного и прицепного поршней были по возможности
близкими по величине, а положения мертвых точек
совпадали с соответствующими началами отсчета поло-
жений кривошипа.
Одновременное удовлетворение всех перечисленных
требований в V-образных двигателях без дезаксажа
невозможно, поэтому обычно ограничиваются соблюде-
нием двух первых требований, для чего варьируют
радиусом прицепа, углом прицепа и длиной прицеп-
ного шатуна.
Если угол прицепа принимается равным углу раз-
вала цилиндров, то прежде всего по конструктивным
соображениям устанавливают минимальную величину
радиуса прицепа, а длину прицепного шатуна выбирают
удовлетворяющей условию [1, стр. 30]
12 = Д2_(_г2—2Zr cos Pi
или определяют по формуле
где величину <р находят из зависимости
. 2 VLr sin 8Х . „ , .
tg <р = —sin Рх = % sin у.
L — r
Если прицепных поршней несколько, то, выбрав
указанным способом шатун минимальной длины, при-
нимают его (по производственным соображениям) одина-
ковым для всех цилиндров, а радиусы прицепов опре-
деляют по формуле
г — Z* cos Pi Zmin cos
где g вычисляют из выражения
sing = -;-5—siny... (0<£j<90°).
‘min
При этом степени сжатия в отдельных цилиндрах
оказываются в пределах производственного допуска
(±0,05 единиц). ,
С несколько большей точностью радиусы прицепов
определяют по приведенной ниже формуле (55), где
следует положить ф = 0.
Чтобы уменьшить момент, изгибающий стержень
главного шатуна в период вспышки, угол прицепа
выполняется несколько большим, чем угол развала
цилиндров. При этом ход прицепного поршня соответ-
ствующего цилиндра становится на 2—4% больше, чем
у главного.
В этом случае длину прицепного шатуна принимают
из соотношения
l = L—г,
где г устанавливается минимальным по конструктивным
соображениям.
Затем находят ф — разность угла прицепа и угла
развала цилиндров [9, стр. 43], [1,“стр. 31] по формуле
. , (в—1) sin Bi
sinф =----i' —Ц-.---
(е-I-1) + 2 у г cos Pl
или по менее точной
Уё — 1
sin ф = _---X sin у.
Уе +1
Так как при таком способе подбора звеньев степени
сжатия в цилиндрах будут несколько отличаться, то
для мертвых положений прицепного механизма по фор-
мулам (4), (27) и (29) находят значения aioi, щ 02,
Poi, Р02, Рг 01 и Ргог, а затем, выбрав одно из полученных
значений I, подбирают г, удовлетворяющие зависи-
мости [9, стр. 42]
R (е cos аг Oi — cosщ02) + г [ecos (Poi—Ф)—cos (Ро2—ф) +
+ z (8cospZoi—cospZ02)] = (8-l) L + (e + l) R. (55)
В случае наличия малого дезаксажа (менее 0,17?)
выбор кинематических параметров производится по
приведенным формулам. Уточнение параметров можно
осуществить при проверке степеней сжатия.
7. КИНЕМАТИКА ДВИГАТЕЛЕЙ
С РАСХОДЯЩИМИСЯ ПОРШНЯМИ
Рабочий объем цилиндра ДРП, помимо стенок, огра-
ничивается двумя кинематически связанными между
собой поршнями. Каждый из поршней обычно связы-
вается с особым шатуном и кривошипом и составляет
с ними кривошипно-шатунный механизм, который здесь
называется элементарным (элемент кинематической
схемы). Таким образом, механизм ДРП можно рассма-
тривать состоящим из двух элементарных КШМ [4].
Для достижения оптимального газораспределения
кривошип, связанный с поршнем, перекрывающим вы-
пускные окна, опережает кривошип продувочного пор-
шня на угол А, называемый углом опережения.
Если элементарные механизмы представляют собой
центральные КШМ, то угол опережения выражает
также сдвиг фаз движения поршней.
В выполненных нереверсивных ДРП опережение
устанавливается в пределах 12—15° и лишь в отдельных
случаях достигает 20° (двигатель «Дельтик», где это вы-
звано особенностями кинематической схемы). В ревер-
сивных двигателях опережение принимается не более
Параметры и кинематические функции для опере-
жающего элементарного механизма обозначаются при-
нятыми ранее символами с индексом а, а для отстающего
поршня — с индексом
Для ДРП характерны шесть особых положений
механизма: *
в. м. т.а при аа = 0° и н. м. т.о при аа = 180° —
внутренняя и наружная мертвые точки опережающего
поршня;
142
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
в. м. t.s при as = 0° и н. м. t.s при as = 180° —
то же для отстающего поршня;
в. о. м. т. (при аа = 01 и «з = “s oi) и н. о. м. т.
(при аа = аа 02 и as = as 02) — внутренняя и наружная
объемные мертвые точки — положения механизма, при
которых объем цилиндра и расстояние между поршнями
достигают наименьшего и наибольшего значений.
Фиг. 6. Схема двухвального
ДРП: сплошными линиями —
в положении в. о. м. т. и
пунктиром—при некотором
положении механизма.
Таким образом, в двух-
вальном ДРП, когда поло-
жения кривошипов отсчиты-
ваются от соответствующих
внутренних начал отсчета
в направлении их враще-
ния:
в любой момент
aa —as=A;
в положении
в. о.м. т.
“a oi as 01= А > [
в положении
н. о.м. т.
eta 02 “s 02 = А • .
(56) '
Фиг. 7. Схема механизма одно-
вального ДРП (опережает ниж-
ний поршень).
Для одновального ДРП при общем начале отсчета
положений кривошипов от в. н. о. в правые части этих
соотношений следует добавить 180°.
Для уменьшения габаритной высоты двухвального
ДРП его шатуны выполняются минимальной длины,
что не допускает выема поршней без демонтажа валов.
Для облегчения эксплуатации оба или один из шату-
нов выполняются удлиненными (L ж 5,0 — 5,42?).
В последнем случае кинематическая схема становится
несимметричной
-Яа—Rs, А + 0,
что оказывает незначительное влияние на динамические
особенности двигателя.
Коленчатые валы двухвальных ДРП проектируются
с одинаковым или разносторонним вращением. В по-
следнем случае втулка цилиндра воспринимает во время
рабочего хода суммарное нормальное давление от
поршней большой величины, но зато становится воз-
можным уравновесить силы и моменты сил инерции
первого порядка поступательно движущихся масс с по-
мощью противовесов, устанавливаемых на коленчатых
валах. При одностороннем вращении валы имеют оди-
наковое заклинивание кривошипов, а при разносторон-
нем — зеркальное.
Опережение валов способствует ухудшению внутрен-'
ней и внешней уравновешенности двигателя, а также
влечет за собой увеличение мощности, собираемой от
поршней на опережающем валу (65—75% N).
В одновальных ДРП радиус кривошипа, связанного
с верхним поршнем, выполняется всегда меньше, чем
для нижнего, так как такое мероприятие способствует
уменьшению суммарной силы инерции ПДМ (поступа-
тельно движущаяся масса) и улучшает уравновешен-
ность машины в целом. Опережающим здесь может
быть любой кривошип.
В современных двигателях А =£ 0 при этом поршни
достигают своих мертвых точек неодновременно, что
вызывает некоторую потерю их полезного хода.
В положениях в. о. м. т. и н. о. м. т. полный поте-
рянный ход поршней цилиндра двухвального ДРП
определяется соответственно по формулам (фиг. 6)
Н =
Hi = Sa 01 +5S oi;
Hi — Sa 02+S$ 02,
при этом в общем случае, когда /,а + Xs
Sa oi —R (1 —cos aa 01) (1 + Xa.);
Sa 02 — R (1 СОЗОаог) (1 Xa)j
Ssoi = R (i cos as 01) (1+XS);
S_s 02 —R (1 cos as 02) (1 Xs)
Для симметричной схемы
Sa 01 — Ss 01= R (1 cos 0,5 A) (1 + X);
Sa 02 — Ss 02 —R (1 cos 0,5 A) (1 — X);
Н = 4Д (1—cos 0,5 A).
Суммарным перемещением поршней S называется
перемещение поршней, определяющее переменную часть
объема цилиндра, оно всегда меньше суммы переме-
щений поршней от соответствующих мертвых точек на
постоянную величину хода, потерянного в в. о. м. т. Нг
S = Sa + Ss-H1.
Наибольший объем цилиндра ДРП определяется
в зависимости от суммы ходов поршней и полного поте-
рянного хода Н
S* = 4R-ff.
Способ вычисления суммарного хода поршней S* ука-
зан ниже.
КИНЕМАТИКА МЕХАНИЗМОВ ДВИГАТЕЛЕЙ
143
Для одновального ДРП ход, потерянный в в. о. м. т.,
будет: если опережает верхний поршень,
Hi =Sa 01 + Ss oi!
Таблица 7
Параметры гармонических составляющих
и обобщенные параметры одновальных ДРП
Sa ol — Ra (1 COS Ctp oi) (1 Xa) j
Ssoi = #s (1— cos as 01) (1 + Xs);
если опережает нижний поршень (фиг. 7),
= Saoi + Ss 01,
Saoi — Ra(l C°S Cla Qi) (JXa) J
Ss ol — (1 COS ds 0i) (1 Xs) •
ag1 С опережающим нижним С опережающим верхним
g “ поршнем поршнем
Перемещение каждого поршня от свойственной ему
в. м. т. определяется по обычным формулам (5), (9) и
(10) или с помощью табл. 2.
Суммарное перемещение поршней двухвальных и
одновальных ДРП определяется по обобщенной формуле
(31) в функции от угла поворота опережающего поршня
Оа
S = R а
—COS (da + Ei) 4
COS Si 1 1
cos2(aa+e2)
или по формуле (33), где
ас — аа + •
(57)
а1
Si
Яц
е2
He
Rc
Xc
S*
— (1+&Д cos А)
kR sin А
arc tg-----;
ai
270° < si < 360
—0,25 Ха X
X (1—Хд/^cos 2Д)
1 Xs^Hsin2A
-Tarctg—W—
8i—82
1 +&д cos A
XR sin A
arc tg---------;
ai
90°<8i<180°
0,25 Xa (1 — kRk^ cos 2A)
1 Xs kR sin 2A
77 arc tg--------------
2 e 4a2
_ aiRa cos pc
COS 81
&a2Ra
Rc cos 2s2
По формулам (43—45)
Вспомогательные величины и обобщенные параметры
предварительно вычисляются по формулам, помещенным
в табл. 6 и 7, где использован символ
Таблица 6
Параметры гармонических составляющих
и обобщенные параметры двухвальных ДРП
Пара- метры — Rg ~ R, =/= Xs Ra ~ Rs ~~ R» = Xs = Л
®1 S1 я2 sa Ис Rc %с S* — (1 -|-cos A) —0,5 A -0,25 Xa(l + fcx cos 2A) лг . Xs sin2A 6>5arctg 4a2 ; 1 s21 <45° —0,5 A — e2 a±R cos pc cos 0,5 A 4a37? Rc cos 2s2 По формулам (43—45) — (l-J-cos A) —0,5A —0,25 X(l +cos 2Д) —0,5A 0 2R cos 0,5 A cosA X cos 0,5 A 2RC
Мертвые точки, постоянный член формулы (33),
а также полный суммарный ход поршней определяются
из зависимостей (39), (41), (36) и (44) — (45).
Для определения скорости и ускорения изменения
объема цилиндров ДРП используются формулы (37)
и (38). Примеры расчетов приведены в [4].
8. ГЕОМЕТРИЯ ЩЕЛЕВОГО ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
В ЦИЛИНДРАХ ДРП. СВЯЗЬ
МЕЖДУ КИНЕМАТИЧЕСКИМИ ПАРАМЕТРАМИ
Основные фазы газораспределения и индексации па-
раметров приведены в табл. 8 и на фиг. 8, где поло-
жения механизма указаны цифрами 1, 2, 3, 4.
Таблица 8
Обозначения суммарного перемещения поршней
и соответствующих положений кривошипов ДРП
для различных фаз процесса газообмена
Начало процеса S “с Двухваль- ный ДРП Одновальный ДРП с опережением
нижнего вала верхнего вала
Свободного выпуска St “ci _5ai «si Дсп Ctsi
Принужденного выпуска s2 dc2 ^a2 aS2 ad2 aS2 Ckl2 ^S2
Дозарядки s3 GtC3 ^аз «S3 Cta3 «S3
Сжатия Si Gai ^S4 Cta4 &S4
Процесс расширения продуктов сгорания начинается
в в. о. м. т. и заканчивается в момент открытия выпуск-
ных окон (dci = «ai + Sa).
Суммарный ход поршней, потерянный при расшире-
нии, при этом будет S* — St, где ST= f (dci) [4,
стр. 178]. Доля хода поршней, потерянная при расши-
рении,
ш = А*-8!^ S*-S1 _
“ 8* S*
_£i_. s
S* ’ 1 R,
(58)
144
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Доля хода поршней, потерянная в процессе сжатия,
определяется по аналогичной формуле
5* + Яс _
Нс 1
S*
hc '
W .S*~S4^ S*~S^ -4
s 5* s* s*
с — ±LL
Si Re
(59)
Для цилиндра двухвального ДРП определение поте-
рянных ходов производится следующим образом.
Если фазы газораспределения заданы положениями
кривошипов на соответствующей круговой диаграмме,
то аа j и а а 4 или as х и as 4 находятся непосредственно.
Фиг. 8. Характерные положения механизма двухвального ДРП.
Условные углы ас х и ас t определяются с помощью фор-
мул (56) и (57). Суммарные перемещения поршней
5Х, St и S* находятся по формулам (33) и (44), после
чего с помощью формул (58) и (59) вычисляются
и Ts.
Если задана высота выпускного окна Аа (расстояние
от его внутренней кромки до газораспределительной
кромки соответствующего поршня, когда он находится
в н. м. т.), то определяется безразмерное перемещение
ход этого поршня
и по формуле (13) находится положение соответству-
ющего кривошипа a at- Дальнейший расчет не отли-
чается от описанного.
Для цилиндра одновалыюго ДРП с опережающим
верхним поршнем выражения (58) и (59) остаются
в силе, но определение перемещений верхнего поршня
вычисляется по формуле (И), а соотношение между
aa и а3 — по формулам (56) с учетом сделанного после
них указания.
Условная степень сжатия е находится для цилинд-
ров ДРП по формуле обычного вида
а действительная — по формуле
eg = е (1 - Ts) + Ts = 1 + ---^1 Ys)
где символом he обозначена относительная высота про-
странства сжатия, которая находится из действитель-
ной Нс (Нс — расстояние между условными поршнями
с плоскими днищами, которые не имеют боковых зазоров
в цилиндре в положении в. о. м. т.)
Соотношение между действительной степенью сжатия,
степенью предварительного расширения q и степенью
последующего расширения б для цилиндров ДРП
имеет вид [4, стр. 190]
s0 = S
где
к -- е(1~Уз) + ^ -.
* e(l-Ta)+4<-a ~ 1-Та ’
Для двухвальных двигателей «Юнкерса» коэффициент
/Сф имеет следующие значения:
ЮМО-4 . . . г|>а=0,349, %=0,271; 8=23,07; йф=1,11.
ЮМО-224 . . фа = 0,303; фд = о,253; 8 = 22,6; йф=1,07.
Пользуясь обозначениями, приведенными в табл. 8,
фазу дозарядки 0 (продолжительность открытия про-
дувочных окон после перекрытия выпускных) можно
определить из зависимостей: для двухвальных ДРП
О = А + as 4 — аа з, для одновальных ДРП, если опе-
режает верхний поршень 0 = А + as 4 — eta 3; и, если
опережает нижний поршень 0 = А +"as 4 — ааз.
На основании этих зависимостей подбор элементов газо-
распределения удобно производить по номограмме
[4, стр. 188].
Для определения расстояния между осями валов
двухвального ДРП необходимо учитывать объем про-
странства сжатия <2с объем выточек во втулке цилиндра
Qe, а также объемы впадин в днище поршня и кольце-
вого зазора между головкой поршня и зеркалом цилин-
дра от газораспределительной кромки поршня до
первого газоуплотнительного кольца Qa и Qs (прини-
маются для поршней с выпуклым днищем со знаком
«плюс» и для поршней с вогнутым днищем или имеющих
существенный кольцевой зазор со знаком «минус»).
Обозначая площадь поршня символом R, находим
условные перемещения поршня, описывающие эти
объемы
тт _ Qc . тг _ Qe .
Нв—р~,
и __ Qa „ тг____Qs
Иа ~ -у И /7s--y-.
Тогда расстояние между газораспределительными
кромками поршней Нкр в момент в. о. м. т. будет
Нкр—Не—Нц-.-Нa-j- Нs.
Высотой кажущегося пространства сжатия Нк
(см. фиг. 6) назовем расстояние между днищами условных
поршней, имеющих плоские днища, скользящих в ци-
линдре без боковых зазоров и находящихся в своих
внутренних мертвых положениях. Учитывая ход
поршней потерянных в в. о. м. т. Hlt имеем соотно-
шение
Нк — Нс Нв—Н 1 = Нкр На—Hs— Hf
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
145
При этом расстояние В между осями валов двухваль-
ного ДРП выражается зависимостью
Яд++ bs+-3<z++-®а+# s+^к =-Si
а аналогичное соотношение параметров для одноваль-
ного ДРП
^a+^e ± La + Ls-|-Z?a4-Z?s-|-na-|-.Srs-|-.ffK = 0,
где символами Ва и Bs обозначены расстояния от осей
поршневых или крейцкопфных пальцев до газораспре-
делительных кромок соответствующих поршней (верх-
ние знаки перед La и Ls относятся к случаю, когда опе-
режает верхний поршень, а нижний — к случаю,
когда опережает нижний поршень).
Расстояние между плоскими днищами условных порш-
ней Sy двухвального двигателя в любой момент вре-
мени выражается зависимостями
Sv = Sa + Ss + HK = S+H1+HK =
= S+Hc-He = SKP-Ha-Hs.
Для одновальных двигателей с опережающим верх-
ним поршнем вместо Sa следует записать Sa, а если
опережает нижний поршень, Ss следует заменить на Ss.
Отношение хода верхнего поршня к ходу нижнего
поршня в выполненных конструкциях составляет:
для двигателей с кривошипным приводом верхнего
поршня 0,75—0,64, а для двигателей с эксцентрико-
вым приводом 0,36—0,33.
Примеры расчетов см. в работе [4].
ГЛАВА II
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
1. РАСЧЕТНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ МЕХАНИЗМА
Правильно выбранный интервал изменения незави-
симой переменной а* позволяет без интерполяции сум-
мировать крутящие моменты, действующие на коленча-
тый вал от отдельных цилиндров, и определяет расчет-
ные положения механизма:
а = 0; а=а*; а-|-2а*; а = 3а* • • •
При равномерной заклинке кривошипов:
к • 180°
для однорядных двигателей а* = ——— ;
для V-образных, веерообразных и звездообразных
V
двигателей а* = — ,
где к — коэффициент тактности (2 — для двухтактных
и 4 — для четырехтактных);
z — число цилиндров;
у — угол развала цилиндров;
п — любое число натурального ряда (п = 1, 2, 3...).
Достаточная точность расчета обеспечивается при
а* = 5-10°.
При эскизном проектировании допустимо использо-
вать интервал а* = 15—18°, но для построения кривой
крутящего момента от одного цилиндра приходится
производить дополнительный расчет для двух-трех
промежуточных положений механизма вблизи в. м. т.
Если расчет производится на базе обобщенных фор-
мул, то расчетные положения следует выбирать по от-
ношению к в. н. о.с (верхнее начало отсчета фиктив-
ного механизма).
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДВИЖУЩЕЙ СИЛЫ
Движущая сила Р представляет собой расчетную силу,
мысленно прилагаемую к поршневому (или крейцкопф-
ному) пальцу, она состоит из избыточного давления.
10 Заказ 1630.
газов Ргаз, сложенного с силой инерции поступательно
движущихся масс Oj и весом всех относящихся к ним
деталей Gs.
Избегая вычислений с большими числами, вместо
действительных в расчет вводят относительные силы
(отнесенные к 1 с.и2 площади поршпя F), которые обо-
значаются теми же символами в строчном начертании.
P-P^ + Qj + Gs^-,
кГ ' '
P = Peaa + ^j+ ёд ^2 ‘
Относительный вес поступательно движущихся де-
талей приведен в табл. 9 и учитывается в расчетах
только в случаях, когда он превышает 0,015—0,020 р2,
что имеет место только в тяжелых малооборотпых
двигателях.
Графический способ определения движущей силы
сопровождается внесением довольно значительной по-
грешности, что не препятствует, однако, его примене-
нию при эскизном проектировании [2].
Более точный аналитический способ заключается
в определении давления газов и силы инерции для за-
данных, расчетных положений механизма и последу-
ющем сложении их по формуле (60).
Расчет давлений в цилиндре (точек индикаторной
диаграммы) производится на основании следующих
данных:
ед и е — действительная и условная степени сжатия;
о и б — степень предварительного и степень после-
дующего расширения;
pz и ра — давления в цилиндре — максимальное
и в начале сжатия;
nt и п2 — показатели политроп сжатия и расширения;
Фе и Фа — доли потерянного хода поршпя при сжатии
и расширении.
Расчетные положения механизма будем отличать
индексом г.
146
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 9
Относительные веса деталей
кривошипно-шат) иного механизма
Тип двигателя Вес деталей, в ъГ/сл'Л
поступатель- но движу- щихся gg неуравнове- шенных вра- щающихся SR
Мало- оборот- ные Тронковый Крейцкопфный Двойного дейст- вия 0,25—0,60 0,70—1,30 1,20—1,50 0,70—1,20 0,90—1,40
Средней быстро- ходности С силуминовыми или тонкостен- ными чугунными и стальными поршнями С толстостенными чугунными порш- нями 0,10—0,20 0,15-0,30 0,15—0,25 (
Быстроходные тронковые 0,025—0,07 0,03—0,10
Текущая степень сжатия е, — отношение объема
цилиндра в момент начала сжатия к его текущему
объему — определяется по формуле
8i== „ г ь ••• 8Э>8|>1, (61)
ьг “Г пс
где Ст = 2 (1 — ips) + hc для двухтактных двигателей
и Ст = 2 + he — для четырехтактных.
Давления в цилиндре в процессе расширения и сжа-
тия определяются соответственно по обычным форму-
лам
Рг^Рг^Т"* и Рг = Ра®"1-
После нанесения всех точек на график получается
теоретическая индикаторная диаграмма, которую необ-
ходимо скруглить от руки или с помощью специального
расчета.
Избыточное давление газов ргад определяется на
основании скругленной диаграммы с учетом давления
рх на обратную сторону поршня. Для двигателей про-
стого действия, когда на обратную сторону поршня
действует атмосферное давление, рх = 1; если на нее
действует давление продувочного воздуха — рх = рк.
Для двигателей двойного действия на место рх следует
подставить давление в нижней полости р', уменьшенное
за счет наличия штока.
Рх = р'(1-^-
\ Г
где Fui и F — площадь сечения штока и поршня.
Для двигателей с расходящимися поршнями под s?
подразумевается безразмерное суммарное перемеще-
ние поршней, а вместо следует подставить 4rs
(стр. 144).
Заголовок табличной формы для расчета ординат
индикаторной диаграммы (табл. 10) состоит из трех
строк: в первой помещены порядковые номера опреде-
ляемых величин, во второй — соответствующие фор-
мулы, а в третьей — способ получения этих величин,
т. е. указания на таблицы, в которых они могут быть
найдены, или на необходимые математические операции.
Цифрами в скобках здесь указаны номера тех столбцов
данной табличной формы, из которых (в той же строке)
заимствуются ранее вычисленные компоненты.
Для определения сил инерции, возникающих в дета-
лях КШМ, последний заменяется эквивалентной дина-
мической моделью, имеющей ту же кинематическую
Расчет ординат индикаторной диаграммы
Таблица 10
0 1 2 3 4 5 6 1 8 9 10 0
О “г 5г “F Si + hc е«с Рг = _ Pz б?2 Ргаз = = Рг — Рх е. — с™ г si + hc Рг — Ра 8”1 Pzas == ~Рг Рх о “г
—- Табл. 2 (1) -|- (2): е he (3) Pz (4) (5) - Рх ст • (2) ' (7) Ра (8) (9)-Рх —
Текущая степень последующего расширения — отно-
шение объема цилиндра в данный момент к его объему
в конце предварительного расширения
б>б{>1. (61а)
Q пс
В формулах (61) и (61а) символом hc обозначена без-
размерная высота пространства сжатия
схему. Звенья этой модели считаются нематериальными.
Вместо действительных масс рассматриваются приве-
денные (в кГ • см~1 • сек2): Mg — поступательно движу-
щаяся масса (ПДМ), сосредоточенная в центре поршне-
вого или крейцкопфного пальца; MR — неуравнове-
шенная вращающаяся масса (НВМ), сосредоточенная
в центре шатунной шейки вала и 0 — момент инерции
уравновешенных вращающихся масс. Приведенные
массы находят по формулам
Ms = Мш8~)-Мпп’> —
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
147
MR — МшК + М KR ’ М R — MwR + MlmR + MkR •
Для центрального и смещенного КШМ используются
и Мв, а для механизма V-образного двигателя
с прицепным шатуном — Mg, MIS и Мд. В этих выра-
жениях:
Мпп — масса деталей, совершающих поступательное
движение вместе с поршнем;
MKR — масса неуравновешенных частей колена, при-
веденная к радиусу кривошипа;
Мш8 и Мшд — массы частей шатуна, отнесенные
к поршневой и кривошипной головкам, которые нахо-
дят по формулам
МШ8 = кшМ и MmR=M~MmS,
где М — масса шатуна, а кш — коэффициент, опреде-
ляющий долю массы шатуна, отнесенную к поршневой
головке. Последний находится взвешиванием [9],
каким-либо графо-аналитическим способом [14] или по
эмпирической формуле В. П. Терских [14, стр. 133]
/<-ш = 0,2
(0,001 тг)2—|—2,
(0,001 га)а + 1 ’
(62)
где п — максимальное число оборотов двигателя.
Для прицепных шатунов символы, обозначающие
массы, дополнепы индексом I, при этом обычно Л7/Ша=
= MluiR ~
Приведенные массы Мш8 и Мшд главного шатуна
(с прицепным пальцем) принимаются обратно пропор-
циональными расстояниям от этих масс до проекции
ц. т. (центр тяжести) на ось шатуна.
Момент инерции уравновешенных вращающихся
масс в общем случае состоит из момента инерции массы
колена 0к, из которого вычитается момент инерции
приведенной к радиусу кривошипа массы MKR его
неуравновешенных частей и собственного момента инер-
ции массы противовеса 0ОП, если он предусматривается,
0 = 9к-Мкй^ + 0Оп-
Приведенный момент инерции всех вращающихся
масс механизма 0KUUt, учитываемый при определении
степени неравномерности вращения вала двигателя,
для одного цилиндра без противовеса будет
0K^ = 0k + (^r+O,5Ms)K2. (63)
Если всех данных, необходимых для определения 0КШМ
нет, то можно воспользоваться эмпирической фор-
мулой проф. Терских (см. стр. 183). Противовесы
учитываются дополнительно
0П = 0ОП “Ь
где Мп и С -— масса противовеса и расстояние от его
ц. т. до оси вращения.
Моменты инерции всех упомянутых здесь деталей,
а также расположение их ц. т. (центр тяжести) опреде-
ляются графо-аналитическими или экспериментальными
способами [14, 7].
Массы поступательно движущихся и вращающихся
деталей, отнесенные к площади поршня F, обознача-
ются принятыми символами в строчном начертании
_Ms__Gs_Ss, __'MR gR Sr
mS~ F " gF~ g ' mR~ F gF~~T'
10*
В приведенных зависимостях они выражены через
соответствующие абсолютные Gs и Gr и относительные
Ss и Sr веса, а также через ускорение силы тяжести
Для некоторых типов двигателей gs и gR приведены
в табл. 9.
Силы инерции ПДМ и НВМ в последующих расчетах
учитываются с различными знаками. При анализе сил,
действующих в деталях КШМ, когда координатная
система строго не выдерживается, проекции сил инер-
ции вводятся в расчет со знаком «минус»
Qj= —MSR со2 /; Qr = — МR R со2 = const; 1
г (64)
<7j= —msR co2 /; qR = —mR R co2 = const j
(положительными здесь считаются силы, направленные
к оси коленчатого вала).
При анализе уравновешенности двигателя проекции
силы учитываются в соответствии с расположением
координатных осей, направленных от оси вала вверх
и по ходу кривошипа, а потому в формулах (64) знаки
«минус» опускаются.
После определения ргаэ, qj и gs движущая сила
находится по формуле (60), в табличной форме для всех
расчетных положений механизма.
3. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ДЕТАЛЯХ
И ПОДШИПНИКАХ ЦЕНТРАЛЬНОГО КШМ
Для удобства вычислений расчеты производятся
в относительных величинах (индекс опущен)
= G кГ . _ <2 кГ _ р кГ
8 F см2 ’ q~ F см2 Р F см2
Положительными считаются проекции сил на ось ци-
линдра и на радиус кривошипа, когда они направлены
к оси коленчатого вала. При этом положительные силы
всегда сжимают звенья, а отрицательные растяги-
вают их.
Излагаемый способ определения сил не учитывает
потерь на трение и зазоров в трущихся парах. Все
звенья предполагаются жесткими.
Расчет сил, действующих в деталях центрального
КШМ без учета их веса и инерции (фиг. 9)
В качестве движущей силы здесь принимается избы-
точное давление газов на поршень
Р = Ргаз-
Нормальная сила, действующая на стенку цилиндра,
рн и сила, действующая вдоль оси шатуна, рш
Pw = ptgP; р -. 5(66)
cos р
Тангенциальная сила t и радиальная сила z
t = pv; z = pw, (67)
где v — мгновенная скорость поршня, определяемая
по табл. 3, по формуле (14) или (16);
ю — функция радиальной силы; заимствуется из
табл. 11 или вычисляется по формуле
fcos(a + ₽) ,, , ,
ш =----cos 6 c°s a d + cos a) - X.
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 11
Функция радиальных сил ___________________________
а, град Знак л Знак о* град
0,06 0,08 0,16 0,18 0,20 0,22 0,24 0,26 0,28
1 16,67 12^50 1 6,25 1 5,56 1 5,00 1 4,55 1 4,17 1 3,85 1 3,57
0 + 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 10000 + 360
5 + 0,9957 0,9956 0,9950 0,9948 0,9947 0,9945 0,9944 0,9942 0,9941 + 355
10 + 9830 9824 9800 • 9794 9788 9782 9776 9770 9763 + 350
15 + 9619 9606 9552 9538 9525 9512 9498 9485 9471 + 345
20 + 9327 9303 9209 9185 9162 9139 9115 9092 ' 9068 + 340
25 + 8956 8920 8777 8741 8705 . 8668 8632 8596 8559 + 335
30 + 8510 8460 8259 8208 8158 8107 8056 8005 7953 + 330
35 + 7994 7928 7663 7596 7529 7462 7394 7326 7258 + 325
40 + 7412 7329 6996 6912 6827 6742 6657 6571 6484 + 320
45 + 6771 6670 6266 6164 6061 5957 5853 5748 5642 + 315
50 + 6075 5957 5482 5361 5240 5118 4995 4871 4746 + 310
55 + 5333 5198 4653 4515 4375 . 4235 4093 3950 3805 + 305
60 + 4549 4399 3788 3633 3477 3319 3160 2999 2835 + 300
65 + 3733 3567 2898 2728 2556 2382 2206 2029 1848 + 295
70 + 2889 2712 1991 1807 1622 1435 1245 1053 0857 + 290
75 + 2027 1839 1077 08^3 0686 0488 0286 0082 0125 — 285
80 + 1154 0958 0165 0037 0242 0449 0659 0872 1089 — 280
85 + 0275 0075 0737 0944 1154 1366 1581 1800 2022 — 275
90 0601 0803 1621 1830 2041 2255 2472 2693 2917 — 270
95 — 1468 1668 2480 2687 2897 3109 3324 3543 3765 — 265
100 — 2319 2515 3308 3510 3715 3922 4132 4345 4562 — 260
105 — 3149 3337 4099 4294 4490 4689 4890 5094 5302 — 255
110 — 3951 4129 4849 5033 5218 5406 5595 5788 5983 — 250
115 — 4720 4885 5554 5725 5897 6070 6246 6424 6604 — 245
120 — 5451 5601 6212 6367 6523 6681 6840 7001 7165 — 240
125 — 6139 6274 6819 6957 7096 7236 7378 7521 7666 — 235
130 — 6780 6898 7374 7494 7615 7738 7861 7985 8110 — 230
135 — 7371 7472 7876 7978 8081 8185 8289 8394 8499 — 225
140 — 7908 7991 8325 8409 8494 8579 8664 8750 8836 — 220
145 — 8389 8455 8720 8787 8854 8921 8989 9057 9125 — 215
150 — 8810 8860 9061 9112 9163 9214 9265 9316 9367 — 210
155 — 9170 9206 9349 9385 9422 9458 9494 9530 9567 — 205
! 160 — 9467 9490 9584 9608 9631 9655 9679 9702 9726 — 200
: 165 — 9699 9713 9766 9780 9793 9807 9820' 9834 9847 — 195
170 — 9866 9872 9896 9902 9908 9914 9920 9926 9933 — 190
175 — 0,9966 0,9968 0,9974 0,9976 0,9977 0,9979 0,9980 0,9982 0,9983 — 185
180 — 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 • 1,0000 1,0000 — 180
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
149
1
Крутящий момент тКр от одного цилиндра
Тангенциальная tA и радиальная zA составляют; не-
полного давления в шатунном подшипнике должны*
учитывать вес и силу инерции ?шН части шатуна,,
отнесенной к нижней головке,
Фиг. 9. К анализу сил, действующих в звеньях
центрального КШМ (силы инерции и силы тя-
жести не учитываются).
Расчет сил, действующих в деталях
и подшипниках центрального КШМ
с учетом их веса и инерции (фиг. 10)}
Расчет производится в относительных величинах [см.
формулы (65)].
Движущая сила принимается по формуле (60), а нор-
мальная сила и сила, действующая вдоль оси шатуна,
по формуле (66).
Вертикальная составляющая силы, нагружающей
поршневой подшипник, рс не включает в себя веса
шатуна, приведенного к верхней головке, gwS и силы
инерции этой массы дшд, что влияет на полное давление
в подшипнике гс
P0 = P~£1uS~W ^VpI + Pc1 * * *- (68)
Тангенциальная и радиальная составляющие движу-
щей силы находятся по формуле (67) или с помощью
табл. 3 и 11
tp=pv; Zp = pw. (69)
1 Здесь и ниже величину и угловое положение вектора
целесообразно определять графическим способом в процессе
построения векторных или развернутых диаграмм, так как их
аналитический расчет является весьма трудоемким см. фиг. 12, а.
9ulR = -mulRR (70)’
*А =tp + gw.R sin“; ZA = zp + ^R С08а + ?г«Я-
Фиг. 10. К анализу сил, действующих в
звеньях и подшипниках центрального КШМ
(с учетом сил инерции и сил тяжести).
Полное давление в шатунном подшипнике
г
А
(72)
Полные тангенциальная сила t и крутящий момент тт
от одного цилиндра учитывают также вес gKR, приведен-
ной к радиусу кривошипа неуравновешенной части
колена
t=tA + gKR sin a; mKp = tR. (73)
Полное давление, действущее на два смежных ра-
мовых подшипника от одного цилиндра гв, а также его
вертикальная и горизонтальная составляющие равны
г0 = Ур1+р1-,
Ре = (ZA +’М cos “ + fA sin а + Й!0Л;
Ра — (ZA + 9 к) sin а — f A cos
(74)
150
ДИНАМИКА Д ИЗЕ ЛЕИ
где ёкол — полный вес одного колена;
qK — сила инерции массы его неуравновешенных
частей.
Непосредственное применение формул (68)—(74) по-
зволяет произвести расчет динамики в самом общем слу-
чае, т. е. когда учитываются вес и силы инерции дви-
жущихся деталей. Если вес учитывать не требуется
(gs <0,02 pz), то все величины, обозначенные символом
g, следует положить равными нулю.
4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ
В ДЕТАЛЯХ ЦЕНТРАЛЬНОГО КШМ
С ПРИЦЕПНЫМ ШАТУНОМ
Малооборотных тяжелых моделей двигателей V-об-
разной конструкции с прицепными шатунами не
строится, а потому приведенные ниже формулы веса
не учитывают.
Напомним, что все параметры и функции, относящиеся
к прицепному механизму, обозначены символами, при-
нятыми для главного цилиндра с дополнительным ин-
дексом I. Кроме того, важно отметить, что расчетные
положения для прицепного механизма должны соответ-
ствовать выбранным расчетным положениям для глав-
ного цилиндра, т. е.
an=ai—у.
Движущие силы, приложенные к пальцам главного
и прицепного поршней, здесь будут
Р — Ргаа + ?S’ PZ = PZsaa “bffZg’
qis = — misR<i>2 ji,
причем pi газ определяется по соответствующему рас-
чету бокового цилиндра и лишь в первом приближении
может быть принято изменяющимся по закону, свой-
ственному главному цилиндру. Ускорение прицепного
поршня определяется по формулам (38), (51), (24а) или
(53). Если используются формулы (38) или (21а)—(24а),
то расчеты по ним следует производить для aci = ai—
— y+ss [см. формулу (50)].
Ниже приводятся формулы для расчета сил, дей-
ствующих в прицепном механизме, а также формулы
для совместного учета сил, возникающих от действия
обоих поршней (см. фиг. 4).
Нормальная сила рм и сила, действующая вдоль
прицепного шатуна, р[Ш
PzM = Pztg₽z; Р1Ш=^,
где ^'определяется посредством формул (27) или (29).
Полное давление в подшипнике прицепного поршня
г1о = IA'zh + (Pl — ^Zjus)2 ’
7/ш8=
Силой инерции масс нижней головки прицепного
шатуна при определении давлений в прицепном пальце
можно пренебречь, поэтому полное давление в этом
подшипнике принимается равным р;ш. Сила создает
момент пг,ш, изгибающий стержень главного шатуна,
и дополнительное
главного цилиндра
Рн1~Р1 Z’
miM = pHiL cos р.
нормальное давление на стенку
р„(. При этом
Г = — . sin (Р~ Pz—Ф) .
Тангенциальная и радиальная составляющие в кри-
вошипном подшипнике от движущей силы прицепного
поршня
*1р = Р1 и-Г, %1р = Р1 ^1- '
Функция щ в отличие от wi в числителе имеет
sin (а;+ PJ.
cos (az + Pz)
1 cos P;
Полные тангенциальная и радиальная составляющие
в том же подшипнике
Ча = Чр+Рн1cosa = Pi (ui +£cosa);
ziA = ztp—PHisina==Pi(.^ — ?sina)-
Полные силы, действующие от главного и прицепного
поршней равны:
нормальная PH^=PH+PHi;
тангенциальная tА 2 = tA -|- t[A;
радиальная zA 2 = zA + ziA;
в кривошипном подшипнике гА 2 = tгА 2 + z^ 2 ;
полный крутящий момент znKp = tA
Полное давление, приходящееся на два смежных
рамовых подшипника, и его вертикальная и горизон-
тальная составляющие (на оба подшипника)
r0 = V^+^
Рв = (zas + 7К) cos av + tA 2 sin av;
Рг = (ZA S + ?k) sin av~f A S cos
av=a-{-0,5 y.
Излагаемый расчет легко распространяется на ме-
ханизмы W=o6pa3HHX и звездообразных двигателей,
при этом в величины рн 2, tА 2, zA 2 и гА включаются со-
ответствующие компоненты от всех прицепных меха-
низмов.
При определении полных давлений в промежуточ-
ном рамовом подшипнике с номером i, предварительно,
на основании найденных вертикальных и горизонталь-
ных составляющих давлений, действующих на два смеж-
ных рамовых подшипника, находят такие же составля-
ющие на Каждом ИЗ НИХ p3iK, рг (г+1) к, Pein, Рв(г+1)к-
Эти составляющие от цилиндров, находящиеся по
обе стороны исследуемого подшипника, расположен-
ного между симметричными коленами, отличаются
только по фазе. Для их обозначения вводятся дополни-
тельные индексы: к — со стороны приемника энергии
ин — со стороны свободного конца двигателя. Далее
для тех же положений механизма находят горизонталь-
ную и вертикальную составляющие веса и силы инер-
ции противовесов, если они имеются (рП1гк,
Рп(г+1)гн> Pnien И Рп(4+1)вн)-
Тогда
Ргг РехкН-Рг (i-j-1) н <РпггкЧ~Рп (i-ь 1) зн’
Pie Pei» Рв (г+1) н “Ь РпгвкЧ~Рп (г+1) ем’
г1=Ур21в+р21г-
Для крайних рамовых подшипников выражения
соответственно упрощаются.
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
151
5. ПОЛНЫЙ, НАБЕГАЮЩИЙ И СРЕДНИЙ
КРУТЯЩИЕ МОМЕНТЫ
Начальной фазой крутящего момента (или тан-
генциальной силы) г-го цилиндра g,,i будем называть
значение независимой переменной этой функции
(угол поворота г-го кривошипа) в момент, когда первый
кривошип находится в в. н. о. (ai=0).
Начальная фаза при равномерном чередовании вспы-
шек определяется по формуле
£i,l==(z~re + 1)
где z — число цилиндров;
п — порядковый номер вспышки;
g — интервал между вспышками.
Для двигателей двухтактных g = 360 : z, а для че-
тырехтактных — g = 720 : z.
Например, для некоторого двигателя 84 имеем:
Последовательность
вспышек.........г= 1—3—7—-5—8—В—2—4
Порядковый номер
вспышки.........п=1—2—3—4—5—6—7—8
Интервал между
вспышками .... g=720o : z=720°: 8 = 90°
Начальная фаза крутящего момента от третьего
цилиндра
g3jl = (z~n + l) g = (8 —2 + 1) 90° = 630° и т. д.
Для двухтактных двигателей начальные фазы кру-
тящих моментов определяются по схеме заклинивания
кривошипов как угол заклинивания i-го кривошипа по
отношению к первому (при отсчете этого угла в напра-
влении вращения) или по приведенной выше фор-
муле.
Для V-образных двигателей начальные фазы суммар-
ных моментов (от обоих цилиндров данного кривошипа)
определяются таким же способом, но по отношению
к в. н. о., лежащей в плоскости ряда главных ци-
линдров.
|ОДля двигателей с равномерной последовательностью
вспышек полный крутящий момент (на фланце колен-
чатого вала)1 определяется следующим образом. Орди-
наты кривой крутящего момента одного (первого) ци-
линдра в пределах каждого интервала между вспышками
нумеруются порядковыми числами 1, 2, 3, 4, ...;
1, 2, 3, 4 и т. д. Алгебраические суммы одноименных
ординат откладываются на ординатах с тем же номером
и соединяются плавной кривой. В пределах одного
интервала, такая кривая соответствует одному периоду
полного крутящего момента.
Спланиметрировав площадь диаграммы между кри-
вой и координатной осью и поделив площадь на отрезок
этой оси, получаем средний крутящий момент, вели-
чина которого может быть проверена по известной
формуле
V.
МСр = mcpF 71620 кГ см
или по формулам (pi — среднее индикаторное давление)
Мср = mcpF = tCpRF -------для четырехтактных дви-
гателей;
МСр = mcpF = tCpRF = —для двухтактных двига-
телей.
Последовательный расчет моментов, скручивающих
рамовые шейки, начиная со свободного конца коленча-
того вала, называется определением набегающих мо-
ментов. Для этой цели составляется табл. 12 набега-
ющих тангенциальных сил с числом столбцов 2z.
В третьей строке головки таблицы указаны необходи-
мые математические операции. При этом цифра в скоб-
ках указывает номер столбца. В первом столбце (под
номером 0) указываются расчетные положения меха-
низма первого цилиндра, а во втором— соответствующие
им крутящие моменты (или тангенциальные силы).
Затем заполняются столбцы с четными номерами,
в которых должны быть помещены те же значения, что
и в столбце 1, но со сдвигом фазы. Для этого опреде-
ляют начальные фазы (как описано выше) для каждого
кривошипа g2 i> £з 1 и т- д>
Для заполнения столбца 2 прочитывают значение Тг
в столбце 1 против а 4 = g 2 1й помещают его в первой
Таблица 12
Определение набегающих тангенциальных сил
в рамовых шейках коленчатого вала двигателя 4Д
Порядок вспышек 1—3—2—4
0 1 2 3 4 5 6 7
а, град ^1 — ipl /2 +2 is *Рз tt *Р4
— — (1) (1) + (2) (1) (3) + (4) (1) (5)+ (6)
0 0 0 0 -6,2 -6,2 11,1 4,9
15 13,5 -2,5 11,0 -3,1 7,9 11,4 ' 19,3
30 15,9 -4,5 11,4 0,1 11,5 9,4 20,9
45 10,8 -6,4 4,4 0,9 5,3 6,8 12,1
60 9,0 -7,9 1,1 -2,1 —1,0 4,7 3,7
75 9,9 —7,8 2,1 -5,1 -.3,0 2,3 -0,7
90 11,1 —6,2 4,9 0 4,9 0 4,9
105 11,4 -3,1 8,3 13,5 21,8 -2,5 19,3
120 9,4 0,1 9,5 15,9 25,4 -4,5 20,9
135 6,8 0,9 7,7 10,8 18,5 -6,4 12,1
150 4,7 -2,1 2,6 9,0 11,6 -7,9 3,7
165 2,3 -5,1 -2,8 9,9 7,1 —7,8 -0,7
180 0 0 0 11,1 11,1 -6,2 4,9
195 —2,5 13,5 11,0 11,4 22,4 -3,1 19,3
210 -4,5 15,9 11,4 9,4 20,8 0,1 20,9
225 -6,4 10,8 4,4 ’6,8 11,2 0,9 12,1
240 —7,9 9,0 1,1 4,7 5,8 -2,1 3,7
255 —7,8 9,9 2,1 2,3 4,4 -5,1 —0,7
270 -6,2 11,1 4,9 0 4,9 0 4,9
285 -3,1 11,4 8,3 -2,5 5,8 13,5 19,3
300 0,1 9,4 9,5 -4,5 . 5,0 15,9 20,9
315 0,9 6,8 7,7 -6,4 1,3 10,8 12,1
330 -2,1 4,7 ' 2,6 -7,9 -5,3 9,0 3,7
345 -5,1 2,3 -2,8 —7,8 -10,6 9,9 —0,7
152
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
строке. Во вторую и последующие строки последова-
тельно переносят (из столбца 1) все нижерасположенные
значения 1\. В первую строку столбца 4 помещают
значение Т, из столбца 1, соответствующее aj=£3 4
и т. д. После заполнения всех столбцов с четными
номерами суммируются по две цифры каждой строки
левее данного столбца). При этом в столбце 3 находят
набегающую силу на второй рамовой шейке (Тр2) —
сумма чисел столбцов 1 и 2. Набегающая сила на тре-
тьей рамовой шейке (Гр3) находится как сумма чисел
из столбцов 3 и 4 и т. д.
В последнем столбце определется суммарная танген-
циальная сила для фланца коленчатого вала, здесь
должна обнаруживаться периодичность чередования
чисел, что необходимо использовать для контроля
правильности вычислений. Максимальная тангенциаль-
ная сила определяется визуально из рассмотрения
чисел, полученных в столбцах с нечетными номерами
(в данном примере — 25,4).
Табл. 12 заполнена на основании тангенциальных
сил, отнесенных к единице площади поршня, поэтому
максимальный набегающий момент вычисляется по
формуле М=25,4 FR кГ • см.
6. НЕРАВНОМЕРНОСТЬ ВРАЩЕНИЯ
ВАЛА ДВИГАТЕЛЯ
Непостоянство угловой скорости вращения вала оце-
нивается степенью неравномерности 6S, представляющей
собой отношение максимального приращения угловой
скорости вала за цикл к средней его скорости to.
Степень неравномерности определяется в предполо-
жении, что валопровод всей установки является абсо-
лютно жестким на кручение, а механические потери
отсутствуют.
Расчет производится на основании совмещенных
диаграмм крутящих моментов двигателя и приемника
энергии, построенных с учетом сил инерции ПДМ для
Фиг. И. Диаграмма крутящих моментов
на валу двигателя (площади избыточной
работы заштрихованы).
одного полного цикла. Если крутящий момент прием-
ника энергии близок к постоянному гребной винт,
генератор, центробежный насос), то вместо него при-
нимают средний крутящий момент двигателя, который
выражается прямой, параллельной оси абсцисс
(фиг. 11). Во всех случаях площадь А, (ел2), заключен-
ная между осью абсцисс и линией момента полезного
сопротивления, равна площади диаграммы крутящего
момента двигателя и выражает работу последнего за
один цикл. Наибольшая из площадей избыточной ра-
боты А (см2) определяется планиметрированием площа-
дей между кривыми крутящих моментов двигателя и
приемника энергии. Если диаграмма заключает в себе
более трех-четырех таких площадей и визуальное опре-
деление наибольшей из них затруднительно, то находят
избыточную работу, накопленную системой за цикл
[12, стр. 119].
Расчет степени неравномерности производится по
формулам
Я _ А _ Г-7О Мер А
°*—
или
Р=>
где Мер — средний крутящий момент двигателя,
кГ • см;
п — число оборотов вала в минуту;
6 — приведенный к валу двигателя момент инер-
ции всех движущихся масс, имеющих суще-
ственную величину. В него включается мо-
мент инерции масс КШМ [формула (63)], а также ма-
ховик, ротор генератора, гребной винт и редуктор, если
они не связаны с валом двигателя значительной подат-
ливостью (упругой, гидравлической или электрической
муфтами или длинным промежуточным валом).
Если необходимых данных не имеется, то ориенти-
ровочный расчет производится по формуле (75), где
значения к = А/Ай принимают по табл. 13. При этбм ори-
ентировочные данные по отношению избыточной работы
тангенциальной силы к работе средней тангенциальной
силы приведены ‘для четырехтактных и двухтакт-
ных двигателей.
Таблица 13
Значения коэффициента k
Двигатели Число цилиндров, i
1 2 3 4 5 6 7 8
Четырех- тактные 3,1 1,3 0,8 0,17 0,3 0,1 0,13 0,09
Двухтакт- ные 1,3 0,58 0,25 0,11 0,045 0,025 0,01 —
Связь между маховым моментом GD2 и моментом
инерции масс см. формулу на стр. 183.
Там же приводятся формулы для определения приве-
денных моментов инерции редуктора и кривошипно-
шатунных механизмов.
В отличие от описанной истинная степень неравно-
мерности вращения определяется с учетом упругих
свойств валопровода на основании расчета крутиль-
ных колебаний.
Степень неравномерности можно определить также
на основании гармонических коэффициентов разложе-
ния в ряд диаграммы крутящего момента [12, стр. 119].
Для судовых двигателей, работающих на гребной
винт, степень неравномерности должна быть не более
1/за, для двигателей, работающих на генератор постоян-
ного тока, не более */ieo- При работе двигателя на
генератор переменного тока степень неравномерности
обычно не превышает i/iso, а в случаях, когда пре-
дусматривается параллельная работа дизель-генерато-
ров, устанавливается около 1/2Оо (регуляторы дизель-
генераторов при этом должны киметь ^одинаковые
характеристики).
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
153
7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СРЕДНЕГО ИНДИКАТОРНОГО
ДАВЛЕНИЯ ПО ДАННЫМ ДИНАМИЧЕСКОГО
РАСЧЕТА ИЛИ РАЗВЕРНУТОЙ
ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЕ
Давление газов в цилиндре двигателя, как всякая
непрерывная функция, может быть разложено в ряд
Фурье
р = A0+Ai cos <х+А2 cos 2а+ ... + Bt sin ct+Basin2 a. ..
Приведенное выражение соответствует цилиндру дви-
гателя с центральным или смещенным КШМ, для дви-
гателей с комбинированными механизмами (в частности,
с прицепными шатунами) на место а здесь следует
поставить ас. Коэффициенты ряда Фурье для этого
выражения определяются известными формулами
[4,стр. 52] и могут быть найдены арифметическим спо-
собом [4, стр. 209 и 227].
На основании этих коэффициентов среднее индика-
торное давление может быть найдено по формулам:
для двигателей с центральным КШМ
Pi= 1,57 (Bj +0,5 X В2) j
для двигателей с комбинированными механизмами
Л"
Pi= —, с (Bi + Аз tg pc+0,5 Хс Ва).
По последней формуле производится расчет и для
двигателей со смещенным КШМ, но при этом коэффи-
циент перед скобкой заменяется числом 1,57, а вместо
и X с следует подставить р. и X •
Для двухвальных ДРП с симметричной кинемати-
ческой схемой следует применять формулу
tpi = 1,57 cos 0,5 Д (Bi+0,5XcB2). (76)
Для цилиндров двигателей с центральным и сме-
щенным КШМ среднее индикаторное давление по этим
формулам получается отнесенным к полному ходу
поршня, для цилиндра с прицепным шатуном — к ходу
главного поршня, а для ДРП — к сумме ходов поршней
(так как для цилиндра с прицепным шатуном на
место i В следует подставить радиус кривошипа, а для
ДРП — сумму радиусов кривошипов, обслуживающих
данный цилиндр).
Среднее индикаторное давление, действующее на
опережающий поршень ДРП с несимметричной кине-
матической схемой (Ха+Х8). вычисляется по формуле
Pia = 1>57 [Bi cos е2 —Ai sin бз +
! +0,5 Xq (B2fcos 2е2 А2 sib 2e2) ], (77)
а действующее на отстающий поршень
Pl, = 1,57 {Bi cos (Д + е2)—Aisin (Д + е2) +
+0,5 Xs [B2cos 2 (Д+ ез)—A2 sin 2 (Д+e2)]}. (78)
Для двигателей с расходящимися поршнями и сим-
метричной схемой, после определения по фор-
муле (76) для всего цилиндра целесообразно найти
разность средних индикаторных давлений, действу-
ющих на опережающий и отстающий поршни
(x=pia — Pis), а затем каждое из них
х — л sin 0,5 Д (Ai +Х А2 cos 0,5 Д);
Pie = 0,5 (pi — £)» Pia = Pi' Pis*
При работе ДРП по характеристике постоянного
крутящего момента опережающий вал в зависимости
от величины угла опережения Д передает 60—80%
мощности индикаторной. Если же такой двигатель
работает по винтовой характеристике, то по мере сни-
жения числа оборотов вала мощность, передаваемая
опережающим поршнем, возрастает, а на некотором
режиме может стать даже больше мощности, развивае-
мой всем двигателем на этом режиме.
8. ДИАГРАММЫ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ
НАГРУЗКУ ПОДШИПНИКОВ
Такие диаграммы строятся всегда с учетом сил инер-
ции, а для малооборотных тяжелых двигателей учи-
тывается вес деталей.
Развернутая диаграмма служит для
определения среднего давления в подшипнике по вре-
мени и используется при его гидродинамическом рас-
чете г. Она строится в прямоугольных координатах
г — а, где под а подразумевается угол поворота шейки
относительно вкладыша. Векторы заимствуются из
векторной диаграммы или находятся простым построе-
нием, на основании взаимно перпендикулярных со-
ставляющих: рс и рн~ для поршневого подшипника,
tA и zA (или tA 2 и zA 2) — для кривошипного И pie
с Pis — для рамового.
На рис. 12, а показано построение такой диаграммы
для рамового подшипника. На некоторой ординате А
фиксируются засечки, соответствующие масштабным ве-
личинам pie и Pis (точка В и С). Совместив иглы цир-
Фиг. 12. К построению развернутых диаграмм давлений в под-
шипниках: а — построение полного давления на основании его
взаимно перпендикулярных проекций; б —диаграмма полных
давлений в шатунном подшипнике V-образного двигателя с углом
развала цилиндров 60°.
куля-измерителя с точками А и В, одну иглу из точки В
(поворотом измерителя) переносят в точку D, а другую
совмещают с точкой С. Полученный на измерителе отре-
зок DC (гипотенузу) откладывают от точки А вверх
(AE=DC). Этот отрезок в выбранном масштабе опре-
деляет полное давление в подшипнике. На фиг. 12, б
показана подобная диаграмма для кривошипного
подшипника V-образного двигателя с прицепным ша-
туном.
Векторная диаграмма изображается в
полярных координатах, однако ее построение удобнее
производить в прямоугольных координатах на основа-
нии упомянутых выше взаимно перпендикулярных
составляющих полного давления. Векторные диаграммы
154
ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЕЙ
всегда парные. Они представляют собой геометриче-
ские места концов векторов полных давлений на шейку
и отдельно на вкладыш подшипника. Векторные диа-
Фиг. 13. Различные способы построе-
ния векторных диаграмм.
граммы наглядно показывают наиболее и наименее
нагруженные участки трущихся поверхностей и
используются для выбора мест подвода смазки.
от центра шейки (фиг. 13, б) или в указанных направле-
ниях по отношению к окружности, в некотором мас-
штабе изображающей шейку вала (фиг. 13, в и г). Спо-
соб выполнения диаграммы устанавливается по
направлению вектора в момент вспышки, так как его
нетрудно мысленно воспроизвести.
Рекомендуется первый способ, при котором на диа-
граммах шеек подшипников векторы направляются
к центру диаграммы, а для вкладышей — от него.
Этот способ является более наглядным, чем второй, и
более целесообразным, чем два последних, не позво-
ляющих переносить центр диаграммы при дополни-
тельном учете некоторых сил. Для облегчений пони-
мания один из векторов изображается на диаграмме,
а в центре схематически вычерчивается часть той детали,
к которой относится диаграмма.
Первой всегда строится диаграмма длн той детали,
по отношению к которой найдены взаимно перпендику-
Фиг. 14. Построение векторной диаграммы полных давлений шатунного подшипника коленчатого вала: а—диаграмма давле-
ний на шейку вала с наложенной на нее калькой; б — калька с построенной на ней диаграммой полных давлений на вкладыш
шатуна.
Векторные диаграммы полных давлений в подшипни-
ках выполняются различным образом: для шеек под-
шипников один и тот же вектор при построении
направляется вдоль луча к центру шейки (фиг. 13, а),
лярные составляющие полного давления. При изложен-
ном вышеметоде аналитического расчета сначала следует
строить векторные диаграммы для поршневого пальца,
шатунной шейки и вкладыша рамового подшипника.
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
155
Остальные диаграммы получаются путем их пере-
стройки.
Исходные составляющие полного давления для рамо-
вого подшипника перечислены в начале данного пара-
графа.
Для построения векторной диаграммы давлений на
кривошипную шейку она со щекой схематически
вычерчивается в положении в. н. о. на миллиметровке.
Составляющие tA и откладываются от центра шейки
(фиг. 14, а) в координатной системе с полуосями, нап-
равленными вверх и в правую сторону (если вращение
повернуть в сторопу о на угол а4-13 и изменить его
направление на противоположное. Для этого на диа-
грамме для шейки из центра следует провести лучи,
соответствующие направлениям расчетных положений
кривошипа, а на особом листе кальки (она изображена
волнистой рамкой) из некоторого центра вверх, — соот-
ветствующие положения оси шатуна (фиг. 14, б).
Все лучи помечаются углами поворота кривошипа
в направлении противоположном ш (фиг. 14, а). Кальку
следует наложить на диаграмму так, чтобы их центры
и одноименные лучи совпали. Помеченная тем же гра-
Фиг. 15. Построение векторной диаграммы полных давлений в рамовом подшипнике: а—диаграмма давлений на вкладыш;
б — калька с диаграммой давлений на рамовую шейку.
вала принять против часовой стрелки). При этом сна-
чала откладывается zA, а из конца этого отрезка tA.
Конец отрезка tA соединяется с центром шейки и снаб-
жается направленной к нему стрелкой. Остальные
векторы находятся таким же способом, но не вычер-
чиваются. Конец вектора во всех случаях помечается
значением а, соответствующим данному положению
механизма. После того как все точки диаграммы най-
дены, они соединяются в естественной последователь-
ности плавной кривой, а направления координатных
осей меняются на обратные.
Для того чтобы построить векторную диаграмму
давлений на вкладыш нижней головки шатуна, каждый
вектор описанной выше диаграммы для шейки следует
дусом и просвечивающая через кальку точка первой
диаграммы наносится на кальку за тем же номером.
Поочередно совмещая все одноименные лучи, наносим
на кальку остальные точки диаграммы вкладыша и
соединяем их плавной кривой. Построение завершается
схематическим изображением головки шатуна и нане-
сением какого-либо вектора (со стрелкой наружу).
Векторная диаграмма давлений на вкладыш рамо-
вого подшипника (фиг. 15, а) строится на координат-
ных осях, направленных вниз и влево (если вращение
вала против движения часовой стрелки). Из начала
координат последовательно откладываются р,в и pj3.
Конец последнего отрезка дает точку векторной диа-
граммы вкладыша, он отмечается углом, характери-
156
ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЕЙ
зующим положение кривошипа. Когда все точки най-
дены, они соединяются плавной линией в последова-
тельности положений механизма. Диаграмма допол-
няется схематическим изображением подшипника и
каким-либо вектором со стрелкой наружу.
Векторная диаграмма давлений на рамовую шейку
получается перестройкой описанной. Для этого на
диаграмме для вкладыша проводится вверх одна
вертикальная линия ОА (фиг. 15, а). На листе кальки
(фиг. 15, б) проводятся лучи, соответствующие расчет-
ным положениям кривошипа, и нумеруются соответ-
ствующими градусами в направлении, обратном ю.
обозначен аа'. Отметив точки с и Ъ на концах диаметра,
перпендикулярного О'а,через них и точку а' проводится
дуга окружности Ьа'с, которая отсекает от площади
сечения шейки серповидную фигуру. Эта фигура при-
нимается ;>а эпюру давления на шейку. Местные износы
поверхности последней предполагаются пропорциональ-
ными отрезками Др этой эпюры. Такие же серповидные
фигуры строятся для всех векторов векторной диа-
граммы (фиг. 16, а). На фиг. 16, в они построены для
четырех векторов. Выбрав один из радиусов послед-
ней, с помощью циркуля-измерителя определяют
сумму Др всех серповидных фигур, которые пересе-
Фиг. 16. Построение диаграммы износа.
Затем калька накладывается на диаграмму так, чтобы
их центры совпали. Все лучи кальки поочередно со-
вмещаются с вертикалью О А, при этом точки первой
диаграммы переносятся на кальку и обозначаются
теми же номерами. Плавная линия, соединяющая эти
точки, представляет собой векторную'диаграмму давле-
ний на рамовую шейку. Такие векторные диаграммы
получаются одинаковыми для рамовых шеек, распо-
ложенных между кривошипами, углы между которыми
одинаковы. Построение завершается схематическим
изображением кривошипов и противовесов, между
которыми расположена данная шейка. Один из векторов
указывается со стрелкой, направленной к центру.
Диаграммы износа удобно строить на
основании соответствующих векторных диаграмм, они
позволяют с большей надежностью определять места
подвода смазки и устанавливать участки рабочих
поверхностей, подвергающихся наибольшему износу.
Эти диаграммы строятся следующим образом. На
окружность, изображающую в некотором масштабе
рабочую поверхность шейки, или вкладыша, с век-
торной диаграммы переносится какой-либо вектор,
уменьшенный в 50;—100 раз. Если исходный вектор
был направлен к центру диаграммы (фиг. 16, а), то
здесь он располагается по радиусу от окружности —
внутрь. На фиг. 16, б такой уменьшенный вектор
каются с этим радиусом, и откладывают ее на этом
радиусе от окружности к центру. Полученные точки,
обозначенные 0, 15, 30° и др. соединяются плавной
линией.
Окончательный вид диаграммы износа с зачернен-
ным полем износа и заштрихованной площадью сече-
ния шейки представлен на фиг. 16, е. Эта диаграмма
отражает только характер износа шейки, но не ука-
зывает на величину износов, она типична для шатунных
шеек быстроходных четырехтактных двигателей, где
максимальные износы располагаются на поверхности,
ближайшей к центру вала, что объясняется действием
центробежных сил массы нижней головки шатуна.
Подобные диаграммы для вкладыша строятся с изно-
сами, откладываемыми вне окружности (фиг. 16, &
и 16, е), на основании соответствующих векторных
диаграмм.
Все виды рассмотренных здесь диаграмм хорошо отра-
жают условия работы поршневых и шатунных подшип-
ников. Для рамовых подшипников двигателей с числом
цилиндров более одного подобный анализ является
грубо приближенным, так как полные давления по
приведенной здесь методике опре елены для вала
в виде разрезной балки, что не позволяет учесть де-
формаций вала и вызываемого этими деформациями
перераспределения давлений в подшипниках.
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
15
ГЛАВА Ш
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. СИЛЫ ИНЕРЦИИ ОДНОГО ЦИЛИНДРА
ОДНОРЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
С ЦЕНТРАЛЬНЫМИ КШМ
Под внешней неуравновешенностью двигателя пони-
мают наличие периодических сил и их моментов, пере-
дающихся на фундамент, — гармонических составля-
ющих сил инерции и опрокидывающего момента.
Постоянные при установившемся скоростном режиме
амплитудные значения сил инерции и их моментов
обозначаются символами Р и М, а соответствующие
им текущие значения и проекции — символами Q и
U. Индекс i соответствует номеру цилиндра, считая
от его свободного конца. Символы сил инерции не-
уравновешенных вращающихся масс (НВМ) снаб-
жаются индексом г, а проекции этих сил — индексом в
(вертикальная) и г (горизонтальная). Для гармониче-
ских составляющих сил инерции поступательно движу-
щихся масс (ПДМ) используется индекс р (р=1, II,
IV и т. д.).
При анализе неуравновешенности двигателя для
i-го цилиндра учитываются:
сила инерции НВМ (постоянной величины) Рг{,
ее вертикальная Qei и горизонтальная Qs{ проекции
Qei =—Pri COS a,, Qei= Pri 81П <Z|,
силы инерции ПДМ (обычно для двух первых поряд-
ков — р=1 и р=П)
?H=PHcosa,; <?„ f=Pn {cos 2a,,
амплитуды которых определяются выражениями
PXi = MSiR<iP = msiFR^-, =
где MRi и Msi — действительные, a mRi и mSi —
относительные (отнесенные к одному
квадратному сантиметру площади
поршня F), массы, рассмотренные
на стр. 146—147;
ii — угол поворота кривошипа от в. н. о.
того же цилиндра.
2. ВНЕШНЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ
ОДНОРЯДНЫХ МНОГОЦИЛИНДРОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Каждая из сил инерции определяет момент, дей-
ствующий в продольной плоскости двигателя. Рас-
стояние от силы г-го цилиндра до точки приведения
(центра тяжести двигателя), обозначается символом Li-
От сил инерции НВМ возникают моменты: Uei —
в продольной вертикальной плоскости и USi — в про-
дольной горизонтальной плоскости
Uai = QeiLt = Pri^i cos a, = Mri cos a{;
Uei = QeiLi = PriUi sin a, = Mri sin a{;
с амплитудой Pri Li—Mri-
От сил инерции ПДМ в однорядном двигателе возни-
кают моменты только в вертикальной плоскости, про-
ходящей через оси цилиндров
^1 i = <?! iLi = pi iLi cos a. = , cos aj;
°n i = iLi = pix iLi cos 2ai=Mn {cos2<x{.
с амплитудами Px = Ми и iLi = v
Безразмерные величины этих сил и моментов обозна-
чаются теми же символами в строчном написании.
Для определения безразмерных величин, а также
проекций сил и моментов сил инерции, действительные
значения сил следует разделить на соответствующие
силы инерции одного цилиндра Ргв или Рро, а действи-
тельные значения моментов, кроме того, разделить на
номинальное расстояние между цилиндрами £0. Опус-
кая индекс г, имеем
Рг . „ Qe . Qe -
Рг^р— , Яв — р—» ^гО qe— р—, *гО
Рр . Qp . Pl PrL ’
Рр — р ’ 0 ip — р ’ *р 0 PrL~ p т > ObO
м, Ue Ue
тТ— р т > ггО ь0 те— р г PrO h0 ’ p r FrO b0
— Up
р г ' “Р р г
Р d О Ь0 О ь0
Безрамерное плечо силы Ц определяется отношением
действительного расстояния от точки приложения силы
до точки приведения момента Lj к номинальному
расстоянию между цилиндрами Lo, т. е.
Если угол заклинивания i-ro кривошипа по отношению
к первому при отсчете в направлении вращения вала
обозначить символом то положение г-го кривошипа
в любой момент времени может быть найдено по формуле
f”. ' <> H“i= а + 51 = ш г + ?1-
Угол В представляет собой также начальную фазу дви-
жения кривошипа и сил инерции Qri и Qu (gj в отли-
чие от не зависит от тактности).
При равномерном заклинивании кривошипов эти
начальные фазы могут быть выражены в зависимости
от интервала между кривошипами £
£i=G-l)
где i указывается в последовательности вспышек.
Сумма одноименных проекций сил инерции и их мо-
ментов каждого вида представляет собой проекцию
соответствующей результирующей. Так, для сил
инерции НВМ в безразмерной форме имеем:
qe = 2 Pri cos Si = P? cos T’
?а =2рн81п^ = Рг8шТ, (79)
158 ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЕЙ
Таблица 14
Относительная неуравновешенность однородных двигателей
Схема Z Шу тц ТПу Пункт примечания (см. стр. 166)
1 2 2 0 — 0 — — 8а, 4
1 2 2 1 0 0 — 0,5 86
1 3 1,732 —30° 1,732 30° . 1,00 3
1 2 4 1,414 -45° 4,000 0 0,745 2
1 4 3,162 18° 25' 0 — 2
1 3 4 2,828 45° 2,000 -о 2
1 б 4 0 — 0 1,00 8в и 4
4 2,85 4° 1,414 -45° 8д и 9а
1 ч ’в| 4 0,224 67° 50' 2,828 45° 8д и 96
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
15£>
П родолженае табл. 14
Схема z mI mH *11 Tnj Пункт примечания (см. стр. 166)
7 2^3 5 0,449 -54° 4,98 —18° 1,309 3
1 5,уту,4 5 1,561 -80° 16' 4,736 4° 23' 3
2,5x22/3,4 6 0 — 0 — 1,732 4
1 6<СТ\5 , 4 6 0 3,464 —30° 1,732 1 и 2
1 6^X'Xt 3 v£x5 2 6 0 — 6,928 —30° 2
7 4<2£/5 2 6 2,000 -60° 6,928 —30° 0,917 2
1 6 ^^>5 2 3 6 1,000 120° 5,196 —30° 2
fi' 2 6 0,139 —75° 5,000 —60° . 9в
6-АУЛ 2<Р\УЗ — 6 0,826 —45° 3,000 0 9в
160
ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЕЙ
Продолжение табл. 14
Схема Z ТП J *1 mII wn mI Пункт примечания (см. стр. 166)
6 0,379 —45° 4,000 0 9в
6 0,896 -45° 1,732 30° 9в
1 7/<Т>.<> 5 4 7 0,267 -64° 17' 1,005 -38° 34' 2,524 3 и 1
1 7/<Т>5 V/\z 2 6 7 0,852 —70° 33' 5,522 -57° 13' 1,20 3
f 2~э 7 0,851 58° 17' 5,522 19° 52' 3
1 6 4 7 3,781 —64° 17' 0,0767 38° 08' 4
1 5f<X>j в* 7 ~ 2,3 45° ~3,3 90° 3
1 8 2,7 8 0 — 0 — 1,414 4
7,S 4.5 8 0 — 0 — 3,26 4
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
161
Продолжение табл. 14
Схема Z mj *1 mii Ч'П ™1 Пункт примечания (см. стр. 166)
XIX 8 0,448 —67° 30' 0 — 3,154 1 и 2
1 8 0,897 —67° 30' 2,828 -45° 2
Ху 3Z2JZX 8 1,082 —22° 30' 5,657 45° 2
3<4>5 з 0Ю7 'ХГ2 8 0,467 83° 49' 3,162 —18° 26' 2
Х>? 5 <z_\jZX 2М>з 8 8 1,405 17° 08' 0 — 2
! 3\7TJ5 ‘4<Х>2 7 8 0,897 —67° 30' 0 — 2
f 5КТ>7 ц 6 8 0,777 32° 10' 4,000 0 2
«х? хм 5 8 0,863 75° 45' 2,000 0 2
в<Т>7 XIX 5 8 0,549 -32° 18' 3,162 —107° 2
И^Заказ 1630.
162
ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЕЙ
Продолжение табл. 14
Схема Z mj Tj ты T'ii Tnj Пункт примечания (см. стр. 166)
f 3\/Kj4 2 8 1,08 —67° 50' 5,662 —45° 1,28 2
©> °о ^fiSslZaV Vkw XcolwV Co 8 0 — 0 — 3,162 9г и 2
1 S/<X>\ 2V7K74 в 8 0,1313 —67° 1,414 135° 2
’кТх'5 3\/\>2 8 5 9 0,922 —70° 1,130 130° 2 и 1
^XTX5 2AJZA3 7 \/Y7 6 45 9 0,194 —70° 0,548 —50° 4,15 2 и 4
1 8<iy\5 «AiA5 7<ZS^2 3 6 9 0,402 -130° 6,665 10° 3
1 8аГТ-р6 5Г~Я&П7 2\7\УЗ 9 4 9 0,920 —9° 58' 1,08 68° 40' 3 и 1
1 ^хтл5 ЧХ~ЖГ\8 3\с\х2 7 5 9 0,920 1,13 2,200 3
1 7 4 5 9 0 — 0,19 4,15 9д и 4
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
163
Продолжение табл. 14'
Схема z 7П1 ’Pi mn <Fii mj Пункт примечания (см. стр. 166)
9 3 и 5
1,10 6,5^У\7,Ч 2,9'<-Уз,8 10 0 * — 0 1,328 4
1 юЛу.9 <S\/I\77 10 0 — 0,898 -54° 2
10 0 — 5,257 19° 2, 4
СО £о''4—см •Ч* со 10 0 — 8,506 -54° 2 и 4
«о «л гм СП С*Э 10 0 — 9,960 —18° 2 и 4
/ 7<ТХ8 р AJZ-V 2 VP\75 10 10 0,056 0 1,624 —90° 1 и 2
1 10<(-Гу9 2 AU-V 5 v|\7^ 7vp/a 10 0,090 -72° 7,159 126° 2
N» Co Co Сй 10 0,056 0 5,429 —90° V 2
11*
164
ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЕЙ
Продолжение табл. 14
Схема Z mj Ч'Т mII Ч'П ?nj Пункт примечания (см. стр. 166)
10 0 — 2 и 6а
10 0 — 2 и 6б
14 ДД 10 10 0,89 0 2
ц£\7\9 7\[А>2 10 6 11 ~0 — 9,032 122° 44' 2 и 4
иЛ-^о ^АЮ3 9'<Ш5 , Г 7 6 и 0,153 —73° 33' 0,382 -57° 16' 4
ASIA?5 2rffiry6 11 3 11 0,245 —8° 1Г 2,752 —106° 22' 4
toJ^-9 2 ДЕД 7 Э\(Х>6 6 8 11 0,292 139° 05' 1,757 8° 11' 1 3
1 «ДЕД5 f&Ki5 2<1S>3 10 7 и 1, 3
1,7 г/ДТДД 8,12 12 0 — 0 — 2,00 4 и (2)
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
165
Продолжение табл. 14
Схема z 771J ’Pi mII ’Pi i mj Пункт примечания (см. стр. 166)
//2 //,2 12 0 — 0 — 2,00 4
1 «V1 v5 8 в 7 12 0,277 —75° 0 — 4
мАТЛл 6 if з 12 0 — 10,00 —60° 3
пХп 5</lV5 /zr-^5 12 0 — 6,00 120° 3
nLi б'ДТЛ5 2 vTv^ 12 0 — 6,00 —60° 3
^ZJJv^ Сч C4<J* 12 0,24 —45° 1,000 0 4
‘*5? co eo</vTxs ‘Ci 12 0,24 -45° 3,000 0 4
=o<x,<=s 12 0 0 — 3, 1
166
ДИНАМИКА ДВИГАТЕЛЕЙ
Продолжение табл. 14
Схема Z mj *1 mII *11 Tnj Пункт примечания (см. стр. 166)
12. / 7
Примечания: 1. Двигатели с газотурбонаддувом. 2. Двухтактные двигатели. 3. Двухтактные и четырехтактные дви-
гатели. 4. Четырехтактные двигатели. 5. Девятицилиндровые двигатели; кроме указанных в таблице порядков вспышек
имеются следующие порядки:
тп mj mu
1 — 8—4—6-3—7—5-2—9 0,85 0,45 1—5—9—4—2—6—7—3—8 0 2,05
1-7-5—4-6—3—8—2—9 0,78 0,50 1-8-4-6-3-5-7-2-9 0,75 0,83
1—7-5-3-9—2—6—4—8 0,78 0,65 1^7—6—3—4—8—5—2—9 0,76 0,97
1-8—2—7—4-6—5—3—9 0,76 0,50 1—5—9—2—7—3-4—8—6 0 2,00
1—8-2—7—5—4—6—3—9 0,45 0,80 0,68 1—8—5—3—7—4—6—2—9 0,80 0,35
1 — 8—3-6-4—5—7—2—9 0,25 1—8—5—3—6—4—7—2-9 0,95 0,50
1-5-8-2—7—4—6—3—9 0,75 0,61
Десятицилиндровые двигатели со следующим порядком вспышек:
а) Tnj тп б) mi mII
1 — 9—2—10-3-6—4—7—5—8 0 5,26 1-8—5-9—4-10-3—6—2—7 8.52 0
1-8-2-10-4-6-3-7-5-9 0 7,39 1-9-4-6-3-10-2-7-5-8 0,89 0
1-9-3-10-2-6-4-8-5—7 0 7,24 1-9-3-6-4-10-2-8-5-7 3,12 0
1-7—3—10-4-6-2-8—5—9 0 9,39 1-7—5-8-2—10—4-6—3—9 3,12 0
1-8—4—10—2-6-3—9-5—7 ‘ 0 9,48 1-8-2—5-7-10-3-9-6-4 9,68 0
1-7—4 — 10-3—6—2—9—5-8 0 9,92 1-7—5—9-3—10—4—6—2—8 6,75 0
Двенадцатицилиндровые двигатели полностью уравновешенные при следующих порядках вспышек:
1-8-,6-10-2-9-4-11—3-7-5-12
1-9-6—8—3—11—2—10-5—7—4—12
1-8 — 11-2—5—12-3—6-9—4—7—10
1-7-12-2-5-11-4-6-9-3-8-10
1-11-8-2-9-7-4-10-5-3-12-6
1-8-10—3—5—12 — 2—7—9—4—6 — 11
8. Силы инерции I и II порядка:
a) Pj = Гц = 2,0
б) РТ = 2,0
в) Рц = 4,0
г) РХ = 1,44
Д) РТ= 1,08
е) Рт = 1,31
9. Углы заклинивания:
а) а = 135° 3 = 90°
б) а = 90° ₽ = 45°
в) а = 90° 3 = 30°
г) а = 53° 10' 3= 36° 50
Д) а = 37° 44' 3 — 41° 08
где рг — амплитуда результирующей, а Т — ее начальная
фаза, которые определяются из выражений
Рг = ]/Л ?в + ?г > Рг — РгРт о»
tgY=-^-, sin¥=—. (80)
Чв Рг
Результирующий момент сил инерции НВМ опреде-
ляется аналогично
“в = 2 Prili C0S & = тг СОЗЛ?М;
^e = ^Prili sin g^zrarSinVjn;
mr = ]/ + Mr = mrPr0La; i (81)
X IT/ ^3 • w. Ug
; sm¥JB= —.
Ue J71t
Для анализа неуравновешенных ПДМ р-го порядка
и© пользуются выражения такого же вида.
Qp = 2 Ppi cos Р Si = Рр cos Yp'>
7 p^=2ppisinT’Si=ppsiii1J,p;
Рр = ]/ Чр + Чрф> Рр = РрРро’’
tgVp = tgp^p^=^; sinTp=
?р Рр
uP = ^Ppili^osp^i = mpCosVMp; j
ирф =2 Ppili sin Р li=mp sin Тир;
mP — up + ирф > Mp — mpPp 0L0; (83)
tg Y «Р = tg P ф.ир = “ ; sin ~VMp =
Up Шр j
гДе Чрф и ирф — фиктивные (в действительности не
существующие) проекции соответствующих фиктивных
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
167
Таблица 15
Определение проекций результирующих
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
i 51 Pli COS Р gi sinp gj Ppi (.Pri) Ppi cos p It Ppi sin p gi h Ppi^i COS p Ppili sin p gi
Результирующие и их начальные фазы находятся по формулам (79-83) 2= 2=
Qp (?e) Чрф (?г) Up (ue) UpgJ (U3)
векторов, введенных.для облегчения расчетов. Симво-
лами Тр и ЧСдр здесь обозначены начальные фазы ре-
зультирующих, которые связаны с начальными фа-
зами и ф.ир простыми соотношениями
гЕр = рфр’> TPjnp=p фир- (84)
Для функций первого порядка
т = ф; ^1=ф1; ’РЛ, = ФМ.
Однородными называют многоцилиндровые двига-
тели, которые компонуются из ряда идентичных
цилиндров с одинаковыми КШМ, расположенными на
одинаковых расстояниях вдоль оси вала. Безразмерные
амплитуды результирующих (неуравновешенных сил
и моментов сил инерции) рг=р1, рп, тг=т1 и тт1
даны в табл. 14 для двигателей с валами, имеющими
наиболее употребительные заклинивания кривошипов.
Расчет результирующих Pr, РТ, Ри, Mr, Mv МТ1
при этом производится по формулам (79)—(83) или по
табл. 22.
Если двигатель неоднородный или для нужного за-
клинивания кривошипов данные в табл. 14 отсутствуют,
то расчет проекций безразмерных результирующих
производится в табличной форме (табл. 15). Для расчета
результирующих сил инерции НВМ и ПДМ первого
порядка здесь на место р { подставляется либо рТ {,
либо pri, а р принимается равным 1.
Для однородных двигателей Pri = Рц = Рщ = mri =
= mT { =mu =1, что соответственно упрощает таблич-
ные формы (см. примеры ниже).
Графические способы определения результирующих
изложены см. [2, стр. 452] и другие источники.
Если результирующие двух первых порядков равны
нулю, то двигатель считается практически уравнове-
шенным. Опрокидывающий момент при этом остается
неуравновешенным.
Пример 1. Произвести анализ внешней не-
уравновешенности двигателя 6Д23/40. Дано: вес по-
ступательно движущихся деталей gs = 0,3 кГ/см2-, вес
вращающихся деталей, приведенный к радиусу криво-
шипа, gB=0,28 кГ/см2-, постоянная механизма Х=0,21;
скорость вращения вала п=300 об/мин, расстояние
между цилиндрами Бо=31О мм-, последовательность
вспышек — 1—6—2—4—3—5. Двигатель однородный
(см. фиг. 20).
Так как двигатель однородный и схема заклинивания
кривошипов представляет собой правильную лучевую
звезду, то результирующие сил инерции должны быть
равны нулю, т. е. pr=Pj= р1Г = 0. Результирующая
момента сил инерции первого порядка также равна
нулю (расчет здесь не приводится).
Безразмерные проекции результирующей момента
сил инерции второго порядка ПДМ найдены
в табл. 16, составленной по форме табл. 15: uIX =3,000;
“iig5=l,732. Безразмерную амплитуду и начальную
фазу этого момента находим по формуле (83):
«11=]/ «2ii + 4i95 = X'32 + 1,7322 =3,464;
. “и ф . 1,732 „по
тт = arc tg---— = arc tg •—-— = 30°.
“и о
Величина поступательно движущейся массы
_ gSF _ °,785 gsD2_ 0,785 • 0,3 • 232 _
s g g 9,81
= 12,7 кГ • м 1 • сек2.
• Таблица 16
Определение результирующих___________
•Р» <M pi cos Pi sin 2^ SOO Pi 4 sin 2^i
1 0 0 1 1,000 0,000 2,5 2,500 0,000
2 —120 120 1 -0,500 0,866 1,5 -0,750 1,299
3 120 -120 1 —0,500 —0,866 0,5 -0,250 -0,433
4 180 0 1 1,000 0,000 -0,5 -0,500 0,000
5 60 120 1 —0,500 0,866 —1,5 -0,750 -1,299
6 —60 —120 1 -0 500 -0,866 -2,5 1,250 2Д65
0,000 0,000 +3,000 +1,732
168
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Номинальная сила инерции второго порядка
Рп o = XMsH^y = 0,21 • 12,7.0,2(^^у =
= 528 кГ.
Амплитуда результирующей (неуравновешенного мо-
мента второго порядка)
Mll = mU оРП оLo = 3’464 ’ 528 • °.31 = 567 кГм.
Пример 2. Определить неуравновешенные силы
инерции вращающихся масс и их моменты для пятици-
линдрового двигателя 5Д23/40 с последовательностью
вспышек 1—3—5—2—4. От указанного в предыдущем
примере, помимо числа цилиндров, двигатель отли-
чается увеличенным расстоянием между цилиндрами 3
и 4 (см. фиг. 21). Расстояние между подшипниками этого
отсека £=124 мм (1=124/310=0,4).
Определить те же характеристики при установке
двух противовесов на крайних щеках первого и пятого
кривошипов (противовесы симметричной конструкции
с ц. т., расположенным на продолжении радиуса кри-
вошипа). Противовесы обусловливают силу инерции
Рп=О,35Рго, они указаны на фиг. 21.
Расчет проекций результирующих произведен в
табл. 17. Плечи сил приняты по отношению к ц. т.
двигателя. Как видно из шестой строки этой таблицы,
Таблица П
Определение результирующих
uT cos UP fl ОТ Pi «os Pi sin Pjli cos Ji UP* fl от
1 0 1,000 0,000 1 1,000 0,000 2,2 2,200 0,000
2 144 -0,809 0,588 1 -0,809 0,588 1,2 -0,971 0,707
3 —72 0,309 -0,951 1 0,309 -0,951 0,2 0,062 —0,190
4 72 0,309 0,951 1 0,309 0,951 -1,2 -0,371 —1,141
5 -144 0,809 -0,588 1 —0,809 -0,588 —2,2 1,780 1,295
0,000 0,000 4-2,700 4-0,671
In 180 -1,000 0,000 0,35 —0,350 0,000 2,4 —0,840 0,000
5n 36 0,809 0,588 0,35 0,283 0,206 -2,4 —0,680 -0,494
-0,067 0,206 4-1,180 4-0,177
проекции рв и р3, а следовательно, и рг равны нулю.
Проекции результирующего момента: гав=2,7 и
u3=0,671, что позволяет найти безразмерную ампли-
туду момента и ее начальную фазу (см. фиг. 80)
тг = У и’ + м® =/2,72 4-0,6712 = 2,78;
¥ = arc tg — = arc tg 0,671- = 14°.
Ue 2,7
Масса вращающихся деталей, приведенная к радиусу
кривошипа
м - 8rF - 8r '0,785 Д2 _ °’28 ' °’785 ~232 -
й g 9,81 9,81
= 11,85 кГ • м~* • сек2.
Номинальная сила инерции вращающейся массы
одного цилиндра
/414- ЧОО \2
Pro = MRR2u> = 11,85-0,2 1 =2330 кГ.
Амплитуда неуравновешенного момента
Mr = mrPr 0L0 = 2,78 • 2330 • 0,31 = 2000 кГм.
Влияние противовесов учтено в трех последних
строках табл. 17 (га в индексе — противовес). На осно-
вании данных, полученных в последней строке, имеем
проекции: qe=—0,067; ?г=0,206; ив=1,18 и иг=О,177,
откуда находим
Рг = У ^4-?“ =)/0,06724-0,2062 =0,217;
тг = У Ug-l-w® = /1,182 -Ь0,1772 = 1,193-
Неуравновешенная сила и ее начальная фаза
Рг = ргрг 0 = 0,217 • 2330 = 506 кГ\
Y = arc tg = arc tg °’200- = 108°.
у в —и»ии/
Неуравновешенный момент и его начальная фаза
Mr=mrPr 0La— 1,193 • 2330 • 0,31 = 861 кГм',
... * иг . 0,177 _о
^ = arctg —= arctgTW = 8° 32'.
Таким образом устанавливается, что проти-
вовесы более чем в два раза уменьшают неурав-
новешенный момент, но вводят неуравновешен-
ную силу. Применением несимметричных про-
тивовесов достигается полное уравновешивание
вращающихся масс, они обычно выполня-
ются отлитыми или откованными за одно целое
со щеками колена.
3. НЕУРАВНОВЕШЕННЫЕ СИЛЫ ИНЕРЦИИ
ДВУХЦИЛИНДРОВЫХ V-ОБРАЗНЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Направляя координатные оси вверх и в на-
правлении вращения кривошипа, символы проек-
ций сил инерции дополним индексами виг.
Случай 1. Двигатель с прицепными шату-
нами. Предварительно, по формулам (32, 34) и
(52, 54), находят Дс, Хс, Нс и е2р, Далее вычи-
сляют амплитуды сил инерции для каждого ци-
линдра. Принимая Jc по формуле (38), имеем
1
PI=MsKco2; PII = XPI ; PZI = ^-jj-Misx
XV2; PZII = XcMiSKcQ2; kpv=^. (85)
Обозначая 0,5 у— eg— (2—p) Mc=e2p, находят коэф-
фициенты
”pi = feP«cospe2p; ?ip = cosO,5Y(cosO,5pY4-
4- пр 1)! ?з р = sin °’5 Y (пр 1 -cos °’5 Р Y);
reP2 = Win7’e2p; <72p = cos0-5Y (гер2- [ (86)
— sin 0,5 р Y);
qip = sin 0,5 Y (sin 0,5 p у 4- np 2)
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
169
Определяют амплитуды и начальные фазы суммарных
j сил инерции ПДМ от каждой пары цилиндров (Ррв0 и
Ррг 0) и их текущие значения <?рв и <?рз
«₽» = ]/ ?1Р+?2Р; tgP8pe =
^2р . р = „ р .
—---- ’ рв 0 рв р>
Ч1Р
ep8o = ^eoeosp(a + ep8);
арг ®Зр"Ь®4р>
tgpeps = -^--, Ррг0 = аргРр;
*4р
<2ргО=РргО3“Р(а + ерг)-
Случай 2. Двигатель с центральным и вильча-
тым шатуном. Амплитуды сил инерции каждого цплидра
здесь будут (индекс I для ПДМ с вильчатым шатуном)
PI=MgPco2; PII = %PI; Рг1 = М2д/?ш2;
Р1 И~^Р1 Г
Так как 82=рс=0, то коэффициенты (86) несколько
упрощаются
к -M‘s-
крк~ИГ8 ’
?1Р= (*0+1) cos 0,5 у cos 0,5 р у;
?2 р= (kv—-1) cos 0,5 у sin 0,5 p у;
?з p = (Xv— 1) sin 0,5 Y cos0,5p y;
4kp~ (fev+!) sin 0>5 у sin 0,5 p y.
Параметры суммарных сил инерции находят по фор-
мулам (87).
Случай 3. Двигатель с одинаковыми централь-
ными шатунами. Параметры суммарных сил инерции
получаются здесь непосредственно
Pj. =М87?Ш2; PIe0 = 2PIcos20,5y;
Рц = X Рт ; Рп в 0 = 2Рц cos 0,5 у cos у;
Рт г о = 2PI sin2 0,5 у; РПг 0 =2pTI sin 0,5 у sin у.
Численные значения этих параметров для некоторых
двигателей с различными углами развала цилиндров
приведены в табл. 18. При этом начальные фазы равны
нулю. Расположение кривошипно-шатунных механиз-
мов в двух параллельных плоскостях обусловливает
наличие незначительных по величине моментов сил
инерции (шахматное расположение цилиндров).
Определение сил инерции НВМ затруднений не пред-
ставляет.
Пример 3. Найти расчетные формулы переме-
щения шатуна и поршпя прицепного механизма трех-
цилиндрового V-обр’азпого двигателя. Определить
неуравновешенные силы инерции и их моменты.
R = 100 мм; А = 350 мм; у = 60°; тг = 1000 об/мин;
г = 94 мм; 7 = 256 мм; ф = 8°30'; Хо = 22О мм.
Таблица 18
Характеристика неуравновешенных и уравновешиваемых сил инерции механизмов
двухцилиндрового V-образного двигателя с центральными шатунами
Величина Формула Угол развала цилиндров у, град
45 60 90 120 150 180
PlsJPl 2 cos2 0,5 у 1,708 1,5 1 0,5 0,134 0
Р1.га/Р1 2 sin2 0,5 у 0,293 0,5 1 1,5 1,866 2
Р1/Р1 1 1 1 1 1 1 1
рт/р1 cos y 0,707 0,5 0,5 0,866 1
Форма годографа сил первого порядка f -ф- С-— ]
РПв а/рн 2 cos 0,5 у cos у 1,305 0,866 0 0,5 0,450 0
ри г 0/РП 2 sin 0,5 у sin у .0,541 0,866 1,414 1,5 0,966 0
рп/рн cos 0,5 у 0,923 0,866 0,707 0,5 0,259 0
рц/рн cos 1,5 у 0,383 0 0,707 1 0,707 0
Форма годографа сил второго порядка 4 —1 ; i 1 i
170
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Приведенные массы в кГ м 1 сеж2. Ms=0,i4; Mis—
=0,4; Мй=0,5.
1. Вспомогательные параметры (фиг. 25)
. R ЮО’ „Qfi. , г_______94_
L ~ 350 ~0’286’ I 256
R 100 inR/-
е=—=1Г= 1,0641
sin y = 0,866; cos у = 0,5; sin ф = 0,1478;
cos ф = 0,989; sin 2у = 0,866; cos2Y= — 0,5.
2. Обобщенные параметры шатуна (см. табл. 5)
= 0,367;
х % cos ф sin у
еа = — arc tg----т-------5—- =
g —X cos у cos ф
. 0.286 • 0,989 • 0,866 . ,o
- arc tg 1 064 _ 0.286 <0 5 _ 0 g89 14 50 .
sin 8d=—0,256; cosed = 0,967; sin 28d=—0,495;
cos 2Bd = 0,868.
XX; cos ф sin у
Arf-----------;---------- -
Sin
0,286• 0,367 • 0,989 • 0,866 noc..
— 0,351>
—0,256
„ h 0,367
cd=^_sln+=.___
3. Вспомогательные величины
муле табл. 5
'?-d_0,3512
8 U 0,367 0,335 ’
0,1478=-0,1545.
для расчета по фор-
X2 cos ф =
= 0,2862- 0,989 = 0,081.
I — (X sin у — Xd sin Sd) =
(0,268 • 0,866+0,351 • 0,256)= -1,046;
sM ,
----— (X cos Y—Xd cos ed) =
flj = — 1
0,1478
~ 1 1,064
Ъ1 Q
= —(0-286 • 0,5-0,351 • 0,967) =0,0272;
l,Ub4
1 1
e2 = y~ (X2 cos Ф cos 2Y + g cos 2ed) =--. . . - X
4q 4- 1,064
X (0,081 • 0,5—0,335 • 0,868) = -0,589; -
1
&2 = (X2 cos ф sin 2y +g sin 2ed) =
1
= , /пр/ (°-081'0,866-0,335• 0,495)= -0,0225;
4 • 1,064
t bi
tg 8t=---~-
al
b2
tg2e2 =
a2
-§§=-=0,026;
—1,045
-0,0225 _
— 0,589 0,3821
e1 = l°30'; 2e2=— 20° 56'; e2=—10° 28';
cos 8j 1; cos 2e3 = 0,934.
4. Обобщенные параметры поршня (34)
Pc = 81 — e3 = 1° 30' +10° 28' 12°; cos pc = 0,978;
tg pc = 0,2126.
Rc = - °1Д C0S = 1,045 • 100 • 0,978 = 102,4 мм;
COS 8i
1 = 4-0,589-100
c Rc cos 2e2 102,4-0,934 1
5. Мертвые положения механизма (39 и 41)
а - arete Wc arete °’2126 9° 41'
“cOl- arctgl + X?- arctgT+O245 - 9 41
ac02 =--raTCteSc =
= -§arctg-]°^§K = 164° 17'.
6. Формула углового перемещения шатуна прицеп-
ного и поршня (27 и 33)
sin Р; = Xd [sin (a( + 8d) —cd] =
= 0,351 [sin (az—14° 50')+0,155];
_ cos (асО1+Нс) К Cos2acoi _
a°0 cos pc + 4
cos(—9° 41' +12°) . 0,245 cos 328° 34' , ...
=--------ВД78---------+--------4-------- =1,()74-
Г 1
St = Rc ac 0-------cos (ac + p,c) — 0,25 Xc cos 2ac ;
COS |lc
-$1 = 104,8 [1,052—cos (ac + 12°)—0,06 cos 2ac].
Обе зависимости можно выразить в функции az
или а, так как
a = a; + Y = az + 60°; ас = а( + 82 = а( —10° 30' =
= а —70° 30';
ас + рс = ai —10° 30' +12° = аг +1° 30' =
= а — 70° 30' + рс = а - 58° 30' -
7. Амплитуды сил инерции каждой из движущихся
масс в кГ
ш2 = 10 970 сек-2; .Рг = Л/д Дсо2 =
= 0,5-0,1-10970 = 548;
Рт =MSR со2 = 0,44 -0,1 -10 970 = 482;
д11=ХР1 =0,286-482=138;
п = ЛГг8йс ш2 = 0,245 • 0,4 • 0,124 • 10 970= 109,5;
М18Яссо2 0,4-0,1024-10970
Pl I = =--------(+978-----= 4601
Рп РП1
feic=-pLi = 0’954: feii„=-7rIk=0-793.
и
8. Вспомогательные величины для расчета по фор-
муле (п. 3)
s2 I = 0,5Y-82-(2—1) Рс = 30° +10° 28'—12° =
= 28° 32'; sin е21 = 0,478;
е2 II = o,5Y—82 = 3°°+ Ю° 28'=40° 28'; C0S28J =
= 0,879; sin 2s2 1Х = 0,988; cos 2в2 п =0,158-
т?! 1 = X1 „ cos в 2 I = 0,954 • 0,879 = 0,839;
”ц 1 = kn v cos 2е2 II = °’793 ’ 0,158 = 0,125;
пт 2 = *i и sin е2 I = 0,954 ‘ = 0,456;
«И 2 = Хи v sin 2е2 IT = 0,793 • 0,988 = 0,784.
cos 0,5 у = cos 30° = sin 60° = 0,866;
sin 0,5 Y = sin 30° = cos 60° = 0,5.
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
171
j = cos0,5y (cos 0,5 Y + nn)==
= 0,866 (0,866 + 0,839) = 1,475;
?2 i = cos 0,5 Y («j 2 — sin 0,5 y) =
= 0,866 (0,456-0,5)= —0,033;
q31 = sin 0.5 Y (nn — cos 0,5 Y) =
= 0,5 (0,839 — 0,866) = — 0,014;
<Z4 I = sin 0,5 Y (sin 0,5 Y + nj2) =
= 0,5 (0,5+0,456) =0,478.
Аналогично находим
gin = 0,541; g2n=— 0,071; g3I = — 0,188;
54 II =0,825.
9. Безразмерные и действительные амплитуды сум-
марных сил инерции (кГ) находим по формуле (87)
а1в = ]/Г ^ц + ^2 1 = К1,4752 + 0,0332 = 1,475;
Р1вО = а1вР1 =1,475-482 = 710;
+ г = V 4 1=4 1= /0,0142 + 0,4782 = 0,480;
РХг о=а1гр1 =0,480-482 = 231;
«п ,= /71 п+4 и = /0,54Р+0,0712 = 0,549;
рц в о = аи в -Рц = 0,544 • 138=75;
«II г = У4 ц+4 II = V0,1882+0,8252 = 0,846;
Р11 г О =“П a^II = 0,84f 138 = 117.
10. Неуравновешенные моменты сил инерции нахо-
дим на основании данных табл. 14, составленной для
однорядных двигателей. Для трехцилиндрового дви-
гателя не зависимо от порядка вспышек mI=mII=l,732;
mj=0,5. По формулам табл. 22
Мв = Мг = Mr = miL0Pr= 1,732 • 0,22 548 = 209 кГ-м;
Внешние моменты
g = ml LQPlg О = 1,732-0,22-710 = 209 кГ-м;
Mis = miLopisO = i -732' О-22 • 231 = 88 кГ- м;
мт 'в = muLoPT.i в о =1-732 • 0,22 • 75 = 28,5 кГ • м;
MIla = mIIL0PlieO = 1’732-0-22-117 = 45 кГ-м.
Внутренние изгибающие моменты
Мд = Мг = МТ - Мд. £ОРГ = 0,5-0,22-548 кГ-м;
^l3 = ^lL0P1S0 = 0,5 • 0,22 • 231 = 25,4 кГ м;
МI д = мт LopT д о = 0,5 • 0,22 • 230= 78 кГ м.
Ряд подобных примеров можно найти в [4]. В расчете
неуравновешенных моментов этого двигателя там,
однако, допущена ошибка, связанная с определением
начальной фазы суммарного момента первого порядка,
что обусловливает некоторое расхождение результатов.
4. НЕУРАВНОВЕШЕННЫЕ СИЛЫ ИНЕРЦИИ
ОДНОГО ЦИЛИНДРА ДРП
Координатная система здесь принимается по отноше-
нию к опережающему механизму, как это сделано на
фиг. 6. При этом для двухвальных двигателей начала
отсчета положений кривошипов будут в. н. о.а и н. н. о.3.
Амплитуды сил инерции ПДМ MSa и MSs каждого
из составляющих механизмов
PaI-MSaRa^, PaU = KaPaI; Psl = MSsRs^-,
Ps II = Vs Г
Амплитуды и текущие значения суммарных сил
инерции всех ПДМ
Ppo~apPap'j Qp — Рр о cos Р (аа + ер)-
где коэффициенты ар и начальные фазы ер принимаются
из табл. 19—20, перед использованием которых следует
вычислить коэффициенты
Таблица 19
Формулы для расчета неуравновешенных сил
инерции поступательно движущихся масс одного
цилиндра одновального ДРП
Пара- метры Ra s/s Rs; xs; д^° A 0
tgSj а1 tg 2бТ1 “и sin А AV1 -cos л. 1 — kRkM cos A COS fij sin 2A eI = 90° — 0,5 A 2 sin 0,5 A sin 2A
Wlf1 +COS2A 'W cos 2A kTl + cos 2A l+7\ cos 2A
cos 2бц cos 2бц
Таблица 20
Формулы для расчета сил инерции поступательно
движущихся масс одного цилиндра двухвального ДРП
с кривошипами одинаковой длины
Асимметричная схема Симметричная схема
Пара- метры Ka= MSa = MSs'- + V» д =£ 0 Яа= Rs; MSs = MSa] \x= ^s:
tgSj aI tg2en an sin A /<+ — cos A M 1 ~ cos A C0S8j sin2A №„+)—1 — cos 2A ' м Л' t — ^.A. cos 2 A cos 2eTI eI = 90° —0,5 A 2 sin 0,5 A eII = 45° —0,5 A 2 sin A
172
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 21
Формулы для расчета неуравновешенных сил инерции вращающихся масс
одного цилиндра двухвального ДРП с кривошипами одинаковой длины
Проекция Пара- метры Одностороннее вращение валов Разностороннее вращение валов
MRa^ MRs MRa= MRs MRa + MRs мЯа= MRs
Верти- кальная tgee sin A ee = 90° —0,5А 2 sin 0,5 А Так же как при односто- роннем вращении
ft—1 —cos A 1 — ftr cos A cos ee
Гори- зонталь- ная tgSs «г Так же как в вертикальной плоскости sin А ег = —0,5 А 2 cos 0,5 А
k~l -f-cos А l-f-ftr cos А COS s3
Амплитуды суммарных сил иперции НВМ Р и и х
текущие значения Q для двухвального ДРП с односто-
ронним вращением валов
Рт 0 = авра = const; Qe = Рт О COS (аа + se);
<?s = Prosin (aa-|-Se),
для двухвального ДРП с разносторонним вращением
валов
Рв г—авРа', Рго — агРа', Qg = Рд о cos (cta-J-Se);
<?a = PaoSin (aa-|-Sa),
в последнем случае годограф суммарной силы имеет
форму эллипса: эта сила меняется по величине, а ее
вертикальная (?в и горизонтальная (?г проекции пред-
ставляют собой гармонические функции с амплитудами
Рв о и Рг о-
В этих формулах: аа положение опережающего кри-
вошипа;
ае, аг, 8в и ег — коэффициенты и начальные фазы,
вычисляемые по формулам табл. 21;
Ра, Ps и кг — амплитуды сил инерции НВМ опере-
жающего и отстающего механизмов и их отношение
MR.
Pa = MRaR<& Pt=MRtR&-, kr = ^,
Rcl
где MRa и MRs — неуравновешенные вращающиеся
массы, приведенные к радиусам кривошипов.
Для одновальпых ДРП расчет сил инерции НВМ
производится как для обычных двигателей с одним
поршнем в каждом цилиндре.
Примеры подобных расчетов см [4].
5. ВНЕШНЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ
МНОГОЦИЛИНДРОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
С КОМБИНИРОВАННЫМИ СХЕМАМИ
.^Определение результирующих для многоцилпндро-
вых V-образпых двигателей ДРП и других с более
сложными кинематическими схемами производится
на основании суммарных сил инерции, найденных
в пп. 3 и 4 дайной главы, для масс, расположенных
в отдельных поперечных сечениях агрегата. При этом
поступают так же, как в случае. однорядного двига-
теля с одним поршнем в каждом
цилиндре (см. п. 2). Укажем не-
которые особенности таких рас-
четов.
Для однорядных двигателей с
заданным заклиниванием криво-
шипов безразмерные амплитуды
приводятся в табл. 14, а дей-
ствительные — определяются по
формулам табл. 22. Начальная
фаза каждой результирующей при
этом определяется как сумма
начальной фазы суммарной си-
лы и начальной фазы, указанной
в табл. 14. В приведенных ниже
выражениях для текущих значе-
ний результирующих эти суммы
находят себе место в аргумен-
тах гармонических функций пос-
ле независимой переменной.
Текущие значения вертикаль-
ной и горизонтальной проекции
результирующих сил инерции
ПДМ и их моментов:
для V-образных двигателей
Qpe — Ррв cos р (а -|- фр -|-8рв);
Qps = Ррг sin р (п-|-фр-|-8рг);
77рв = Мрв cos р (a-j-ф^р -|-8рв);
б7рг = ЛГиг sinp (a-ЬФ.ир 8рг).
Как и для суммарных сил, годографы этих результи-
рующих в общем случае имеют вид эллипсов;
для ДРП
Qp = Рр cos р (аа-|-фр-|-8р);
Up — Mp cos р (aa -f- фл(р -f- Bp).
Текущие значения вертикальной и горизонтальной
проекций сил инерции НВМ и их моментов:
для V-образных двигателей и одновальных ДРП опре-
деляются так же, как для однорядных двигателей с од-
ним поршнем в каждбм цилиндре;
для двухвальных ДРП с односторонним вращением
валов
<?e = Be cos (аа+ф-Нв); <2г = 7’в8т(аа+ф+8в);
Пв = Л/д COS (eta -рф.и T"8e); Us — Me sin (<Ха 4-ф.и-|-8в),
для двухвальных ДРП с разносторонним вращением
валов горизонтальные проекции сил и моментов бу-
дут другими
Qs = Рг sin (aa "ЬФ+вг); Us = Мг sin (aa фл-f- 8г),
что обусловливается годографами результирующих,
имеющих форму эллипса.
Для однородных двигателей со схемами заклини-
вания кривошипов, отсутствующими в табл. 14, и для
неоднородных определение результирующих произ-
водится в таблицах, имеющих вид табл. 15.
Если неоднородность двигателя выражается различием
в величине масс, то, прежде всего, по формулам (и. 3) и
(п. 4) находят суммарные силы инерции для идентичных
между собой цилиндров (Ррд0, PPst>, РР„ Рва и Рг«)>
а затем для всех остальных, которые от них отличаются
(Ppei, Ppsi, Ppi, Pei и Psi). При этом, как указано,
символы, обозначающие эти силы, дополняются индек-
сами г, соответствующими номеру цилиндра (для
V-образных — номеру отсека). После этого, так же как
и в п. 2, определяют безразмерные величины суммарных
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
173
Таблица 22
Амплитуды неуравновешенных внешних и внутренних сил и моментов сил инерции
многоцилиндровых двигателей
Плоскость действия сил и моментов Однорядные двигатели с одним поршнем в каждом цилиндре, одновальные ДРП и двухваль- ные с односторонним враще- нием валов Одновальные двигатели V-образные, W-образные и звездообразные Двухвальные ДРП с разносто- ронним вращением валов
Силы Моменты Силы Моменты Силы Моменты
Вертикальная Рг = PlPr о Mr = mlLoPro PT = PlPro Mr = mlPoPro Pe~PlPe о Me=mlLoPeo
Горизонтальная Рг=РтРг0 мг=т1воРгд
Вертикальная МТ = о PIe = PlPl во MIe = mlLoP1eo Р1 = Р1Р1 о MI = mILoPeo
Горизонтальная — — Pli = P-LPleo MIr = mILoP~l г о — —
Вертикальная PII =PlIPHo м„ = =mnLfPn0 PII« = = Pile’ll в 0 ^I.= == ТП т т Та Р т т 11 о 11 в о Ри = = ^IIPII0 = 771-г -г TjP т т 11 0 11 о
Горизонтальная — — Р1И = = РпРПг, М1Т г — = тп-r-rL Ртт о 11 о 11 г о — —
Примечание: 1. Безразмерные амплитуды pj, pj-j, mjii mjj могут быть заимствованы из таблиц относительной
неуравновешенности для однородных однорядных двигателей е одним поршнем в каждом цилиндре.
2. Для определения внутренних сил и моментов сил инерции вместо безразмерных амплитуд, указанных в данной
таблице, следует подставлять одноименные величины, характеризующие внутреннюю неуравновешенность, т. е. _pj, _Рц, mj
и тц (ем. п. 7).
П д— РР^1. п — i п -
Ррв i—п » Рргг—р » Ррг — & >
ррв о *рг о рро
Рвг . „ Psi
Рао ’ Ргг Рао ’
сил на основании которых производится табличный
расчет безразмерных результирующих.
Рвг —
6. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ
Уравновешиванием называют уменьшение или полную
ликвидацию внешних неуравновешенных сил и их
моментов.
Естественное уравновешивание производится без до-
полнительной установки каких-либо устройств и заклю-
чается в выборе оптимального заклинивания кривоши-
пов коленчатого вала, а также в выборе кинематических
параметров и компоновке двигателей с комбинирован-
ными схемами.
Искусственное уравновешивание достигается примене-
нием нащечных или динамических противовесов.
Неуравновешенные силы инерции и их моменты могут
вызвать колебания фундамента, а также сооружения,
где этот фундамент установлен. Особое внимание при
этом уделяется уравновешиванию судовых двигателей,
так как они часто возбуждают колебания корпуса судна
или его надстроек, что нарушает нормальную эксплуа-
тацию навигационных и других приборов, влияет на
прочность корпуса и условия обитаемости пассажиров
и команды.
Особо значительными бывают резонансные колебания
корпуса судна, т. е. колебания, имеющие место при со-
впадении частот неуравновешенных сил и моментов сил
инерции с частотами собственных колебаний корпуса.
Аналитическое определение амплитуд колебаний кор-
пуса требует специального расчета. Если такой расчет
не производится, то возможность установки неуравно-
вешенного двигателя на судне может быть ориентиро-
вочно оценена с помощью критериев Климова — Стеч-
кина. По их предложению приближенно определяется
амплитуда колебаний остова двигателя, который мы-
слится во взвешенном состоянии.
Зная вес двигателя G в кГ, его габариты (L — длина,
Н — высота и В — ширина в см) без выступающих
частей, находят массу и собственный момент инерции
массы двигателя
ЛГ = -^- кГ • см~1 • сек2; В = - х
g 12
X (L2 кГ • см • сек2.
Амплитуды колебаний остова (как жесткого тела) от
действия неуравновешенных сил иперции р-го порядка
Рр и момента Мр находят по формулам
Р р МрЕ
Уо==м^см и Vm=z~W^-cm-
174
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Амплитуда перемещения центра тяжести двигателя у0
и амплитуда колебаний его остова в точке, наиболее
удаленной от ц. т., не должна превышать 0,1—0,15 мм.
На тех же предположениях основаны критерии
А. М. Каца
6А(Л7Т +0,25 ЛГП) ’
MD ш2
РI +0,25 -Рт1 +
ТА+#2
t',LMr \ .
а2+£2 у;
11 MD 0)2
где D — диаметр цилиндра, см
Рт, ри> рг’ 11 Мт~ амплитудные значения
неуравновешенных сил инерции и их моментов.
Если эти критерии оказываются меньше 0,002, то
двигатель считается хорошо уравновешенным, а если
в пределах 0,004 ч- 0,01 — плохо уравновешенным.
Число оборотов двигателя на критериях уравнове-
шенности не отражается.
Естественное уравновешивание двигателей в основ-
ном достигается выбором целесообразной схемы закли-
нивания кривошипов. При этом следует иметь в виду,
что для двигателей с одинаковыми одноименными дви-
жущимися массами:
при постоянном интервале заклинивания кривоши-
пов — результирующая сила инерции равна нулю;
при одинаковом направлении кривошипов, равно-
удаленных от середины вала,— результирующая мо-
ментов сил инерции равна нулю (двигатели с четным
числом цилиндров и зеркальным заклиниванием криво-
шипов коленчатого вала).
Естественное уравновешивание масс каждого меха-
низма, расположенного в поперечных сечениях двига-
теля, достигается:
в одновальном ДРП только для сил инерции ПДМ
первого порядка при соотношении MSs7?e=Mga7?a
(где MSa и MSs — ПДМ опережающего и соответственно
отстающего элементарных механизмов):
в двухвальных ДРП, при тех же соотношениях, для
сил инерции ПДМ всех порядков.
В V-образных двигателях с центральными сочлене-
ниями шатунов при соотношениях параметров, указан-
ных в табл. 18, достигается различная степень уравно-
вешенности.
Искусственное уравновешивание силы инерции вра-
щающихся масс Рг, действующей с начальной фазойф,
достигается установкой (теоретически) одного противо-
веса, масса Мп и радиус (расстояние ц. т. противовеса
от оси его вращения) которого С подбираются из условия
МпС<й* = Рг;
заклинен этот противовес должен быть на коленчатом
валу под углом гр+180° по отношению к направлению
первого кривошипа.
Такой противовес должен вращаться в поперечной
плоскости двигателя, проходящей через точку прило-
жения результирующей (ц. т. двигателя). Однако
обычно это выполнить не удается по причинам конструк-
тивного характера, а потому вместо одного устанавли-
ваются два или более противовесов, имеющих равно-
действующую с таким же вектором.
Для уравновешивания момента сил инерции враща-
ющихся масс Мт с начальной фазой фм выбирают кон-
структивно целесообразные места для установки двух
противовесов па возможно большем удалении друг от
друга, Ln и их параметры определяют из условия
МпС <1у^~Рп = Мт : Ln.
Заклинивание этих противовесов производится под
углом- +180° по отношению к первому кривошипу.
Фиг. 17. Схема установки дина-
мических противовесов для урав-
новешивания силы инерции по-
ступательно движущихся масс
одного цилиндра.
Если неуравновешенность двигателя характери-
зуется одновременным наличием неуравновешенных
силы и момента, то для их ликвидации необходимо иметь
не менее двух противовесов.
При размещении противовесов необходимо учитывать
нагрузки на рамовые подшипники (т. е. размещать их
так, чтобы максимальные и средние давления в них
снижались, а диаграммы износа выравнивались),
а также внутренние изгибающие моменты. При этом
число противовесов может быть значительно более двух.
Описанные мероприятия выполняются для двига-
телей с любой конструктивной схемой.
Пара динамических противовесов
в основном применяется для ликвидации или уменьше-
ния неуравновешенной силы инерции ПДМ. Она пред-
ставляет собой устрой-
ство, состоящее из двух
противовесов, которые
вращаются в противо-
положных направлениях
с угловой скоростью рсо
(р — порядок). На
фиг. 17 такие противо-
весы представлены схе-
матически, они вращают-
ся с таким же числом
оборотов, как коленча-
тый вал, а потому при-
способлены к ликвида-
ции сил инерции ПДМ
первого порядка.
Если пара динамиче-
ских противовесов раз-
мещается в плоскости
действия результиру-
ющей Рр всего двига-
теля, то параметры каж-
дого противовеса Мпр
и Ср подбираются из
условия
2МпрСр (р со)2 = Рр.
В момент, когда первый кривошип находится в в. н. о.,
противовесы заклиниваются под одинаковыми углами
Ctn= 4+ -1-180°,
отсчитываемыми от своих в. н. о. в направлениях их
вращения.
Если расположение пары динамических противовесов
в плоскости действия неуравновешенной силы кон-
структивно нецелесообразно, то предусматривается
установка двух таких синхронно вращающихся пар.
При этом их равнодействующая должна находиться в по-
перечной плоскости двигателя, где находится вектор
неуравновешенной силы.
Динамические противовесы могут быть выполнены
в виде особого устройства с двумя специальными ва-
лами. Иногда для ликвидации момента первого порядка
(двигатели ЯАЗ 204) половина противовесов устана-
вливается на распределительном валу, а остальные на
специальном, расположенном симметрично с другой
стороны двигателя (фиг. 18). Вместо специального
вала при этом можно использовать коленчатый вал
(если распределительный вал вращается по отношению
к нему в обратном направлении). Если помимо колен-
чатого вала для установки противовесов используется
какой-либо другой, то возникает опрокидывающий
момент, которыщалгебраически суммируется с реакцией
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
175
от крутящего момента. В случае двухвального ДРП
с разносторонним вращением коленчатых валов послед-
ние могут быть использованы для установки противо-
весов, ликвидирующих силы инерции первого порядка
и их моменты [4].
Для той же цели независимо от кинематической схемы
двигателя иногда используется утяжеление некоторых
поршней. -'а
Для ликвидации неуравновешенного момента сил
инерции ПДМ на возможно большем расстоянии L одна
от другой (обычно около торцов двигателя) устанавли-
ваются две пары динамических противовесов с взаимным
смещением фаз на 180°. Параметры каждого единичного
противовеса Мпр и Ср подбираются из условия
2МЛрСр(р<о)*=^.
При положении первого кривошипа в в. н. о. все
противовесы заклиниваются под одинаковыми углами
ctnp, отсчитываемыми в направлениях их вращения
«п= ^МР + 180°-
Указанные мероприятия применимы для двигателя
с любой кинематической схемой.
Если на двигателе предусматривается продувочный
насос, то частичпое уравновешивание двигателя может
быть достигнуто путем целесообразного заклипиванйя
его кривошипа и подбора величин движущихся масс.
Уравновешивание V-образных двигателей
Уравновешивание силы инерции ПДМ V-образного
двигателя в общем случае, т. е. когда годограф этой
силы имеет вид эллипса, производится с помощью
одной (теоретически) пары динамических противовесов.
Массу и радиус противовеса, вращающегося в одном
направлении с коленчатым валом, обозначим МПр и Ср,
а его начальную фазу — ер. Для обозначения пара-
метров второго противовеса, вращающегося в противо-
положную сторону, примем те же символы со стрел-
ками, направленными в правую сторону. Эти параметры
должны удовлетворять соотношениям
СЛр (Р “)2 = Л> =
= 0,5 ]^Р2рв + Р2рг ± 2РрвРрг cos (¥рв - ¥рг) ;
ъ Ppssm^ps±PpgsmVpe
gep~ Ррвсо8^рв±Рргсоз¥рг ;
finp = Ср -|-180°,
(88)
где верхним стрелкам соответствуют верхние знаки,
а нижним — нижние. При этом в момент, когда первый
кривошип находится в в. н. о., т. е. направлен вверх,
противовесы должны отклоняться от своих в. н. о. на
углы епр и еПр, отсчитываемые в направлении их вра-
щений.
Если в двигателе предусматриваются шатуны с цен-
тральными сочленениями и ПДМ обоих цилиндров оди-
наковыми, то
Г1 = Р1; PI = PIcosy; Pii = PiI'cosO,5y;
РП = РП cos 1,5 у;
eni —eni~snii—епц— 180°.
Для некоторых двигателей эти параметры указаны
в табл. 18. Если Ррв=Ррг и разность начальных фаз
(Чгрв — Трг) равна нулю или 90 , то годограф силы инер-
ции превращается в окружность. В этом случае ер=Рр,
Рр=0,‘а епр=180°. Для уравновешивания сил инер-
ции ПДМ первого порядка такой противовес устана-
вливается на коленчатом валу.
Уравновешивание моментов сил инерции ПДМ осу-
ществляется с помощью двух пар динамических про-
тивовесов, как показано на фиг. 18.
Уравновешивание ДРП
Уравновешивание сил инерции ПДМ однорядных
ДРП производится (на основании параметров резуль-
тирующих, найденных в п. 4 этой главы), так же как
однорядных двигателей с одним поршнем в каждом
цилиндре (см. п. 2). Обычным способом, т. е. установкой
нащечных противовесов, уравновешиваются также силы
и моменты сил инерции вращающихся масс в случае,
если валы ДРП вращаются в одном направлении.
Если валы двухвального ДРП вращаются в про-
тивоположных направлениях, то годографы результиру-
ющих сил инерции НВМ и их моментов в общем случае
имеют форму эллипсов. Уравновешивание при этом
производится с помощью нащечных противовесов, ко-
торые следует рассчитывать как динамические, имея
в виду жесткое крепление грузов на коленчатых валах.
Соответствующим подбором этих грузов можно одно-
временно ликвидировать неуравновешенные силы инер-
ции ПДМ первого порядка и их моменты.
7. ВНУТРЕННИЕ СИЛЫ И МОМЕНТЫ В ОСТОВ
ДВИГАТЕЛЯ
В поперечных сечениях остова под действием воспри-
нимаемой им нагрузки возникают перерезывающи е
силы, а также моменты упругих сил, называемы е
176
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
внутренними изгибающими моментами (ВИМ) и вну-
тренними скручивающими моментами (ВСМ).
Расчет внутренних сил и моментов используется для
ориентировочной оценки деформаций остова двигателя,
а также возникающих в нем напряжений и вибрации.
Приближенный расчет этих сил и моментов произво-
дится в предположении, что коленчатый вал является
разрезной балкой; это позволяет не учитывать да-
вления газов в цилиндре, так как эти силы, действуя
на поршень и одновременно на крышку цилиндра, за-
мыкаются через шатун, коленчатый вал и остов дви-
гателя в каждом отсеке последнего между смежными
рамовыми подшипниками.
При этом перерезывающая сила определяется суммой
сил инерции, приложенных по одну сторону от рассма-
триваемого поперечного сечения остова, а ВИМ — сум-
мой моментов тех же сил относительно этого сечения.
Величина ВСМ находится как сумма моментов сил,
действующих в поперечных сечениях остова между
рассматриваемым сечением и свободным концом дви-
гателя. При этом учитываются все составляющие дви-
жущей силы.
При наличии внешних неуравновешенных сил и мо-
ментов на остов двигателя действуют опорные реакции
фундамента, которые существенно влияют на величину
внутренних сил и моментов, а также на расположение
тех сечений остова, в которых наблюдаются их макси-
мальные значения.
Внутренний скручивающий момент zraoft в поперечном
сечении остова, проходящем через середину к-го рамо-
вого подшипника, который находится на расстоянии
Lh от свободного конца двигателя (считая, что послед-
ний совпадает с концом лапы фундаментной рамы), по
абсолютной величине равен алгебраической сумме на-
бегающего момента в этом сечении вала и момента опор-
ных реакций фундамента m$h, действующего на отсечен-
ную часть двигателя
Lk 1
^0А = трь + т£М = трь + -£-I (89)
ЛГ0 h = т0 kF кГ • см, t
где трь — набегающий момент в к-й рамовой шейке
вала;
т — крутящий момент на фланце коленчатого
вала;
L — длина опорной лапы фундаментной рамы;
F — площадь поршня.
Для определения максимального значения zraOfe на
диаграмме набегающего момента в том же масштабе
строят кривую крутящего момента, уменьшенного
в L^/L раз, и находят разности ординат этих кривых.
Напряжения в остове двигателя от ВСМ могут быть
значительными в V-образных двигателях и двигателях
с расходящимися поршнями при одностороннем враще-
нии валов. В двухвальных двигателях такого типа
с разносторонним вращением валов в формулу (89)
вместо /тар/, входит разность набегающих моментов
в рамовых шейках, расположенных в данном попереч-
ном сечении двигателя, что обусловливает незначитель-
ную величину ВСМ.
В последующем расчете внутренних изгибающих
моментов будем считать: 1) двигатель лишенным массы
(это позволяет не учитывать колебательных явлений);
2) центр давления опорных реакций расположенным на
одной вертикали с точкой приложения внешней неурав-
новешенной силы; 3) центр поворота — точку, относи-
тельно которой поворачивается двигатель при прило-
жении неуравновешенного момента сил инерции,
совпадающим с центром давления опорных реакций.
Полагаем также, что опорные реакции располагаются
симметрично относительно вертикальной плоскости,
проходящей через ось коленчатого вала. При этом
числом опор п для двигателя, установленного на амор-
тизаторах, будем считать число пар последних, а для
двигателя, закрепленного непосредственно на фунда-
менте, — число рамовых подшипников.
Вызывающие реакции фундамента внешние неуравно-
вешенные силы и моменты характеризуются амплиту-
дами РТ, Рр, Мг и Мр и соответствующими начальными
фазами ф, Ф'р, Тл и Ч^р (п. 2 данной главы). Безразмер-
ные амплитуды этих сил и моментов
тт =
Рг Рр Мг Мр
Рг—р—; Рр=-р—; тт=р—у ; тр—- у- .
г Г о гр g Г Г gbg . Г р оьо
Безразмерные амплитуды реакций фундамента каж-
дой от внешних неуравновешепиых сил Рг и Рр для
всех опор имеют одинаковую величину
_ __ Рг . _ _ Рр
ГГ—---- Гр-------•
п * п
По фазе эти реакции отличаются от фаз вызывающих
их сил на 180°, а потому их вертикальные (косинусные)
и горизонтальные (синусные) составляющие могут быть
найдены из выражений
гг cos (ф +180°) = —rr cosip;
Гр cos (Тр ф-180°) = —Гр cos Тр;
Гг sin (ф ф-180°) — —гТ sin ф;
гр = sin (Тр +180°) = —Тр sin Тр.
Расстояние liX от точки приложения крайней реак-
ции с номером 0 (на свободном конце двигателя) до
центра поворота (точка х), полагая, что жесткость опор
определяется линейной характеристикой, можем найти
на основании уравнения моментов
zox=4(zoi+zo2+---+W-i)-
Здесь и в последующем символом I обозначено расстоя-
ние между опорами (номера которых указаны в индек-
сах), отнесенное к номинальному расстоянию между
смежными цилиндрами. Для однородных двигателей
4>х=0»5 z.
Величина реакций от моментов mr и тр на i-й опоре
и моментов этих реакций относительно центра поворота
находятся из выражений аналогичных
1 , .
гм г —---mr‘xi>
7 1 ,2 .
rMilxi~ 4 mrlxi>
Tpi —-----у mplxi,
. _ 1 ,2
rpi mP lxi'
где величина
^=2 Ъ
i=0
Вертикальные и горизонтальные (для сил инерции
поступательно движущихся масс — фиктивные) проек-
ции этих реакций находят аналогично
—гм i cos ф.„; — rM i sin ф^;
—Гр i cos ЧгЛ1р; —Гр i sin Тлр.
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
Определение опорных реакций rMi и rpi удобно про-
изводить в табличной форме, как указано в примерах.
Перерезывающую силу можно рассматривать как
внешнюю неуравновешенную силу части двигателя
между его свободным концом и рассматриваемым се-
чением к, а ВИМ — как внешний момент той же части
двигателя относительно рассматриваемого сечения.
Поэтому для их расчета можно воспользоваться
табл. 15, рекомендованной для определения результи-
рующих внешних сил и моментов.
При выполнении вычислений по первому спосо-
б у следует иметь в виду следующие отличия от расчета
внешних сил и моментов:
1) учитываются только силы, приложенные по одну
сторону (слева) от исследуемого сечения /с;
2) плечи сил принимаются равными расстояниям от
точек их приложения до рассматриваемого сечения;
3) для двигателей, которым свойственны внешние
неуравновешенные силы и моменты кдкого-либо по-
рядка, необходимо учитывать соответствующие реакции
фундамента (того же порядка); при одновременном на-
личии сил и моментов действие этих реакций учиты-
вается особо;
4) если ВИМ определяется для сечения остова, рас-
положенного между рамовыми подшипниками, то вместо
силы, приложенной на этом участке, в расчет вводится
ее составляющая на ближайшей отсекаемой опоре.
При расчете ВИМ и перерезывающих сил встречаются
величины, аналогичные характеризующими внешние
неуравновешенные силы и моменты, а потому исполь-
зуются символы, принятые в п. 2 данной главы, которые
здесь дополняются черточкой (под символом). Без-
размерная амплитуда и ее вертикальная и горизонталь-
ная (для ПДМ — фиктивная) составляющие, а также
начальные фазы, таким образом, обозначаются:
Для перерезывающей силы
От враща- pr, q q ij>
ющихся масс - - - —
От поступа- pv, q , ?„,й, Ч|’=р%
тельно дви- W — —1
жущихся масс
Для ВИМ
^в, Ъ’
Up, Upg5’ ^.мР=Р'^.мр
В расчетных таблицах обозначено: 1, 2, 3, . . . номе-
ра цилиндров; 0о, 1о, 20, • • • номера опор;
Фиг. 19. Схема приложения сил к остову двигателя.
Гго — реакция опор от неуравновешенных сил:
гмв’ гм1,гм2’ — реакции опор от неуравновешен-
ных моментов.
Второй способ расчета основан на при-
менении известной зависимости: при перемещении
центра приведения главный момент изменяется на
величину момента главного вектора по отношению к но-
вому центру приведения. Таким образом, если для не-
12 Заказ 1630.
которого сечения известны перерезывающая сила q
и изгибающий момент и, то момент иБ для сечения Б,
удаленного от данного на расстояние .1 в сторону при-
емника энергии, будет
иБ = u-]-ql.
Для вертикальных и горизонтальных проекций
имеем:
момент в сечении Б (от сил инерции вращающихся масс)
ЛвБ ~ “в + ,?в^’ тБ ~ ]/^^вБ + “гБ >
*гБ = иг + Яг1’ Л1б = ™БРг 0L0’
1
О to 2ц Эд ltg 5д 6д
Фиг. 20. К расчету вну-
тренних изгибающих мо-
ментов шестицилиндро-
вого двигателя; а — схе-
ма расположения опор
вала; б — векторная диа-
грамма моментов.
момент в сечении Б (от сил инерции ПДМ)
— -рБ — “рв + “рд5Б
-Р0Б ^.рБ~’^рБРр 0^0
Для общего случая, изображенного на фиг. 19,
т. е. при наличии внешних неуравновешенных сил и
моментов, а также при произвольном
размещении опорных реакций, схема
расчета указана в табл. 23.
Заполнение трех первых строк не
представляет сложности (плечи сил в
столбце 9 определяются по отношению
к опоре 10). В четвертой строке да-
ются суммы столбцов 7, 8, 10 и 11,
а в пятой — находится момент главного
вектора. В последующих строках рас-
чет повторяется (см. примеры
ниже).
В таблице определяются перерезы-
вающие силы и ВИМ на опорах.
На основании найденных проекций
ВИМ строится векторная диаграмма
(только в случае, если реакции приложены в сечениях
рамовых подшипников).
Пример 4- Определение внутренних изгибающих
моментов в отдельных сечениях остова двигателя
6Д23/40 (см. пример 3 и фиг. 20).
Из указанного примера имеем: Рг0 = 2355 кг; Р1о =
= 2515 кг; Pjj = 528 кг; mj=0; тц= 3,464 и
Ж тт = 30° фиТТ = 0,5W„ тт=15°.
М 11 ’ ТЛ€ Ц ’ м 11
178
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 23
Определение проекций ВИМ и перерезывающих сил
(таблица заполнена для сил инерции вращающихся масс, см. фиг. 19)
1 2 3 4 5 ’ 6 8 'э 10 11
Сила Pli V cos р Е| cos Ч1- sin P Ej sin 4Z Pi Ti Pl cos p Ej cos 4Z Pi sinpEi ti sin 4е Iki ifer CO8_p r^COS^ Piifei sin P Ei Hifer sin
гг —- Т cos W sin W rr rr cos W rr sin W ill Гг1ц cos W rrln sin W
гм 1 — Ч'м cos м sin гм 1 rM i cos rM , sin W „ Ml M ill Гм < COS ♦M. 2 21 гм11и sin^M
1 — 51 cos gj sing. Pl Pl cos gt Pi sin gt аПо1 Pla1^01 CQS Piailpi sin gx
1о — — — — 31 Jal — 5i 31
— — 1 1 (l2 ie 1Z12 1ZX2
Гг — cos W sin W rr rr cos W rr sin W ^22 Гг121 COS ’P rrZ22 sin W
гм 2 — cos W „ M sin^M M гм2 r„ 9 cos r„ 9 sinT,, .HZ M Z22 Гм 2Z22COS 4\t гм il^ sin 4% M Z 22
2 — ?2 COS sing2 Pl Pi cos g8 Pi sin g.2 (12 ^12 P2fl2^12 CQS ^2 Pa^2^12 SIU ^2
2о — — — — — _?»2 _?г2 — ^в2 32
— — — — — — 1 1 ^23 9e2Z23 ?a2Z23
• • * • ’
• •
По — — — — 4en Озп — J^en — 0 Usn = 0
Так как неуравновешенные силы и моменты первого
порядка отсутствуют, то реакции опор для анализа
ВИМ не рассматриваются.
Безразмерные амплитуды и начальные фазы ВИМ от
сил первого порядка находим в табл. 24 для сечений 20
(на опоре) и . В (между опорами) по первому способу
mI2o = 1,323; 2о = - 19°06'; т1Б = 1,521; WJB =
—25°20'. Найдем действительные значения амплитуд
М х 2 о = 2 оР1 О L0 = 1>323 • 2515 • 0,31 = 964 кГ;
Мг 2 0 = Wj 2 0Pr дРд — 1035 кГ,
Б = BPI 0L0 = 11521'2515 ‘ °’31 = 1110 КГ’
Mr b~^I БРт оА) = 1132 кР‘
Плоскостью 30 отсекается часть остова, заключающая
в себе трехцилиндровый двигатель с равномерным
заклиниванием кривошипов, поэтому ВИМ в этом сече-
нии должен быть равен внешнему моменту такого трех-
цилиндрового двигателя (mj 3o=pij), безразмерная ве-
личина которого на основании табл. 14 определяется ве-
личиной znI=l,732, а действительная
з о = з оР1 о£о = 11732 2515'0131 =1360 кГ ‘ м’
^гЗо = ^13оРг0А) = 1265 кГ’м-
Таким образом, амплитуда ВИМ в горизонтальной
плоскости будет: Мг 2о, гБ, Mj 3 0, а вертикаль-
ной определяется (вследствие синфазности моментов)
арифметическими суммами
2 o+^fr 2 о’ б + ^гБ и з о + ^£г з о‘
Перейдем к определению ВИМ от сил инерции ПДМ
второго порядка.
ВНЕШНЯЯ И ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ
179
Таблица 24
Определение безразмерных ВИМ первого порядка
А. В сечениях 20 иБ Б. В сечении Б (между опорами)
1 2 3 ь 5 6 7 8 9 1 2 3 4 5 6 7 8 9
i Р*г cos sin Ч h рг1гео8^ PjljSin^
1 2 3 0 -120 120 — 1,0 —0,5 -0,5 0,000 -0,866 0,866 1,0 1,0 0,5 2,0 1,0 0,5 2,000 -0,500 —0,125 0,000 -0,866 0,216
1 2 0 ^120 — 1,0 -0,5 0,000 —0,866 1,0 1,0 1,5 0,5 1,500 -0,250 0,000 -0,433
1,250 “I 2о 0,433 “l ф 2o 1,375 “x в 0,650 “10Б
«I B==1 Jki h= ,521; -25° 20'
2о = У 1,252+0.4332 = 1,323; о Av> J2o = arctg lt25Q - 19°06' И 1,3752 + 0,652 = 1 t —0,650 alCtg 1,375 =-
Определение ВИМ второго порядка
Таблица 25
А. Реакции опор
Величина «о 20 Зо 40 50 60 Суммы
I2, хг г . _ тпг« .мг = — ~ А А 3 9 —0,371 —1,113 2 4 -0,248 —0,496 1 1 —0,124 -0,124 0 0 0,000 0,000 —1 1 0,124 -0,124 —2 4 0,248 —0,496 —3 9 0,371 —1,113 28=Л 0,000 —3,464«* mil
В. Проекции перерезывающих сил и ВИМ
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
г ‘Фмр Р ii '*мр cos р cos 'l'Mp sin р sin Ррг rMi Ppi cos Р Гм1 cos ^.wp Ppi sin p gj rMi sin % hii Ihi Ppi cos P gj rMiln.iC0S WmP Ppili sin P sin
Г мо 1 1о ГМ1 2 20 Гм2 3 Зо 15 0 15 —120 15 120 30 0 30 120 30 —120 0,866 1,000 0,866 -0,500 0,866 —0,500 -0,500 0,000 0,500 0,866 0,500 -0,866 —0,371 1,000 -0,248 1,000 -0,124 1,000 —0,322 1,000 0,671 I -0,215 —0,500 0,037 1 —0,107 —0,500 -0,644 —0,186 0,000 -0,186 -0,124 0,866 0,556 -0,062 -0,866 —0,372 1,0 0,5 1,0 1,0 0,5 2,0 1,0 0,5 —0,322 0,500 0,178 0,678 -0,215 -0,250 0,391 —0,037 —0,107 —0,250 —0,003 -0,186 0,000 —0,186 -0,186 -0,124 0,433 —0,063 0,556 —0,062 —0,433 -0,002
12*
180
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Так как внешний момейт этого порядка не равен
нулю, то прежде всего находим величину опорных реак-
ций (табл. 25, А). На основании последних строк этой
таблицы убеждаемся, что сумма всех реакций равна
нулю (так как силы уравновешены), а сумма моментов
реакций относительно центра поворота равна внешнему
моменту с обратным знаком. ,
Определение ВИМ и перерезывающих сил произво-
дится в табл. 25, В по второму способу. При этом в столб-
цах 7 и 8 находятся проекции перерезывающих сил,
а в столбцах 10 и И — проекции ВИМ в сечениях
остова, проходящих через оси рамовых подшипников
(10, 20 и 30). Так как определение действительных
амплитуд ВИМ для сил первого порядка аналогично
выполненному выше, то найдем только начальную фазу
и перерезывающую силу в сечении. 30-
, . tfUgeSo . —0,372 олпо
Фи 30 = arctg — = arctg —= 210°;
JII3O -0,644
ри 30 — з0 + 711^30 = У 0,64424-0,3722- 0,743;
Рцз0= рп з0 Рп 0 = 0,743-528 = 392 «Г.
Начальная фаза перерезывающей силы отличается
на 180° от начальной фазы внейшего момента, что и
следовало ожидать, так как эта сила в данном случае
определяется суммой опорных реакций слева от данного
сечения.
Если табл. 25, В продолжить, то ВИМ и перерезы-
вающие силы можно найти для всех остальных сечений,
проходящих через рамовые подшипники. В этом случае
на основании Проекций, найденных в столбцах 10 и И,
целесообразно изобразить диаграмму векторов ВИМ, ,
что позволяет определить их значения для любых се-
чений остова между опорами.
Результаты подобного анализа двигателя 5Д23/40,
рассмотренного в примере 2, представлены на фиг. 21,
из которой видно, что установка противовесов не
Фиг. 21. Внутренние изгибающие моменты от сил инерции
вращающихся масс: а — схема расположения опор вала; б —
схема заклинки кривошипов; в — векторная диаграмма ВИМ
{пунктиром — без противовесов, сплошными линиями — после
установки противовесов, указанных на схеме).
только улучшает внешнюю уравновешенность двига-
теля, но также способствует уменьшению внутренних
изгибающих моментов.
ГЛАВА IV
СВОБОДНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДА
1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Система валопровода в общем случае состоит из колен-
чатого вала двигателя, вала приемника энергии, соеди-
няющих их Валов и всех кинематически связанных с
ними масс, имеющих существенную величину.
Крутильные колебания возникают под действием пе-
ременных крутящих моментов (возмущающих моментов),
приложенных к каждому кривошипу двигателя, и в неко-
торых приемниках энергии от давления газов в цилинд-
рах, а также от веса и сил инерции движущихся масс.
При совпадении частот свободных (возникающих только
под действием сил упругости) колебаний и частот возму-
щающих моментов, т. е. при резонансах, амплитуды
колебаний могут стать весьма значительными. Длитель-
ная работа установки на режимах, близких к резонан-
сам, недопустима, так как колебания могут вызвать
поломку валов, муфт и других связанных с ними деталей,
повышенный износ шестерен, а также увеличить нерав-
номерность вращения вала генератора, что влечет за
собой колебания напряжения на его клеммах.
Расчет крутильных колебаний начинается с приве-
дения системы. Затем производится расчет частот и
форм свободных колебаний, определение возмущающих
моментов и моментов сил сопротивления. Далее нахо-
дят резонансные и околорезонансные действительные
амплитуды колебаний масс и напряжения, возникающие
в валопроводе, что позволяет установить запретные
(недопустимые для длительной эксплуатации) режимы
работы установки. Результаты расчета контролируются
СВОБОДНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДА
181
и уточняются замером действительных амплитуд по-
средством специального прибора — торсиографа.
Если это необходимо, расчетчиком должны
быть предложены мероприятия, гарантирующие ра-
ботоспособность установки, применение успокоителей
и пр.
Расчет крутильных колебаний необходим для каждой
вновь проектируемой или отличающейся от ранее вы-
полненной установки.
2. СОСТАВЛЕНИЕ КРУТИЛЬНЫХ СХЕМ И ИХ
УСЛОВНОЕ ИЗОБРАЖЕНИЕ
Для последующего расчета действительную систему
заменяют упрощенной (динамически эквивалентной)
крутильной схемой — это называется приведением си-
стемы. Каждую массу, длина которой не превышает
двух диаметров, считают при этом сосредоточенной (ко-
лено вала, ротор генератора, гребной винт и пр.) и
характеризуют одним параметром — моментом инерции
массы (6, кГ см • сек2), а каждый участок валопро-
вода, если он характеризуется свойствами упругой
линейной связи, — постоянной податливостью. Податли-
востью участка называется отношение угла закручи-
вания этого участка в радианах к скручивающему его
моменту в кГ см, не зависящее от величины момента.
Податливость обозначается символом е (кГ~1‘ см~1)
с индексами, указывающими на номера ограничивающих
его масс (например, ек к+1). Податливость участка равна
сумме податливостей его частей.
Крутильная схема системы состоит из ряда абсолют-
но жестких дисков бесконечно малой толщины, соеди-
ненных между собой упругими участками, условно
лишенными массы. В принятом условном изображении
(фиг. 22) крутильной схемы системы массы представля-
ются кружками (площадь которых примерно пропор-
циональна их моментам инерции); отрезки прямой
Фиг. 22. Крутильные схемы систем: а — простая; б — кольце-
вая; виг — разветвленные.
между кружками выражают упругие свойства соответ-
ствующих участков валопровода, их длина точно про-
порциональна податливости этих участков.
Все массы и участки вала, расположенные в системе
после редуктора, также заменяются приведен-
ными, для чего моменты инерции масс умножаются,
а податливости участков делятся на квадрат пере-
даточного числа редуктора.
Распределительный вал и вспомогательные агрегаты
двигателя с приводами обычно в крутильную схему
не вводятся, за исключением продувочных насосов и
нагнетателей, если кинематические связи последних
с коленчатым валом не отличаются особо большой
податливостью.
Системы с редукторами могут быть простыми и раз-
ветвленными. Кольцевые системы встречаются очень
редко (фиг. 22).
Учет участков с нелинейными свойствами см.
в работе [14], там же приведен расчет податливости
упругих муфт.
3. ВЫЧИСЛЕНИЕ ПОДАТЛИВОСТЕЙ
В соответствии с приведенным выше определением
податливость упругих соединений
находится по формулам вида
и ’
где <р — угловая деформация данного участка, U —
соответствующий ей момент упругих сил (эластический
момент).
Конкретные формулы для некоторых участков вало-
провода даны в табл. 26. Модули сдвига G при этом
принимаются: для стали — 8,1 • 105, для чугуна с
Фиг. 23. Эскиз колена вала.
пластинчатым и глобулярным графитом — 6,5 • 10s и
7,4 10s, для бронзы — 4,8 • 10s, а для резины —
7 кГ см-2. Все размеры в см.
С погрешностью, достигающей 5—10%, податливость
колена вала вычисляется по эмпирическим формулам.
Приведем некоторые из них (обозначения указаны на
фиг. 23). Кроме того, здесь ж* = г1\ — 6*.
Формула Зиманенкопо исследованиям автора [3] дает
наилучшее приближение к действительной податли-
вости, определяемой экспериментально, и пригодна
для самых разнообразных конструкций валов, в част-
ности, имеющих большое перекрытие шеек
32 / h + Ofih^- 0,8Z2 + 0,26o^-
е~ xG \ ж2 +
Формула Коломенского машиностроительного завода
дает хорошие результаты для валов средней и большой
мощности. Она позволяет учесть форму щек.
где коэффициент к для щек любой формы, овальных и
прямых (Ь = Ьо) соответственно равен
В
, С xdx .-2 , b-f-l,5i>o —2
к = ТГйз см > к~— 2 2 с.и 2 и
J К Р 32&V
о 0
182
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 26
Податливости некоторых элементов валопровода
Формула Картера отличает-
ся наибольшей простотой, она
дает удовлетворительные ре-
зультаты преимущественно для
двигателей быстроходного типа
Эскиз элемента
Формула и способ определения податливости
(кГ~1 -см~ Ц
32 / Zi+0,8/i .
лС \ ^1
1. Вал с осевым сверлением
2. Вал с коническим сверлением
. /(б,)—/(б2).
(И3(62-61)’ ‘
... , 16/1, d-6{ . б{ '
f (6i) = — -5-Ь -гтд--arctg —
Л I 2 a-f- Ог &
0,75/2 , 1,5 Д\ p-i -1
--------см
ж2 1 hb3 I
Для выполненных двигате-
лей наиболее надежным явля-
ется экспериментальное опре-
деление податливости по дан-
ным торсиографирования.
Для грубо ориентировочно-
го определения податливости
в тех случаях, когда известны
не все размеры вала, пользу-
ются эмпирической формулой
Терских для двигателей с са-
мовоспламенением от сжатия
3. Конический вал со сверлением
32 i
е«=< — • -тт- kckh-, kc — см. случай 1
л G а4 2
оО2\ а /
' 2
11-Ю'6 .„ ,
+ 0,5 R) кГ 1 • см S
4. Цилиндрический вал произволь-
32 4/pZ , .
ного сечения —- . j см2 и
лО /4
Jp см4 — площадь и полярный момент
инерции сечения
5- Стальной вал с бронзовой обли-
, „ 32 I , , Г d4 б4 ,
ЦОВКОИ е = —+
+ Ф1(1-ЯГ1= G6p-0,5G
Ст \ / J
6. Ступенчатый вал (при г<0,1 +)
32
Лё?
При г >0,1(1! участок галтели заме-
няют конусами
7. Цилиндрический вал со шпоноч-
32 /
ными канавками е« —• —г-; dn = d—
лС d4
о
— kh (h— глубина канавки; d—диаметр
вала; к—коэффициент)
где d и б — средние для шеек
вала наружный и внутренний
диаметры. •
Податливость зубчатой пере-
дачи можно считать равной ну-
лю лишь в тех случаях, когда
перекладка зазора между зубь-
ями не имеет места. При боль-
ших колебаниях, когда ампли-
туда эластического момента
больше среднего крутящего
момента на данном участке,
передачи приобретают нели-
нейные свойства жесткого со-
единения с зазором, см. [14].
Податливости ременной и элек-
трической передач см. там же.
Податливости участков, распо-
ложенных после редуктора,сле-
дует разделить на квадрат пе-
редаточного числа i (отношение
числа оборотов данного уча-
стка вала к числу оборотов
коленчатого вала).
4. ВЫЧИСЛЕНИЕ
МОМЕНТОВ ИНЕРЦИИ МАСС
Момент инерции массы (кГх
Хсм сек2) тела произвольной
формы относительно некоторой
оси выражается интегралом,
взятым по его объему V (все
размеры в см, а массы в кГх
Хсм~1 сек2)
0= f r2dm-~— f г2 du,
v g V
СВОБОДНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДА
183
где dm и dv — элементарные
масса и объем;
г — их расстоя-
ние до оси.
Собственный момент инерции
массы тела обозначается тем же
символом с индексом с, он вы-
числяется по формулам:
для полого цилиндра массой
т с наружным диаметром d1 и
внутренним б
Oe=4-(d2+62);
о
для параллелепипеда мас-
сой т, сторонами а и в от-
носительно оси, параллельной
стороне с,
ес=-^-(«2+ь2).
Момент инерции массы от-
носительно любой другой па-
раллельной оси, удаленной на
расстояние h
0 = 0c + m*2.
Аналитическое определение
моментов инерции масс дета- .
лей по чертежам производится
путем разбивки их на тела
простой геометрической фор-
мы, моменты инерции которых
находятся по указанным здесь
и приведенным в различных справочниках формулам,
и последующего суммирования. Для деталей более
сложной формы (гребные винты, чаши гидромуфт и т. п.)
применяются различные графо-аналитические способы
[14, т. 1, стр. 25], [7, стр. 20], [16, стр. 141].
Моменты инерции выполненных деталей сложной
формы желательно определять методом качания или
методом бифилярного подвеса [14, т. 1, стр. 28—31 ],
[7, стр. 23—25].
Кинематически связанные с валопроводом движу-
щиеся детали заменяют приведенными в виде жестких
дисков, насаженных на валопровод. При такой замене
приведенный момент инерции центрального кривошип-
но-шатунного механизма определяется по формуле
0ft 0ft+0,00051 К2 [<?п-]-(2—кш) Сш]г з (90
где 0К — момент инерции массы колена;
R — радиус кривошипа;
Gn — вес поступательно движущихся деталей (пор-
шень, шток, крейцкопф);
Ош — вес шатуна;
кш — коэффициент по формуле (62).
В случае отсутствия всех необходимых данных грубо
ориентировочное определение 0Кшм с погрешностью,
не превышающей 10%, для однорядных и двухрядных
двигателей простого и двойного действия можно произ-
вести по формуле В. П. Терских (здесь она несколько
преобразована)
„ 1,25-10~5Д3Р/Г /,П1ЛГ . „л
1.4РрТ + Д +
где D — диаметр цилиндра;
Н — расстояние между цилиндрами;
Эскиз элемента
Продолжение табл. 26
Формула и способ определения податливости
(«Г** • см 1)
8. Вал с гребнями или фланцами —
расчет производится по формуле слу-
чая 6. Для фланцев принимается
по окружности болтов
9. Вал под ступицей при прессовой
посадке или шпонке — расчет произво-
дится по формуле случая 6. На длине
0,25 dt вал считают не связанным со
ступицей
d — диаметр рамовой шейки вала или средний диа-
метр шеек колена;
к — коэффициент, зависящий от отношения длины
шатуна L к диаметру поршня, типа двигателя
(в — число полостей цилиндров, приходя-
щихся на одно колено вала) и материала
поршня.
Пределы применимости этой формулы и значения
коэффициента к для двигателей с чугунными и силуми-
новыми поршнями
1,2<—^=<3,8; к = 0,25£+0,6 D Уб
пуь
и * = 0,38 L — 0,17 ПУЬ.
Приведенные моменты инерции масс КШМ для неко-
торых двигателей см. [14, приложение к т. I].
Момент инерции валопровода малой длины разносит-
ся на две части, отнесенные в концам. В случае, когда
вал имеет большую длину, его момент инерции учиты-
вается как для распределенной массы. Иногда вал
разбивается на два-три участка, моменты инерции
которых сосредоточиваются в серединах каждого из них.
Момент инерции некоторых деталей иногда характе-
ризуется маховым моментом GD2 (произведение веса
детали на квадрат удвоенного радиуса инерции q).
Если маховой момент задан в кГ • м2, то момент инерции
массы этой детали определяется по формуле
0=2,55 GD2 кГ • см- сек2.
Собственный момент инерции гребного винта 6М при
колебаниях увеличивается за счет массы увлекаемой
им воды 0в. Поэтому в расчет вводится приведенный
момент инерции гребного винта
8 = 0.11 Ч~0в-
184
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Для приближенного определения компонентов удоб-
ны формулы Кутузова
0М^28- 10-8уР5 * * В *а(а + 3);
9е 6,7 • 1О-10Д5 (а' —0,1) (а' +5),
где D — диаметр винта;
Y — удельный вес материала винта;
ff — шаг винта;
А
а = —----дисковое отношение, а коэффициент а
А Н
Более точная формула Кутузова — Яковлевой для
определения 0в здесь не приводится.
Момент инерции ротора гидромуфты обычно опре-
деляется графо-аналитическим или опытным путем.
Для учета влияния заполняющей ее воды полагают,
что последняя в количестве, находящемся между
лопатками каждой полумуфты, участвует в их колеба-
ниях как жесткое тело. Моменты инерции масс после
редуктора следует умножить на квадрат передаточного
числа.
5. БЕЗРАЗМЕРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ СИСТЕМЫ.
ОСНОВНЫЕ СООТНОШЕНИЯ
При колебаниях многомассовой системы угловое
отклонение некоторой массы с номером к от своего рав-
новесного положения обозначается символом <рй, а его
амплитудное значение /!/,.
Амплитуда эластического момента на участке к, к Д-
+ 1 при этом выражается зависимостью
р = A^+i~Ak
Для выполнения расчета в безразмерных величинах
выбираются постоянные:
0О — момент инерции масс кривошипно-шатунного
механизма (0 КШл<);
е0 — податливость одного из одинаковых колен вала;
и вычисляется так называемая постоянная
цилиндра
а = 9,55 1/ 1 кол!мин.
г 0О
Основные соотношения и параметры системы при
этом получают вид:
безразмерная податливость Ek = —ft’ ft+1- ;
безразмерная масса 0/t = -А- (это наименование
“о
является условным, так как им выражается безраз-
мерный момент инерции массы).
Безразмерная частота колебаний Д и ее квадрат Д
/ дг \2
Д = 0оео со2; Д = (— I ,
где со и Аг — круговая частота (сек1) и число колебаний
в минуту.
Безразмерная единица времени х, выражаемая через
действительное время t
т = 1,047 at.
Безразмерная амплитуда эластического момента
р — е р е 1 A-k
rh,k + l eo1l<,k+teo р
^k, k+i
Безразмерная стойкость массы
IIk = — 0*Д.
После расчета безразмерных параметров их
численные значения наносятся на крутильную
схему системы, служащую для расчета свободных
колебаний.
В рассматриваемых ниже главных свободных коле-
баниях угловые перемещения и эластические моменты
в безразмерной форме выражаются зависимостями
<p/( = aftsin(-r y д“Н-ее), (91)
ик, *+1 = \ fe+1 sin (тУ'А’+Ь).
где
a/( и — соответствующие амплитуды;
ge — начальные фазы.
6. ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧАСТОТ
СВОБОДНЫХ КОЛЕБАНИИ
Если массы крутильной схемы при визуальной оценке
концентрируются в группы, разделенные одна от другой
увеличенными против остальных податливостями, то
массы каждой группы заменяются .одной, равной
W 8*
8/0-2 8/<<-з 8/ftm
8/о-т-и
5) в/ 8% вг
l*+lz.z*l
Фиг. 24. Крутильные схемы: а, б — действительные; а', б'
их заменяющие.
сумме этих масс и расположенной на схеме в условном
центре тяжести. При такой замене преяще всего
пытаются разбить массы на две группы, что позволяет
приближенно найти значение квадрата безразмерной
частоты одноузловой формы колебаний по формуле
В случаях, когда минимальное число таких групп
равно трем, квадраты частот одноузловой и двухузловой
форм колебаний Д; и Дп находят из выражения
^} = °,5(Д1,2 + Д213) +
+ У0,25 (Д1>2 - Д2,3.)2 + (О^^з)"1 ,
где вспомогательные величины подсчитываются посред-
ством зависимостей
Л ~ ^1+^2 .
i’2
л — ^ + 0-3
2’3 ^3*2,3 ’
В этих формулах каждой из заменяющих масс при-
сваивается тот же символ й с новым индексом Ц2иЗ,
СВОБОДНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДА
185
независящим от основной нумерации на исходной кру-
тильной схеме (или со звездочкой) те же индексы исполь-
зуются для заменяющих податливостей. Примеры со-
ставления заменяющих систем указаны на фиг. 24.
Если двигатель однородный и расположен в начале
системы, то по рекомендации А. М. Каца он
заменяется одной массой, равной сумме всех его масс,
а безразмерная податливость между заменяющей и
последней из масс системы вычисляется по формуле
Е = 0,4 z — 0,5 (фиг. 24, б).
В случаях, когда система состоит из группы z равных
масс (однородный двигатель) и одной массы й
связанной с этой группой небольшой податливостью
(Ez z+1 <8,5), удобно пользоваться номограммой Сен-
чищева (фиг. 25).
7. УТОЧНЕНИЕ ЗНАЧЕНИЯ ЧАСТОТ СВОБОДНЫХ
КОЛЕБАНИИ
Точные значения частот свободных колебаний ре-
комендуется определять подбором по методу, предло-
женному и разработанному В. П. Терских [14].
В качестве параметров безразмерной системы прини-
маются податливости участков между массами Eh ft+1 и
стойкости масс Ну = — Д.
Кроме того, в последующие расчеты входят понятия
стойкости левой и правой части системы в к-li массе
—j--------; (эз>
^-1,*+яй_1 +
Фиг. 25. Номограмма для определения частот свободных колеба-
ний системы, состоящей из шести-, восьми-, десяти- и дренадцати-
цилиндрового двигателя с одной массой.
' ffi
’ +-----------------------------------------------
податливости таких частей в участке к, к + 1 —
Ek, й +1 — Е к, к +1 Н т
----4:
Ек-1,к +
Я,
1
1
Е<&+1=Ек,к+1+~-----
ffk + l+Ек + 1,к+2 +
Для приближенного определения частоты двухузло-
вой формы системы с группой масс в ее начале и одной
массой, которая связана с ней податливостью, значи-
тельно превышающей остальные, поступают следующим
образом, пользуясь приведенными выше рекоменда-
циями, определяют одноузловую частоту только для
группы масс — она оказывается близкой к двухузловой
частоте всей системы.
л р
Правые части этих выражений представляют собой
цепные дроби (отсюда название — метод цепных дро-
бей). Все эти дроби начинаются с параметра системы,
обозначенного тем же символом, что и все выражение^
а последний член представляет собой стойкость массы,
номер которой указан в верхнем индексе. Между край-
ними членами цепной дроби размещаются промежу-
точные параметры в той последовательности, в какой
они встречаются в системе (р — номер последней массы).
Основные уравнения свободных колебаний (частот-
ные уравнения) на основании приведенных выше понятий
могут быть представлены в
некоторые из них
Я^ = 0;
ЯО)(р) = Яй(1)+
различных видах. Укажем
4”,,»
Я(Р>=0;
1 _
Е(р) ~
р(Р) 0’
й+1
(94)-
(95>
186
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
г(1)(Р) _г(1) I 1 —
^k.k+i-^k.k+l^ я(р) —
Л4* 1
<»>
Три выражения (95) носят наименование частотных
уравнений p-массовой системы с надломом на Zc-й массе,
а выражения (96) называются частотными уравнениями
с надломом по участку к, к + 1.
Формой колебаний называется совокупность отно-
шений амплитуд колебаний масс системы. Форма сво-
бодных колебаний наблюдается при главных колебани-
ях, собственные частоты которых являются корнями
частотных уравнений любого вида. Число возможных
форм свободных колебаний равно числу упругих соеди-
нений между массами данной системы. Каждой форме
свободных колебаний свойственна определенная частота
а и /д. Формы свободных колебаний, подлежащие
последующему расчету, определяются крайними зна-
чениями Д по формуле -
Д = 0,011 (vn)2 воео,
куда порядок гармоничной составляющей возмуща-
ющего момента v и число оборотов вала п подставляются
один раз в их минимальных (0,5 ч-l), а другой раз —
в их максимальном значении (10).
После определения их приближенных значений по
способам, указанным в предыдущем параграфе, эти
частоты уточняются методом подбора по специальным
табличным формам.
стрелками. Обратные величины второй строки находятся
с помощью табл. 28. Числа третьей строки предста-
вляют собой алгебраическую сумму расположенных
над ними чисел. Если заданное значение Д' удовлетво-
ряет уравнению, то Н^ (последняя величина третьей
строки) оказывается равной нулю. Местонахождение
узлов определяется на тех участках между массами,
где знаки в первой — третьей строках чередуются
в последовательности Ч---+ (по вертикали).
Если после заполнения трех строк таблицы ока-
зывается, что число узлов соответствует рассчитывае-
мой форме колебаний, а Н^ > 0,то с целью дальнейшего
уточнения значения Д' нужно увеличить, а если Н^ <
<0 — уменьшить.
Если число узлов меньше требуемого, то Д' следует
увеличить.
Расчет безразмерных амплитуд колебаний масс (чет-
вертая строка таблицы) и эластических моментов (пятая
строка) производится только после того, как уточнение
Д достигнуто и|Я^1}|<| 0,01 Нр на основании формул
ах = 1, 6Z Z+1 = azZT^\ az+J = 6Z z+1E^z+J. (97)
Расчет производится в последовательности, указан-
ной стрелками, при этом Н^ = Ну
Для случаев, когда в начале системы расположена
группа z одинаковых масс, связанных одинаковыми
податливостями, условно называемая в дальнейшем
группой равных масс, подбор Д можно существенно
упростить, заимствуя величину стойкости системы ,
Таблица Z]
Таблица Терских (без надлома) для системы из трех масс
1 2 3
Параметры системы //] == — Д' । | £|. 2 Т | Н 2— — 1 , Е2, з |
Обратные величины i । । I i 1. 2 1 X L П2 1 Z 1_ 1 1 >2, 3 । |
Стойкости и податливости системы X Z £(|> 1 ъ1, 2 • X 1 \ й: to- X гч I S3 ~ СО АА— Л 3
Безразмерные амплитуды а, = 1.00 ч < / X см о Z X ' S х \ \ «г ' \
Безразмерные эластиче- ские моменты 61.2 \ 4 / й2, 3
Табличная форма (табл. 27) заполняется для под-
бора корня частотного уравнения (94). В первой стро-
ке этой формы размещаются параметры системы Ну и
Еу v+1 (у — текущий номер массы) в той последова-
тельности, в какой они встречаются в крутильной
схеме. При этом стойкости масс Ну подсчитываются
для заданного Д', а соответствующие столбцы нуме-
руются так же, как массы. Дальнейшие вычисления во
второй и третьей строках соответствуют определе-
нию численного значения цепной дроби Я^ формула
(93), т. е. начинаются с последнего (нижнего) члена
дроби Ну Последовательность вычислений указана
состоящей из группы равных масс, из табл. 29. Если
в общем случае число столбцов таблицы равно числу
элементов (О и Е) системы, то, пользуясь табл. 29,
сокращаем ее на 2z — 2 столбца.
Если в пределах группы равных масс при данном
Д имеется узел, то его можно обнаружить в табл. 29
по числу перемен знака величины Я^в соответствующей
строке от Н^ (в таблице отсутствует) до принятого зна-
чения. При этом следует иметь в виду, что Я^ всегда
меньше нуля.
Обратные величины
Таблица 28
100 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 200 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9
00 — 990 980 971 962 952 943 935 926 917 00 500 498 495 493 490 488 485 483 481 478
10 909 901 893 885 877 870 862 855 847 840 10 476 474 472 4 i69 467 465 463 461 459 457
20 833 826 , 820 813 806 800 794 787 781 775 20 455 452 450 448 446 444 442 441 439 437
30 769 763 758 752 746 741 735 730 725 719 30 435 433 431 429 427 42С 424 422 420 418
40 714 709 704 699 694 690 685 680 676 671 40 417 415 413 412 410 405 407 405 403 402
50 667 662 658 654 649 645 641 637 633 629 50 400 398 397 395 394 392 391 389 388 386
60 625 621 617 613 610 606 602 599 595 592 60 385 383 382 380 379 377 376 375 373 372
70 588 585 581 578 575 571 568 565 562 559 70 370 369 368 66 365 364 362 361 360 358
80 556 552 549 546 543 541 538 535 532 529 80 357 356 355 353 352 351 350 348 347 346
90 526 524 521 518 515 513 510 508 505 503 90 345 344 342 341 340 339 338 337 336 334
300 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 400 0 2 4 6 8 500 0 2 4 6 8
00 333 332 331 330 329 328 327 326 325 324 00 250 249 248 246 245 00 200 199 198 198 197
10 323 322 321 319 318 317 316 315 314 313 10 244 243 242 240 239 10 196 195 195 194 193
20 313 312 311 310 309 308 307 306 305 304 20 238 237 236 235 234 20 192 192 191 190 189
30 303 302 301 300 299 299 298 297 296 295 30 233 231 230 229 228 30 189 188 187 187 186
40 294 293 292 292 291 290 289 288 287 287 40 227 226 225 224 223 40 185 185 184 183 182
50 286 285 284 283 282 282 281 280 279 279 50 222 221 220 219 218 50 182 181 181 180 179
60 278 277 276 275 275 274 273 272 272 271 60 217 216 216 215 214 60 179 178 177 177 176
70 270 270 269 268 267 267 266 265 265 264 70 213 212 211 210 209 70 175 175 174 174 173
80 263 262 262 261 260 260 259 258 258 257 80 208 207 207 206 205 80 172 172 171 171 170
90 256 256 255 254 254 253 253 252 251 251 90 204 203 202 202 201 90 169 169 160 168 167
600 0 2 4 6 8 700 0 2 4 6 8 800 0 2 4 6 8 900 0 2 4 6 8
00 167 166 166 165. 164 00 143 142 142 142 141 00 125 125 124 124 124 00 111 111 111 110 110
10 164 163 163 162 162 10 141 140 140 140 139 10 123 123 123 123 122 10 110 .110 109 109 109
20 161 161 160 160 159 20 139 138 138 138 137 20 122 122 121 121 121 20 109 108 108 108 108
30 159 158 158 157 157 30 137 137 136 136 136 30 120 120 120 120 119 30 108 107 107 107 107
40 156 156 155 155 154 40 135 135 134 134 134 40 119 119 118 118 118 40 106 106 106 106 105
50 154 153 ' 153 152 152 50 133 133 133 132 132 50 118 117 117 117 117 50 105 105 105 105 104
60 152 151 151 150 150 60 132 131 131 131 130 60 116 116 116 115 115 60 104 104 104 104 103
70 149 149 148 148 147 70 130 130 129 129 129 70 115 115 114 114 114 70 103 103 103 102 102
80 147 147 146 146 145 80 128 128 128 127 127 80 114 113 113 ИЗ ИЗ 80 102 102 102 101 101
90 145 145 144 144 143 90 127 126 126 126 125 90 112 112 112 112 111 90 101 101 101 100 100
СВОБОДНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДА
188
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕ0
Таблица 29
Стойкости системы по группе равных масс Н<^
А в(1) 4 я(5° 4° Я(О
0,0010 —0,00300 —0,00401 —0,00503 -0,00605 —0,00709 —0,00814 —0,00921
0,0011 —0,00330 —0,00441 —0,00553 -0,00666 —0,00781 -0,00897 -0,01015
0,0012 —0,00360 -0,00482 -0,00604 —0,00728 -0,00853 —0,00980 -0,01110
0,0013 —0,00391 —0,00522 -0,00655 —0,00789 -0,00926 —0,01064 -0,01206
0,0014 —0,00421 —0,00562 —0,00705 —0,00851 —0,00998 —0,01148 -0,01302
0,0015 —0,00451 -0,00603 -0,00756 —0,00912 —0,01071 —0,01232 —0,01398
0,0016 —0,00481 —0,00643 -0,00807 —0,00974 -0,01174 —0,01317 -0,01495
0,0017 —0,00511 —0,00684 —0,00858 ' —0,01036 —0,01217 -0,01402 —0,01592
0,0018 -0,00541 -0,00724 —0,00909 —0,01098 —0,01290 -0,01485 —0,01689
0,0019 —0,00572 —0,00765 —0,00960 -0,01160 —0,01363 -0,01571 —0,01787
0,0020 —0,00602 —0,00805 —0,01012 -0,01222 -0,01437 —0,01658 —0,01886
0,0022 —0,00662 -0,00886 —0,01115 -0,01347 —0,01586 —0,01832 —0,02086
0,0024 —0,00723 —0,00968 —0,01218 -0,01474 —0,01735 —0,02006 —0,02286
0,0026 -0,00783 -0,01050 —0,01321 -0,01603 —0,01984 —0,02182 —0,02488
0,0028 —0,00844 —0,01131 —0,01424 —0,01723 -0,02034 -0,02358 —0,02694
0,0030 —0,00904 —0,01213 -0,01528 -0,01853 —0,02186 —0,02536 -0,02902
0,0032 —0,09665 -0,01294 —0,01632 —0,01984 —0,02338 —0,02720 -0,03110
0,0034 —0,01026 -0,01376 —0,01736 —0,02106 —0,02492 -0,02894 —0,03220
0,0036 —0,01086 -0,01458 —0,01841 —0,02236 —0,02646 —0,03078 —0,03534
0,0038 —0,01147 —0,01541 —0,01946 —0,02366 —0,02802 —0,03264 -0,03752
0,0040 —0,01208 —0,01623 -0,02050 —0,02492 -0,02956 —0,03448 -0,03970
0,0042 —0,01269 —0,01705 —0,02154 —0,02622 —0,03112 -0,03634 —0,04192
0,0044 —0,01330 -0,01788 —0,02260 -0,02752 —0,03270 —0,03822 —0,04414
0,0046 —0,01391 —0,01870 —0,02366 —0,02884 —0,03428 —0,04112 —0,04638
0,0048 -0,01452 —0,01953 —0,02472 -0,03014 -0,03588 —0,04202 —0,04866
0,0050 —0,01513 —0,02036 -0,02578 -0,03146 -0,03748 -0,04394 -0,05095
0,0055 —0,01665 —0,02244 —0,02846 -0,03478 —0,04154 —0,04884 —0,05680
0,0060 —0,01818 —0,02452 —0,03114 -0,03814 -0,04564 —0,05380 -0,06285
0,0065 —0,01971 —0,02662 —0,03384 -0,04152 —0,04980 -0,05890 -0,06910
0,0070 -0,02124 —0,02872 —0,03656 —0,04494 -0,05405 —0,06405 -0,07555
0,0075 —0,02278 —0,03082 -0,03930 —0,04840 -0,05835 —0,06950 -0,08220
0,0080 -0,02432 —0,03292 —0,04206 -0,05190 —0,06275 -0,07495 —0,08905
0,0085 -0,02588 —0,03504 -0,04484 -0,05545 -0,06720 —0,08055 —0,09610
0,0090 —0,02742 -0,03718 —0,04762 -0,05900 —0,07170 -0,08625 —0,1034
0,0095 —0,02896 —0,03932 —0,05045 —0,06260 —0,07630 —0,09210 —0,1110
0,0100 —0,03052 -0,04148 —0,05325 -0,06625 -0,08095 -0,09810 —0,1188
0,011 -0,03362 -0,04580 -0,05900 —0,07370 -0,09055 -0,1106 -0,1353
0,012 —0,03674 -0,05015 -0,06480 -0,08130 -0,1005 —0,1236 —0,1531
0,013 —0,03988 -0,05450 —0,07070 -0,08905 —0,1108 -0,1375 -0,1724
0,014 —0,04302 -0,05895 —0,07665 -0,09700 -0,1214 -0,1521 -0,1934
0,015 -0,04618 -0,06340 —0,08270 -0,1051 —0,1325 —0,1677 -0,2164
СВОБОДНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДА
189
Продолжение табл. 29
А н'ь0 «О ) нШ н(1)
0,016 —0,04934 —0,06790 —0,08885 —0,1135 —0,1440 -0,1842 —0,2418
0,017 -0,05250 —0,07245 —0,09510 —0,1221 -0,1560 —0,2018 —0,2698
0,018 —0,05570 -0,07700 —0,1014 —0,1309 —0,1686 —0,2208 —0,3012
0,019 —0,05890 —0,08160 —0,1078 —0,1399 —0,1817 —0,2410 —0,3364
0,020 -0,06410 —0,08625 -0,1143 —0,1492 -0,1953 —0,2628 —0,3764
0,022 -0,06855 -0,09560 —0,1278 -0,1684 —0,2244 —0,3114 —0,4742
0,024 -0,07505 —0,1052 —0,1416 —0,1888 —0,2568 —0,3694 -0,6100
0,026 —0,08160 -0,1149 -0,1558 —0,2104 —0,2926 -0,4396 -0,8105
0,028 —0,08822 -0,1248 -0,1705 —0,2336 —0,3326 -0,5265 —1,140
0,030 -0,09490 -0,1349 —0,1858 —0,2582 —0,3780 —0,6880 —1,792
0,032 —0,1016 —0,1451 —0,2016 -0,2846 -0,4300 -0,7865 —3,714
0,034 —0,1083 -0,1555 —0,2180 —0,3130 —0,4896 —0,9930 -146,1
0,036 -0,1151 —0,1661 —0,2352 —0,3436 -0,5595 -1,306 +4,232
0,038 —0,1220 —0,1769 —0,2530 —0.3768 —0,6425 —1,834 +2,160
0,040 —0,1289 —0,1880 —0,2716 —0,4116 —0,7425 -2,948 +1,479
0,042 —0,1359 —0,1993 -0,2908 -0,4522 -0,8675 —6,590 +1,137
0,044 • -0,1429 —0,2108 -0,3110 -0,4954 —1,026 +39,42 +0,9330
0,046 -0,1’500 -0,2224 —0,3322 -0,5435 —1,236 +5,190 +0,7900
0,048 -0,1572 —0,2346 * -0,3544 —0,5965 —1,528 +2,848 +0,6920
0,050 —0,1644 -0,2468 —0,3774 -0,6565 —1,961 +1,991 +0,6155
0,055 —0,1826 —0,2784 -0,4408 -0,8435 —5,440 +1,170 +0,4842
0,060 -0,2014 . —0,3120 -0,5135 —1,116 +9,545 +0,8450 +0,3980
0,065 —0,2204 —0,3478 -0,5980 -1,553 +2,742 +0,6680 +0,3354
0,070 —0,2400 —0,3858 —0,6980 —2,382 +1,657 +0,5535 +0,2864
0,075 —0,2600 -0,4262 —0,8180 —4,568 +1,§05 +0,4716 +0,2454
0,080 —0,2804 —0,4698 —0,9660 -28,18 +0,9565 +0,4090 +0,2102
0,085 -0,3014 -0,5165 -1,153 +7,455 +0,7965 +0,3584 +0,1789
0,090 —0,3230 —0,5670 -1,399 +3,420 +0,6835 +0,3160 +0,1501
0,095 -0,3450 -0,6215 —1,738 +2,260 +0,5980 +0,2792 +0,1233
0,100 —0,3676 -0,6815 —2,238 +1,708 +0,5310 4-0,2468 +0,0979
0,11 —0,4148 —0,8190 -4,628 +1,166 +0,4282 +0,1898 +0,0495
0,12 -0,4648 -0,9885 -84,95 +0,8920 +0,3514 +0,1400 +0,0028
0,13 -0,5180 -1,204 +5,775 +0,7225 +0,2894 +0,0944 —0,0437
0,14 -0,5740 -1,489 +2,906 +0,6040 +0,2366 +0,0513 —0,0912
0,15 —0,6345 —1,888 +1,976 +0,5140 +0,1895 +0,0093
0,16 —0,6995 -2,490 +1,511 +0,4418 +0,1464 —0,0323
0,17 -0,7695 —3,508 +1,229 +0,3814 +0,1060 —0,0741
0,18 -0,8455 -5,640 +1,036 +0,3286 +0,0674 —0,1169
0,19 -0,928 —13,04 +0,8930 +0,2818 +0,0299 —0,1610
0,20 -1,018 +55,65 +0,7825 +0,2390 —0,0104
0,22 —1,228 +5,160 +0,6175 +0,1618 —0,0807
0,24 —1,491 +2,769 +0,4968 +0,0919 -0,1558
190
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Продолжение табл. 29
А „(1) 4 □ н(1) в(1) 8 9
0,26 —1,833 + 1,941 +0,4000 +0,0257 —0,2348
0,28 —2,300 +1,489 +0,3182 —0,0386 —0,3202
0,30 —2,984 +1,204 +0,2464 -0,1024
0,32 —4,095 +1,003 +0,1808 -0,1669
0,34 —6,240 +0,8510 +0,1197 —0,2330
0,36 —12,26 +0,7285 +0,0615 —0,3020
0,38 -140,2 +0,6270 +0,0054 —0,3746
0,40 +15,60 +0,5400 —0,0494
0,42 +7,515 +0,4626 —0,1037
0,44 +4,992 ' +0,3932 —0,1578
0,46 +3,746 +0,3294 —0,2122
0,48 +3,042 +0,2724 —0,2658
0,50 +2,500 +0,2142
0,55 +1,745 +0,0857
0,60 +1,309 +0,0331
0,65 +1,014 +0,1466
0,70 +0,7920 +0,2580
0,75 +0,6135 +0,3698. -
В процессе подбора значение Целесообразно
наносить на график = /(Д), что позволяет лучше
(используя интерполяцию) ориентироваться в процессе
последовательных приближений к требуемому резуль-
тату. Упомянутая функциональная зависимость здесь
всегда имеет вид разрывной функции, состоящей из
р — 1 кривых, имеющих вид тангенсоид, производные
которых всегда отрицательны (кривые стойкости
Фиг. 26. Кривые стойкостей системы из
четырех масс.
системы см., например, на фиг. 26). Асимптоты смежных
кривых совпадают. Расстояние между асимптотами
кривой стойкости (каждая кривая соответствует колеба-
нию с определенным числом узлов) может быть весьма
малым. В этом случае, даже несмотря на незначительное
приращение Д (в процессе подбора его истинного зна-
чения) не получается достаточно близким к нулю,
что вынуждает перейти к подбору на основании частот-
ного уравнения (95).
При этом выбирается надлом системы по некоторой
массе с номером к (обычно одна из наименьших масс
или последняя масса двигателя). Расчет производится
по табл. 30, которой часто приходится пользоваться.
Иногда надлом производят в том месте системы, где
предполагается расположить привод торсиографа.
При уточнении Д по этой таблице первая строка
заполняется параметрами системы, как описано выше,
Столбец под fc-й массой выделяется жирными вертикаль-
ными линиями. Заполнение второй и третьей строк
таблицы левее выделенного столбца производится
1
как в табл. 27, до величины —тут-. Дальнейшие вычи-
Ek-i,k
сления продолжаются со'стойкости последней массы Нр
в последовательности, указанной стрелками, до под-
1
счета величины - . .—— в столбце под Яд.
£fe,fe+l
Суммируя три числа этого столбца, в соответствии
с выражением (95) находим которое записы-
вается в третьей строке последнего столбца.
Если в процессе уточнения Д встречаются трудности,
о которых сказано выше, то надлом производится на
другой массе. Определение местовахождения узлов
производится на основании отмеченного выше чередо-
вания знаков в столбцах под податливостями. Так как
кривые стойкости системы на любой массе имеют оди-
наковый характер, то выбор Д для следующего прибли-
жения подчиняется тем же указаниям.
СВОБОДНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДА
191
Таблица Терских (с надломом по /r-й массе)
После того как истинное значение Д найдено, для
части таблицы левее места надлома безразмерные ам-
плитуды свободных колебаний определяются в чет-
вертой и пятой строках по формулам (97), а для осталь-
ной части таблицы—по формулам (начиная с aft)
^,7—1,V s °~U—1
«г/ (Р) и Ъу-1, у = — ’
У у— 1, У
при этом н<,р) = нр.
Последовательность вычислений указана стрелками.
Пример 5. Определение частоты свободных
колебаний одноузловой формы четырехмассовой си-
стемы. Дано: $х = $2 = $3 = 1; $4 = 6; £12 = Е2 3 =
= 1; £34 = 19.
Заменяя группу равных масс одной массой $*, распо-
ложенной в их условном центре тяжести, находим:
$* = 3; £Х14 = 19 +1 =20.
Приближенное значение Д находим по формуле (92)
ф*+$4 . 3 + 6
3-6-20
0,025.
После заполнения трех первых строк табл. 31, на-
ходим, что при Д' = 0,026 — = 0,008. Не доби-
ваясь лучшего приближения (а это следовало бы
сделать), в двух нижних строках таблицы определяем
безразмерные амплитуды и эластические моменты.
Таблица 31
К расчету четырехмассовой системы
(без надлома) 12 3 Узел 4
-0,026 1 —38,5 —37,5 -0,02b -0,0267 -0,052? 1 —19 -18. -0,026 -0,0556 —0,0816 19 -12,55 6,75 —0,156 0,148 -0,008
1,000 -0,026 0,974 —0,0514 0,925 -0,0755 -0,510
Пример 6. Определить частоту свободных колеба-
ний двухузловой формы системы, состоящей из шести-
цилиндрового однородного двигателя, шестерни вало-
поворотного устройства и гребного винта. Дано:
=Ф2 = ...=$в = 1;Ф7 = 1>62; $8 = 8,7; Е12 =
= Е2 3 = ... =. £5 6 = 1; £6 7 = 1,03; £7 8 = 14. При-
ближенное значение Д' = 0,18.
Заполняем по три строки таблицы Терских без над-
лома (табл. 32, № 1 и № 2) при значениях Д' = 0,18 и
д" = 0,19. Значения стойкостей системы при этом
заимствуем из табл. 29. Замечая, что обе эти величины
при меньших значениях z меняют знак, устанавливаем,
что в обоих случаях в пределах группы равных масс
наблюдается узел, а потому численные значения этих
величин записываем в табл. 32 с буквой у (узел). За-
полнив таблицы, устанавливаем, что двухузловая форма
обнаруживается только при Д" = 0,19, а потому
следующее приближение производим при значении Д =
= 0,186, более близком к последнему. Так как прираще-
ние Д на 0,01 влечет за собой изменение формы колеба-
ний, то следующую таблицу выполняем с надломом
на массе 7.
192
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 32
К расчету восьмпмассовой системы
6 (без надлома) 7 8 6 (с надломом) 7 узел 8
1) Д'=0,18 Я(61) = 0,329 у 1,03 3,04 4,07 -0,282 0,246 —0,036 14,00 -27,8 — 13,8 -1,56 -0,07 —1,63 3) А =0,186 1,03 3,32 -0,302 0,230 14,00 —0,617 — 1,62
2) (Узел) -1,66 jH^1) = 0,301 у 4,35 0,074 - 1 —13,4 +0,002 1
А" =0,19 1,03 -0,308 14,00
В(^ = 0,282 у 3,55 4,58 0,218 —0,090 — 11,10 2,90 0,34 -1,32
Таблица 3
Таблицы Терских (с надломом на шестой массе) к расчету семимассовой системы
а) б)
5 6 узел 7 - 6 'узел 7
-0,38 1 | -0,38 3 —1,52
— 185 1 0,0054 -0,652 —
Я<5‘) = 0,0054 У 186 | 0,426 - - 2,348 +0,051
-0,4 1 —0,4 3 -1,6
—20,2 —0,052 я —0,625 —
Я(51) = -0,0494у -19,2 +0,42 - — 2,375 —0,032
и)
1 2 узел 3 4 5 6 узел 7
—0,393 1 -0,393 1 —0,393 1 -0,393 1 —0,393 1 -0,393 3 —1,576
— -2,54 -0,649 —0,96 25,000 0,0407 0,961 1,76 0,362 —32,3 -0,0319 -0,635 —
-1,54 -1,042 0,04 24,607 1,0407 0,568 2,76 —0,031 —31,3 0,423 2,365 —0,0019
— 1,018 — —0,614 — +0,0257 — +0,658 — +1,03 — а6 = +1 — -0,268
— +0,40 — +0,64 — +0,633 — +0,374 — —0,032 — -0,423 —
Ввиду отсутствия значения стойкости группы равных
масс для А = 0,186, находим Я<1} посредством интер-
поляции. Заполнение таблицы убеждает нас в том, что
корень частотного уравнения найден с достаточной
точностью, интерполяцию целесообразно производить
построив график = f (А) по трем-четырем доста-
точно близким точкам.
Пример 7. Определение частоты и безразмерных
амплитуд колебаний двухузловой формы для семимас-
совой системы, состоящей из однородного двигателя
6Д и генератора. Дано: = й2 = ••• = д6 = 1; Е12 =
= Е2,3 = •” = Б5,6 = ^6,7 = 3’ = 4-
Приближенное значение квадрата безразмерной
частоты — А = 0,4.
Составляем табл. 33,а и 33, б с надломом па шестой
массе для значений А = 0,38 и А = 0,4. Убеждаемся,
что истинное значение А лежит в принятых пределах.
Составляем окончательную табл. 33, в для А = 0,393
и, установив, что значение остатка близко к нулю, за-
вершаем ее двумя строками, где находим безразмерные
амплитуды свободных колебаний.
РЕЗОНАНСНЫЕ И ОК0ЛОРЕЗОНАНСНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДОВ
193
ГЛАВА V
РЕЗОНАНСНЫЕ И ОКОЛОРЕЗОНАНСНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ
ВАЛОПРОВОДОВ 1
1. ВОЗМУЩАЮЩИЕ МОМЕНТЫ
Вынужденные крутильные колебания возникают в
системе под действием возмущающих моментов от сил
давления газов в цилиндрах двигателей (Мг), от сил
инерции поступательно движущихся масс КШМ (Ми),
от сил тяжести деталей КШМ (Мт) и от приемника
анергии (Мв).
Амплитуды гармонических составляющих возмуща-
ющих моментов каждого порядка v, имеющие суще-
ственную величину, геометрически складываются. При
этом вектор суммарной амплитуды возмущающего мо-
мента определяется по величине (Mv) и направлению
(4>v). Начальная фаза v-й гармоники А-го цилиндра i|>feV
находится в зависимости от угла поворота соответству-
ющего кривошипа между вспышками в первом и А-м
цилиндрах т. е. = фу + vg1>ft.
Амплитуды ’ Mv г и начальные фазы 4’v г гармоник
возмущающих моментов от сил давления газов цилинд-
ров простого действия в однорядных двигателях
определяются по эмпирической формуле Терских. Для
этого поступают так.
1. Находят среднее эффективное давление ре при
заданном числе оборотов двигателя п в зависимости
от одноименных параметров рен и Пн, соответствующих
номинальному режиму (здесь и ниже все давления
в кГ
Для стационарных двигателей: при пуске и разгоне
(га = 0 4- 0,5 п-3 — ре Рен, при холостом ходе pt =
= 0; при остальных режимах ре пропорционально
нагрузке двигателя.
Для судовых двигателей: при пуске (п = 0 -? 0,3 Пн) —
Ре = Рен, при остановке и остальных режимах (п =
= 0,3 гак 4- 1,2 Пн); для обычной винтовой и катерной
характеристик
/ п п
Ре= ——I Рен И Ре=— Рен-
\ пн / пн
2. В зависимости от величины механического к. п. д.
при номинальном режиме т]мн определяется среднее
давление механических потерь рмех = Pi — ре-
п / п \
Рмех 0,6 + 0,45 —— 11,2 -J- — IX
Пк \ «Н /
X f ——рен _ 0,б ] кГ • см~2.
\ Т|мн )
3. Находя вспомогательную величину х = р~^(ре~\~
-f-0,3pMex), давление сжатия для двигателей с надду-
вом принимают из зависимости ра = а-\-Ъ (п/пк)2, где
при поршневом нагнетателе а := 30 и b = 5, при рота-
тивном а = 28 и Ъ — 10, а при центробежном а=6=27.
4. Отложив х на крайних шкалах номограммы фиг. 27,
находят коэффициент yv и начальную фазу ipv_, = ipv
и вычисляют амплитуду гармоники по формуле
1 В составлении этой главы принимал участие В,. Б. Деми-
доввч.
13 Заказ 1630.
где т = 2 для двухтактных и т = 4 для четырехтакт-
ных двигателей;
D и Л —диаметр цилиндра и радиус кривошипа, см.
Амплитуда гармонической составляющей возмуща-
ющего момента от сил давления газов может подсчи-
тываться также по формуле
Mv г = 0,25 л D2Rc^ кГ • см,
где су — гармонический коэффициент, значения которо-
го заимствуются из различных источников
- [14], [12] для двигателей такого же типа.
Амплитуды возмущающих моментов от сил инёрции
поступательно движущихся масс КШМ обычно учиты-
ваются только для четырех первых порядков
М1и= 1,02 Ап2; Л/2и=2,04 п^; М3и = 2,8Ап2;
Af4u = A Ап2,
где все величины в кГ • см, а коэффициент А опреде-
ляется по формуле
А = 28• 10—7 А (Сп + кшСш) R% кГ-см - мин2.
Все величины имеют здесь те же значения, что и в фор-
муле (90), а А = -j- . Начальная фаза гармоники пер-
вого порядка и = 0°, а u = Ч'з u = Т4 u = 180°.
Возмущающие моменты от сил тяжести деталей
КШМ учитываются только для малооборотных двига-
телей тяжелого типа. При вертикальном расположении
цилиндров амплитуды этих моментов для двух первых
порядков
= + + кГ-см
® ^2т=®’^ R кГ - см,
а их начальные фазы т = Чг2 т = 0°. Св = вес колена
приведенный к оси шатунной шейки.
Порядки гармонических составляющих возмущающих
моментов от сил тяжести и сил инерции не зависят
от тактности двигателя, а для составляющих от сил
давления газов имеют значения: v = 1, 2, 3... — для
двухтактных двигателей и v =1/2, 1,11/2, 2, 21/г,... — для
четырехтактных.
Безразмерная (суммарная) амплитуда возмуща-
ющего момента v-ro порядка обозначается символом
Mv, она находится через постоянную е0
Mv = e0Mv.
Если в качестве приемника энергии установка вклю-
чает в себя какой-либо поршневой агрегат (компрессор,
водяной насос), то, как и во всех тех случаях, когда
приемник энергии потребляет неравномерный крутящий
момент, последний необходимо подвергать гармони-
ческому анализу. Разложение крутящего момента на
гармонические составляющие производится арифмети-
ческими или графо-аналитическими способами [14],
[7].
Амплитуды гармонических составляющих возму-
щающего момента от неравномерного сопротивления
194
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
воды при вращении гребного винта
обычно не учитываются, так как
составляют не более 5—7% от сред-
него крутящего момента. Их период
равен или превышает в два-три
раза отношение периода одного
оборота винта к числу его лопастей.
Эти возмущающие моменты могут
возбуждать колебания лишь в части
системы между гребным винтом и
муфтой, не передающей крутильных
колебаний от двигателя.
Текущее значение возмущающего
момента на массе с индексом у,
которое обозначается символом
М*, выражается зависимостью
М*у = Му sin (vco «+YV).
Его действительная Му и безразмер-
ная Му амплитуды в последующих
расчетах выражаются в комплекс-
ной форме
Му = Му (cos Ту + i sin Ту);
Му = е0Му = Му (cos Ту 4-i sin Ту).
Работа возмущающих моментов
одного порядка v от р цилиндров
ДЛухтактный цикл Четырехтактный цикл о
&=1+ -тг =11^&
Л=^=лД2-О,Э
"ч
ш10~А
tot
5l'r = MCp+£M’Jr,
МуГ-ТЛ D2Rpcyv кГ• см ; Муг = Mvr stn( \)a>t+%r) к Г- см
0,4_
-q О/2-i 0,13 ~]
0,13
0,06 0,048 О039
°’— °’09~
0,03j2
о,озо2
0,0292
0,02822
0,0272
0,02(г
qo2tr
0,12- °’flz
-2 WIl
0,з1 W°2
0,092
0,012
0,012
0,0(2
0,052
0,04г
0,032
0,2 ~
0,1 -
при расчете резонансных колебаний^!
за одно колебание в общем случае
вычисляется по формуле
г.
0
0,02
WM= Я
У
y—i
«о
X кГ-см.
Здесь в первом равенстве для
яснения физического смысла явле-
ния указывается сумма работ еди-
ничных моментов, а во втором —
расчетная формула, включающая
в себя безразмерную амплитуду
резонансного возбудителя М^^ ,
которая представляет собой отноше-
ние безразмерной работы всех воз-
мущающих моментов к увеличенной
в л раз резонансной амплитуде не-
которой массы с номером t, т. е.
по-
4=0,5
М(1)(Р)_ eoWM
4 Рез л At
о,Ц2 о,12
о,ю-
0,092
0,08-
о,от2
о,об2
005-
0,04~
/
0,10
0,09_
0,08
0,07~
0,0£
0,05~
0,102
009-
0,08-
0,0Г2
0,06-
0,05-
~ 0,07_1
0055-
0,0412
0,3 *
0,08-
0,07 -
0,06-
0,052
0,061г
0,06-
005 -
0,055
0,035_
0,0402
0,045^
0,052
0,0452
0,0401
0,035-.
0,0402
0,0352
0,025-
0,2.
0,030'
0,1 -
0,025
0,020-
0,03_
0,021_z
0,021_
0,017 ~
0
1,5 2 2,5 3 3,5 4 4,5 5
v = 0,5
0,4 62°30‘
°,L_ 62 -
0,2
0,1
О ~
1
а4
3Q2
50-
О
25°
26_
27
25г
20j
о1^
1,5
1°
з~
5_^
7^
8_
7 -
5_г
oZ3
2
Ю\
5
°—
+30[_
0_
(98)
Если двигатель расположен в начале системы и может
быть представлен в виде группы z равных масс, то все
возмущающие моменты заменяются эквивалентным
возбудителем группы равных масс с безразмерной ам-
плитудой МУ\ приложенным к первой массе двигателя.
Ее относительная величина (отнесенная к модулю Mi
комплексной амплитуды возмущающего момента, при-
ложенного к первой массе) обозначается \ При этом
М(1)
z Mi
и Mj1) W = — |м<4) а I а I .
1 Рез af I z at 1 z 2 ‘
¥уг
2,5
15
10
3 3,5
. -25°
•202
15°:-
20
4 45
~3Q° . -зо°
- ^1-30-1
5
02
10_
51
о Я о_
5
15__
ю
0_2
: -75
20а-
-20
0,3.
70_
О
-/5S
10 d-fl ;
oil _J
02
o,L_
022
Для таких систем амплитуда резонансного возбуди-
теля вычисляется на первой массе, амплитуда которой
принимается равной единице, т. е. at = сц = 1
I М/ резР) at I = I Mt ™зР) |a -1 = М1 i "'z1’ “z | •
Работа резонансного возбудителя за одно колеба-
ние, равная работе всех возмущающих моментов, при-
ложенных к группе равных масс, находится из выра-
жения
= 72 Mtlpe3P)Atpe3=~ М^реХ1’ “г кГ см,
куда вместо комплексных величин М^р^ и тА'> входят
их модули и
Входящее в последнее выражение произведение
az вычисляется на основании зависимости
РЕЗОНАНСНЫЕ И ОКОЛОРЕЗОНАНСНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДОВ
195
°’4 0,021_
0,025-1 .
— z 0,020=
0,0173 ппш2и’0^ 0,010 0,0085,
’-- u^uiy -
0,0055
0,9_
0,020-
0,3 =
: 0,0237
0,0227
0,0217
0.0207
0.019 -
0.018-
0,017-
0,016-
0,015-
0,019-
0,016 -
0.2
0,1 -
0
и положить Tj = 0, что позво-
ляет привести расчетную зави-
симость (99) к виду
Z
rr№ )a.
у = 1
0,0№ =
0,0181
0,0177
0,0167
0,0157
0,019^
0,013^ ,
0,0122 '
0,0114
0,015
0,OJ9_
0,013_
0;0_12_
0,0J1_
0,010
0,009
0,013-
0,012
0,011
0,010_
0,009_
+ isin vg, v) ctv| =
0,3
0,0061-0,009^
0,007- 0,006 - з
= I 0,005 -
0,2 -
- 0,0095= 0.008 -
0,011 - —? ---------
- 0,0092
0,010 77 0,0084
0,008j
0,0075\
0,0072
0.00657
0,006 Ё
0,00552
0,005;
0,009-
0,008 =
0,008 -
0,007 =
0,006-
V—5,5 6 6,5 7 7,5
У=5>5 6
°’ЁД-30
0,2_
-\~35_
О -
6,5
~52
О
0,1
0___
~25_2
~20_7
~10_ =
0_2
-30_7
-25_7
-2q_2
~io у
- -35 -
30
'20_=
10 -
0~4
при v >10 yv
0,0075
0,0065^ 0'0055_
0.007-
0,00657
0,0057
0,00551
0,0057
0,0095= (
0,009 ='
0.0055=
0,0057
0.00957
0,0097
0,00357
0003 7
0.0095-
0,009 71
0,00357
0,0037 t
q00257
0,009=
(100)
представляющему собой геомет-
рическую сумму безразмерць^с
амплитуд, которую несложно
вычислить по табличной форме,
указанной в примере 8.
Аналогично производится под-
счет численного значения
с рсз I
Величины произведений пг^аг
оказываются одинаковыми у тех
порядков возбудителей, сумма и
разность номеров которых делится
на z для двухтактных двигателей
и На 0,5 z для четырехтактных.
Для всех главных порядков
(кратных числу вспышек за один
оборот коленчатого вала) произ-
ведение az выражается через
величину стойкости системы при
соответствующих А и z (см
табл. 29), так как
z Н(1)
m<z° “z= ’S ау^ az- (101^
V=i
Пример 8. Определить
величину резонансных (эквива-
лентных) возбудителей системы
валопровода дизельгенератора
с четырехтактным четырехци-
линдровым двигателем в начале системы для поряд-
ков: 1, 3, 5, ... ; 2, 4, 6, ... и 0,5, 2,5, 4,5, ... Пара-
метры системы (стойкости масс и податливости участ-
ков между ними) указаны .в первой строке таблицы
Терских (табл. 34), составленной для Д = 0,3.
с целью определения безразмерных амплитуд.
Вычисление модулей возбудителей выполнено в
табл. 35, составленной аналогично табл. 15. В первом
столбце этой таблицы записаны номера масс, к которым
приложены возмущающие моменты; во втором — без-
размерно амплитуды этих масс, перенесенные цз
табл. 34 (четвертая строка), где производится уточне-
ние Д = 0,3; в третьем, четвертом, пятом и шестом —
начальные фазы возмущающих моментов, приложенных
к тем же кривошипам, их синусы и косинусы; в седь-
мом и восьмом — мнимые и действительные компо>-
ненты выражений относительных единичных моментов
0,0035=
0003=
0,0025=
0,002 =
8 8,5 8 9,5 10
7 7,5 8
° -95°
85 9
0,1__E=
0
-35_ =
-30 =
-20_Ё
-10 -
300
--90 -
-90-
-35_=
30 =
0^
30
0
«I
- -95
-99
90
-95 ~-
90 S
30 -
9,5 10
-55°
—51
-59
0,9
-50_
-95_
-90
50
0 °===
5Q7
90 -
0 -
0,2~~
о,Г.
(Г
Фиг. 27. Амплитуды Mv г начальные фазы е гармонических
составляющих возмущающего момента от сил газов.
az =
z
V=1
(99)
где символом ту обозначена относительная величина
комплексной амплитуды единичного возмущающего
момента, приложенного к массе у. Так как в рассматри-
ваемом однорядном двигателе все возмущающие моменты
равны, то
т = Ж = cos (Чу - + i sin ('Ey - Ч\) =
Mi
= cos T'y-j-z sin 4V.
Для любого порядка v начальные фазы возмущающих
моментов можно выразить в зависимости от угла g j у
между вспышками в цилиндрах 1 и у
13*
196
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 34
К расчету четырехмассовой системы (определение
безразмерных амплитуд)
1 2 3 4 5
-0,3 1 -0,3 1 -0,3 1 -0,3 1,167 -0,5
— —3,33 -0,429 —1,37 —2,7 -0,333 1,5 0,833 0,5
—2,33 -0,729 -0,37 -3,0 0,667 1,2 2,000 0,0
1 — +0,7 — +0,189 — -0,378 — -0,906
— —0,3 — -0,51 — -0,567 — -0,453 —
денной здесь применительно к случаю
двигателя в начале системы (ах = 1)
wmp. дв = и’двА1+и’бс-А1 кГ-см,
где Ai — амплитуда колебаний первой
массы двигателя (рад);
и>дв — коэффициент, характеризу-
ющий жидкостное трение шеек
вала и поршня
wge = 5-10“6Afv<o (<о + 2750)Х
Wge — коэффициент, характеризующий
сухое трение поршня и его колец
в соответствии с формулой (100) и т. д. для других
порядков.
Алгебраическая сумма чисел первого столбца дает
модуль возбудителя главных порядков т(^ а4 = 1,511,
что можно проверить по формуле (101) с помощью
таблицы стойкостей системы для четырех масс. На осно-
iz+ =
Ов
0,047 Mv |V>- I л
—х-:----гт-----. 7 туО-и] к! • см,
0,04—0,14 ® + ®21 ыи v "I
Таблица 35
Определение возбудителей
V 4 — 8 — 12 0,5 —2,5 —4,5 —6,5-. . . 1 _ 3 _ 5.
У ау £ 0,5g sin 0,5g cos 0,5g ay sin 0,5 g ay cos 0,5 g sin g cos g aycos g
1 +1,000 0 0 0 1 0 1 0 1 + 1
2 +0,70 540 270 -1 0 0,7 0 0 —1 —0,7
3 +0,189 180 90 + 1 0 +189 0 0 -1 -0,189
4 -0,378 360 180 0 -1 0 +0,378 0 1 -0,378
+1,511 —0,511 +1,378 —0,267
ваиии алгебраических сумм чисел седьмого и восьмого
столбцов по формуле (100) для порядков 0,5, 2,5, ...
находим = V0,511^ + 1,3782 = 1,467, для по-
рядков 1, 3, 5, ... т(у а4 = 0,267 (последний столбец).,
2. МОМЕНТЫ СИЛ ТРЕНИЯ
Силы трения (демпфирующие силы) обусловливают
конечную величину резонансных амплитуд. При одно-
узловых колебаниях (е = 1) в установках, работающих
на гребной винт (или генератор), в расчетах учиты-
ваются (как доминирующие): трение в двигателе Wmp. дв,
трение в упругих муфтах Wmp. м и трение гребного
винта о воду Wmp. е (или потери в генераторе Wmp. ген)-
При двухузловых колебаниях (е = 2) наиболее сущес-
твенным обычно является трение в двигателе, а иногда
в упругих муфтах.1
Работа трения в двигателе Wmp. дв вычисляется по
формуле, предложенной Г. И. Бухариной и приве-
1 в обоих случаях может быть существенным трение в при-
воде вспомогательных механизмов.
di, d2 lv l2 — диаметры и длины коренной и шатун-
ной шеек, см;
L — длина поршня, см;
zn — число поршней, приходящихся на одно
х— вспомогательная величина (см. стр. 193);
z — число поршней.
При последующем определении действительных
амплитуд вводится величина Фе, называемая интенсив-
ностью формы резонансных колебаний
где tg у£ представляет собой тангенс угла наклона каса-
тельной кривой стойкости системы на /с-й массе с над-
ломом по fc-й массе — (см. фиг. 26).
Амплитуда момента, эквивалентного суммарному
моменту сил трения в кривошипно-шатунных механиз-
мах двигателя, определяется формулой
РЕЗОНАНСНЫЕ И ОКОЛОРЕЗОНАНСНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДОВ
197
“г ~ nAtde Wmp-де ~
(\ 0
At рез \ е0 wue
at ) ' л
Работа сил магнитного сопротивления крутильным
колебаниям в генераторах постоянного тока, работа-
ющих на сеть, и генераторах переменного тока, работа-
ющих на внешнее сопротивление (не в параллель)
W-mp. ген и'генАген weeu аген Аг ' см’
305E4N
и’ген~'(Ё^-Ес)п2 кГ’см'
где Е и Ес — электродвижущая сила генератора и про-
тивоэлектродвижутцая сила приемника
энергии — мотора или батареи аккуму-
ляторов (при работе генератора только
на внешнее сопротивление Ес = 0);
1 — сила тока, а;
N — частота колебаний ротора, кол/мин;
шеен — коэффициент пропорциональности;
А ген — амплитуда колебаний ротора.
Работа сил трения воды за одно колебание винта оце-
нивается на основании теоретических и эксперимен-
тальных исследований Л. М. Кутузова и М. В. Яковле-
вой
_ 13,2- 10~l°D5ah2kN
(a+h) [4,2+Хр(3,5-в-А)1 Пв'
где
nez (Лр + 9>7)
D и Н — диаметр и шаг винта, м;
А . Н , ' 60Р (1—гр) , „ „
a=-j- h = — и Хр=-------~^>h — 0,3.
Ад D ‘ Dne
дисковое отношение, шаговое отношение и относитель-
ная поступь винта (V— скорость судна, м/сек);
z —_число лопастей винта;
А — частота колебаний системы в минуту;
пв и Ав — число оборотов в минуту и амплитуда
колебаний винта;
ф — коэффициент попутного потока.
Работа сил трения на участках, включающих шинно-
пневматические муфты, определяется по формуле
Wmp. м = Лр, См^м ~ wb, b+i^M к^см
где' ем — податливость участка b, b +1 с учетом муфты;
Ей — амплитуда эластического момента на том же
участке;
Ц — удельная сила трения (в первом приближении
Р = 0,1);
wb, ь+1 = яцем — коэффициент работы трения муфты.
Работа трения вне двигателя зависит от амплитуды
колебаний Аа той массы или эластического момента
^ь.ь-ы того соединения, где это трение возникает. Для
расчета резонансных колебаний эти параметры выра-
жаются через амплитуду колебаний At рез той массы,
для которой вычислена амплитуда резонансного возбу-
дителя .системы
Aa — iaaa ) Рад'
a a а у щ j
^Ь,Ь+1
Sb,b+1 f р
e0ib,b+i \ ai /
Здесь at — относительная амплитуда свободных коле-
баний в месте приложения резонансного возбудителя,
а аа и 8b b+1 — относительные амплитуды колебаний
и эластического момента в тех местах редуцированной
системы, где возникает трение. Передаточные числа ia
и ib ь+1 определяются отношениями чисел оборотов
элемента системы с трением к числу оборотов вала
(при отсутствии редукторов ia = ib,b+l = ^)-
Амплитуда равнодействующего демпфирующего мо-
мента j .заменяющего эффект трения в любом эле-
мент системы, определяется отношением безразмерной
работытрения e0Wmp KnAtpes- При этом для характе-
ристики работы трения на массе и участке имеем
а.
а ер-а e°Wmp- а - а#-^—1 =
Л At рез ргз
= кГ-см;
Л а а а \ at /
„р_п eoWmpb,b+l _ еошь.ь + ь,ь+1
t * Л, Af рез t Л At рез
wb, b+i <b+l ( At рез \q 1 Kr.CM'
яео гь,ь+1 ?
(102)
где wa и wbib+l —соответствующие коэффициенты про-
порциональности в кГ • см и кГ1-cjh1-9(д опреде-
ляется характером трения).
На основании полученных амплитуд равнодейству-
ющего демпфирующего момента работа трения в обоих
случаях выражается зависимостями:
при наличии одного элемента с трением
W— «,.<•, кГ-см,
" ТП Р л t рб8 t{oyo+1)
при наличии нескольких таких элементов
Wmp-~— At рез Gf(1 + р) кГ • см.
3. РАСЧЕТ РЕЗОНАНСНЫХ И
ОКОЛОРЕЗОНАНСНЫХ АМПЛИТУД
Амплитуды колебаний находят для всех гармони-
ческих составляющих возмущающего момента, попа-
дающих в резонанс с одноузловыми, двухузловыми
и (реже) с высшими формами свободных колебаний в
диапазоне эксплуатационных режимов двигателя.
Приравнивая выражения для амплитуд резонансного
возбудителя и равнодействующего демпфирующего мо-
мента — формулы (98) и (102), отнесенных к некоторой
массе с номером t, получаем
198
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
М<1) (Р) — Г?
М«рр3 “Ч(1+Р)
или М11^ Gf((+p).
В качестве масштабного фактора, позволяющего
производить вычисление действительных амплитуд
колебаний и эластических моментов, принимается от-
ношение —^реэ. Обычно в элементах системы существенны
только работы трения, пропорциональные квадрату
и первой степени амплитуды колебаний. Поэтому ука-
занный масштабный фактор для безразмерной и реду-
цированной системы вычисляется по формуле
..Ар£1 =____Д1~Д"___. (ЮЗ)
Значения каждого из входящих в это выражение
членов приведем параллельно для случая, когда дви-
гатель находится в начале системы (слева) и в середине
ее (справа):
Z?i — член, характеризующий работу резонансного
возбудителя
Л М, I m(l) а I и Л Mi1’(р’ а ;
Амплитуды вынужденных колебаний вблизи резонан-
са (4- 15% крез) для массы с номером Ъ и соединения
Ь, Ь -|- 1 приближенно находят из выражений
где отношение текущего значения числа оборотов
к резонансному не должно выходить за пределы
0,85 < -^—< 1,15.
през
4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАПРЕТНЫХ ЗОН
Напряжения в соединениях валопровода определя-
ются по обычной формуле
D0 и Di — члены, характеризующие работу трения
в двигателе
Dn ... eo^ajail и е0 ttfgjac+l |;
Fb,b + i „ -2
ТЬ,Ь+1^Ду~---- кГ‘см ’
vyb, ь + 1
2 2
eQWde ax И ^9^%+!’
Z>2 — член, выражающий работу трения на массах
вне двигателя
р Р
ХЛ .2 2 VI .2 2
2j e0Walaaa и 2j Wa °a’
a —2-rl a = l
где Wb ь+1—- полярпый момент сопротивления опасного
сечения вала на участке 6, b + 1.
Дополнительные напряжения от крутильных колеба-
ний при числе оборотов 30—110% от номинального
допускаются для многорежимной установки не выше
^Эоп "
Р«Т
\пх
X
х[(1- 1ёоо)г-1“тср]кГ'см 2’
а для работающей в основном на одном режиме
при этом в последнюю сумму не включаются члены
с индексами а = (с + 1) 4- (с + z), соответствующие
массам, находящимся в пределах двигателя, так как
они учитываются членом Oi;
D3 — член, выражающий работу трения в соединениях
вне двигателя
Т’доп ^^доп
/ п2
1+ 1,5/1- 4
4"
кГ • см~2
Для переходных режимов допускаются напряжения,
достигающие
р-1
У
р
b=z о b, Ь+1
’b, Ь+1
и
Ь=1
Wb,b+i
.2 °
eolb,b+i
2
Ь, Ь+1’
Т'доп ^доп
/ га2\2"|
1+ 2,5 1---------И
«5 /
к Г • см'
где в последнюю сумму пе включаются члены, соответ-
ствующие соединениям, находящимся в пределах
двигателя, в обозначениях которых индекс b = (с +
+ 1) + (с + z — 1).
Для случая, когда двигатель расположен в начале си-
стемы —= A t .
а( 1 Реэ
После определения —резонансные амплитуды
колебаний и эластических моментов действительной
системы находят по формулам
Здесь r_j — предел выносливости стали при круче-
нии, кГ1см?",
ет — коэффициент влияния абсолютных раз-
меров, определяемый в зависимости от
диаметра вала d, см,
ех « 0,3
9 + /^ .
2 + У</ ’
рез — аУ ( Рад’
F
У3У+1рез
кГ. см.
еогу, у+1 \ at J
Kt — эффективный коэффициент концентрации
(Хт«*2);
р — коэффициент упрочнения поверхности об-
работкой (Р ?=« 1-|-1,5);
т)т — условный запас прочности, компенсиру-
ющий неточности расчета по формулам
(104)—(105) принимается: 2 — для колен-
чатого вала; 1,6 — для промежуточных
РЕЗОНАНСНЫЕ И ОКОЛОРЕЗОНАНСНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДОВ
199
валов при наличии большого знакопере-
менного изгиба и для гребных валов
с консольно навешенным винтом; 1,4 —
для промежуточных валов, не испыты-
вающих большого знакопеременного
изгиба.
Для определения запретной зоны на графике фиг. 28
вычерчиваются Тэоп, соответствующие режиму работы
установки, и кривые резонанса — напряжения от кру-
тильных колебаний, подсчитанные на формуле (106).
Запретная зона определяется при этом, как показано
на фиг. 28.
Для судовых установок Tgon устанавливается Прави-
лами Регистра СССР.
Механические характеристики материалов приведены
в табл. 36—38.
Таблица 36
Прочность машиностроительных материалов
при переменной нагрузке (углеродистые стали)
для чугунов
я_!=0,5яви;
т_1=0,8 я_1и;
я_|рС 0,7 я_,и,
(Tec 3 cre.
Марка стали Механические характеристики в кГ-см 2
ч пг °—1н °1рс т-1 6.5
10 32 18 и 16 14 8 22 31
15 35 21 12 17 14,5 8,5 24 27
20 40 24 13 18 16 10 26 25
25 43 26 14 19 14 11 29 22
30 48 28 15,5 20 16,5 12 31 20
35 52 30 17 21,5 17,5 13 34 18
40 57 32 18 23 18,5 14 36 17
45 60 34 19 25 21,5 16 38 15
50 63 35 20 27 24,5 17,5 41 13
55 64 36 2— 30 — — — 12
60 65 37 — 38 — — — 10
65 66 . 38 — — — — 10
60Г 70 34 20 30 25 15 40 9
45Г2 80 40 24 34 28 18 48 И
60С2 130 120 — 50 — 30 — 6
Примечание. Все механические характеристики указаны для материалов после нормализации, за исключе- нием стали 60С2, где предусматривается закалка — 860°, отпуск — 400—500°.
Фиг. 28. Предварительное определение запретных зон чисел
оборотов:
1 — амплитуда напряжений при установившемся режиме; 2 —
при быстром прохождении резонанса; 3 и 4—допустимые ампли-
туды при одно- и многорежимной работе установки.
Таблица 37
При приближенных расчетах в случае отсутствия
необходимых данных допустимо пользоваться следу-
ющими эмпирическими зависимостями:
для сталей
<ь_1и — 0,25 (яв-|-Яу) + 5;
я_1рс = (0,7 + 0,8) я_1и=0,33 ав;
г_1 = (0,5 4- 0,55) я_1и=0,25=
57ат 57тт
<Ту-р100 Ту -1- 57
Прочность машиностроительных материалов
при переменной нагрузке (легированные стали)
Марка стали Механические характеристики в кГ-см 2
Термообра- ботка ®тн тт °—1н °— 1рс т-1 6
закал- ка от- пуск
1X13 1000— 1050 700— 790 60 42 — — 54 52 — 20
20Х 860 200 80 60 61 33 35 27 21 10
20ХН 840 500 80 60 67 36 33 25 20 10
35СГ 900 590 85 65 — — 40,5 — — 15
ЗОХМА 880 560 95 75 84 45 47 31 25 12
20ХНЗА 820 500 95 75 78 42 43 30 24,5 11
12ХНЗА 860— 780 150 95 70 67 40 39 27 22 И
40ХН 820 500 100 80 83 39 53 — — 10
40Х 850 500 100 80 83 39 40 29 24 9
35ХМЮА 950 650 100 85 — — 46 — — 15
40ХСА 950 600 103 85,8 — — 45 — 27 12
25ХНВА 850 560 110 95 105 60 46 31 28 И
12Х2Н4А 880 180 110 85 — — 50 — — 10
18ХНВА 950— 850 160 115 85 88 48 54 36 33 12
ЗОХГСА 890 450 115 85 — — 52 53,5 24,5 10
18ХМГА 870 200 119 105 — — 44 63 27 10
00
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 38
Прочность машиностроительных материалов при переменной нагрузке (чугуны)
Марка чугуна Химический состав в % Механические характеристики в кГ'См 2
Ссб &общ Si Мп S р «в °eu °— 1рс °—1и' т-1
СЧ 12—28 0,1—0,6 3,0—3,6 1,2—2,7 054—1,0 0,08-0,12 0,15-0,9 12 51 28 9 14 10,5
СЧ 15-32 0,2—0,6 3,0-3,6 1,2-2,8 0,4—1,0 0,07-0,12 0,1—0,8 15 57 32 10 16 12
СЧ 18—36 0,3-0,8 3,0—3,6 1,2—2,8 0,5—1,6 0,1—0,12 0,15-0,7 18 64,5 36 12 18 13,5
СЧ 21—40 0,5-4),8 2,9-3,5 1,2—2,6 0,5—1,2 0,08—0,12 0,2-0,6 21 75 40 14 21 15 .
СЧ 24-44 0,5—0,8 2,7-3,5 0,9—2,6 0,5—1,2 0,1—0,12 0,2-0,5 24 79,5 44 15 22 16
СЧ 28-48 0,5-0,9 2,7-3,7 0,9—3,5 0,5—1,0 0,05-0,12 0,1-0,5 28 87 48 16 24 18
СЧ 32—52 0,5—0,8 2,6—3,3 1,4—2,2 0,7-1,5 0,05—0,12 0,2—0,25 32 93 52 18 26 20
ВЧ 40—101 0,2 3,1 3,2 0,4 0,013 0,02 55 — — 45 20 20
ВЧ 50-1,52 0,4—0,8 2,5-3,0 1,8—3,3 0,4-0,5 0,006—0,022 0,05-0,13 55-60 195—220 65-90 — —
ВЧ 60—2s 0,4—0,8 2,5-3,0 1,8-3,3 0,3—0,7 0,006—0,022 0,05—0,13 65—80 195—220 90—120 24—28 25 22
1 Структура феррит—Mg— 0,042, Ni— 2 Структура феррит — перлит; Mg — 0,05 4- з Структура перлит — феррит; Mg — 0,097; 0,13; тв=55. 0,06; Or—0,064-0,09; Ni —0,084- Сг — 0,18; Ni —0,11; т =70; ат 0,17; = 49. гв=50; ат = 35 — 45
5. СПОСОБЫ УМЕНЬШЕНИЯ КРУТИЛЬНЫХ
КОЛЕБАНИЙ
Эксплуатация установки в области запретных зон
недопустима. Это вызывает необходимость смещения за-
претных зон за пределы эксплуатационных режимов
нли применения мероприятий, снижающих амплитуды
и напряжения в валопроводе до приемлемого уровня.
Смещение запретных зон достигается путем измене-
ния частоты свободных колебаний системы за счет со-
ответствующего уменьшения или увеличения моментов
инерции масс или податливостей упругих связей. Эти
мероприятия носят общее название — варьирования
элементами системы, возможность которого весьма
ограничена, так как в ряде случаев целесообразно
допустимое изменение деталей двигателя и валопровода
не приводят к требуемому смещению частоты.
Воздействие на колеблющуюся систему может быть
осуществлено также со стороны уменьшения (воспри-
нимаемой системой) энергии, возбуждающей крутиль-
ные колебания. Это достигается изменением чередования
вспышек и иногда позволяет снизить напряжения от
колебаний некоторых неглавных порядков в установках
с четырехтактными двигателями.
Если эффективность указанных выше мероприятий
оказывается недостаточной, то остается возможность
применения специальных успокоителей крутильных
колебаний — антивибраторов и демпферов.
Варьирование элементами системы
Варьирование имеет целью так изменить моменты
инерции масс и податливости соединений между ними,
чтобы система приобрела заданную частоту свободных
колебаний (той или иной формы), допускающую работу
установки на требуемых эксплуатационных режимах.
Увеличение моментов инерции масс или податли-
востей упругих элементов между ними всегда приводит
к понижению (а уменьшение — к повышению) частот
свободных колебаний системы.
При выборе варьируемого элемента следует иметь
в виду, что для достижения заданной частоты свобод-
ных колебаний меньшие изменения требуются для тех
масс, которые (в данной форме колебаний) имеют боль-
шую амплитуду колебании, и для тех соединений, в ко-
торых определяются большие амплитуды эластических
моментов.
С другой стороны, следует иметь в виду, что варьиро-
вание, предпринимаемое с целью изменения частоты
одной формы колебаний, может существенно повлиять
на частоту свободных колебаний других форм.
Для того чтобы установить новое численное значе-
ние податливости или момента инерции массы варьиру-
емых элементов, пользуются таблицами, составленными
особым образом.
Первая строка табл. 39 заполняется, как обычно,
безразмерными параметрами системы на основании
выбранной частоты. При этом клетка для варьируемого
элемента остается пустой. Далее производится обычное-
заполнение таблицы, начиная с ее верхнего левого-
угла до тех пор, пока этому не восприпятствует отсут-
ствие цифры на месте определяемого элемента. Так как
выбранная величина Д' должна быть корнем частотного
уравнения, то в третьей строчке крайнего столбца с пра-
вой стороны нужно поставить нуль и далее заполнять
таблицу, начиная с расположенной над ним клетки,
где для удовлетворения алгебраической суммы нужно-
поставить + Ор Д, списав соответствующую цифру
с обратным знаком из первой строчки того же столбца.
Число, обратное записанному по величине, заносится
в клетку предыдущего столбца (левее) в третьей
строчке.
Имец в виду алгебраическое суммирование чисел,
расположенных в трех строчках каждого вертикального
столбца, производят дальнейший подсчет, в результате
РЕЗОНАНСНЫЕ И ОКОЛОРЕЗОНАНСНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДОВ
201’
Таблица 39
Определение момента инерции третьей массы,
обеспечивающей заданное значение Д'
четырехмассовой системы
12.3 4
-Й1Д' ^1,2 — й2Д' ^2,3 -й3Д' ^3,4 — й4Д'
1 1 1 1 \___p Й4Д'
/7< 1 ) л2,3 Й4Д' 3’4
Ях х?(1) Л1,2 Е^ / 1 \ —1 1 Й4Д' я^)=0
которого в оставленной нами пустой клетке первой
строчки определяется требуемая величина или
ф* Д'. Аналогично определяют податливость Е*.
Пример такого вычисления указан для системы из
четырех масс, при этом варьируемым элементом выбран
момент инерции третьей массы, для определения кото-
рого находится—й3Д'. После вычисления послед-
него находим
Аналогично определяемая варьируемая податливость
Еу,у+1 находится непосредственно.
После заполнения всей таблицы обязательной являет-
ся проверка числа узлов по правилу, указанному на
стр. 186, при этом следует иметь в виду, что если число
узлов не соответствует интересующей нас форме колеба-
ний или чередование знаков в первой горизонтальной
строчке не соблюдается, то варьирование выбранным
элементом не обеспечивает решения задачи. В этом слу-
чае нужно, кроме первоначально выбранного (или вместо
него), наметить для варьирования какой-либо другой
элемент, для чего переписывается часть цифр, запол-
няющих таблицу, и снова производится указанная
выше проверка.
Новую величину варьируемого элемента можно
принять только после того, как установлено, что резо-
нансы, связанные с другими формами колебаний, не
нарушат работоспособности системы на всех эксплу-
атационных режимах.
Пример 9. Система состоит из четырехцилиндро-
вого двигателя с маховиком и генератором йх = йг =
= й3=й4 = 1; й6 = 24,6; й, = 7; Я1>2 = Я2>3 =
— Е3 i = 1; £’4 5 = 1,4; 6 = 1,6. При эксплуатаци-
онном режиме система работает в критической зоне.
Желательно установить Д' = 0,13. Расчет приведен
в табл. 40, первая строка которой заполнена с учетом
Таблица 40
К примеру определения момента инерции
пятой масеы шестимассовой системы
при Д'= 0,13
4 5 6
-0,130 1,400 I -3,75| 1,60 ;-о,91
+0,830 7 1175/ —0,50 / °’91
= —1,204 0,570 2,00 1,10 0,00
требуемой частоты. Одна клетка-
в столбце 5, соответствующая стой-
кости варьируемой массы й6, оста-
влена свободной. Вычисления ведем,
с обоих концов таблицы и в резуль-
тате получаем— й5 Д =3,75 (в сво-
бодной клетке). Безразмерную ве-
личину массы маховика находим,
из выражения
л- =-НГ=28'85'
5
Для каждой конкретной установки
в зависимости от ее особенностей с
целью изменения величины податли-
вости элементов могут быть намечены следующие кон-
структивные мероприятия: 1) обточка приставных налов-
или замена их новыми валами с увеличенным диаметром;
2) удлинение или укорочение приставных валов;.
3) введение в систему упругих муфт или замена упругих
элементов этих муфт, если таковые уже предусмотрены.
С целью изменения моментов инерции масс приме-
няется: 1) замена маховиков; 2) изменение моментов,
инерции масс гребного винта, ротора генератора и пр.;
3) установка уравновешенных дополнительных масс-
на щеках коленчатого вала (фиг. 29); 4) установка»
Фиг. 29. Схематическое изображение -уравнове-
шенной массы, установленной на щеке колена:
а и б — грузы.
противовесов на щеках коленчатого вала или их удале-
ние; 5) утяжеление или облегчение деталей движения*
(поршней, крейцкопфов).
Следует иметь в виду, что последние два мероприятия'
могут изменить уравновешенность двигателя и нагрузки
на подшипники в неблагоприятную сторону.
Изменение чередования вспышек
Изменение чередования (последовательности) вспы-
шек, доступное только в четырехтактных двигателях^
с четным числом цилиндров, позволяет в некоторых
случаях уменьшить величину возбудителя az или:
и> следовательно, повлиять на снижение ампли-
туд и напряжений соответствующих резонансных и не-
резонансных колебаний. Таким способом иногда удается,
устранить запретные зоны на отдельных рабочих режи-
мах установки. Изменения чередования вспышек влияет
только на величину возбудителей для половинных,
порядков, при этом уменьшение этой величины для од-
них порядков обычно влечет за собой увеличение eft
для других.
Для того чтобы воспользоваться этим мероприятием,.
необходимо определить величины возбудителей
(стр. 196) при различных, осуществимых для данного-
двигателя, порядках вспышек и выбрать такой из-
202
ДИНАМИКА ДИЗВЛВЙ
них, который (для резонансов, обусловливающих на-
личие запретной зоны) будет наименьшим. Последу-
ющим расчетом напряжений для всех имеющих значение
неглавных порядков убеждаются в целесообразности
данного мероприятия.
Успокоители колебаний
Антивибраторы осуществляют реактивный момент,
парализующий колебания в месте его установки, и
способствуют уменьшению амплитуд колебаний опре-
деленного порядка во всей системе.
Демпферы частично поглощают энергию крутильных
колебаний и переводят ее в форму тепловой энергии,
которая рассеивается или отводится от системы посред-
ством воздуха или циркуляционного масла.
"Включение успокоителей может быть параллельным
и последовательным (фиг. 30). В первом случае успокои-
тели выполняют свое прямое назначение (антивибра-
торы и демпферы), а во втором, кроме того, играют
роль соединения, передающего мощность силового'
----ф
Л /—х
-птм----------------------ф
Фиг. 30. Способы включения успокоите-
лей: а — параллельное; б—последова-
тельное; • —успокоитель.
агрегата (антивибрационные и демпфирующие муфты).
Параллельное включение успокоителя всегда пред-
почитается, так как отсутствие требований к передаче
мощности дает больше возможностей при выборе опти-
мального варианта его конструкции.
При выборе типа успокоителя более целесообразным
представляется применение антивибратора, который
конструктивно проще демпфера, долговечнее его и
требует меньше внимания в процессе эксплуатации
(погллтитель энергии как элемент с трением всегда
быстрее изнашивается, что изменяет свойства демпфера).
Для низкооборотных двигателей антивибратор полу-
чается слишком больших размеров и уступает место
демпферу.
Включение упругих муфт между двигателем и прием-
ником энергии рассматривается как существенное уве-
личение податливости соответствующего участка, силь-
но влияющее на расположение запретных зон. Если
в указанном месте устанавливается гидравлическая
или электроиндукционная муфта, то это можно рассмат-
ривать как включение бесконечно большой податли-
вости, приводящей к фактическому разделению упругой
системы на две части, каждая из которых рассчиты-
вается независимо от другой. Включением указанных
муфт можно уничтожить одноузловую форму колебаний
системы «двигатель — приемник энергии»; при этом
имевшая место до включения муфты двухузловая форма
колебаний (с некоторым смещением узла и изменением
частоты) становится одноузловой формой для системы
«двигатель — ведущая часть муфты».
Антивибраторы и демпферы оказывают свое действие,
отвечая на колебания, возникающие в системе вало-
провода, поэтому их целесообразно размещать в тех
местах системы, где амплитуды достигают наибольших
значений.
Демпфирующие и маятниковые муфты, реагируя
на изменение момента, скручивающего валопровод,
по возможности устанавливаются на тех участках вало-
провода, где действуют наибольшие эластические мо-
менты.
Места образования максимальных амплитуд и макси-
мальных эластических моментов определяются формой,
Фиг. 31. Пружинные антивибраторы и их упругие характери-
стики: а — линейный (при отсутствии.ударов об ограничители);
б — нелинейный; в — нелинейный с предварительным ватягом
пружин.
а следовательно, и частотой тех колебаний, для борьбы
с которыми предназначены успокоители. Поэтому под
«настройкой» успокоителей следует понимать не только
определенность их собственных параметров, но и места
расположения этих устройств в колеблющейся системе.
Антивибраторы бывают пружинные (фиг. 31) и маят-
никовые (фиг. 32) с линейной и нелинейной характери-
РЕЗОНАНСНЫЕ И ОКОЛОРЕЗОНАНСНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДОВ
203
стнкой. Нелинейность характеристики пружинных ан-
тивибраторов обусловливается свойствами упругого
соединения (фиг. 31, б) или наличием ограничителей
(фиг. 31, в), а у маятниковых (в существующих кон-
струкциях) — наличием ограничителей (фиг. 32, а) и
большим углом качаний массы (фиг. 32, б). Характе-
ристике нелинейных антивибраторов придают такой
братора пружинного или маятникового типа. Нелиней-
ные антивибраторы применяют в системах, работающих
при переменных режимах, или в случаях, когда опасные
колебания возникают при переходе через резонанс.
Маятниковые антивибраторы отличаются в основном
конструкцией масс, играющих роль маятников, и спо-
собом их соединения со ступицей. Необходимость
S) '3H = if,55
Фиг. 32. Маятниковые антивибраторы: а — простой; б — с внеш-
ними роликами; в — с бифилярным подвесом маятников.
вид, чтобы при их работе наилучшим образом прояви-
лись свойства нелинейных колебаний. В отличие от
конструкций с линейными характеристиками, ограни-
чители нелинейных антйвибраторов служат не только
Фиг. 33. Маятниковый антивибратор, -установлен-
ный на щеке колена.
элементом, предохраняющим упругое звено от перена-
пряжений, но и регулируемым параметром. '
Для системы с одним фиксированным режимом работы
целесообразнее всего применение линейного антиви-
установки антивибраторов в пределах картера двига-
теля (для некоторых форм колебаний) привела к свое-
образной конструкции, представленной на фиг. 33. Этот
так называемый маятниковый противовес представляет
собой антивибратор с массой, связанной с частью щеки
коленчатого вала. По принципу своего действия это
устройство не отличается от антивибратора с бифиляр-
ным подвесом маятников, но помимо функций, выпол-
няемых последним, служит также в качестве противо-
веса, позволяющего разгружать коренные шейки или
улучшать уравновешенность двигателя.
Соответствующим образом настроенный антивибра-
тор обусловливает наличие узла в валопроводе под
ступицей и существенное уменьшение колебаний той
формы, для которой он предназначен. Настройка анти-
вибратора по частоте может лишь приблизительно
совпадать с колебаниями данной формы.
Вопросы, касающиеся расчета антивибраторов, под-
робно освещены в работе В. П. Терских [14], В. К. Жи-
томирского, Ю. А. Годна и др.
Демпферы являются весьма эффективным средством
борьбы с крутильными колебаниями. В отличие от ан-
тивибраторов они всегда работают с выделением тепла
и для больших агрегатов нуждаются в надежных си-
стемах охлаждения. Демпферы различаются по способу
получения их демпфирующих свойств.
Линейный демпфер с вязким трением (фиг. 34)
по существу является пружинным антивибратором,
204
ДИНАМИКА ДИЗВЛВИ
Фиг. 34. Демпферы: а —линейный с вязким трением; б —с постоянным удельным сопротивлением (и их эквивалентные схемы).
к которому добавлены элементы, осуществляющие тре-
ние в жидкости, находящейся между трущимися по-
верхностями пружин.
Если ограничители не работают, то характеристика
суммарного момента линейного демпфера имеет вид
эллипса. При увеличении колебаний массы ограничи-
тели включаются в работу, характеристика принимает
вид, указанный на фигуре, и демпфер получает явно
нелинейные свойства.
Демпфер с постоянным удельным сопротивлением
имеет упругое звено в виде гильзовых пакетов
(фиг. 34, б) или пластинчатых пружин. На фигуре
показана характеристика демпфера при условии работы
Фиг. 35. Демпфер постоянного трения и его эквивалентная схема.
ограничителей (что, как и в случае линейного демпфера
с вязким трением, при нормальной работе избегается).
Демпфер с постоянным трением в простейшем вариан-
те представлен на фиг. 35 (чисто фрикционный демпфер).
Сжимаемые пружинами диски осуществляют здесь сухое
трение, независящее от величины относительного пере-
мещения массы и ступицы. Величина демпфирующего
момента при этом постоянна, но имеет место только при
проскальзывании. Ограничители отсутствуют. Харак-
теристика демпфера указана на той же фигуре. Малое
количество регулируемых параметров и сложность,
отвода тепла ограничивают применение этого вида
демпфера.
Демпфер жидкостного трения Занднера представлен
на фиг. 36, а. Полости этого демпфера расположены
ОУ
Фиг. 36. Упругие демпферы: а — с жид- »
костным трением; б — с междучастичным
трением (резиновый).
между массой и ступицей, они соединяются между
собой через дросселирующий клапан (находящийся
в центре ступицы), обусловливающий жидкостное
трение.
Демпфер внутреннего трения в качестве упругого
соединительного звена1 заключает в себе какой-либо
РЕЗОНАНСНЫЕ И ОКОЛОРЕЗОНАНСНЫЕ КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДОВ 205
материал с повышенным междучастичным трением (ре-
вина или высокопрочная сталь, демпфирующие свойства
которой привысоких напряженияхвесьмасущественны).
Основными преимуществами демпферов с резиной
является их простота (фиг. 36, б), однако габариты
их велики и отвод тепла, при наличии большой погло-
щаемой энергии, затруднителен.
Значительное распространение получают в настоящее
•время селиконовые демпферы (селикон — кремнеорга-
ническая жидкость, обладающая весьма пологой вяз-
костной характеристикой).’ Простейший селиконовый
демпфер представляет собой жестко укрепленный на
валу барабан с концентрической цилиндрической
полостью. В этой полости с небольшим зазором может
•свободно проворачиваться цилиндрическая масса. За-
зор заполнен селиконом. Трение между частицами
последнего, а также между этими частицами и поверх-
ностями, с которыми они соприкасаются, поглощает
энергию колебаний. Отвод тепла производится в окру-
жающую среду [17].
Расчеты демпферов подробно освещены в работах
В. П. Терских, Ю. А. Гоппа, В. К. Житомирского
и др,
ЛИТЕРАТУРА
1. Авиационные двигатели, Справочник. М., Машгиз., 1951
с.
2. ВаншейдтВ. А. Судовые двигатели внутреннего сго-
рания. Л., судпромгиз, 1962. 543 с.
3. Зиманенко C.C. Новая формула для определения
крутильной жесткости коленчатых валов. М., Машгиз, 1947
(НАМИ. Выл. 49).
4. И с т о м и н П. А. Кинематика и динамика поршневых
ДВС с комбинированными схемами. Л., Судпромгиз, 1961. 303 с.
5. К а ц А. М. Вынужденные колебания при прохождении
через резонанс. Инженерный сборник АН СССР. Т. 3, вып. 2,
1947.
6. Кириченко В. Н. Крутильные колебания в авиа-
ционных двигателях. Л., 1949. 182 с.
7. Л у р ь е И. А. Крутильные колебания в дизельных уста-
новках. М. —Л., Военмориздат, 1940. 219 с.
8. Львов Е.Д. Динамика поршневых двигателей.
ОНТИ — НКТП — СССР, М. — Л., 1936. 273 с.
9. Н е й м а н И. Ш. Динамика авиационных двигателей.
М. —Л., Оборонгиз, 1940. 740 с.
10. Н е й м а н И. Ш. Крутильные колебания многомассо-
вой нелинейной системы. Л., Оборонгиз, 1947. 201 с.
И. Симаков Ф. Ф. Кинематика кривошипно-шатунного
механизма. Двигатели внутреннего сгорания. МВТУ, вып. 25,
1954.
12. Справочное руководство «Дизели». М. —Л., Машгиз
1957. 442 с
13. С е м е н о в М. В. Уравновешивание механизмов авиа-
ционных моторов. Л., 1947. 121 с.
14. Терских В. П. Расчеты крутильных колебаний
силовых установок. Справочное пособие. Т. I, П, Ш, Л., Суд-
промгиз. 1953—1954.
15. Те р с к и х В. П. Метод цепных дробей. Т. I и II. Л.,
Судпромгив, 1955.
16. Тетельбаум И. М. Механические колебания М.,
ЭСМ. Т. 1, кн. 2, 1947. 121—164 с.
17. Е. I. Nestorides, A Handbook on Torsional Vibration,
BICERA, Cambridge, 1958.
РАЗДЕЛ ЧЕТВЕРТЫЙ
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
ГЛАВА I
СТАЛЬ
1. ВЫБОР КОНСТРУКЦИОННОЙ СТАЛИ
Стальные детали в дизелестроении изготовляются
путем отливки, ковки, штамповки (горячей и холодной)
из сортового проката и подвергаются термической и
химико-термической обработкам, а также применяются
после прокатки (ковки) и без термической обработки.
Марки стали, получившие наибольшее применение
в дизелестроении, а также рекомендуемые марки стали,
приведены в табл. 1, 2, 3 и 4.
В таблицах и тексте настоящего раздела приняты
следующие обозначения величин:
ан. — ударная вязкость;
Е — модуль нормальной упругости;
G — модуль касательной упругости;
НВ — число твердости по Вринелю;
HRC — число твердости по Роквеллу, шкала С;
HRB — число твердости по Роквеллу, шкала В;
, HV — число твердости при испытании алмазной
пирамидой по Виккерсу;
/ — стрела прогиба;
6 — относительное удлинение при разрыве;
ов — предел прочности при растяжении;
ос — предел прочности при сжатии;
аи — предел прочности при изгибе; ,
ат — предел текучести (физический);
а0 2 — предел текучести условный при пластической
деформации 0,2%;
Одл — предел длительной прочности;
Опл — предел ползучести;
а_4 — предел выносливости гладкого образца при
изгибе с симметричным циклом;
тпч — предел прочности при кручении;
тср — предел прочности при срезе;
фг — относительное сужение при разрыве;
а — коэффициент линейного расширения;
у — удельный вес;
с — теплоемкость;
% — коэффициент теплопроводности.
Основные данные по химическому со-
ставу и свойства м марок сталей изло-
жены в следующих стандартах: ГОСТ 380—60 — сталь
углеродистая обыкновенного качества; ГОСТ 1050—60-
сталь углеродистая качественная конструкционная;
ГОСТ 4543—61 — сталь легированная конструкцион-
ная; ГОСТ 2052—53 — сталь качественная рессорно-
пружинная горячекатаная; ГОСТ 5632—61 — стали
и сплавы высоколегированные коррозионностойкие,
жаростойкие и жаропрочные; ГОСТ 8479—57 —
поковки из конструкционной углеродистой и легиро-
ванной стали; ГОСТ 2009—55 — отливки стальные
фасонные; ГОСТ 10158—62 — валы коленчатые стальные
дизелей и газовых двигателей; ГОСТ 8521—57 — шатуны
стационарных, судовых и тепловозных дизелей;
ГОСТ 8052—56 — пальцы поршневые дизелей и газовых
двигателей; ГОСТ 6907—54— болты шатунные дизелей и
газовых двигателей; ГОСТ 8236—56 — клапаны впуск-
ные и выпускные дизелей и газовых двигателей.
Задача рационального выбора марки стали заклю-
чается в удовлетворении требования надежной работы
в эксплуатационных условиях при минимальной стои-
мости как стали, так и технологических операций ее
обработки. Правильное решение этой задачи предста-
вляет большие практические трудности. Современные
справочники, посвященные составу и свойствам марок
сталей, хотя и приводят необходимые характеристики
марок, но обычно не дают их сравнительной оценки,
представляя это дело непосредственно потребителю —
конструктору, что часто приводит к нерациональному
использованию легированных марок сталей и, таким
образом, к удорожанию конструкций.
Для выбора марки стали применительно к деталям:
с известным сечением обрабатываемой заготовки всегда
необходимо учитывать, кроме требуемых механических
свойств, еще и технологические особенности
термической и механической обра-
боток. Для изделий сложной конфигурации закалка,
в воде может быть нежелательной из-за вызываемых
ею значительных внутренних напряжений, которые
могут привести к деформации детали. В указанном:
случае допустимо использование более легированной
стали, позволяющей применять закалку в масле. Темпе-
ратура и скорость охлаждения при отпуске могут иметь,
значение для внутренних напряжений,особенно нежела-
тельных для сложных и крупных поковок.
Как правило, предпочтение следует отдать более вы-
сокому отпуску. Выше указанные обстоятельства для
большей части изготовляемых деталей машин и кон-
струкций не являются существенными, и для них
основой выбора марки стали может служить главным
образом прокаливаемость. Необходимая прокаливае-
мость конструкционной стали может быть достигнута
за счет сочетания различных легирующих элементов,
поэтому необходимо выбирать такое сочетание, при
котором стоимость их будет относительно ниже. Так,
например, в конструкционной стали стоимость легиру-
ющих элементов (по ее возрастанию) можно предста-
вить в виде следующего ряда: марганец, кремний,
хром, никель, вольфрам, молибден.
Прокаливаемость — важнейшая характе-
ристика стали. Это давно известное положение способ-
ствовало развитию легированной конструкционной
стали, как обладающей более высокой прокаливаемо-
стыо по сравнению с углеродистой сталью. За последние
годы методика определения прокаливаемости, а также
СТАЛЬ
207
. ’ Таблица Т
Химический состав наиболее часто применяемых (и рекомендуемых) в дизелестроении марок стали
Марки Химический состав, %
С Мп 1 Si Сг Ni Другие элементы
Ст. 0 До 0,23 — — — — —
Ст. 3 0,14-0,22 0,40—0,65 0,12—0,30 — — —
Ст. 5 0,28-0,37 0,50-0,80 0,15-0,35 — — —
10 0,07—0,14 0,35—0,65 0,17-0,37 <0,15 <0,25 —
20 0,17—0,24 0,35—0,65 0,17—0,37 <0,25 <0,25 —
35 0,32-0,40 0,50-0,80 0,17—0,37 <0,25 <0,25 —
45 0,42—0,50 0,50-0,80 0,17—0,37 <0,25 <0,25 —
w5°r 0,48-0,56 0,7—1,0 0,17—0,37 <0,25 <0,25 —
15Х 20Х 40Х 45Х 35ХРА 40ХР 0,12-0,18 0,17—0,23 0,36-0,44 0,41-0,49 0,33—0,40 0,37—0,45 0,4—0,7 0,5—0,8 0,5-0,8 0,5—0,8 0,5-0,8 0,5-0,8 0,17—0,37 0,17—0,37 0,17—0,37 0,17—0,37 0,17—0,37 0,17—0,37 о ор сор ОО ОО ОО СО <1 ЦЦЦ <0,40 <0,40 <0,40 В = 0,002-0,005 В = 0,002—0,005
18ХГТ 0,17—0,23 0,8—1,1 0,17—0,37 1,0—1,3 — Ti = 0,06—0,12
20ХГР 0,18—0,24 0,7—1,0 0,17—0,37 0,8—1,1 — В = 0,002—0,005
ЗЗХС 0,29—0,37 0,3—0,6 1,0—1,3 1,3-1,6 <0,40 —
40ХС 0,37—0,45 0,3—0,6 1,2-2,6 1,3—1,6 <0,40 —
4Х9С2 0,35-0,45 0,70 2,00—3,00 8,0-10,0
. 4Х10С2М 0,35-0,45 0,70 1,9-2,6 9,0—10,5 Мо = 0,70—0,90
35ХГС 0,32-0,40 0,80—1,1 1,1—1,4 1,1-1,4 <0,40 —
15Х2Г2СВА 0,12-0,17 1,8-2,2 0,7—1,1 1,8-2,2 <0,40 w=0,8-1,2
40ХН 0,36—0,44 0,5-0,8 0,17—0,37 0,45-0,75 1,0—1,4 —
18Х2Н4ВА 0,14—0,20 0,25—0,55 0,17-0,37 1,35-1,65 4,0-4,4 W = 0,80—1,20
40ХНВА 0,37-0,44 0,50-0,80 0,17—0,37 0,60—0,90 1,25-1,65 W = 0,80—1,20
40ХНМА 0,37-0,44 ОДО—0,80 0,17—0,37 0,60—0,90 1,25-1,65 Mo = 0,15—0,25
45ХНМФА 0,42-0,50 0,50—0,80 0,17—0,37 0,80—1,10 1,3—1,8 V = 0,1—0,2; Mo = 0,2—0,3
50ХФА 0,46-0,54 0,50-0,80 0,17—0,37 0,80—1,10 <0,40 V = 0,10—0,20
15ХНГ2ВА 0,12—0,18 1,8—2,2 0,17—0,37 . 1,15—1.45 1,0—1,3 W=0,8-1,2
ШХ15 0,95-1.05 0,2-0,4 0,17—0,37 1,30-1,65 <0,30 —
2Х18Н9 0,13-0,21 1,0-2,0 <0,8 17,0—19,0 8,0-10,0 —
3X13 (ЭЖЗ) 0,25—0,34 <0,6 <0,6 12,0—14,0 <0,6 —
хвг 0,9—1,05 0,8—1,1 0,15-0,35 0,9-1,2 <0,4 —
60С2 0,55—0,65 0,6—0,9 1 5-2,0 <0,3 <0,5 —
38ХМЮА 0,35-0,42 0,30—0,60 0,13—0,47 1,35-1,65 — Al = 0,70-1,10; Mo = 0,15—0,25
38ХЮ 0,35—0,43 0,20-0,50 0,17—0,37 1,50-1,80 — Al = 0,50—0,80
38ХВФЮА 0,36—0,43 0,20-0,40 0,17-0,37 1,50-1,80 L — W = 0,20-0,40; Al = 0,4-0,7
Примечание. Содержание серы и фосфора для сталей углеродистых (ГОСТ 1050—60) не более 0,040%; для сталей легированных (ГОСТ 4543—61) не более 0,035% (качественные) и 0,025% (высококачественные).
-208
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
Таблица 2
Термическая обработка, категория прочности и твердость марок стали, приведенных в табл. 1
Марки стали Твердость в отожженном состоянии (поставка) НВ не более Термическая обработка Твердость иосле термо- обработки Размер сечения, мм Предел текучести, кГ/лша, при удовлетвори- тельной вяз- кости и пла- стичности Примечание
Нор- мали- зация, °C Цемента- ция, °C Закалка, °C Среда за- калки Отпуск,
Ст. 0 180 — — — — — Лю- бое Не испыты- вается а»
Ст. 3 140 — — — — — Лю- бое 22 —
Ст. 5 170 — — — — Лю- бое 30
10 137 900-950 800 Вода 180-200 Сердцевина НВ 137 До 20 25 —
20 156 — 900—930 780—800 Вода 180—200 Сердцевина НВ 14,0-156 До 50 28
35 187 850— 900 — 850—890 Вода 550—620 Я5192-228 До 60 32
45 241 840— .890 — 800—830 Мас- ло 500—600 Я5228-285 До 80 40 Может приме- няться для дета- лей с поверхност- ной закалкой
50Г 229 840— 870 — 800—830 Вода Мас- ло 380-430 До 80 До 15 120 __
15Х 170 880 910—950 780-800 Вода 180—200 Сердцевина Я£>179 До 60 38
20Х 187 880 900-930 780-800 Мас- ло Вода 180-200 Сердцевина НВ >197 До 60 45
40Х 207 850— 870 830-860 Мас- ло 550—650 180—200 /7/3230—280 Я7?С>50 До 60 До 40 60-80 Может приме- няться для дета- лей с поверхност- ной закалкой
45Х 207 830— 850 — 820-840 Мас- ло 500—600 //£207—248 До 60 65-80
35ХРА 255 870— 890 — 850-870 Мас- ло 550—600 Z/8300—320 До 60 80 —
40ХР 229 870— 890 — 850—870 Мас- ло 500-600 HRC28-35 До 60 80 —
СТАЛЬ
209
Продолжение табл. 2
Марки стали Твердость в отожженном состоянии (поставка) НВ не более Термическая обработка Твердость после термо- обработки Размер сечения, мм Предел текучести, кГ/мм% при удовле- творительной вязкости и пластичности Примечание
Нор- мали- за- ция, °C Цемента- ция, °C Закалка. °C Среда за- калки Отпуск, °C
18ХГТ 217 900-920 850-880 780—800 (цемен- тация) Мас- ло 500-650 180-200 (цемен- тация) HRC56—62 До 100 120 __
20ХГР 197 870— 890 920—950 850—870 Мас- ло 200—220 Я5С>50 — 80 —
ЗЗХС 241 — — 920-940 Мас- ло Вода 550-650 240-280 775270—300 До 60 75 130 __
40ХС 255 — — 900—930 Мас- ло 600-650 250-280 775270—310 Я5С>52 До 80 80 140 Для деталей с поверхностной и сквозной закал- кой с низким отпуском
35ХГС 241 — “Г" 880—910 Вода Мас- ло 550-650 220—250 5'5250—300 Я5С>48 До 80 85 120 Для деталей с поверхностной и сквозной закал- кой с низким отпуском
40ХН 207 — — 820-840 Мас- ло Вода 600—650 180-200 775230—260 Я5С> 52 До 100 80 Для деталей с по- верхностной за- калкой
18Х2Н4ВА 269 — 900—930 850-870 Мас- ло 180-200 Сердцевина 775340—400 До 100 85 —
15ХНГ2ВА 269 950 — 860 Воз- Дух 180-200 — До 100 95—100 —
15Х2Г2СВА 269 950 — 860 Воз- дух 180—200 — До 100 95 —
40ХНМА 269 890— 920 — 840—860 Мас- ло 500— 650 775269—321 До 80 95 __
50ХФА 269 — —- 850—860 Мас- ло 520 — — 130
35ХЮА 229 — Нитри- рование 520-560 920—950 Мас- ло 650 Сердцевина 775260 До 60 75
45ХНМФА 269 — — 840 Мас- ло 450 — До 60 135 Сталь для тор- сионных валов
14 Заказ 1630.
210
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
Продолжение табл. 2~
Марки стали Твердость в отожженном состоянии (поставка) НВ не более Термическая обработка Твердость после термо- обработки Размер сечения, мм Предел текучести, кГ/ммЯ, при удовле- творительной вязкости и пластичности Примечание
Нор- мали- за- ция, °C цемента- ция, °C Закалка, °C Среда за- калки Отпуск,
ШХ15 217 — 820—850 Мас- ло 180—220 ЯЯС>62 До 15 — —
4Х9С2 241 От- жиг 950 — 1000 Мас- ло 820 НВ ~280 До 60 84 при 20° 40 при 600° 4 при 800° Окалиностойкая до температуры 850-900° С
2Х18Н9 200 — 1100— 1150 Вода — 77.8160—200 — — —
3X13 300 От- жиг 860 — 1050 Воз- дух Мас- ло 600 ЯВ240-300 До 60 50 при 300° 30 при 500°
ХВГ 255 — 800-820 Мас- ло 180—220 77ДС>62 До 25 — —
60С2 285 — — 820-850 Мас- ло 450-500 ЯВ350—415 До 15 120 —
все факторы, влияющие на нее, являются темой много-
численных исследований. Ударная вязкость — наиболее
чувствительная характеристика термически обработан-
ной стали, связанная с прокаливаемостью. Чувствитель-
ность термически обработанной стали к надрезу и испы-
танию при низких температурах также сильно связана
с прокаливаемостью. Вообще говоря, чем выше прокали-
ваемость, тем, при прочих равных условиях, выше
значение ударной вязкости (для высокоотпущенной
стали).
Легирующие элементы, как хром, ни-
кель и некоторые другие, повышают твердость катаной,
кованой и нормализованной стали за счет замедляющего
действия легирующих элементов на структурные пре-
вращения, а отсюда — повышение прочности (часто
без значительного снижения вязкости) конструкцион-
ной стали под влиянием легирующих элементов. Для
образцов стали малых сечений, подвергнутых закалке
и отпуску, это положение неверно, так как прочность
в данном случае зависит только от содержания углерода.
В связи с прокаливаемостью этот вывод, правильный
для малых сечений заготовок, становится неверным
для больших сечений, где прочность легированной
стали оказывается выше прочности углеродистой или
низколегированной стали. Следовательно, две марки
стали, содержащие различные легирующие элементы
(при одинаковом содержании углерода), но обладающие
одинаковой прокаливаемостью, должны обладать в
Высокоотпущенном состоянии практически равноцен-
ными механическими свойствами. Точно также две-
марки стали, обладающие различным содержанием-
легирующих элементов, но взятые в сечениях, обеспе-
чивающих достаточную прокаливаемость, должны обла-
дать практически одинаковой прочностью. Указанная-
закономерность является практической основой для вы-
бора и замены марок стали конструкционного значения.
Необходимо отметить, что вышеуказанные положения-
правильны для случая работы деталей при обычных
температурах. В области низких температур характер-
легирования может оказывать влияние на ударную-
вязкость стали. Например, марки стали, содержащие
никель, обнаруживают при низкотемпературных испы-
таниях более высокий запас вязкости. Кроме того,
легирование стали малыми добавками некоторых эле-
ментов, например молибденом и особенно ванадием,
может влиять на свойства стали и, в частности, на по-
вышение предела упругости и ударной вязкости при
одинаковой прочности и прокаливаемости.
Вопрос о практическом пределе использования дан-
ной марки стали может быть в настоящее время опреде-
лен ' только опытом. Естественно, что допустимый
предел прочности для термически обрабатываемых
заготовок малого сечения будет выше, а для болыпого-
сечения — ниже.
Таким образом, сложность вопроса рационального-
выбора марки стали требует совместного участия в ре-
шении конкретной задачи конструктора, металлурга
и технолога.
СТАЛЬ
211
Таблица 3
Марки стали, применяемые в дизелестроении для основных деталей двигателя
Наименование деталей Марки стали Термическая обработка Твердость Примечание
основная заменитель
Коленчатый вал 35, 40, 45, 40ХМ, 50Г, 18Х2М4ВА 40Х, 15ХНГ2ВА, 15Х2Г2СВА Нормализация. Закалка и высо- кий отпуск. По- верхностная за- калка и отпуск 170—200° С или азотирование См. ГОСТ 10158-62 Для поверхност- ной закалки шеек коленчатых валов рекомендуется применять стали, содержащие не ни- же 0,4% углерода
Шатуны Шток 35, 45 18Х2Н4ВА 40ХН 15ХНГ2ВА, 40Х,35ХГС, 40ХНВА, 15Х2Г2СВА Нормализация. Закалка и высо- кий отпуск 77В229-185 7777285—229 Сталь 15ХНГ2ВА и 15Х2Г2СВА во многих случаях заменяют сталь 18Х2Н4ВА
Шатунные бол- ты, шпильки, стяжные болты 35, 40ХН, 40ХНМА 40Х, ЗЗХС, 27СГ, 18Х2Н4ВА Нормализация. Закалка и высо- кий отпуск 7777229—185 7777285—229 —
Шестерни неце- ментируемые 40, 45, 40Х 40СХ Закалка и вы- сокий отпуск. По- верхностная за- калка и низкий отпуск 180—200° С 7777285-229 777?CJ>50 на поверхности —
Цементируемые детали: поршневой палец, толкатель, распределитель- ный валик, ше- стерни 20Х, 18Х2Н4ВА, 20ХГР, 18ХГТ 20, 15Х, 20ХГНР, ЗОХГР Цементация. Нормализация. Закалка и низкий отпуск HRC~^b3 твер- дого слоя ЛЯС >56 твер- дого слоя —
Азотируемые де- тали 38X10, 38ХМЮА, 38ХВФЮ ОХМ Предваритель- ное улучшение. Азотирование Твердый слой 77У750—1000, сердцевина 7777285-229 —
Клапапы впуска 40ХН, 40Х, 4Х9С2 45Х, ЗЗХС Закалка и вы- сокий отпуск 7777285—229 —
Клапаны вы- пуска • 4Х9С2, 4Х10С2М 4Х14Н14В2М (ЭИ69) Закалка и вы- сокий отпуск 7777280; 7777160—200 —
Пружины прово- лочные до 6 мм Толстые витые пружины ПК (пружин- ная проволо- ка) 50ХфА, 60С2 65Г Отпуск после на- вивки 250—400° С в зависимости от характеристик. Закалка и отпуск 450-510° С В зависимости от требуемых ха- рактеристик —
Детали топлив- ной аппаратуры ШХ15, ХВГ, 18Х2Н4ВА 25Х5М (азоти- руемые) Закалка и низ- кий отпуск ЯТ?С>56
14*
212
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
Таблица 4
Классификация поковок по механическим свойствам (категории прочности, ГОСТ 8479-57)
Катего- рия проч- ности Я и н о ав , кГ/мм2 б, % 1 % ан, кГм/см% НВ
Толщина поковок перед термообработкой, мм
До 100 101—200 201-400 До 100 101—200 201-400 д°„ 100 101—200 201-400
КП18 18 36 28 25 22 55 50 45 6,5 6,0 1 5,5 101—140
КП20 20 40 25 22 20 55 50 45 5,5 5,0 4,5 111—156
КП22 22 44 22 20 18 53 48 40 5,5 4,5 4,0 123—167
: КП25 25 50 20 18 16 48 42 35 4,0 3,5 3,0 140-179
I КП28 28 56 18 16 14 40 38 32 4,0 3,5 3,0 156-197
КП32 32 62 16 14 12 38 35 30 3,5 3,0 — 174-217
' КП35 35 67 14 12 И 35 33 30 — — — 187—229
А КП36 Б 36 60 18 17 15 45 42 40 6,0 5,5 5,0 174-217
14 12 10 42 40 35 5,5 5,0 4,0
КП40 А Б 40 63 17 16 14 45 42 40 6,0 5,5 5,0 187—229
13 12 10 42 40 35 5,5 5,0 4,0
i А КП45 : Б 45 65 16 15 13 45 42 40 6,0 5,5 5,0 197—235
12 12 10 42 40 35 5,5 5,0 , 4,0
А КП50 Б 50 70 16 14 12 45 42 40 6,0 5,5. 5,0 212—248
12 И 9 42 40 ' 35 5,5 5,0 4,0
~ А КП56 Б 56 75 15 14 12 45 42 40 6,5 6,0 5,5 223—262
12 11 9’ 42 40 35 5,5 5,0 4,0
А КП60 Б 60 80 14 13 И 45 42 40 6,5 6,0 5,5 235—277
12 11 9 42 40 35 5,0 4,5 4,0
А КП63 Б 63 85 13 12 11 42 40 38 6,5 6,0 5,5 248-243
11 10 9 38 35 33 5,0 4,5 4,0
А КП67 Б 67 88 13 12 11 42 40 38 6,5 6,0 5,5 262—302
10 9 8 38 35 33 5,0 4,5 ' *4’0
А КП71 Б 71 90 13 12 И 42 40 38 6,5 6,0 5,5 269-311
9 8 7 38 35 33 5,0 4,5 4,0
А КП75 Б 75 95 13 12 И 42 40 38 6,5 6,0 5,5 277-321
9 8 7 38 35 33 5,0 4,5 4,0
КП80 А Б 80 100 И 10 | 9 42 40 38 6,5 6,0 5,5 293—331
9 8 1 7 38 35 33 5,0 4,5 4,0
СТАЛЬ
213
Применяемые в производстве конструкционные марки
стали могут быть подразделены по
характеру использования терми-
ческой обработки следующим образом.
1. Конструкционные стали, применяемые после горя-
чей обработки давлением без термической обработки.
К этой группе относятся углеродистые конструкционные
стали мягких марок и низколегированные марки кон-
струкционной стали повышенной прочности.
2. Стали, подвергаемые нормализации. К этой группе
относятся обычно углеродистые и низколегированные
стали с содержанием углерода не выше 0,5%.
3. Стали, подвергаемые закалке и высокому отпуску.
4. Стали, подвергаемые закалке и низкому отпуску.
5. Стали, подвергаемые цементации или другим опе-
рациям химико-термической обработки.
Выбор марки стали первых двух групп является
относительно легкой задачей, так как критериями
в данном случае служат их механические свойства
и технологические особенности (свариваемость), а
также технико-экономические показатели их при-
менения. Стали 3, 4 и 5-й групп, применяемые
для изготовления деталей машин, работающих при обыч-
ных температурах, представляют подавляющую массу
легированных марок конструкционной стали, подвер-
гаемых термической обработке. Свойства этих марок
стали могут изменяться в значительных пределах в
зависимости от условий термической обработки, в част-
ности температуры отпуска и массы (сечения), обрабаты-
ваемой заготовки. Поэтому характеристики свойств
марок стали, приводимые в справочниках и стандартах,
не могут служитьдостаточным критерием при их выборе.
Марки стали, конструкционного назначения, как уже
указывалось, обладающие одинаковой прока-
ливаемостью при различных сочетаниях и коли-
чествах легирующих элементов, имеют практи-
чески равноценные механические
свойства (для высокоотпущенного состояния).
Указанное положение составляет основу правильной
замены марки стали.
Как известно, свойства конструкционных марок стали
определяются химическим составом, структурой и вли-
янием процесса выплавки. Последнее обстоятельство
не отражается в современных марочниках, а между
тем зависимость свойств в низко- и среднелегированной
конструкционной стали от процесса выплавки может
проявляться сильнее, чем изменение содержания леги-
рующих элементов даже в значительных пределах.
Только при строго стандартном методе выплавки ка-
чественной конструкционной стали можно принимать,
что ее свойства определяются составом. Вообще говоря,
каждая марка стали должна обладать индивидуальными
свойствами, так как все легирующие элементы облада-
ют различным атомным строением. Влияние легиру-
ющих элементов на свойства стали проявляются в тем
более значительной степени, чем выше их содержание.
Однако в стали, содержащей небольшое количество.леги-
рующих элементов, их влияние проявляется сильнее
всего на прокаливаемости, устойчивости против отпуска
и отпускной хрупкости. Указанные свойства влияют
на многие другие характеристики стали. Здесь
и дальше речь идет только о стали, работающей вдоль
волокна. Вопрос о выборе марок стали применительно
к изделиям, работающим поперек волокна, осложняется
влиянием легирующих элементов и методов выплавки
на анизотропность свойств стали, подвергнутой обра-
ботке давлением. Здесь этот вопрос не рассматривается.
Сопротивление износу термически обработанной кон-
«трукционной стали определяется ее твердостью и
практически не зависит от марки стали. То же относится
и к усталостной прочности. Многочисленные исследова-
ния позволяют принять для всех конструкционных
марок стали (в термически обработанном состоянии)
предел усталости при знакопеременном изгибе полиро-
ванных образцов равным 0,45—0,55 от предела прочно-
сти. Колебание значений предела усталости зависит
от чистоты стали и внутренних напряжений и не свя-
зано с маркой стали. Для надрезанных образцов предел
усталости изменяется с повышением предела прочности
по другому закону, а именно: до предела прочности —.
90 кГ!мм2 предел усталости = (0,25—0,35)<тв. Од-
нако с повышением предела прочности свыше 90 кГ1мм2
предел усталости надрезанных образцов практически
не возрастает. Следовательно, изготовление из стали
с высоким пределом прочности деталей с плохо обрабо-
танной поверхностью или с надрезами и работающих
при знакопеременной нагрузке имеет практический
смысл лишь при необходимости повышения сопроти-
вления износу. Повышение усталостной прочности за
счет создания сжимающихся напряжений на поверх-
ности путем обдувки дробью, азотирования и т. п.
имеет одинаковое значение для веере марок конструк-
ционной стали.
Применение конструкционной стали после закалки
и среднего отпуска (350—500° С) является одним из
способов получения стали высокой прочности. Однако
широкому использованию этого простого метода полу-
чения высокопрочной стали препятствуют пониженные
значения ударной вязкости сталей, отпущенных в ин-
тервале температур среднего отпуска.
Применение конструкционной стали после за-
калки и низкого отпуска находит все
большее распространение в связи с необходимостью
получения высоких механических свойств, а также
высокого сопротивления износу. Высокая твердость
низкоотпущенной среднеуглеродистой легированной
стали позволяет в ряде случаев использовать ее взамен
цементуемых марок и исключить для многих деталей
весьма дорогой и длительный процесс цементации.
Для шестерен с успехом применяется после закалки
и низкого отпуска стали 45 X; для тяжело нагружен-
ных шестерен хорошие результаты дает применение
марок стали, обладающих высокой твердостью и вяз-
костью в низкоотпущенном состоянии; к таким маркам
относятся хромоникелевые стали и сталь типа 40GXA,
35ХГС и другие кремнесодержащие легированные
марки.
Выбор марки стали для деталей, подвергаемых за-
калке и низкому отпуску, обусловливается прокаливае-
мостью при закалке в масле, а также содержанием
углерода в стали, определяющим ее твердость после
закалки и низкого отпуска. Твердость в центре детали
должна отличаться от твердости на поверхности не
более чем на 5 ед. по RC. Марки стали, обладающие
пониженной прокаливаемостью, как правило, дают
значительную поводку и деформацию деталей, что
нежелательно, так как детали, подвергаемые закалке
и низкому отпуску, поступают в термическую обра-
ботку после окончательной механической обработки
с допусками на зачистку и шлифование. Это обстоя-
тельство значительно ускоряет, удешевляет и облег-
чает технологический процесс изготовления деталей
потому, что позволяет производить механическую
обработку отожженной стали, обладающей хорошей
обрабатываемостью. Указанные выше марки стали,
применяющиеся для изготовления деталей с низким
отпуском, позволяют получать твердость на поверх-
ности изделий 50 R С при высокой ударной вязкости
214
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕН ИЯ
и пластичности стали (ак > киТ-м/см2 и ф> 35%),
что во многих случаях дает возможность отказаться
от применения цементации.
Изделия, подвергаемые поверхно-
стной закалке, изготовляются обычно из
низколегированных или углеродистых сталей с содер-
жанием углерода, как правило, >0,40% ввиду необ-
ходимости получения достаточно высокой твердости,
а т: кже - понижения температуры закалки, обусло-
вленной содержанием углерода в стали.
Изделия, подвергаемые поверхностной закалке,
проходят обычно предварительную термическую об-
работку, заключающуюся в закалке и высоком отпуске
(порядка 600—650° С). Применение высокого отпуска
в предварительной обработке позволяет использовать
низколегированные слабо прокаливающиеся марки
стали и углеродистые, как, например, 40, 45, 40Х,
45Г, 50Г и др.
Поверхностная закалка является весьма эффектив-
ным методом повышения износоустойчивости деталей
при значительном снижении их стоимости как за счет
применения дешевых марок стали, так и упрощения
и ускорения технологического процесса, например
замена цементации и т. п. Л
2. ЦЕМЕНТИРУЕМЫЕ 1 МАРКИ СТАЛИ
И ИХ ПРИМЕНЕНИЕ
Выбор цементируемых марки стали представляет более
сложную задачу, чем выбор марки закаливающейся
стали. На прочность и долговечность цементированной
детали оказывает сложное влияние твердость и
вязкость как твердой корочки, так
и сердцевины. Сердцевина цементированного
изделия должна обладать достаточной вязкостью,
минимально необходимой для хорошей службы детали.
Стремление к получению весьма высокой вязкости для
сердцевины часто не имеет обоснований. Твердость
и вязкость твердой корочки определяет долговеч-
ность детали, особенно при работе с переменной нагруз-
кой. При значительной контактной нагрузке особое
значение приобретает твердость сердцевины в связи
с возможным прогибом твердой корочки в работе
детали, что может привести к образованию трещин,
выкрашиванию, а следовательно, и к разрушению
детали. Прочность сердцевины определяется прокали-
ваемостью и содержанием углерода.
Если к вопросу о прочности сердцевины вполне
приложимы соображения, изложенные в разделе о за-
каливающихся марках стали, то для твердой корочки
вопрос усложняется тем, что твердая корочка цемен-
тованного слоя углеродистой и низколегированной
стали после закалки в воде, как правило, отличается
значительной хрупкостью, в то время как твердая
корочка хромоникелевых марок стали после масляной
закалки характеризуется относительно высокой вяз-
костью. Возможность применения масляной закалки во
многих случаях решает вопрос о применении хромо-
никелевых марок стали или их заменителей, как, на-
пример, 18ХГТ и др. Для особо нагруженных деталей,
где имеется опасность прогиба твердого слоя, необ-
ходимо выбирать сталь с повышенным содержанием
углерода, а общее содержание легирующих элементов
выбирать из необходимой прокаливаемости.
Цементация — весьма трудоемкая и дорого-
стоящая операция химикотермической обработки стали,
а поэтому последняя должна применяться только в слу-
чаях действительной необходимости.
Нерационально применение цементации, если по-
верхностная твердость деталей должна составлять
менее Л С 53. Поэтому для цементуемых деталей сле-
дует устанавливать следующие нормы твердости. Мало-
ответственные (в отношении поверхностного износа)
детали >7?С 53, ответственные детали, например, порш-
невой палец '^RC 56. Верхний предел твердости но
должен оговариваться в чертежах и технических ус-
ловиях. Рациональные пределы глубины цементации
рекомендуются следующие: при глубине слоя до 0,5 мм
цементация дожна заменяться другими методами
химико-термической обработки, например цианиро-
ванием, жидкостной цементацией и т. п; при необхо-
димости более значительной глубины цементирован-
ного слоя рекомендуется указывать в чертежах сле-
дующие пределы глубины цементации: 0,5—0,8;
0,8—1,2; 1,2—1,6 и 1,6—2,0 мм. Во всех благоприят-
ных случаях рекомендуется заменять изготовление
деталей методом цементации применением закали-
вающихся низколегированных марок стали с исполь-
зованием поверхностной закалки. Необходимо рекомен-
довать широкое использование марок стали, облада-
ющих высокой вязкостью и твердостью в закаленном
и низкоотпущенном состоянии, например стали типа
40СХ и др.
Физические свойства некоторых марок сталей и соот-
ветствие между числами твердости приведены
в табл. 5, 6. 1
Таблица 5
Соответствие между числами твердости, определяемыми различными методами и пределом
прочности при разрыве 1
НВ HRC HRA HRB кГ/ммЪ НВ HRC HRA HRB HV кГ/ммЪ
диаметр от- печатка, мм 1 число твер- дости углеродистая сталь хромистая сталь никелевая и хромонике- левая сталь диаметр от- печатка, мм число твер- дости углеродистая сталь хромистая сталь никелевая и хромонике- левая сталь
2,20 780 72 80 — 1224 — — — 4,25 202 16 59 94 201 72,0 71,0 68,5
2,25 747 70 87 — 1116 — — — 4,30 196 15 58 93 197 70,5 68,5 66,5
2,30 712 68 86 — 1022 — — — 4,35 192 15 58 92 190 69,0 67,0 65,0
2,35 682 66 85 — 941 — — — 4,40 187 — 57 91 186 67,5 65,5 63,5
2,40 653 64 84 — 868 — — — 4,45 183 — 56 89 183 66,0 64,0 62,5
2,45 627 62 83 — 804 — — — 4,50 179 — 56 88 177 64,0 62,5 60,5
1 Числа твердости по Бринелю получены при нагрузке 3000 кг и диаметре шарика 10 мм.
rfs rfs rfs ’СО СО СО СО СО СО СО СО СО СО СО СО СО СО СО СО СО СО СО гс U U о о Ь оо со ч ’-q Ъ Ъ bi oi Ь гс к Ь о о ф ф Ьо да < к а а Ьд Ьд ОСЛОСЛОСЛОСЛОСЛОСЛОСЛОСЛОСЛОСЛОСЛОСЛ О Си О Сл О Сл О Сл О СП о диаметр от- печатка, мм t4
b0t0>b0b0U>U)b0U)N3U)t0>t0>t0>t0>C0C0C0C0C0C0COC0CO4S rfs rfJ* СП СП СП СП О O^^bOtCCOrfSJSCnC^O-^OOCOO^lsOCOrfsCnO-UOOO н* М Js О < Ф г- W СЛ о ^M’-JOoOOQl '-^OOCltCCD'^OJCCtC^^H^tc WCiQOH*. OlO^S '-^^Ol^^CiC»^ число твер- дости to
^^fONMNWWMMNMWCOCdCdOoaoWCOWJsJStt' £•* £•* rfJ* СЛ СП СП СП СП О дафО^[О СС|£>СлС5ЧдаФО^С0^СлО<ССФОН'10 ^oiaoocoic^acoo HRC
ОФФООООФФФОФФОООФООО’*!^^^ <1<I'J'J-vI44*sI’'1C)0C)0 ОО^^ММ СССС^^иПСлЛО^Ч^дадаФОО^^ tO>CO^Cna>Oi-<lOOC0H^bO HRA
§ g 3 3 § g 1 i 1 1 1 i 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 . II 1 I 1 II 1 1 II HRB
botcbotcbobobotctctototctctccocococococococorff*^ ^^^OlUlOlQiaOQ’J Ob^H^bOt\3Co£*CnCnOT>-J“-JOOCOOH^tO>COrf>*OT>OOCC>OIX3 CO Qi -U О CO СП Q0O rfj* О £*• С0 С0*<1^ОСЛООСП^ГСС0 0Пк-*-СПГСОСчь£*.^ОО^С0 CnOCOtC^^-JCiCDktsCi HV
•O •<! «О 00 00 00 00 00 co co co о О О О to tS CO CO CO 4>* >£* СЛ Ci О -J --1 , . . . . rfsOOOOtC^-^lCOtCl^^JCOCOaipOi-^CnCObOQiOCnCO^ CO СП О СЛ 145 00 I j 1 | | СЛОСГОСЛСЛСОСЛОСЛОСЛОСПСПСЛСЛСЛСЛСЛСП СП углероди- стая сталь
^мччоооооооооососо<оо8352^*им5со5 СЛ СЛ , О “3 , . . . . birfsQi-UObOrf^-^CO^rf^^OKJCnOObOOCDCO-Jt^OCO СП о сэ I -J СО j | | | | Ьл о о сл О Сл Сл О О О О О Сл СП Ьл Сл Сл Си о О Сл Сл хромистая сталь Q ft Я ьэ
QM^®^JCCCCOOCCCCCOCCOOOOO^ -^H.b:Mu 5 rfsSs. . S О 1 . I I . -Г^^^^огс^-осо^^-^огссчсосоососс-лгсо ь^сэ| I ь- 00 | | | | СЛ СО 4J ^д Ь1 ОД О о-СЛ ОСЛСПОООСПСЛ СЛ . СЛ никелевая и хромоникеле- вая сталь
QQQQQQCnUlUlCnOlUlOlOiyiUlCnyiCnGiaiCnUlUiOlCn^Js^^^^jt’^^ Ьт is к к о о ф сс с» к к о Ъ bi Ь к к к к к. к о о Ъ к сю Ьо к к к Ь Ьп агоооооослослослосло слоспоопоспослослоспоспослослосл диаметр от- печатка, мм to
KjOOOOCCCOCOCCOOOOOO -^H'^^W14WW CCWQ^^^^G!cnCnoa4^J OOOrf>*OOtG><O-JCOH‘‘COCn-JCOtO>rf>*CiOOH‘‘k£N0iOO>-*rfs-UOCOCicOCOCiCOCoCiOrf>* число твер- дости to
1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 HRC
i • i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i i а HRA
даёЁчфСЛСДСЛСпСлСЛСПОФОФдаФФО^ЧЧЧЧЧМОООООООООООООООО Ь1 Ь1 Ь1 CHU)COrfSCi-*300CO>^tO>»fSCn®i**ICOCO>-^tO>rfsCn(OQiOOO>^tO>COrfsCnQi-U HRB
174 171 165 162 159 154 152 149 147 144 HV
bOtOOOCoCoCOCOCOCOCoCoCOCO^rfJ'^rfSrfs^^i^^rfs^CnCnCnCnCnCnCncnCiQiCS 00C0OL0C0rff*Cn>CnO'j*J00 00 C0ObA‘>A‘b0C0i^.CnCi-*300C0OH^t0>C0CnCi«<IQ0OH*t0> оооооЬлоспспооЪдоспьо^спслоогфоослоосиспоослЬлооЬл углероди- стая сталь
’*£>£'!f^£*>tsrfs£'’,rff*rff*rff*rff*£'»£*cncncncncncncncnci 1 | . I . I I I | I I 1 i^Op^W CJWrfsOl-^OOCOH'MW^Oi’JOOOH' 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 । '«спьо^слслослкаслоооспооспспспослсло хромистая сталь ft a to
$Й№Й!^*^^',^,^'^'^Ч^‘,^^'^ЛСЛСЛСПСЛСПСЛСЛСЛ . . . . . . . . . | [ | | 00 OO CO О r W W W СЛ Ci po О о w co rfs СЛ -u 00 1 1 I 1 1 1 1 1 1 1 1 । 1слммоЪЪслслслслслЪ1СлЪслЪослслЪоо никелевая и хромонике- левая сталь £ b9
сл
Продолжение табл.
Таблица 6
Физические свойства некоторых марок сталей (по энциклопедическому справочнику «Машляострое ние», т. 3, гл. X)
Марки сталей £•10 кГ/мм2 10 ®а, мм/м- град Л, ккал/М'Ч-град с, ккал/кг Y- , г) см3
10 +15° С — 40° С — 100° с 200° С 400° С 600° С 100° с 200° С 400° С 500° С 100° с 200° С 400° С 600° с 7,83
19,8 — ’„21,2 — 11,6 12,6 13,0 14,6 69,5 59,5 44,2 39,5 0,110 0,114 0,122 0,135
40 20° С 100° с 300° с 450° С 12,4 12,6 14,5 14,6 51,0 45,7 40,3 35,0 0,112 0,115 0,128 0,136 7,815
21,35 21,0 13,8 17,95
40ХС 22,3 22,0 21,1 19,25 11,7 12,7 14,0 ’.14,8 200° С 300° С 400° С 500° С — — — — 17,74.
31,7 30,6 29,8 28,8
18Х2Н4ВА 20,0 — — — 14,5 14,5 14,3 14,2 70° С 230° С 530° С 900° С 70° С 230° С 535° С 900° С 7,94
20,5 21,6 24,1 20,9 0,116 0,123 0,185 0,173
45ХНМФА 21,1 20,7 19,6 17,6 10,8 11,6 13,3 13,7 100° С 200° С 300° С 400° С — — — — —
35,1 . 32,5 29,2 26,2
ШХ15 21,5 — — — 14,0 15,1 15,6 15,8 34,6 (отжиг) — — — 45° С 525° С 980° С 7,8
31,6 (закалка) 0,122 0,188 0,174
Х9С2 — — — 100° С 200° С 400° С 600° С 135° С 255° С 560° С 770° С 40° С 280° С 570° С 760° С
11,1 12,7 14,3 14,2 14,0 15,8 18,0 18,0 0,113 0,117 0,218 0,205
4Х14Н14В2М (ЭИ69) — 1 — — 300° С 17 500° С 18 700° С 18 900° С 19 15° С 11,9 1000° С 27,0 — — — — — — 8,0
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
СТАЛЬ
2ГГ
3. ВЫБОР ЖАРОУПОРНЫХ МАРОК СТАЛИ
И СПЛАВОВ
Согласно современным представлениям жароупорность
сплавов — комплексное понятие, заключающее в себе
представление об окалиностойкости и жаропроч-
ности.
Окалиностойкост ь, или жаростой-
кость металлов, рассматривается как свойство противо-
стоять образованию на поверхности слоя окислов или
других соединений йри воздействии активной газо-
вой среды, содержащей кислород или другие активно
действующие на металлы газы (чаще всего сернистый
газ).
Способность металлов противостоять указанному вы-
ше разрушению зависит от температуры, химического
состава металла и состава газовой среды. При плотной
окисной пленке скорость нарастания толщины ока-
лины зависит от скорости диффузии металлических
атомов сквозь окалину, а это, в свою очередь, зависит
от температуры и строения окалины. Задача получения
окалиностойких сплавов заключается в том, чтобы пре-
пятствовать образованию на поверхности окислов же-
леза и других металлов типа FeO и, наоборот, благопри-
ятствовать образованию окислов типа FeaO3 и изоморф-
ных с Ее»Оз соединений типа А120з и Сг2О3. Для этого
необходимо такое содержание хрома и алюминия в спла-
ве, чтобы окисление происходило путем образования
прочной пленки окислов типа (СгРе)2Оз, или (AlFe)2Os.
Кроме хрома и алюминия жаростойкой присадкой
является также и кремний. Поэтому окалияостойкие
сплавы создаются путем сочетаний элементов хрома,
кремния и алюминия. Количество указанных элемен-
тов в сплаве определяет его окалиностойкость при дан-
ной температуре. Так, например, при введении в мяг-
кую сталь хрома в количестве 5% сталь становится
окалиностойкой до температуры 700° С. Для окалино-
стойкости при температуре 900° С необходимо иметь
в сплаве не менее 12% хрома, а для 1100° С содер-
жание хрома в стали должно составлять не менее-
25%.
Лучшие результаты получаются при одновременном
легировании стали хромом, кремнием (сильхромы)
и алюминием. Например, сплав Х13Ю4, применяемый
для нагревательных элементов электрических печей,,
имеет в составе 13% хрома, 4% алюминия и 1% крем-
ния; максимальная рабочая температура этого сплава-
1000° С. Для сплава Х27Ю5А, содержащего 27%
хрома и 5% алюминия, максимальная рабочая темпе-
ратура 1300° С. Сплавы, легированные хромом, крем-
нием и алюминием, хорошо сопротивляются действию-
газовой среды, содержащей сернистые газы. Действию
газовой среды, содержащей сернистые газы, плохо про-
тивостоят сплавы с высоким содержанием никеля
из-за образования легкоплавких соединений серни-
стого никеля. Окалипостойкие сплавы, легированные-
хромом, кремнием и алюминием, не обладают высокой
механической прочностью при работе в области высо-
ких температур.
Жаропрочность — сопротивление механи-
ческим нагрузкам при высоких температурах. Стали
углеродистые и легированные не чувствительны к ско-
рости нагружения образцов, если температура испыта-
ний не превосходит 350° С. При температурах испытаний
выше 350° С скорость нагружения влияет тем значи-
тельнее, чем выше температура испытаний. При неко-
торых нагрузках, лежащих ниже предела текучести,
но при температурах выше 350° С часто наблюдается
остаточная деформация во времени под действием на-
пряжений. Это явление получило название ползу-
чести. Явление ползучести наблюдается во всех
случаях деформации металлов при повышенных тем-
пературах, ебли температура при деформировании ле-
жит выше температуры рекристаллизации или значе-
ния напряжений находятся выше предела упругости..
Для расчета деталей работающих длительное время;
Таблица ?'
Некоторые марки жаропрочных сплавов
Марки или услов- ное обо- значение Химический состав, %
С Сг NI W Мо И А1 В Другие элементы Fe
ЭИ-415Л 0,16-0,24 2,4-3,3 —- 0,3—0,5 0,35-0,55 — — — V 0,6—0,8 Основа
ЭИ-572Л 0,28—0,35 18,0-20,0 8,0—10,0 1,0-1,5 1,0—1,5 0,25-0,50 — — Nb 0,25—0,50 Основа
ЭИ-696М 0,1 10,0-12,5 21,0-25,0 — 1,0—1,6 2,5-3,0 <0,8 0,008—0,020 — Основа
ЭИ-787 0,08 12,0—16,0 33,0—37,0 2,0-4,0 — 2,4-3,2 0,7-1,7 <0,03 — Основа
ЭИ-69 0,4-0,5 13-15 13-15 2,0-2,75 0,25—0,40 — — — Основа
ЭИ-765 0,1-0,15 13,0—16,0 Основа 4,0-6,0 3,0—5,0 0,9-1,4 1,7-2,3 <0,01 — 3,0
ЭИ-445Р 0,08 17,0-20,0 Основа 4,0-5,0 4,0-5,0 2,2—2,8 0,7-1,7 0,01 Се 0,01 —
218
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
Таблица 8
Свойства некоторых жаропрочных сплавов
Марка Термическая обработка Температура испытаний, °C S Ьч ед Ь О"о 2, кГ/ммЪ \ 40 О'4- «О V, % d 3 о S 3 S е НВ адл 1000, кГ/мм% °ПЛ 1/1000, кГ/ммЪ JWW/J-» *40Т ‘I—D
Не менее
ЭИ-415Л Закалка при 1050° С 20 85 70 8 20 3,5 228—340 — — —
в масле 450 66 56 7 20 4 — 44 — —
Отпуск при 680° С 3 ч 525 62 56 8 30 5 — 32 27 23,0
ЭИ-572Л Аустенизация при 1160°— 20 60 30 12 15 3 180-212 —
1180° С в воде 560 47 22 135 17 4 — 32 22 —
Старение при 750° С 10— 15 ч 600 40 20 15 17 5 — 27 18 16,5
ЭИ-696М Закалка при 1170— 20 90 60 ' 10 14 3 269-302
1200° С, выдержка 2—8 ч, 600 86 63 10 16 — — — — —
воздух Старение при 750—800° С, 16—25 ч 700 71 59 10 16
ЭИ-787 Закалка при 1180—1200° С, 20 95 65 6 8 3 286-340
выдержка 2 ч, воздух; за- 600 100 69 — 12 — — — — —
калка при 1050° С, вы- держка 4 ч, воздух; старе- ние при 750—800° С 16—25 ч 700 92 73 5 9 28 25 30
ЭИ-765 Аустенизация при 1150° С 20 103 60 20 25 8 277—302
в масле 700 89 58 22 27 9 — 31 27 40
Старение при 800° С, 24 ч 750 71 58 21 35 8 — 22 22 38
ЭИ-445Р Аустенизация при 1200° С, 20 100 55 20 20 6 — —
воздух 700 85 55 15 16 8 — 35 37 —
Старение при 850° С 15 ч 750 75 55 9 12 10 — 28 27 32 '
при высоких температурах, необходимо знать величину
предела ползучести при максимально возможной, в ус-
ловиях службы детали, температуры. Предел ползу-
чести определяется как напряжение, вызывающее оп-
ределенную остаточную деформацию, например 0,1%
или 1,0% за заданный период времени — 10 000 ч,
1000 ч или 100 000 ч воздейстия нагрузки при
данной температуре. В случае кратковременного пе-
риода работы детали ограничиваются определением ве-
личины длительной прочности. Длительная проч-
ность — напряжение, вызывающее разрушение образ-
цов при данной температуре через заданный период
времени. Обычная длительная прочность определяется
при 100 ч испытании. Для работы до температур
400° С могут применяться обычные углеродистые
.и легированные стали. Для температур до 500° С при-
.меняются перлитные и ферритные стали, легированные
хромом, вольфрамом, молибденом, алюминием и дру-
гими элементами. »
Для температур 500—650° С применяются ста-
ли аустенитного класса. Для температур 650—
800° С применяются сложнолегированные стали ау-
стенитного класса, а также сплавы на основе ни-
келя и кобальта (табл. 7, 8). Жаропрочность зависит
от структуры сплава и его состава. Большое значение
для работы жаропрочного сплава имеет наличие в струк-
туре упрочняющих фаз, малоизменяющихся в усло-
виях службы сплава. К упрочняющим фазам относятся
дисперсные тугоплавкие соединения шиповидной формы,
препятствующие образованию сдвигов как по грани-
цам зерен, так и по телу зерна.
Повышение прочности и пластичности жаропрочных
сплавов возможно путем термической обработки их по
специальным режимам, стабилизирующим структуру
сплава (см. табл. 8).
СЕРЫЙ ЧУГУН
219
ГЛАВА II
СЕРЫЙ ЧУГУН
1. ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ.
МАРКИ ЧУГУНА.
МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА
Основные свойства чугуна предопределяются его
'структурой, зависящей как от химического состава чу-
гуна, так и от технологии получения отливки.
Чугун может состоять из различных комбинаций пяти
основных составляющих: феррита, графита, фосфидной
эвтектики и цементита.
Перлит, представляет смесь феррита и цементита,
являющуюся продуктом распада аустенита. Концен-
трация углерода в перлите — 0,80%. Твердость НВ
равняется 180. Перлит обладает максимальной проч-
ностью и износостойкостью.
Феррит — твердый раствор углерода в железе.
Характеризуется малой твердостью, малой проч-
ностью и высокой пластичностью (<тв = 25 к/1/-’1-®2, оТ =
= 12 кГ/мм*, 6 = 50%, ф = 80%, НВ = 70—100).
Присутствие феррита в структуре чугуна отливок
снижает их износостойкость.
Графит является характерной и обязательной струк-
турной составляющей серых чугунов. Располагается
чаще всего в форме чешуйчатых пластинок разной
величины и формы. Нарушая целость основной метал-
лической массы, включения графита понижают проч-
ность чугуна, но улучшают антифрикционные свойства
ж обрабатываемость. Форма и величина графитовых
включений зависит от химического состава чугуна и
технологии получения отливки.
Фосфидная эвтектика состоит из тройного твердого
раствора железа (Р, С, Fe), фосфида железа (Fe3P)
и карбида железа (Fe3C). Располагается между зер-
нами затвердевшего металла в виде отдельных вклю-
чении (при содержании Р <. 0,6%) или сплошной
сетки (при Р >0,7%). Фосфидная эвтектика твердая,
хрупкая и сравнительно легкоплавкая составляющая
(температура плавления 950° С). В деталях, работа-
ющих на износ, допускается содержание фосфора до
0,7%. Фосфор повышает твердость и хрупкость чугуна.
Недопустим в деталях, работающих при высоких тем-
пературах.
Цементит — химическое соединение железа с угле-
родом (карбид железа Fe3C). Весьма тверд (ЯВ800)
и хрупок. В отливках может встречаться при мало-
углеродистых чугунах и в тонких сечениях. Снижает
механические свойства чугуна, увеличивает твердость
и хрупкость.
Химический состав значительно влияет на структуру
серого чугуна и особенно добавки Ni, Сг, Ti, Си, V
(легированные чугуны).
Никель обычно добавляется в количестве от 0,25
.до 1,5% и в комбинации с другими элементами до 3%.
Уменьшает склонность к отбеливанию. Позволяет по-
лучить отливки с повышенной твердостью и прочностью
без ухудшения обрабатываемости.
С увеличением содержания никеля структура чугуна
становится сорбитной, мартенситной (Ni>5%) и
аустенитной (Ni > 10%) с соответствующими измене-
ниями в свойствах чугуна.
Аустенитные чугуны (14% Ni, 5,5% Си, 1,5% Сг,
2% Si и 3% С) практически свободны от роста, жаро-
стойки до 800° С и хорошо сопротивляются действию
многих кислот, щелочей и солей, износостойки.
Хром — сильный карбидообразующий элемент. При
присадке более 1 % (без никеля) появляются свобод-
ные карбиды, затрудняющие механическую обработку.
Добавка хрома снижает содержание графита и измель-
чает его; способствует образованию более мелкого
перлита, при этом увеличивается твердость, механи-
ческая прочность и сопротивление износу отливок.
Наибольшее распространение получила совместная
добавка в серый чугун хрома и никеля (хромоникеле-
вые чугуны). Никель и хром присаживаются к чугуну
в отношении, обеспечивающем взаимную нейтрализа-
цию их влияния на отбеливание. Обычно отношение
никеля к хрому берется как 2,5 : 1 и не превышает 3%
никеля и 1 % хрома.
Хромоникелевые чугуны применяются для отливок
с требованиями повышенной твердости, хорошего со-
противления износу и прочности при сохранении
хорошей обрабатываемости (поршневые кольца, ци-
линдровые втулки и поршни).
Медь добавляется в серый чугун до 0,5% и иногда
применяется вместо никеля. Присадка меди способ-
ствует получению мелкозернистой плотной структуры,
повышает механические свойства, сопротивлению из-
носу и улучшает обрабатываемость.
Титан добавляется в незначительных количествах
(0,1—0,2%) и чаще всего в комбинации с другими
Таблица 9
Марки и механические свойства серого чугуна
Марки чугуна ав, кГ/мм2 d д 3 е> /, At At, При расстоянии между опо- рами, мм НВ, ъГ/ммъ
600 300
не менее
СЧ 12-28 12 28 6 2 143-229
СЧ15-32 15 32 8 2,5 163-229
СЧ 18-36 18 36 8 2,5 170-229
СЧ21-40 21 40 9 3 170-241
СЧ24-44 24 44 9 3 170-241
СЧ28-48 28 48 9 3 170—241
СЧ32-52 32 52 9 3 187—255
СЧ35-56 35 56 9 3 197—269
СЧ38-60 38 60 9 3 207—269
Примечания: 1. Отклонения по показателям твер- дости при удовлетворительных результатах механических испытаний и обрабатываемости основанием для забракования отливки служить не могут, за исключением случаев, особо оговоренных в ТУ заказа. 2. Химический состав так же, как и структура металла отливки из серого чугуна, может предусматриваться ТУ за- каза или стандартами на отливки конкретного назначения. 3. К отливкам из серого чугуна любой марки могут быть предъявлены дополнительные требования в части их свойств соответственно с условиями их эксплуатации. По- казатели качества отливки и методы испытаний в этом слу- чае устанавливаются ТУ заказа или стандартами на отливки конкретного назначения.
220
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
элементами (Ni, Сг, V); раскисляет чугун, способ-
ствует графитизации и уменьшает склонность к отбе-
ливанию. Уменьшает размер графитовых частиц и по-
вышает прочность.
Ванадий — сильный карбидообразующий элемент.
Присаживается к чугунам в количествах 0,1—0,5%.
Стабилизует цементит, измельчает графит и уменьшает
величину зерна основной массы.
В зависимости от показателей предела прочности при
растяжении и предела прочности при изгибе, опреде-
ляемых на образцах, устанавливаются следующие
марки серого чугуна, приведенные в табл. 9. Пример-
ные значения твердости по Бринелю для серого феррит-
ного чугуна 130—180 кГ/мм2, серого перлитного
200—260 кГ/мм*, серого перлитного легированного
240—300 кГ/мм2. Марки и механические свойства
высокопрочного чугуна приведены в табл. 10.
Связи между твердостью и пределом прочности при
растяжении у серых чугунов нет.
Модуль упругости (£) серого чугуна является услов-
ной величиной, так как концентрация местных напря-
жений в местах падрсзов металлической массы включе-
ниями графита приводит к появлению пластических
деформаций при более пизких нагрузках, чем предел
упругости основной массы, и это вызывает отклонение
линии упругих деформаций от прямой уже при нагруз-
ках в 0,5—0,6 от ое.
Такой характер наклона кривой упругих деформа-
ций обусловливает изменение величины модуля упру-
гости с изменением нагрузки на образец. Увеличение
напряжения уменьшает величину модуля упругости.
Так, модуль упругости, определенный при нагрузке,
составляющей 0,5<тв, в среднем в 1,2—1,5 раза больше
модуля упругости, определенного при разрушающей
нагрузке.
Для расчетов можно принять следующие значения Е,
определенного при изгибе и 25-процентной нагрузки
чугуна от разрушающей:
ав, кГ/мм2 е, кГ/мм2
18-21 8 500—9 000
24—28 ......... 10 000—12 000
32—35 ......... 12 000—14 000
38—40 ......... 13 000—15 000
40 14 000-16 000
Модуль упругости при разрыве составляет 0,75—0,97,
при сжатии 0,70—1,05, при кручении 0,4—0,5 от мо-
дуля упругости, определенного при изгибе [5].
Предел прочности при срезе (тср) зависит от метода
испытания. Прямой пропорциональности между ве-
личинами хср и <т« для серого чугуна нет. При-
мерно можно принять Тер = (1,3—1,5)<тв для обычных
(Ов-С 28 к/’/л1-ч2) и тСр = (1,0—1,2)<тв для высоко-
качественных чугунов, причем большее значение от-
носится к менее прочным чугунам.
Предел прочности при кручении (тПч) оказывается
тем выше, чем больше количество и чем крупнее гра-
фит. Можно считать тПр = (1,2—1,6)<тв для обычных
и Тпр = (1,1—1,3)<гв для высококачественных чугунов.
Предел выносливости (усталости) для чугунов до-
стигается примерно после 107 циклов и увеличивается
с увеличением предела прочности при растяжении.
Связь между пределом прочности при растяжении
и пределом усталости при изгибе математически может
быть представлена уравнением (9)
Ci = 0,57<Тв — 2,5 кГ/мм2,
которое дает средний результат; отдельные отклонения
могут быть в ±10% от полученного.
Таблица 10'
Марки и механические свойства высокопрочного чугуна
Марка чугуна Я Ь ео ‘г о. % Я 5* д £ £ е НВ, кГ/мм2
ВЧ45-0 45 36 — — 187—255
ВЧ50-1.5 50 38 1,5 1,5 187-255
B4G0-2 60 42 2,0 1,5 197—269
ВЧ45-5 45 33 5,0 2,0 170—207
ВЧ40-10 40 30 10,0 3,0 156—197
Примечания: 1. Включения графита должны быть шаровидной формы. 2. Отклонения по показателям твердости при -удовлетво- рительных результатах механических испытаний, структуры и обрабатываемости основанием для забракования отливок служить не могут. 3. Механические свойства и структура чугупа обеспечи- ваются либо в литом состоянии, либо путем термообработки.
Предел выносливости при растяжении — сжатии со-
ставляет 0,23—0,30<тв и при кручении 0,40—0,50<тй.'
Серый чугун характеризуется сравнительно высоким
отношенйем предела выносливости при изгибе (о^)
и особенно высоким отношением предела выносливости
при кручении (т_0 к <%. По чугун по абсолютной
величине весьма близок к стали, что является его ха-
рактерной особенностью как конструкционного мате-
риала.
Качество обработки поверхности и наличие падре-
зов чугунных деталей значительно меньше сказы-
вается на усталостной прочности, чем у стальных де-
талей. Увеличение прочности чугуна увеличивает чув-
ствительность его к состоянию поверхности, но все же
она меньше, чем у стали.
С повышением температуры прочность чугупа до
400—450° С практически мало изменяется, а прй даль-
нейшем повышении температуры опа резко падает.
Влияние низких температур на серый чугун ска-
зывается весьма мало и до —35—40° С можно счи-
тать, что механическая прочность не изменяется.
Присадки Сг, Ni благоприятно действуют на проч-
ность чугуна при повышенных температурах.
В табл. 11 приведены свойства наиболее часто при-
меняемых в дизелестроении для ответственных деталей
марок чугунов в зависимости от толщины стенок от-
ливки (по ЦНИИТмаш).
Серые чугуны в дизелестроении также находят
применение как антифрикционный материал в подшип-
никах шестерен, распределительных валов, напра-
вляющих клапанов, толкателей и т. п.
Марки антифрикционных чугунов
(ГОСТ 1585—57), химический состав и структуры при-
ведены в табл. 12, 13.
Обязательными характеристиками для отливки из
антифрикционного чугуна всех марок является микро-
структура и твердость, а для марок АС и АВ также-
содержание легирующих элементов. Также могут
предъявляться требования в отношении механических
свойств, и в этом случае они оговариваются в ТУ за-
каза.
СЕРЫЙ ЧУГУН
221
Таблица 11
Свойства некоторых марок чугунов
Механические свойства Марки чугунов '
СЧ21-40 СЧ24-44 СЧ28-48
Толщина отливки, мм 30 50 100 30 50 100 30 50 100
Пределы прочности, кГ/мм2:
при растяжении 21 • 19 12 24 24 22 28 27 26
сжатии 95 85 47 100 100 95 110 110 100
изгибе 40 40 35 44 44 42 48 48 48
срезе 24 22 18 28 26 23 35 33 30
кручении 28 25 24 30 30 28 35 35 34
Твердость по Бри- нелю 180—207 180-207 143—180 187—217 187—217 163—207 170—241 170—241 170—229
Модуль упругости, кГ/мм* 8500 7500 6000 11000 10 000 9000 12 000 11000 10 000
Модуль сдвига при кручении, кГ/мм2 4500 3800 3000 4800 4100 3300 5200 4750 4000
Предел усталости при изгибе, кГ/мм2, на об-
разцах:
гладком 10 10 10 12 И 10 14 14 12,5
надрезанном 9 9 9 10 Ю . • 9,5 12 12 12
Таблица 12
Химический состав антифрикционных чугунов
Марка чугуна Химический состав, %
С Si Мп Р S Сг N1 Ti Си Mg
АСЧ-1 3,2-3,6 1,6-2,4 0,6-0,9 0,15—0,20 До 0,12 0,2—0,35 0,2-0,4 — <0,7 . —
АСЧ-2 3,2-3,8 1,4-2,2 0,4-0,7 0,15-0,4 До 0,12 0,2-0,4 0,2-0,4 До 0,1 0,3—0,5 —
АСЧ-3 3,2-3,8 1,7-2,6 0,4-0,7 0,15-0,4 До 0,12 <0,3 <0,3 До 0,1 0,3-0,5 —
АВЧ-1 2,8-3,5 1,8-2,5 0,5-1,2 До 0,2 До 0,03 — — <0,7 0,03
АВЧ-2 2)6—3,5 2,2—2,7 0,5-0,8 До 0,2 . До 0,03 — — — — 0,03
АКЧ-1
АКЧ-2 ^6-3,0 0,8—1,3 0,3—0,6 До 0,15 До 0,12 <0,06 — — — —
Применение антифрикционных чугунов в подшип-
никах требует соблюдение следующих условий.
1) Чугуны марок АСЧ-1, АСЧ-2, АВЧ-1, АКЧ-1 пред-
назначены для работы в паре с каленым валом, чугуны
марок АСЧ-3, АКЧ-2, АВЧ-2 —с «сырым» валом;
2) тщательный монтаж и отсутствие перекосов;
3) непрерывная качественная смазка;
4) повышение зазоров по сравнению с бронзовыми
подшипниками на 15—30%, а при наличии значитель-
ного нагрева подшипника — до 50%;
5) тщательная приработка на холостом ходу и по-
•степенное повышение рабочих нагрузок. При соблю-
дении этих условий допускаются следующие режимы
работы деталей из антифрикционных чугунов:
Марки чугуна р, кГ/мм2 v, м/сек
АСЧ-1 ............... 90 0,2
йй I................ “
АСЧ-1 i АВЧ-2 1 120 1,0
АКЧ-1 | АКЧ-2 >
Имеются данные, что в некоторых случаях при малых
222
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
Таблица 13
Микроструктура (ГОСТ 3443—57) и твердость отливок из антифрикционного чугуна
Марка чугуна Графит Перлит нв
Количество Длина включений Количество Дисперсность
АСЧ-1 АСЧ-2 Г06, гю Г12 Гдб Гд7 Гд8 П, П95, П85 Ппс, Ппс95, Ппс85 Пд1,6 Пд1,4 Пд1,0 180—229 190—229
АСЧ-3 Г06, ГЮ, Г12 Гдб Гд7 Гд8 П85, П70 Ппс85, Ппс70 ПпсбО Пд1,6 Пд1,4 Пд1,0 160-190
АВЧ-1 ГшОб, ГшЮ Гш12 — П, П95, П85 Пд1,0 Пд0,5 210-260
АВЧ-2 ГшОб, ГшЮ Гш12 — П70, П60, П50 Пд1,6 Пд1,4 Пд1,0 . 167—197
АКЧ-1 Углерод отжига 80—100% поля шлифа | 197—217
АКЧ-2 Углерод отжига 35—80% поля шлифа 167—197
Примечания: 1. Фосфидная эвтектика во всех марках Фр1 и Фр2. По соглашению сторон допускается ФрЗ. 2. Цементит во всех марках не допускается.
нагрузках чугуны марок АСЧ-2 и АСЧ-3 могут рабо-
тать при скорости до 3 м/сек (р = 1 кГ/.ii-’i2), а АВЧ
и АКЧ до 5 м/сек (р = 5 кГ/мм2).
2. НАЗНАЧЕНИЕ МАРОК ЧУГУНА
Примерное назначение марок чугуна приведено
в табл. 14.
Для деталей, работающих на истирание (поршневые
кольца, цилиндровые втулки) или при повышенных
температурах (поршни, крышки цилиндров), марка
чугуна должна обеспечивать не только прочностные
свойства, но и надлежащую сопротивляемость износу
и росту, а также плотность отлийки. Поэтому ТУ
на эти детали обязательно должны предусматри-
вать получение определенной структуры металла
отливки.
Поршневые кольца отливаются из чугуна
с повышенным содержанием фосфора (до 0,8%), леги-
рованного хромом (до 0,3%), никелем (до 1%) и дру-
гими элементами (табл. 15). Наилучшей структурой для
колец следует считать перлитовую, мелкопластинчатую
основу с включениями мелкопластинчатого графита
и включениями фосфидной эвтектики в виде разом-
кнутой сетки. Структурно свободный цементит не
допускается. Феррит допускается в кольцах круп-
ного размера не более 5%. Твердость кольца
НВВ95—106.
Для уменьшения износа поршневых колец приме-
няется покрытие рабочей поверхности слоем (0,12—
0,20 мм) пористого хрома, снижающего их износ в 2—3
раза и работающих в паре с ними цилиндровых втулок
в 1,5—2 раза [8].
Таблица 14'
Примерное назначение марок чугуна
Наименование деталей Марки чугуна
Неответственные детали — фланцы, заглушки, маховички и т. и. СЧ12-28 СЧ15-32
Детали, не подвергающиеся высо- ким напряжениям — кронштейны, фундаментные рамы и блоки тихо- ходных дизелей, корпуса агрегатов, маховики и шкивы с окружной ско- ростью менее 20 м!сек СЧ18-36
Детали, требующие достаточной прочности и работающие при нор- мальной температуре — фундамент- ные рамы и блоки быстроходных двигателей, стойки, картеры, несу- щие нагрузку; маховики и шкивы с окружной скоростью 20—30 м/сек СЧ21-40 СЧ24-44
Маслоты для поршневых колец. Цилиндровые втулки Специальные чугуны
Ответственные детали, работающие при повышенных температурах, — поршни, крышки рабочих цилиндров СЧ24-44 СЧ 28-48 ВЧ45-0
Литые коленчатые валы ВЧ50-1.5
Детали,— работающие при высоких температурах,—корпуса турбин агре- гатов наддува, выхлопные коллек- торы ЖЧХ-0,9 ЖЧХ-1,5
СЕРЫЙ ЧУГУН
223
Химический состав (%) чугуна для поршневых колец
Т аблица 15-
Марка с ®св Si Мп Р S Ni Сг Ti Мо Другие элементы Примечание
— 2,9- 3,2 0,6— 0,9 1,4— 1,6 0,8— но 0,4-0,7 <0,1 До 0,5 До 0,6 — — Маслоты для колец тихоход- ных дизелей
— 2,8- 3,5 0,6- 0,9 1,9— 2,3 0,6- 1,2 0,3-0,7 0,об- оде 0,5—0,8 0,5-0,9 — 0,25 —
спчт 2,7— 3,0 — 1,4— 1,6 1,4- 1,6 0,35— 0,5 <0,1 0,4-0,6 0,25— 0,4 0,05— 0,12 — Маслоты для колец быстро- ходных дизелей
хм 3,0- 3,2 од- но 1,9- 2,3 0,6- 0,9 0,25— 0,4 <0,1 <0,6 0,6-0,8 — 0,6-0,9 —-
хнв 2,9— 3,2 0,65— 0,95 1,4— 1,9 0,6- 1,0 0,4- 0,65 <0,1 0,6-1,4 0,3-0,6 — 0,5— 0,35 W 0,25—0,70
МИД 3,0- 3,4 ОД- НО 3,0- 3,4 1,4— 1,6 <0,1 <0,1 1,8—2,2 <0,1 — — Mg 0,03—0,08 Плавка в электропечи
— 3,5- 3,7 0,6— 0,8 2,5- 2,8 0,6— 0,8 0,4-ОД <0,08 0,2-0,3 0,1-0,2 0,08— 0,15 — Си <0,5 Индивидуальная отливка колец
— 3,3— 3,6 0,6- 0,9 2,3- 2,6 0,8— 1,1 0,3-0,5 <0,05 — — 0,8-1,0 — Си 0,5—ОД Тракторные дизели
— 3,7— 3,9 0,7— 0,9 2,4- 2,6 0,5- 0,7 0,3—0,5 <0,08 — 0,25— 0,35 0,08— 0,18 W 0,3—0,5 Центробежная отливка маслот
хтв 2,8- 3,2 ОД- НО 1,7— 2,2 1,0— 1,5 0,4-0,7 — <0,4 0,4—0,7 0,15— 0,3 — Си 0,5-1,0
Цилиндровые втулки требуют от матери-
ала достаточное сопротивление износу и плотность,
которая определяется обязательным испытанием об-
работанной втулки водой под давлением, превосходя-
щим рабочее давление газов в цилиндре двигателя
(гидравлическая проба).
Структура металла — перлитовая с достаточным ко-
личеством графита. Широко применяется легирование
чугуна хромом, никелем, медью (табл. 16). Увеличе-
ние содержания углерода за счет снижения содержания
кремния также благоприятно влияет на снижение
износа.
Для повышения износостойкости применяется повы-
шение твердости путем закалки (лучше изотермиче-
ской), хромирование пористым хромом (слой толщиной
0,25—0,5 мм) и азотирование.
Наружная поверхность цилиндровой втулки, омы-
ваемая водой, может подвергаться коррозионному
и эрозионному разрушению. Коррозионная стойкость
чугуна повышается при его легировании, уменьше-
нии числа включений графита, увеличении его плот-
ности и чистоты от шлаковых и иных включений.
Термообработка чугупа снижает коррозионную стой-
кость.
Шлифование и особенно полирование, а также
изделия из чугуна с литейной коркой лучше сопроти-
вляются коррозии.
Наиболее радикальным средством борьбы с эро-
ионным разрушением является изменение конструк-
ции втулки с целью резкого уменьшения частоты ее
колебаний.
Хорошие результаты также получаются при хроми-
ровании или азотировании поверхности.
В некоторых случаях эрозия уменьшается при
присадке в охлаждаемую жидкость, при замкнутой
системе охлаждения различных веществ (хромпик,
эмульсоды и т. п.).
Поршни изготовляются из чугуна или алюми-
ниевых сплавов. Условия работы для днища и напра-
вляющей поршня различны. Днище поршня находится
под воздействием горячих газов и окислитель-
ной среды и в то же время воспринимает на себя зна-
чительные давления, в то время как направляющая
поршня, находясь в значительно лучших температур-
ных условиях, в основном работает на трение.
Вследствие воздействия температур и окислительной
среды дпище поршня часто растрескивается в резуль-
тате «роста» чугуна.
Рост чугуна представляет собой необратимое увеличе-
ние объема чугунных деталей, работающих в условиях
температур выше 400—450° С, и является следствием
процессов разрыхления чугуна из-за его окисления,
выделения графита и газов из твердого раствора.
Повышение температуры нагрева и особенно много-
кратное прохождение критического интервала, а также
неплотность металла, значительные графитовые вклю-
чения, увеличение газов в металле резко увеличивают -
рост чугуна.
224
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
Факторы, способствующие уменьшению количества
и размельчению графита, получению плотных отливок,
.увеличению стойкости карбидов, уменьшают рост
чугуна и позволяют применять чугунные отливки при
более высоких температурах.
Весьма существенно влияет на замедление роста
•чугуна легирование хромом и модифицирование. Влия-
ние хрома сказывается уже при небольших добавках
(0,2—0,4%) и содержание его должно быть тем больше,
•чем выше температура, при которой работает отливка
С° Ст, %
550 .............. 0,2-0,4
600 .......... 0,6—0,8
750 .............. 1,0—1,4
800 .............. 1,6—2,0
1000 .............. 30—35
Рост модифицированных чугунов, особенно со сфе-
роидальным графитом, также значительно меньше обыч-
ного серого чугуна. Имеются данные об успешной ра-
боте модифицированных чугунов при температуре
«00—700° С.
Необходимая для днища плотная, мелкозернистая
структура с мелким графитом малопригодна для напра-
вляющей поршня из-за низких антифрикционных
свойств.
Поэтому технология отливки поршней и хими-
ческий состав чугуна должны давать возможность
получения несколько различных свойств чугуна на
днище и направляющей поршня.
Для улучшения прирабатываемости поршня приме-
няется покрытие его поверхности свинцом или оловом,
а также фосфатирование, травление кислотой, суль-
фидирование.
Коленчатые валы все в большом количе-
стве изготавливаются из чугуна со сфероидальным
графитом. Применение литья вместо поковки объяс-
няется меньшими затратами материала и времени
на обработку и в связи с этим меньшей стоимостью,
возможностью выполнения ряда конструктивных усо-
вершенствований конфигурации вала, повышающих
общую прочность вала и дающих меньший износ
шеек вала. ГОСТ 10167—62 указывает, что механи-
ческие свойства материала литого вала должны
быть не менее
ав, кГ/мм2 ... 45
Сб, %......... 1
НВ............ 207—302
и рекомендуется следующее содержание химических
элементов в %:
С Мп SI S Р Or N1 Mg
2,8- 3,8 0,5—0,9 1,8— 2,4 <0,03 <0,1 0,3 0,5 0,025—0,12
Литые коленчатые валы могут подвергаться азотиро-
ванию, закалке ТВЧ, механическому наклепу. Испыта-
ние механических свойств металла отливок произво-
дится по ГОСТ 2055—43 «Отливка из серого и ковкого
чугуна. Методы механических испытаний» и по ГОСТ
2861—45 «Отливки из серого чугуна. Метод испытания
давлением в клиньях».
Таблица 16
Химический состав (%) чугуна для цилиндровых втулок
С Si Мп Р S Ni Сг ' Си Мо Другие элементы Примечание
2,8—3,3 1,4—1,7 0,9-1,0 0,6-0,9 <0,12 — 0,2-0,3 — — —
2,9-3,3 1,1—1,5 0,7—1,1 <0,3 <0,12 До 0,5 До 0,3 — — Тихоходные дизели
2,8-3,3 1,4—1,7 0,9—1,0 0,9—1,0 <0,1 — — — — —
2,8-3,1 1,4—1,7 0,9—1,0 0,6-1,0 <0,1 0,8-1,5 0,2-0,3 — — —
2,9-3,2 1,4—1,7 1,0—1,2 <0,15 <0,1 1,2—1.5 0,4-0,55 — 0,3—0,5 — Быстроходные дизели
2,9-3,2 1,7-1,9 1,0—1,2 <0,06 <0,06 1,2—1,5 0,4-0,5 0,3-0,4 0,4-0,6 —
3,0—3,4 1,9-2,1 0,6—0,8 0,2—0,4 <0,06 До 0,2 0,3-0,4 0,08-0,15 0,1—0,2 — Автотракторные дизели
3,4—3,7 1,7—1,9 0,5—0,7 0,2—0,4 <0,05 0,3-0,5 0,3-0,4 0,3-0,5 — —
3,3—3,5 2,1—2,3 0,5—0,7 0.3-0,5 <0,05 До 0,2 ' 0,3-0,4 <0,09 — Ti до 0,1 Центробежные отливки
3,2-3,5 2,0—2,3 0,7—1,0 0,2-0,4 <0,1 — — 0,5-0,8 — V 0,37 Тракторные дизели
3,3—3,6 1,4—1,7 0,5—0,7 0,2-0,4 <0,07 До 0,2 — 0,1-0,2 — — Дизели с воздушным охлаждением
ЦВЕТНЫЕ МЕТАЛЛЫ
225
Испытание на твердость и изгиб производится по
ГОСТ 2055—43, а химический анализ металла по ГОСТ
2331—63 «Стали и чугуны (нелегированные). Методы
химического анализа» и ГОСТ 2604—44 (легирован-
ные).
Контроль структуры металла отливки осуществляет-
ся по ГОСТ 3443—57 «Отливки из серого и высокопроч-
ного чугунов. Структура и методы ее определения».
Допустимые отклонения по размеру и весу и припуск
на обработку отливок регламентированы ГОСТ 1855—55.
ГЛАВА III
ЦВЕТНЫЕ МЕТАЛЛЫ
1. МАТЕРИАЛЫ ПОДШИПНИКОВ КОЛЕНЧАТОГО
ВАЛА ДВИГАТЕЛЯ
Подшипники коленчатого вала являются одним из
наиболее ответственных деталей двигателя. Химиче-
ский состав применяемых в дизелестроении подшип-
никовых сплавов приведен в табл. 17, а их физико-
механические свойства —в табл. 18.
себя при применении в подшипниках дизелей (2СД16/20,
6ДР30/50, 4Д19/30) приХтах=150—180 кГ/см2 к окруж-
ной скорости до 5 м/сек. При меньших скоростях БН
выдерживает и более высокие удельные нагрузки.
Температура подшипника — не более 110° С. Корро-
зия от воздействия смазочного масла мала.
Баббит Б6 рекомендуется применять при нагруз-
ке менее 50 кГ/см2 и скорости скольжения менее
Таблица 17
Сплавы для подшипников
Марка сплава Химический состав, % гост
Sn РЬ Sb Си As Cd Ni Al Si Mg Примесей не более
Б 83 Осталь- ное 10-12 5,5-6,5 — — — — — 0,55 1320—55
БН 9-11 Осталь- ное 13-15 1,5-2,0 0,5- 0,9 • 1,25- 1,75 0,75— 1,25 — — — 0,35 1320—55
Б6 5-6 Осталь- ное 14-16 2,5—3,0 0,6- 1,0 1,75— 2,25' — — 0,40 1320—55
БК2 1,5-2,5 Осталь- ное Натрий 0,25—0,50 Кальций 0,35—0,55 0,04— 0,09 0,60 1209-59
Бр. СЗО — 27—33 __ Осталь- ное — — — — — 0,90 493—54
АСМ — — 3,5— 6,5 — — — __ Осталь- ное — 0,3- 0,7 0,50 4784—49
Баббит Б83 обладает высокими антифрикцион-
ными свойствами, но высокая стоимость и дефицит-
ность олова ограничивают его применение. Па пластич-
ность сплава и качество его прилуживания к стали
влияет примесь свинца — при содержании его более
0,35% баббит делается хрупким.
Б-83 применяется для заливки вкладышей рамовых
и мотылевых подшипников мощных (100 л. с. и более
в цилиндре) тихоходных дизелей, предназначенных
к применению в морском флоте, и . допускает нагрузку
на подшипники дтах — 180—200 кГ/см2 при ско-
рости скольжения v = 4—6 м/сек. Нагрев подшипни-
ков не дотжен превышать 110° С, так как падает твер-
дость баббита. Коррозия от воздействия смазочного
масла ничтожна.
Баббит БН по антифрикционным свойствам не-
значительно уступает Б83 и хорошо зарекомендовал
15 Заказ 1630.
5 м/сек. В настоящее время его применение резко
сокращается.
Свинцовистая бронза Бр. СЗО приме-
няется в высоконагруженных подшипниках быстро-
ходных дизелей. Допускает удельную нагрузку до
300 кГ/см2 и скорость до 12 м/сек. Требует повышенной
твердости шеек вала (закалка, азотирование) и при-
менение масел, не оказывающих окислительного дей-
ствия на свинец. Рабочую поверхность бронзы Бр. СЗО
рекомендуется гальванически покрывать тонким слоем
олова, свинца (часто с присадкой индия).
Алюминиевый сплав АСМ выпускается
в виде биметаллической ленты — сплав + сталь, из
которой штампуются вкладыши и успешно приме-
няются вместо баббитов Б83, БН и в некоторых слу-
чаях вместо бронзы Бр. СЗО при максимальном удель-
ном давлении 200 кГ/см2 и скорости скольжения до
9 м/сек.
226
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
Таблица 18
Физико-механические свойства сплавов
для подшипников
Наименование свойств Марка сплавов
Б83 БН Б6 Бр. СЗО АСМ БК2
Удельный вес 7,38 9,55 9,6 9,54 2,8 —
Начало затвер- девания, °C 370 400 416 885 750 —
Конец затверде- вания, °C 240 240 232 326 657 —
Предел прочно- сти при растяже- нии, кГ/мм2 8,5 7,0 6,8 6,0 7,4 9,3
Относительное удлинение, % 6,0 1,7 0,2 5,0 24,4 8,1
Предел пропор- циональности при сжатии, кГ/мм2 7,0 6,6 4,0 3,8 — —
Предел текуче- сти при сжатии, кГ / мм2 8,2 8,2 — 8,4 9,7 8,2
Предел проч- ности при сжатии, кГ/мм2 11,5 12,7 13,6 25 57,7 15
2. СПЛАВЫ НА МЕДНОЙ ОСНОВЕ
Сплавы на медной основе делятся на бронзы —
сплавы меди с оловом (оловянные бронзы) или с дру-
гими элементами (безоловянные бронзы) и латуни —
сплавы меди с цинком, а также с другими элементами.
Химический состав и свойства
бронзы и латуней регламентируются
следующими ГОСТ:
ГОСТ 493—54. Бронзы безоловянные. Марки.
Продолжение табл. 18
Наименование свойств Марка сплавов
Б83 | БН J Б6 Бр. СЗО АСМ БК2
Осадка при сжа- тии, % 38 25 23 34 67,7 29
Твердость по Бринелю 30 29 32 30 28 го- 25
Ударная вяз- кость (образец без надреза), кГ/см2 0,6 0,4 0,15 0,8 5,0 1,2
Модуль нормаль- ной упругости, кГ/мм2. 4800 3500 — 7700 — —
Коэффициент ли- нейного расшире- ния, а 10е 24 27 28 18,5 24 * —
Теплопровод- ность, кал) см • сек • град 0,08 0,06 0,05 0,34 — —
Коэффициент трения: со смазкой без смазки 0.005 0,28 0,006 0,28 0,005 0,009 0,165 — 0,009
ГОСТ 613—50. Бронзы оловянные. Марки.
ГОСТ 5017—49. Бронзы оловянистые, обрабатываемые
давлением. Марки.
ГОСТ 1019—47. Сплавы медно-цинковые (латуни).
Классификация.
Кроме того, в дизелестроении применяется несколько
бронз, не вошедших в стандарты. В табл. 19—24 при-
ведены химический состав и физико-механические свой-
ства наиболее употребляемых или рекомендуемых
в дизелестроении бронз и латуней.
Таблица 19
Бронзы безоловянные
Марка сплава Химический состав, % Полуфабри- кат Свойства и область применения
А1 Ее мп N1 Sb Всего приме- сей
Бр. А7 6-8 — — — 1,60 Ленты Высокопрочная и коррозионноустой- чивая, антифрикционная Пружины
Бр. АЖ9-4 8—10 2-4 1,70 Прутки, ленты, литье Высокопрочная и коррозионноустой-' чивая, антифрикционная. Втулка поршневого пальца, подшип- ники, шестерни, упорные кольца, ли- тая арматура; в узлах трения приме- няется при Р = 300 кГ/см2 и и — = 3 м/сек - при меньшем р может приме- няться и для больших значений и; требует повышений твердости вала. Не паяется
ЦВЕТНЫЕ МЕТАЛЛЫ
227
Продолжение табл. 19
Марка сплава Химический состав, % Полуфабри- кат Свойства и область применения
А1 Ее Мп N1 Sb Всего приме- сей
Бр. АЖМц 10-3-1,5 9—11 2-4 1—2 0,75 Прокат, литье Высокопрочная, коррозионноустойчи- вая, антифрикционная, хорошо обра- батывается давлением. Поддается свар- ке, паяется плохо Втулки подшипников средней на- груженности, шестерен и т. п.
Бр. АЖН 10-4-4 9,5—11 3,5-5,5 — 3,5—5,5 . — 0,80 Прокат, литье Высокопрочная, с хорошей корро- зионной стойкостью в морской и прес- ной воде, жаростойкая, антифрикцион- ная Седла и направляющие втулки кла- панов, нагруженные шёстерни и т. п.
Бр. СуН 7-2 — — — 1,5—2,5 7-8 0,75 Литье Антифрикционная Втулки подшипников Заменитель Бр. ОФЮ-1 и других оловянистыХ бронз
Бр. КМц 3-1 1,0-1,5 Si 2,75-3,5 1,1 Проволока, прутки, ленты В ысокопрочная, коррозионностой- кая. Отлично обрабатывается давле- нием, резанием, сваривается Детали в химическом аппарато- строении, морском судостроении и мо- торостроении. Пружины, подшипники, испарители, а также детали при свар- ке его сталью
Примечание. Основа сплавов—медь.
Бронзы оловянные Таблица 20
Марка сплава Химический состав, % Полуфаб- рикат Свойства и область применения
Sn РЬ Zn Ni р При- меси
Бр. ОЦСН 3-7-5-1 2,5—4,5 3-6 6-9,5 0,5-1,5 — 1,3 Литье Стойкая в морской и пресной во- де Арматура, детали водяных насо- сов, работающих в условиях мор- ской или пресной воды, паровая арматура (давление до 25 ат)
Бр. ОЦС 3-12-5 2-4 3-6 8-15 — — 1,3 Литье Стойкая в пресной воде Арматура и детали, работающие в пресной воде, паровая арматура (давление до 25 ат)
Бр. ОЦС 6-6-3 5-7 2-4 5-7 — — 1,3 Литье Антифрикционные литейные, при- меняемые при р <80 кГ/см2 и v <3 м/сек. Заменяются Бр. АЖМц 10-5-1,5 и Бр. КМц 3-1
Бр. ОЦС 5-5-5 4-6 4-6 4-6 — — 1,3 Литье
15*
228
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
Продолжение, табл. 20
Марка сплава Химический состав Полуфаб- рикат Свойства и область применения
Sn РЬ Zn N1 р При-, меси
Бр. ОЦС 4-4-2,5 Бр. ОЦС 4-4-4 3-5 3,5-4,5 1,5-3,5 3,5-4,5 3-5 3,5-4,5 — 0,1 0,1 Лента Лента Антифрикционные Втулки из свернутой ленты
Бр. ОС 8-12 7-9 11-13 — — — 0,75 Литье Высокоантифрикционная Втулки верхней головки шатуна форсированных дизелей
Бр. ОС 10-10 9—11 9—11 0,25—1,0 — — 0,5 Литье Высокоантифрикционная Подшипники турбокомпрессоров и ДР-> работающие при больших скоростях
Бр. ОФ 7-0,2 6—‘8 0,1-0,25 0,3 Прессован- ные трубы и прутки Антифрикционная, выдержива- ющая большие ударные нагрузки при высоких скоростях. Хорошо обрабатывается Втулки верхней головки шатуна высокофорсированных дизелей и подшипников i требующих высокой точности размеров
Бр. ОФ 10-1 9-10 — — — 0,7—1,2 0,75 Литье Антифрикционная, выдержива- ющая большие нагрузки Нагруженные подшипники, чер- вячные колеса
Примечание: Основа сплавов — медь.
Таблица 21
Физико-механические свойства бронз
Марка бронзы Полуфабрикат °в КГ/ММ2 КГ/ММ2 О'р кГ{мм2 б, % Ф, % и si в К НВ Е • 10“3 КГ/Мм2 iswa/a Ч 90Р» Л, кал/см • сек • град
Бр. А7 Литье в кокиль 30 7 45 70—75 15 70 —
Катаная твер- дая Катаная мяг- кая 60—100 42-50 60 25 3-10 70 40 75 — 150 70 11,5-13
Бр. АЖ-9-4 Литье в землю 30-50 12 20 10 6,3 110 11,2
Литье в кокиль 50 — 20 10 . 30 6,3 120 — — 18,1 —
Прутки прессо- ванные 55-60 — 35 10—12 — — НО 11,6 7,7 17,8 0,18
Бр. АЖМц10-3-1,5 Литье в кокиль 50 15 20 25 6-8 120—140 10,0 7,6 16,0 0,14
Прутки, трубы твердые 60 16 19 10—12 — -— 129—171 — 7,6 17,0 0.16
ЦВЕТНЫЕ МЕТАЛЛЫ
229
Продолжение табл. 21
Марка бронзы Полуфабрикат <зв кГ1мм2 ап кГ[мм2 Q<p кГ 1ммЯ 6, % Ф- % V S ь. е « НВ Е-10— 3 КГ 1 ММ2 5| О а» 901-О А, кал / см • сек град
Бр. АЖН-10-4-4 Литье 65 27,5 60 10 12 3-4 180—200 8,2 0,18
Прутки 65 — — 5 — —- 160-225 13,0 8,5 17,1 0,19
Бр. СуН 7-2 Литье в кокиль 18—25 11-13 13—15 3-4 8—12 0,3—0,8 85—100 — 8,6 18 0,15
Бр. КМц 3-1 Проволока 90 — 54 0,5 — 13—17 — 12,0 — — —
Литье 60 — — 3 —. — 90 — 8,4 15,8 0,11
Бр. ОЦСН 3-7 5-1 Литье 18 — — 8 — — 60 — — — —
Бр. ОЦС 6-6-3 Литье 15-18 — 8-10 5 6-10 2—3 60 9,0 8,8 17,1 0,22
Бр. ОЦС 4-4 4 Ленты мягкие 31 5,6 13,0 46 34 3-4 60—65 — — — —
Бр. ОФ 7-0,2 Пруток мягкий 36 8,5 23 64 — 17—18 75 10,8 8,8 —. —
Бр. ОС 10-10 Литье в кокиль 20—22 7—8 13—14 7—8 6—7 2-3 65 — 8,9 —
Бр. ОС 8-12 Литье в кокиль 20-21 8—9 13—15 3-4 — — 69 . — 9,2 18 0,10
Бр. ОФ Литье в землю 20-22 8-9 14 3 6 0,6 80-100 7,5 8,6 18,5 0,15
Таблица 22
Свойства при повышенных температурах
Марка сплава Полуфабри- кат о о о , кГ/мм2 в б, % ад W 5| О ад в
Бр. ОЦС 4-4-4 Ленты мягкие 20 31,0 46,0 62,0 3,65
100 32,5 30,0 59,0 3,64
200 30,1 32,0 50,0 2,85
300 33,0 37,0 49,4 2,20
Бр. ОФ 7-0,2 Пруток 20 40,1 56,2 75 17,8
100 45,0 55,0 71 16,1
200 48,0 46,0 — 12,8
300 54,0 31,0 67 12,6
400 35,0 15,0 — —
Бр. АЖ 9-4 Пруток 20 58 36 114 4,8
200 49 35 110 5,0
300 43 24 — 6,8
400 35 13 100 3,9
Бр. АЖМц 10-3-1,5 Литье в кокиль 20 58 29 122 6,3
200 55 21 7,1
Продолжение табл. 22
Марка сплава Полуфабри- кат t, °C О, КГ/ЛШ2 б, % ад ад W 5: О ад к £ е
Бр. АЖМц 10-3-15 Литье в кокиль 300 53 28 — 6,2
400 40 23 107 7,3
Бр. АЖН 10-4-4 Поковка 20 78 6,2 137 4,2
100 79 15,0 133 4,2
200 77 15,0 127 4,4
300 71 10,0 119 3,9
400 62 10,0 117 3,3
500 51 10,0 115 2,4
Бр. СуН 7-2 Литье в кокиль 20 25 — 0,8
200 27 — — 1,0
300 23 — — 1,3
400 17 — — 1,9
Бр. ОФ 10-1 Литье в кокиль 20 44 24 — 0,7
200 36. 16 1,0
300 29 И — 1,5
400 19 6 — 1,9
230
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИИ
Таблица 23
Латуни
Марка Химический состав, % Всего при- месей Полуфабри- кат Свойства и область применения
Си А1 Ее Мп Si РЬ Sn
ЛА 77-2 76—79 1,75— 2,5 — — — — — 0,3 Трубы (ГОСТ 2203-43) Коррозионноустойчивая в атмосфере и морской воде Трубы холодильников
ЛА 67-2,5 66—68 2-3 — — — — — 3,4 Литье Коррозионноустойчивая в атмосфере и морской воде Детали в морском и общем машиностроении Заменитель Бр. ОЦСН 3-7-5-1
ЛО 70-1 69-71 — — — 1,0— 1,5 0,3 Трубы (ГОСТ 494-52) Коррозионноустойчивая в морской воде Трубы холодильников
Л О 62-1 61-63 — — — — — 0,7— 1,1 0,3 Листы, доски, прутки Высокопрочная, коррозион- ноустойчивая в атмосфере и морской воде Трубные доски холодильни- ков, детали в морском кораб- лестроении
ЛЖМц 59-1-1 57-60 0,1- 0,2 0,6- 1,2 0,5— 0,8 — — 0,3— 0,7 0,25 Листы, ' доски, * прутки, трубы Высокопрочная, с повышен- ной вязкостью, антифрикцион- ная и коррозионностойкая в атмосфере и морской воде Трубные доски холодильни- ков, детали, работающие в морской воде
ЛМцЖ 55-3-1 53—58 0 5— 1,5 3—4 2,0 Литье Коррозионнрстойкая в мор- ской воде Массивные литые детали, арматура, работающая при температуре до 300° С и да- влении до 100 ат и другие детали, требующие стойкости в морской воде
ЛМцС 58-2-2 57-60 — 1,5— 2,5 — 1,5— 2,5 — 2,5 Литье Антифрикционная Втулки подшипников Заменитель Бр. ОЦС 6-6-3 и ОЦС 5-5-5
ЛС 59-1 57-60 — — — — 0,8- 1,9 0,75 Листы, ленты, прутки, проволока, трубы Прочная, химически стой- кая, отлично обрабатывается резанием Различные детали в маши- ностроении
Л 68 67—70 .— — — — — — 0,3 Ленты, листы, трубы, проволока Прочная, достаточно кор- розионноустойчивая Трубки холодильников, ра- ботающие в пресной воде; раз- личные детали, получаемые механической обработкой
ЦВЕТНЫЕ МЕТАЛЛЫ
231
Продолжение табл.. 23
Марка Химический состав, % Всего при- месей Полуфабри- кат Свойства и область применения
Си А1 Ее Мп Si РЬ Sn
Л62 60,5- 63,5 — — — — — — 0,5 Ленты, листы, прутки, проволока, трубы Высокопластичная достаточ- но прочная и коррозионно- устойчивая Трубки холодильников, ра- ботающие в пресной воде, и различные детали, особенно получаемые глубокой вытяж- кой Широко применяются во всех областях промышлен- ности
ЛК 80-3 ЛК 80-3 Л 79-81 79-81 — — — 2,5— 4,0 2,5- 4,5 1,5 2,8 Штампо- ванные и кова- ные детали Литье Прочная и коррозионностой- кая, хорошо сваривается со сталью, не теряет прочности при низких температурах Паровая, водяная арматура, детали водяных насосов и т. п.
ЛКС 80-3-3 79-81 — — __ 2,5— 4,5 2,0 Литье Антифрикционная Втулки и подшипники не- ответственного назначения
Примечание. Остальное в сплаве — цинк.
Таблица 24
Физико-механические свойства латуней
Марка аь КГ / .«.«2 ап КГ 1мм2 G'j' 6, % ’!>, % Е 10—3 кГ/ мм2 НВ Y, г/смЯ а-10в К кал/еле • сек•град
ЛА77-2 38-40 10 — 25-50 58 10,5 60 8,5 18,5 0,24
ЛА67-2.5 30-40 — — 12-15 — — 90 8,5 — 0,27
ЛО62-1 34-38 12 15 30-40 — 10,5 85 8,45 20,4 0,26
44-50 — 18-20 4—15 — — 146 — — —
Л О 70 1 30-35 8-9 16 30-40 50-70 10,6 48 8,58 20 0,22
ЛЖМц59-1-1 45 — 17 50 55 10,6 80 8,5 22 0,24
40 — — 10 — — — — 22 —
ЛМцЖ55-3-1 50 - — 30 15—20 — — 100—140 8,3 — —
ЛМцС58-2-2 25—35 — 20-25 8—10 — — 70-90 8,5 — 0,11
ЛО59-1 35—40 9—12 14—16 30—50 40-45 9,3 75-90 8,4 19 0,25
60-65 40-36 40-45 4-16 — 10,4 149—140 — — —
Л68 30 — — 40 70 11,0 — 8,6 19 0,26
40 — — 15 52 11,5 — — — —
Л62 30-35 6-10 11—15 30-40 60-65 10,0 56-60 8,4 20,6 0,29
40—60 25-30 35-40 5-10 50-60 — 160—170 — — • —
ЛК80-ЗЛ 25-30 16-20 — 10-15 — — 95-110 8,3 17 0,10
ЛКС80-3-3 25-30 14-18 — 7-15 — — 90—100 8,6 17 0,10
Примечание. Верхние значения относятся к мягким, а нижние — к твердым листам и пруткам. В остальных случа-
ях значения приведены для мягких труб и литья.
232
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИИ
3. АЛЮМИНИЕВЫЕ СПЛАВЫ
Алюминиевые сплавы находят все более широкое
применение в связи с требованиями облегчения веса
двигателя. Стандартом ГОСТ 2685-63 предусмотрены
тринадцать алюминиевых литей-
ных сплавов, из которых наиболее широко
в дизелестроении применяются сплавы АЛ1 и АЛЮ
для головок цилиндров и картеров двигателей и АЛ6 —
для корпусов топливных насосов (табл. 25 и 26).
Стандартом ГОСТ 1583—53 предусмотрены одинна-
дцать вторичных алюминиевых литей-
ных сплавов, получаемых в результате пере-
работки лома и отходов алюминиевых сплавов. Данные
сплавы служат шихтовым материалом для сплавов
ГОСТ 2685—63 и применяются для отливки деталей
двигателестроения.
Стандартом ГОСТ 4784—49 предусмотрены дефор-
мируемые алюминиевые сплавы, из
которых наиболее широко применяется сплав АК4
для поршней дизелей (табл. 27—30).
Таблица 25
Химический состав (%) литейных алюминиевых сплавов (ГОСТ 2685—63)
Марка сплава Si Си Mg Мп Примесей не более Примерное назначение сплава
АЛ1 — 3,75-4,50 1,25-1,75 Никель 1,75—2,25 1,5-3, О, В 1,5 —К Поршни
АЛ2 10,0—13,0 — — — 2,2-3, О, В 2,3 —К 2,8-Д Детали сложной конфигурации и сред- ней нагруженности, не подверженные действию высоких давлений, повышенной температуры
АЛ4 8,0—10,5 — 0,17-0,30 0,20-0,50 1,2-3, О, В 1,5—К 1.6- Д Значительно нагруженные крупные и средние детали двигателей; блоки, голов- ки, рубашки цилиндров, картеры и коле- са центробежных компрессоров
АЛ5 4,5-5,5 1,0-1,5 0,35-0,6 — 1,1—3,0, в 1,4—К 1.8-Д
АЛ6 4,5-6,0 2,0-3,0 — — 1,8—3, О, В 2,0 —К 2,2—Д Корпуса топливных насосов, детали при- вариваемой арматуры
АЛ7 — 4,0—5,0 — — 2,2—3, О, В 2,2—К Детали высокой нагруженности неслож- ной конфигурации
АЛ9 6,0-8,0 — 0,20-0,40 — 1,2-3, О, В 1,6-К 2,1—Д Детали сложной конфигурации и сред- ней нагруженности; свариваемые детали
АЛ10В 4,5-6,5 6,0-8,0 0,2-0,5 — 2,5-3, О, В 2,7—К Поршни и другие детали, работающие при повышенной температуре
АЛЮ 0,8—1,3 — 4,5-5,5 0,1—0,4 0,7-3, О, В 0,7—К 1,9—Д Детали высокой коррозионной стойкости или работающие при высоких температу- рах
Примечание. Алюминий—остальное. Способ литья: 3—в землю; К—в кокиль; Д—под давлением; О-в оболочко-
вые формы; В—по выплавляемым моделям.
ЦВЕТНЫЕ МЕТАЛЛЫ
233
Таблица 26
Механические свойства литейных
алюминиевых сплавов
(ГОСТ 2685—63)
Марка сплава Способ литья Вид тер- мической обработ- ки %- кГ/ммЪ . 6, % НВ
не менее
АЛ1 3, 0, в, к Т5 20 0,5 95
Т7 18 1,0 80
АЛ2 зм, км, ом ' 15 4 50
к — 16 2 50
АЛ4 з,о,в,к,д — 15 2 50
к, д Т1 20 1,5 70
зм, ом, вм Тб 23 3 70
к Тб 24 3 70
АЛ5 3, 0, в, к Т1 16 0,5 65
3, 0, в Т5 20 0,5 70
3, 0, в Тб 23 0,5 70
3, 0, в. к Т7 18 1 65
АЛ6 3, 0, в, к Т2 15 1 45
д — 15 1 45
Продолжение табл. 26
Марка сплава Способ литья Вид тер- мической обработ- ки об, кГ 1 мм2 в, % НВ
н е менее
АЛ7 3, о, в Т4 20 6 60
к Т4 21 6 60
3, 0, в Т5 22 3 70
к Т5 23 3 70
АЛ9 3, 0, в, к 16 2 50
д — 17 1 50
к Т4 19 4 50
к Т5 21 2 60
зм, ом, вм Тб 23 1 70
АЛ10В 3 — 13 — 80
к — 16 — 80
3 Т1 15 — 80
к Т1 17 — 90
АЛ13 3, о, в,к — 15 1 55
д — 17 0,5 55
Ппимечание. Принятые обозначения видов терми-
ческой обработки: Т1— старение; Т2 —отжиг; Т4—закалка;
Т5—закалка и частичное старение; Тб—закалка и полное
ста пение до максимальной твердости; Т7 — закалка и стаои-
лизирующий отпуск; Т8- -закалка и смягчающий отпуск.
Таблица 27
Деформируемые алюминиевые сплавы
(ГОСТ 4784—49)
Марка сплава Химический состав, % Область приме- нения
Основные компоненты Примеси не более
Си Mg Мн Ni Ее Si Другие элементы Ее Si Си Мп Ni Zn Mg Дру- гие эле- менты* Сумма всех при- месей
АД — — — — — — А1 98,8 0,5 0,55 6,1 0,1 __ 0,1 0,1 0,1 0,1 Уплотняющие детали, шай- бы, прокладки и т. п.
Д1 3,8— 4,8 0,4- 0,8 0,4— 0,8 — — — 0,7' 0,7 — — 0,1 0,3 — 04 1,8 Нагруженные детали, рабо- тающие при нормальной температуре
АК2 3,5— 4,5 0,4- 0,8 __ 1,8— 2,3 0,5— 1,0 0,5— 1,0 — — — 0,2 — 0,3 — 0,1 0,6 Детали, рабо- тающие при повышенной температуре
АК4 АК4-1 1,9— 2,5 1,9— 2,5 1,4— 1,8 1,4— 1,8 — 1,0— 1,5 1,0— 1,5 1,1- 1,6 1,1— 1,6 0,5— 1,0 0,5— 1,5 Ti 0,02—0,1 — 0,25 — 0,2 0,2 — 0,3 0,3 __ 0,1 0,1 0,6 0,95 Поршни дизе- лей Поршни дизе- лей
АК6 1,8— 2,6 0,4— 0,8 0,4— 0,8 — — 0,7— 1,5 0,7 —, — — 0,1 0,3 — 0,1 1,1 Штампованные и кованые де- тали сложной формы, рабо- тающие при нормальной температуре
Примечание. Алюминий — остальное. —
234
материалы для дизелестроения
Таблица 28
Механические свойства алюминиевых
деформируемых сплавов
Марка спла- ва Полуфабрикат Состояние материала ф» =5 и to £ еа з ьС Ъ £ 6, % вв
АД > Листы толщи- ной 1,0—10 лми Отожжен- ные 9— И 3- 3,5 25- го 25
Листы толщи- ной 0,3— 10 мм Нагарто- ванные 11- 14 До 10 6— 10 32
Прутки 8— 200 мм Отожжен- ные 9— И 3- 3,5 25— 30 25
Д1 Прутки Отожжен- ные 21— 25 И 10- 18 45
Прутки Закаленные и естествен- но состарен- ные 32— 38 20— 22 8— 10 100
Проволока Нагарто- ванные до 15% 20— 30 — 3-6 —
АК2 Прутки Закаленные и искусст- венно соста- ренные 32— 36 19- 22 6- 10 95— 100
Поковки и штамповки То же 34— 36 го- 24 4 95
АК4 Прутки диа- метром до 50 мм Закаленные и искус- ственно со- старенные 34— 36 — 6- 8 100
Прутки диа- метром более 150 мм То же 32 19- 21 4- 6 100— 110
Поковки » 36 24 3 100
Штамповки » 38 26 4 100
АК6 Прутки Закаленные и искус- ственно состарен- ные 32- 36 — 8— 12 100
Катаная заго- товка То же 32- 37 — 4- 10 —
Поковки и штамповки » 34— 38 — 5—6 95
. Таблица 29
Свойства при повышенных температурах
Марка сплава Механические свойства t, °C
25 150 260 370
Д1 ав, кГ/мм2 43 28 9 3
сгт, кГ/мм2 28 24 6,5 2
бВ, % 20 16 35 100
АК2 Gg, кГ/мм2 44 34 8 3
<УТ, кГ/мм2 33 31 5 2
б6. % 17 10 32 85
АК4 ag, кГ/мм2 43 36 31 И
НВ, кГ/мм2 133 123 80 23
Таблица 30
Физические н технологические свойства
деформируемых алюминиевых сплавов
Марка сплава п о ev а-104 кал/см • сек град Сопроти- вление коррозии Обрабатывае- мость реза- нием
и о 200° С 300° с
АД 2,71 24 25 26 0,54 Хорошее Неудовлет- воритель- ная
Д1 2,80 22 23 25 0,28—0,41 Среднее Удовлетво- рительная
АК2 2,80 22 24 25 0,37-0,45 Хорошее Удовлетво- рительная
АК4 2,80 22 23 24 0,40-0,43 Хорошее Удовлетво- рительная
АК6 2,75 — — — — Среднее Хорошая
НЕМЕТАЛЛИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ
235
ГЛАВА IV
НЕМЕТАЛЛИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ
1. ОБЩИЕ ДАННЫЕ
Пластические массы относятся к числу сравнительно
новых материалов, завоевавших широкое признание
промышленности в течение последних 10—15 лет.
Такие ценные качества новых материалов, как низкий
удельный вес при сравнительно высоких прочностных
показателях, стойкость к воздействиям агрессивных
сред, возможность подбора в зависимости от необхо-
димости высоких антифрикционных или фрикционных
показателей, безусловно, будет способствовать широ-
кому внедрению пластмасс в конструкцию дизелей.
Высокие технологические показатели этих материалов,
позволяющие применять высокопроизводительные ме-
тоды переработки их в изделия (прессование, литье
под давлением), позволят во многих случаях резко
снизить трудоемкость изготовления деталей, а следо-
вательно, и их себестоимость.
Данные о свойствах некоторых пластмасс приведены
в табл. 31, 32 и 33.
Таблица 31
Механические свойства пластмасс (не менее) и область применения
Наименование ма- териала и марка ГОСТ или ТУ КГ /СЛ2 ас кГ/см2 аи КГ /см2 •4< 1 01 й еа и НВ Рекомендуемое применение пластмасс для деталей дизелей
Пресспорошки: К-15-2, К-17-2, К-18-2 ГОСТ 5689-60 300- 600 1500— 1600 500— 700 — 4-6 30-40 Малонагруженные дета- ли — маховички, крышки, рукоятки, кнопки и т. п.
Монолиты: 1;7; ФФ ГОСТ 5689-60 300 1400— 1500 450— 550 — 3,5-5 30-40
ФКП-1 ВТУ ГХПМ 218-53 — 500— 550 — 7-8 — Те же детали, но тре- бующие повышенной удар- ной вязкости
ФКПМ-10 ВТУ ГХПКМ 634—55
Прессматериа- лы: волокнит ТУ МХП 459-51 300 1200— 1600 500— 800 — 9 25-30 Конструкционные детали с повышенной прочностью на удар —крышки, колпа- ки фильтров, маховички, шкивы, стойки и т. п.
АГ-4В ОМТУ 431-57 800 1300 1000 — 25 Конструкционные дета- ли, требующие повышен- ной механической прочно- сти, — фланцы, корпуса, патрубки и т. п.
АГ -4С — 2000 1300 2000 — 100 —
Асборезол К-6 ТУ МХП 412-52 250— 690 800— 1100 700— 800 150— 250 18- го 30-50 Фрикционные детали с высокой механической прочностью и теплостой- костью—диски тормозов, колодка, муфты сцепления
Текстолит: ПТК ПТ ПТ-1 ГОСТ 5—52 1000 850 650 2500 2300 2000 1600 1400 1200 ю ю ю CD CD СО 1 1 1 st* st* st* 35 35 25 35 35 25 Конструкционные и ан- тифрикционные детали — шестерни, вкладыши и втулка подшипников, осо- бенно работающие в воде
Прокладочный гибкий МА ТУ МХП 488-50 — — — 2,4- 10,5 — — Прокладки
236
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
Продолжение табл. 31
Наименование ма- териала и марка ГОСТ или ТУ кГ/см2 ас КГ/СМ2 Gu кГ/см2 •4< 1 64 1 =5 о 3 Я О =5 и е к НВ Рекомендуемое применение пластмасс для деталей дизелей
Текстолитовая крошка ТУМ 670—55 300— 800 1400— 2200 500— 800 — 12- го 25-45 Шестерни, втулки под- шипников, ролики и т. п.
Фторопласт-4 ТУМ 191—57 или ТУ МХП 162-54 140- 250 119 120- 160 — 100 3-4 Антикоррозионные, ан- тифрикционные теплостой- кие уплотняющие детали
Полиамиды: капрон смола П-68 ВТУ ГХПМ 687—57 600- 650 700— 800 900 — 150— 170 10—12 Антикоррозионные, ан- тифрикционные и уплот- няющие детали-вкладыши, шестерни, прокладки. Применяются для литых и получаемых напылением деталей
ВТУНИИПМ 198—60 400— 500 800— 1000 800— 850 2,3 100— 120 14-15
Древесно-слои- стый пластик: ДСП-А ДСП-Б ДСП В ДСП-Г Стеклотексто- литы: КАСТ-1 СТ 911-МС-ХО СВАМ ГОСТ 8697—58 ТУМХПМ 682-56 ГОСТ 2910—54 2600 1400 1500— 1700 1200 3000 4800— 4200 1800 1600 1250 1250 1000 680 2800 1800 1500 1200 1850 • 30 22—35 22—35 12—22 13,8 35 80 30 30 60—85 50 500 245— 270 25 25 25 25 35-40 Детали, получаемые вы- резкой из плит— шестерни, втулки, шкивы Конструкционный мате- риал в виде плит
Таблица 32
Физико-технологическая характеристика пластмасс
Наименование материала Способ переработки V Условия прессования Усадка, % Я и ev soi •» Теплостойкость по Мартенсу Водопоглощение за 24 ч, % Бензопоглоще- ние за 24 ч, % Маслопоглоще- ние за 24 ч, %
t, °G ся 3 Q £ £ Выдержка в форме мин/мм
Пресспорошки:
К-15 К-17 Прессование 140-180 150— 350 0,5— 1,0 ОД- НО 1,3- 1,4 2,5— 4,0 100— 130 0,2- 0,6 0,05 0,03 - -.зйб. -
Монолит » 155-190 300- 400 1,0— 1,5 ОД- НО 1,4- 1,9 2,5— 7,0 110— 150 0,06— 0,1 0,05 о,оз;
ФКП-1 » 165-175 25 0- 350 1,0— 1,5 0,6— 0,9 1,4 5 110— 140 0,4 — —
НЕМЕТАЛЛИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ
237
П родолжение табл. 32
Наименование материала Способ переработки Условия прессования Усадка в % 1 и ev а-10® Теплостойкость по Мартенсу Водопоглощение за 24 ч, % Бензопоглоще- ния за 24 ч, % Масл опо гло ще- ние за 24 ч, %
i, °C р, кГ/см2 Выдержка в форме мин/мм
Прессмате- риалы
волокнит Прессование 150-160 250— 350 1,0— 2,0 0,8 1,4— 1,5 3- 3,5 111— 125 0,4 — —
АГ-4В Прессование 150-160 400— 500 1-1,5 0,03— 0,1 1,7— 1,8 1,5-2 200 0,05 0,05 0,05
асборезит К—6 Прессование 170-190 450— 500 1,5 0,3— 0,4 1,8— 1,95 2,5 200 0,5— 0,8 — 0,1
Текстолит Изделия получают- ся прессованием про- питанного наполни- теля или механиче- ской обработкой го- товых плит 155-165 70— 150 4-5 1,3— 1,4 3-4 125 0,3— 0,8
Текстолитовая крошка Прессование 150-170 350— 550 4,0- 5,0 0,6- 0,8 1,3— 1,4 3-4 ИО- 125 0,2— 0,5 — —
Фторопласт-4 Прессование или механическая обра- ботка из заготовок Прессова- ние на хо- лоде и спе- кание при 360—370° С Не ниже 200 2,1— 2,4 8— 21
Капрон П-68 Литье под давле- нием 180—200 240—260 — — — 1,13— 1,15 1,13— 1,15 10— 12 10- 12 50-60 50-60 1,3— 1,4 0,5 0,08 —
Древесно-слои- стый пластик (Дсп) Стеклопласти- Механическая ' об- работка из плит или заготовок Вырезка из плит — — — — 1,2— 1,3 0,4- 0,3 150 0,8— 5,0 -— —
ки:
КАСТ-1 — — — — 1,6- 1,8 210 0,9— 1,5 — 0,6— 0,7
СВАМ —. — — — 1,9 — — 0,1— 0,3 — —
Таблица 33
Коэффициенты трения пластмасс в паре со । сталью
Наименова- ние мате- риала Без смаз- ки Смазки
вода масло
жидкое густое
Текстолит 0,25-0,42 0,03—0,07 0,01-0,05 0,12—0,14
ДСП — 0,005-0,01 — 0,05-0,08
Текстолит- 0,30—0,38 0,05-0,10 0,03-0,07 —
пая крошка Фторо- 0.07-0,10 0,02 0,06 —
пласт-4 Капрон 0,10-0,20 0,095-0,10 0,091 —
Для определения номенклатуры деталей дизеля,
которые можно будет изготавливать из пластмасс,
необходимо провести целый комплекс научно-исследо-
вательских работ, но уже сейчас можно говорить
о возможности изготовления из пластмасс деталей за-
крытий, ручек, маховичков, шкивов, трубопроводов,
корпусов насосов, малонагруженных шестерен и под-
шипников, втулок, прокладок и т. п.
Пластические массы представляют собой многокомпо-
нентную систему. Кроме смолы, в состав большинства
пластмасс входят наполнители, пластификаторы, отвер-
ждающие вещества, катализаторы и красители.
Наполнители вводятся для улучшения ме-
ханической прочности, уменьшения усадки, повыше-
ния термостойкости, удешевления производства пласт-
238
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИЯ
масс. В качестве наполнителей применяются: древес-
ная мука, хлопковые очесы, целлюлоза, бумага,
хлопчатобумажная ткань, древесный шпон, асбест,
графит, стекловолокно, кварц и др.
2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ПЛАСТМАСС
Пластмассы характеризуются следующими положи-
тельными свойствами:
1) легкость переработки пластмасс в изделия путем
прессования, литья под давлением и другими спо-
собами;
2) малый удельный вес от 0,9 до 2,4. В среднем пласт-
массы в 2 раза легче алюминия, в 5—8 раз легче стали
меди, свинца;
3) высокие антифрикционные или фрикционные
свойства для некоторых пластмасс;,
4) химическая стойкость при действии коррозиру-
ющих агентов (атмосферных осадков и различных
агрессивных сред);
Таблица 34
Изменение механических свойств стеклопластиков
в зависимости от длительности нагружения
и температуры
Механические свойства Длительность 1 нагружения, ч КАСТ АГ-4
100° с 200° С 175° С 200° С 350° С
Предел прочно- 0 3400 3400 — — —
сти при растяже- нии, kPIcm2 50 2480 1000 — — —
Предел прочно- 0 — — 1400 1400 1400
сти при сжатии^ кГ/см? 100 — — 2000 2250 1850
200 — — 1800 1650 1000
300 — — 1750 1600 350
Предел прочно- 0 — — 1450 1550 1450
сти при изгибе, кГ/с.И2 100 — — 1140 1200 625
200 — — 1100 1125 400
300 — — — 1060 400
Ударная вяз- 0 85 85 65
кость, кГ • см/см* 50 90 60 42 —
100 — — 37 —
200 — — 30 - —
300 — — 30 —
5) высокие электроизоляционные свойства;
6) возможность окрашиваться в любые цвета.
Наряду с положительными свойствами у пластмасс
есть ряд недостатков, а именно: малая теплостойкость
(60—250° С), низкая теплопроводность, подвержен-
ность старению, т. е. ухудшению физико-механических
свойств с течением времени (табл. 34). Измене-
ние температуры среды, в которой работают или
хранятся изделия из пластмасс, как правило, ведет
к изменению физико-механических характеристик пласт-
масс. С повышением температуры прочность пластмасс
на удар, как правило, возрастает до определенной
температуры, связанной с теплостойкостью материала,
а затем начинает резко падать.
С понижением температуры у большинства пла-
стических масс возрастает хрупкость, а удлинение
при растяжении и прочность на удар снижаются.
Прочность на разрыв, статический изгиб, сжатие,
а также твердость почти всех пластмасс возрастает.
ЛИТЕРАТУРА
1. Баранов С. М. О рациональном выборе марок кон-
струкционной стали. М. —Л., Машгиз, 1950, с. 35—50 (Труды
ЦНИДИ, № 14).
2. Болховитинов Н. Ф. Металловедение и термиче-
ская обработка. Изд. 5-е. М., Машгиз, 196). 463 с.
3. Михайлов-Михеев П. Б. Справочник по метал-
лическим материалам турбино- и моторостроения. М. —Л.,
Машгиз, 1961. 838 с.
4. Справочник по авиационным материалам. Под ред.
А. Т. Туманова. Т. 3. М., Оборонгиз, 1959. 398 с.
5. Энциклопедический справочник «Машиностроение». Т. 4.
М., Машгиз, 1947. 247 с.
, 6. Справочник по машиностроительным материалам под ред.
Погодина-Алексеева. Т. 1—4. Машгиз, М., 1959. 907, 639, 358,
722 с.
7. Г и р ш о в и ч Н. Г. Чугунное литье. Металлургиздат,
1949. 708 с.
8. Никитин М. Д. Пористохромовые покрытия деталей
двигателя. М. —Л., Машгиз, 1950. 3—34. (Труды ЦНИДИ.
Кн. 14).
9. Т р о и ц к и й Г. Н. Свойства чугуна. М. Металлургиздат,
1941. 290 с.
10. Кудрявцев И. В., Саввина Н. М., Бара-
нова Н. Б. и Балабанов Н. А. Конструкционная
прочность чугуна с шаровидным графитом М., Машгиз, 1957.
159с.
11. Высокопрочный чугун с шаровидным графитом. М.,
Машгиз, 1955 83 с. (ЦНИИТмаш. Кн. 75).
12. Получение и свойства чугуна с шаровидным графитом.
Под ред. Н. Г. Гиршовича. М. —Л., Машгиз, 1962. 352 с.
13 Справочник по изготовлению отливок из высокопрочного-
чугуна. Под ред. А. А. Горшкова. Киев. Машгиз, 1961. 300 с.
14. Смирягин А. П. Промышленные цветные металлы
и сплавы. М., Металлургиздат, 1956. 559 с.
15. Шпа г ин А. И. Антифрикционные сплавы. М., Метал-
лургиздат, 1956. 320 с.
16. Зильберг Ю.Я. Применение тонкостенных стале-
алюминиевых вкладышей в тяжелонагруженных коренных
подшипниках тракторных двигателей. 1956. 17 с. (ОНТИ № 30).
17. Курицин А.Д. Алюминиевые антифрикционные
сплавы. М., 1963. 32 с. (ЦБТИ).
18. Суслов Н. И., Г Р и г о р ь е в А.Д. и Пиме-
нов И. Б. Неметаллические материалы. Справочник. М.,
Машгиз, 1962. 360 с.
19. Архангельский Б. А. Пластические массы.
Л., Судпромгиз. 1961. 720 с.
20. Афанасьев П. А. Применение пластических масс
в машиностроении. М., Машгиз, 1961. 197 с.
21. Генель С. Б. Древесные пластики в технике. М.,
Изд. АН СССР, 1959. 86 С.
22. Киселев Б. А. Стеклопластики. М., Госхимиздат,
1961. 240 с.
23. С у с л о в Н. И. Замена металлов пластмассами, М.,
Машгиз. 1962. 129 с.
РАЗДЕЛ ПЯТЫЙ
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
ГЛАВА I
ОСТОВ ДВИГАТЕЛЯ
Остов состоит из следующих неподвижных Основных
яастей двигателя: фундаментной рамы, картера (ста-
нин), цилиндров и крышек; эти части должны быть
связаны между собой в единую жесткую систему во
избежание деформации при работе двигателя под дей-
ствием сил давления газов и сил инерции движущихся
частей.
Внешнее конструктивное оформление или так назы-
ваемая архитектура остова зависит в основном от типа
двигателя и расположения на нем вспомогательных
механизмов и устройств.
1. ФУНДАМЕНТНАЯ РАМА И РАМОВЫЕ
ПОДШИПНИКИ
Фундаментная рама
Фундаментная рама является основанием
остова и должна (совместно с картером) обеспечивать
необходимую продольную и поперечную жесткость.
Отдельные фундаментные рамы применяются в дви-
гателях малой и средней оборотности. У многооборот-
Фиг. 1. Сварно-литая рама двухтактного судового двигателя
типа KZ70/120.
ных двигателей отдельная фундаментная рама обычно
отсутствует и заменяется подвешенными к картеру
рамовыми подшипниками и легким отъемным масло-
сборником.
Рамы представляют собой две продольные балки,
с которыми связаны поперечные балки (двутаврового,
коробчатого или иного сечения), расположенные между
цилиндрами, разделяющими раму на ряд отдельных
отсеков (по числу цилиндров) и служащими опорами
для установки рамовых подшипников. Длинные рамы
многбцилиндровых двигателей из литейных и монтаж-
ных соображений делят на несколько частей, жестко
соединенных между собой болтами. Горизонтальная
плоскость разъема между рамой и картером располо-
жена выше оси коленчатого вала и не должна иметь
каких-либо выступающих частей, мешающих обработку
рамы.
По конструктивному оформлению различают
фундаментные рамы: а) крупных и тяже-
лых малооборотных судовых крейцкопфных двига-
телей, у которых картер выполнен в виде отдельных
стоек; для обеспечения надлежащей продольной же-
сткости этих рам (имеющих значительную длину)
их выполняют с сильно развитыми по высоте продоль-
ными балками (фиг. 1); б) тронковых двигателей,
Фиг. 2. Рама четырехтактного дизеля типа 38К8 с маслосбор-
ником, отлитым заодно с рамой.
имеющих относительно жесткий картер; эти рамы
имеют небольшую высоту продольных балок и крепятся
к картеру анкерными связями (фиг. 2).
В зависимости от назначения и типа двигателя рамы
изготовляют литыми из чугуна (СЧ 18-36, СЧ 21-40,
СЧ 28-48), сварными или сварно-литыми (стали 25,
30 и др.). Сварно-литые конструкции, например пока-
занная на фиг. 3, получившие большое распростра-
нение за последнее время, дают возможность облегчить
вес рамы на 20—25% и уменьшить брак при их изгото-
влении (по сравнению с чугунными).
240
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
У цельноотлитых рам нижняя часть образует так
называемый маслосборник; для канализации цирку-
ляционного масла отдельные отсеки рамы должны со-
общаться сквозными отверстиями. При выполнении
рам открытыми снизу к ним привертывается легкий
поддон (обычно сварной) для сбора масла (см. фиг. 1).
Фиг. 3. Сварно-литая рама четырехтактного дизеля с высоким
наддувом типа K6V45/66.
Внутренние полости отсеков рам отделяются от под-
дона металлическими сетками (в случае «мокрого кар-
тера»).
Маслосборник должен иметь уклон к кормовому
концу или к середине рамы; при заборе масла непосред-
ственно из поддона глубина его у судовых дизелей
должна учитывать продольный дифферент корпуса
судна (доходящий до 10°). Во избежание усиленного
разбрызгивания масла нижняя головка шатуна при
своем вращении не должна задевать уровня масла.
Рама крепится к судовому фундаменту болтами, часть
которых, прилегающих к кормовому подшипнику,
ставят под развертку; это обеспечивает раме при ее
разогреве возможность продольного расширения.
Установка рам на судовой фундамент производится
на клиньях, планках, сферических прокладках, а так-
же амортизаторах (многооборотные, легкие двигатели).
Рамовые подшипники
Рамовые подшипники для коленчатого
вала устанавливают в гнездах фундаментной рамы
(фиг. 4). Подшипники состоят из двух цилиндрических
полувкладышей и крышки, прижимаемой к раме
шпильками или болтами. Цилиндрические вкладыши
могут быть вывернуты в судовых условиях без подъема
коленчатого вала (для пришабровки или перезаливки).
Вкладыши состоят из двух взаимозаменяемых
половин, между стыками которых помещают в зависи-
мости от типа двигателя одну целую прокладку либо
набор калиброванных прокладок, либо, наконец,
изготовляют вкладыши вовсе без прокладок (много-
оборотные двигатели). Вкладыши должны быть фик-
сированы как от осевого, так и продольного пере-
мещения, что достигается установкой штифтов (фиг. 4),
закраинами па вкладышах или наличием отборто-
ванных выступов, входящих в соответствующие пазы,
выфрезерованные на стыке гнезд рамы и крышки
подшипника. Рабочие поверхности вкладышей по-
крываются антифрикционным сплавом и, как правило,
пе снабжаются смазочными канавками. У стыков
вкладышей по бокам делают неглубокие холодильники
(фиг. 5) с плавным переходом к поверхности вкла-
дыша, назначение которых обеспечить заклинивание
масла при вращении шейки. Холодильники не должны
доходить до краев вкладышей во избежание утечки
масла. Последнее поступает к холодильнику через
сверление и круговую (или полукруговую в верхнем
Фиг. 4. Рамовый подшипник двухтактного дизеля типа ДРЗО/50.
вкладыше) канавку против соответствующего отвер-
стия в шейке вала (фиг. 5).
Вкладыши делают из различных материалов. Тол-
стостенные вкладыши мало- и среднеоборотных двига-
телей (6 = 5—15 мм) изготовляют из чугуна (СЧ21-40
Фиг. 5. Вкладыш (1 — холодильники).
и СЧ24-44), стали 30 или бронзы и заливают баббитом
Б90, В83 или его заменителями; толщина антифрик-
ционного слоя лежит в пределах 0,4—1,5 мм. Тонко-
стенные вкладыши (6 = 2—3 мм) многооборотных дви-
гателей изготовляют из малоуглеродистых сталей
10, 15 или 20 и заливают чаще всего свинцовистой
бронзой Бр. С-30 с толщиной слоя от 0,4 до 0,8 мм.
Иногда используют для вкладышей биметаллическую
ленту из стали 10, покрытой тонким слоем свинцовистой
бронзы или баббита. Для ускорения приработки свин-
цовистую бронзу покрывают । чень тонким слоем олова,
баббита, свинца, индия; для предохранения стальных
вкладышей от коррозии производят их омеднение.
С целью увеличения несущей способности подшипника
иногда делают вместо цилиндрической гиперболиче-
скую расточку вкладышей (со стрелой около 0,01 —
0,015 мм).
Крышка рамового подшипника
прижимает вкладыши к гнезду фундаментной рамы
(см. фнг. 4). Затяжка крышечных шпилек (или болтов)
ОСТОВ ДВИГАТЕЛЯ
241
должна обеспечить плотность в стыке вкладышей
при наибольшей нагрузке на крышку во время работы.
В двигателях с анкерными связями для уменьшения
расстояния между ними крышку иногда прижимают
к гнезду одним или двумя домкратами, упирающимися
в выступы стенки блока (фиг. 6); один домкрат обес-
печивает более равномерную деформацию крышки и
вкладыша.
Фиг. 6. Крепление крышки рамового подшипника
домкратами.
Поперечное сечение крышки — коробчатое или тав-
ровое; материал — чугун (СЧ 21-40) или сталь (30).
Масло для смазки подшипников обычно подается че-
рез центральное отверстие в крышке.
У двигателей, не имеющих фундаментной рамы,
к картеру подвешиваются так называемые подвесные
подшипники (фиг. 7), изготовляемые из стального
литья или поковки, так как их крышки должны вос-
принимать полвое давление сгорания в цилиндре.
Фиксация крышки в горизонтальной плоскости дости-
гается закраинами в блоке, точно совпадающими с со-
ответствующими выступами на крышке или двухсто-
ронними бугельными замками (фиг. 7).
Для предупреждения осевого перемещения вала один
из рамовых подшипников (в случае отсутствия особого
упорного подшипника) выполняется в качестве уста-
новочного (обычно кормовой). Вкладыши под-
шипника в этом случае снабжаются торцовыми упор-
ными поверхностями, на которые опираются бурты
шейки коленчатого вала.
Длина и диаметр вкладышей определяются в основ-
ном размерами шеек коленчатого вала. Длина вклады-
шей должна быть меньше длины шеек на величину
расширения (удлинения) коленчатого вала при его
нагреве (до 50° С). Величину этих зазоров (так назы-
ваемый разбег) устанавливают в сторону удлинения
вала (от установочного подшипника); в обратную
сторону устанавливают обычно постоянный зазор 1—
3 мм.
Диаметральный зазор в подшипниках составляет
около 1/1000—1/800 от диаметра шейки и зависит от
степени быстроходности двигателя, класса точности
обработки вкладышей и шеек, антифрикционного мате-
риала и сорта смазочного масла.
Износ вкладышей в эксплуатации зависит от вели-
чины и характера нагрузки, материала и качества за-
ливки, конструкции подшипников, качества и чистоты
масла, монтажа коленчатого вала, класса обработки
вкладышей и ряда других факторов.
Нормальный износ вкладышей составляет у мало-
оборотных двигателей около 0,01—0,015 мм, а у много-
Фиг. 7. Нижний
рамовый подшип-
ник, подвешенный
к картеру дизеля.
оборотных — около 0,02—0,03 мм за 1000 ч работы.
Увеличение износоустойчивости подшипников до-
стигается повышением класса точности их изготовле-
ния, применением сплавов для заливки с высокими
антифрикционными качествами, повышением твер-
дости шеек, тщательной очисткой масла в эксплуата-
ции от воды и механических примесей, применением спе-
циальных присадок к маслу и т. д.
По достижении предельно допустимых зазоров (со-
гласно инструкции) у подшипников должны быть вы-
нуты соответствующие регулировочные прокладки
или в случае отсутствия таковых вкладыши должны
быть перезалиты или заменены новыми (многооборот-
ные двигатели).
2. РАСЧЕТ ФУНДАМЕНТНОЙ РАМЫ
И КОНСТРУКТИВНЫЕ СООТНОШЕНИЯ
Расчет фундаментной рамы
Фундаментные рамы точному расчету не поддаются
вследствие сложности их конструктивных форм и слож-
ного воздействия переменных внешних сил. Поэтому
16 Заказ 1630.
242
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
ограничиваются проверкой основных наиболее опас-
ных сечений рамы на напряжения от давления газов и
от сил инерции.
Для рам со станинами в виде колонн (стоек), рас-
положенных в средней плоскости рамовых подшипни-
ков, или с блок-цилиндрами, крепящимися в той же
плоскости анкерными связями, давление газов вызы-
вает деформации изгиба только в поперечных балках
рамы (см., например, фиг. 1).
Наибольший изгибающий момент в сечении I — I
поперечной балки, лежащей в плоскости, проходящей
через оси цилиндров (см. фиг. 1).
Ми=—.
4
где I — расстояние' между анкерными связями или
между центрами параллельных сил, дей-
ствующих по осям стяжных болтов (если нет
анкерных связей);
Р — сила давления газов, действующая на рамо-
вый подшипник от двух соседних цилиндров.
Если рамовые подшипники расположены симметрич-
но относительно оси цилиндра, можно принять, что на
каждую опору действует полусумма сил двух сосед-
них цилиндров.
Суммирование сил газов, действующих в двух со-
седних цилиндрах, производится с учетом последова-
тельности их работы (пренебрегая силами инерции).
Напряжение ,изгиба в сечении 1 — 1
КГ/СМ*'
РУ и
где Wu=^~- момент сопротивления изгибу;
J — момент инерции площади поперечного сече-
ния относительно нейтральной оси;
е— расстояние от нейтральной оси до наиболее
удаленных волокон.
Основные конструктивные соотношения фундамент-
ной рамы приведены в табл. 1.
Расчет поперечного сечения остова двигателя
Силы инерции поступательно движущихся масс и
вертикальная составляющая сил инерции вращающихся
масс действует в вертикальной плоскости, проходящей
через оси цилиндров.
В продольных балках рамы при этом возникают
напряжения изгиба. Поэтому поперечное сечение рамы,
прилегающее к поперечным балкам, совместно с по-
перечным сечением станины и блок-цилиндров прове-
ряются на изгиб внутренними неуравновешенными
моментами от сил инерции, определяемыми при дина-
мическом расчете двигателя (см. разд, третий). Рас-
положение расчетного сечения должно соответствовать
наибольшей величине изгибающего момента. Напряже-
ние изгиба
М
аи=^--кГ/см^
где М — внутренний неуравновешенный момент от
сил инерции, действующий в вертикальной
плоскости;
Wa — момент сопротивления «остова», т. е. общего се-
чения рамы, станины и блок-цилиндров изгибу.
Момент инерции поперечного сечения остова (как
единого целого) вычисляют относительно нейтральной
оси, расположенной перпендикулярно плоскости, в ко-
торой действует внутренний изгибающий момент.
Если сечение проходит через детали из материалов
с различными модулями упругости, то центр тяжести
сечения и его момент инерции вычисляются после
приведения этих деталей к единому модулю.
Проверка на изгиб поперечного сечения остова но-
сит условный характер, так как при этом не учиты-
вается жесткость фундамента. Если двигатель устано-
влен на жестком фундаменте (например, стационар-
ные двигатели) и связан с ним жесткими креплениями,
то внутренние изгибающие моменты в остове не имеют
места. Расчет в этом случае выполняется без учета
опорных реакций и служит для сравнительной оценки
Таблица Ц
Конструктивные соотношения фундаментной рамы
Наименование Двигатели
малооборотные 1 среднеоборотные
Наибольшая ширина рамы £«*(2,44-2,8) S В (2,4 4- 2,5) S
Высота продольной балки Я «#(1,2 4-14) S Я«* (0 6-0,9)5
Длина (без вспомогательных устройств на торцах) (1,05 4-1,20) Sia
Толщина верхней доски(стенки) 61^ (0,15 4-0,18) <2 61 «40,08 4-0,10) <2
Толщина стенки продольной балки б2«40,07 4-0,08) d б2«*(0,05 4-0,06) d
Толщина опорной полки б3«40,15 4-0,18) <2 б3«* (0,09 4-0,10) d
Расстояние между анкерными связями б4 «42,04-2,5) d 64 «*(1,5 4-2,0) d
Диаметр фундаментных болтов d6 = (0,10 4- 0,13) d
Сварные рамы:
толщина верхней доски б> 40,044-0,06)0
толщина стенки продольной балки (0,0254-0,04) D
толщина опорной полки 40,05 4-0,06)0
Примечание, г—число цилиндров; а — расстояние между цилиндрами; d—диаметр коленчатого вала; D и S —диа-
метр и ход поршня.
ОСТОВ ДВИГАТЕЛЯ
243
прочности элементов остова. При установке двигателя
на амортизаторах необходимо учитывать опорные
реакции, что позволяет выявить сечения остова, в ко-
торых наблюдаются наибольшие напряжения. Нако-
нец, когда жесткости остова и фундамента сопостави-
мы (например, в судовых ДВС при отсутствии аморти-
заторов) при расчете внутренних изгибающих момен-
тов с учетом опорных реакций можно принять, что
остов и фундамент деформируются как две наложен-
ные друг на друга, но не связанные между собой пря-
мые балки.
Допускаемые напряжения растяжения и сжатия
в волокнах, наиболее удаленных от нейтральной оси,
не должны превышать
Для силуминового литья, кГ/ама..200
Для чугунного литья, кГ/сл«а....300
Для стального литья, кГ/с.и2 ..;.... 500
Для проката, кГ/с.и2............600
Расчет опорных полок (лап) фундаментной рамы
Опорные полки рамы проверяются на суммарное
действие изгиба от сил веса двигателя, опрокидыва-
ющего момента неуравновешенных сил инерции и их
моментов.
Сила веса двигателя, передающаяся на одну полку
Сила реакции на полке от опрокидывающего момента
(равного по величине крутящему моменту)
Р2 = 71620 -^ кГ
п1г
где Zj — поперечное расстояние между болтами, кре-
нящими левую и правую полки фундаментной рамы.
Сила Рз от неуравновешенных сил инерции поступа-
тельно движущихся и вращающихся масс, действу-
ющая по вертикали.
Сила 7* 4 от неуравновешенных моментов сил инерции.
Предполагая, что интенсивность нагрузки распределена
но закону прямой линии, интенсивность нагрузки на
торцовых краях опорных полок будет
о зм г,
^4 = “^- КГ1СМ>
где М — максимальный момент от неуравновешенных
сил инерции поступательно движущихся
( и вращающихся масс, действующий в вер-
тикальной плоскости, проходящий через оси
цилиндров;
L — длина фундаментной рамы.
Напряжения изгиба в опорных полках
'b=^=^(P1 + P2 + -^+PiL\ кГ/СМ2, (1)
где Li — расстояние от точки приложения силы до
расчетного сечения;
L — длина опорной полки рамы;
Wu — момент сопротивления изгибу расчетного
сечения.
При определении напряжений изгиба предполагается,
что сила сосредоточена на краю опорной полки. Ребра,
подкрепляющие полку, должны быть учтены при
расчете.
Расчет р. а м о в ы х подшипников на
прочность производят с учетом сил давления газов,
сил веса и сил инерции деталей кривошипно-шатунного
16*
механизма, исходя из векторных диаграмм полных дав-
лений на вкладыши подшипников (см. разд, третий).
Принимая полное давление Р на крышку, равномерно
распределенным по поверхности вкладыша, найдем
изгибающий момент в опасном сечении (см. фиг. 4)
r Р / I d \
Ми = -77- —-----— кГ см,
2 у 2 4 )
и напряжения растяжения в наружных волокнах
материала крышки
Ре
ар = кГ/см2,
где J — момент инерции опасного сечения, см*;
eY — расстояние от центра тяжести сечения до на
ружных волокон, см.
Напряжения ар не должны превосходить для чугуна
200—300 и для стали 400—600 кГ/см2.
Для подвесных рамовых подшипни-
ков (см. фиг. 7) в качестве максимального нагружа-
ющего подвеску усилия следует принять наибольшую
из положительных величин рв, подсчитанных по фор-
муле (74) (стр. 149), а в качестве амплитуды А этой
силы — половину разности наибольшего и наимень-
шего положительных значений, что дает возможность
рассчитать крышку и крепящие ее болты на усталост-
ную прочность. Силу В, сдвигающую подвеску в гори-
зонтальном направлении, находят также из векторной
диаграммы.
3. КАРТЕР (СТАНИНА)
Основное назначение картера — связать блок-ци
линдр с фундаментной рамой и образовать полностью
закрытую и непроницаемую для газов и масла полость
для крейцкопфного и шатунно-мотылевого механизма.
Картер в зависимости от типа двигателя может быть
выполнен в различных конструктивных вариантах.
1. Отдельные А-образные стойки или колонны, уста-
новленные в плоскости рамовых подшипников и свя-
занные в одну общую. жесткую систему снизу— фун-
даментной рамой, а сверху — блок-цилиндрами (фиг. 8);
сечение стоек — коробчатое или двутавровое; проме-
жутки между стойками закрываются легкими щитами;
рама, картер и блок-цилиндр связываются в одну си-
стему чаще всего анкерами. Отдельные стойки приме-
няются преимущественно в крупных, крейцкопфных
двигателях; в этом случае стойки должны иметь особые
полки для прикрепления направляющей ползуна.
Между блок-цилиндрами и картером помещается про-
межуточная полость (так называемый фонарь), снаб-
женная сальником от попадания в картер загрязненного
цилиндрового масла. Стойки отливают из чугуна или
делают сварными.
2. Общий блок-картер вместе с рубашками рабочих
цилиндров при наличии отдельной фундаментной рамы
(фиг. 9, в). Эта конструкция является в настоящее время
наиболее распространенной для тронковых двигателей
с диаметром цилиндра от 200 до 600 мм. Плоскость
разъема остова проходит обычно по оси коленчатого
вала либо несколько выше ее.
Блок-картеры выполняются литыми чугун-
ными (фиг. 10, а) или сварными (фиг. 10, б). Корыто
распределительного вала или встраивается в конструк-
цию блок-картера (фиг. 10), или изготовляется от-
дельно и крепится к блоку-картеру. Крепление блок-
картера к фундаментной раме производится длинными
болтами или анкерными связями.
Фиг. 8. Сварная стойка судового дизеля K7Z78/140
Фиг. 9. Конструктивные схемы выполнения картера тронковых двигателей.
Фиг. 10. Блок-картеры с анкерными связями: а — литой; б —
сварной.
Фиг. 11. Литой блок-картер дизеля 6436/45.
244 КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ основных ДЕТАЛЕН
ОСТОВ ДВИГАТЕЛЯ
245
На фиг. 11 показан литой блок-картер дизеля
6436/45, который крепится к фундаментной раме ан-
керными связями. Пространство между вставными
втулками и стенками блока является водяной рубашкой
для системы охлаждения.
Фиг. 12. Сварной блок-картер двухтактного двигателя с ПДП
типа 2Д-100.
а)
Alp
Д1,
Alp
0т
Фиг. 13. К расчету анкерных
связей: а — эскиз к расчету; б —
тронковый двигатель с анкерными
связями.
Д1
о
3. Общий блок фундаментной рамы с картером при
наличии отдельных блок-цилиндров (фиг. 9, схема б).
Эта схема применяется сравнительно редко у тронковых
двигателей с диаметром цилиндра до 500 мм; она обес-
печивает повышенную продольную жесткость остова,
однако неудобна в изготовлении.
4. Общий блок-картер с цилиндрами, имеющий под-
вешенные рамовые подшипники вместо фундаментной
рамы (фиг. 9, г). Эта схема в отличие от схемы в
применяется главным образом у двигателей небольших
размеров (D < 250 мм) и позволяет уменьшить его
вес.
5. Блок-рамы и блок-цилиндры, у которых картер
состоит из отдельных стоек, промежутки между кото-
рыми перекрыты легкими щитами (фиг. 9, схема а).
Эта конструкция ранее применялась у дизелей сВ>
400 мм.
6. Общий блок-картер с блок-цилиндрами для двух-
тактных двигателей с противоположно движущимися
поршнями (ПДП) (фиг. 12) представляет собой наибо-
лее сложную конструкцию сварного блок-картера,
состоящего по существу из двух блок-картеров, сое-
диненных между собой системой продольных и попереч-
ных стенок.
Все перечисленные блочные конструкции могут быть:
а) монолитными, т. е. представлять единую отливку
или сварную конструкцию для всех цилиндров двига-
телей;
б) составными по длине двигателя, причем отдель-
ные части блока (от 1 до 4 цилиндров) связываются
между собой по вертикальным плоскостям разъема
болтами под развертку; количество цилиндров, объеди-
няемых в один блок, определяется в основном допу-
стимыми, с точки зрения производства, габаритами
и весами отдельных частей блока.
Конструкция картера должна быть жесткая и вместе
с тем легкая и обеспечивать полную герметичность;
картер должен иметь съемные щиты или люки для
осмотра деталей «движения»; во избежание повышения
давления в картере свыше атмосферного он должен
быть снабжен особыми вентиляционными устройствами,
(сепараторами) для отвода масляных паров.
Для разгрузки литых картеров от растягивающих
усилий остов снабжают анкерными связями,
которые обычно пропускают от верхней плоскости блок-
цилиндров до нижней части фундаментной рамы (на-
пример, фиг. 13). Для этой цели в отливке картера
должны быть предусмотрены соответствующие полые
трубчатые приливы. Анкерные связи должны быть уста-
новлены строго центрально и должна быть обеспечена
равномерная их затяжка по всему картеру во избежание
возникновения перенапряжений в отдельных связях.
Анкерные связи изготовляют из сталей 35 и 40 для
тяжелых типов двигателей и из легированных сталей
20ХНЗА, 18ХНМА, 18ХНВА и др. — для легких ти-
пов двигателей.
Конструкции остова V-образных двигателей выпол-
няют по различным схемам в зависимости от типа дви-
гателя. На фиг. 14, а приведен отлитый из алюминие-
вого сплава остов четырехтактного дизеля Д-12 с ан-
керами, связывающими головку, блок-цилиндры и
картер. К общему блоку картер — фундаментная
рама привертываются на длинных шпильках подвес-
ные подшипники коленчатого вала. Кроме того, пред-
усмотрены горизонтальные шпильки, стягивающие ниж-
нюю опору коленчатого вала и боковые упоры. На
фиг. 14, б показан сварной остов двухтактного тепло-
возного V-образного дизеля типа ИД-45. Картер
составляет одно целое с блок-цилипдрами. К попереч-
ным стенкам картера приварены верхние половины
коренных опор, выполненных из стальных поковок;
нижние половины опор (подвесные подшипники)
привертываются к картеру длинными болтами.
Крышки с привернутыми к ним наглухо втулками
246
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
крепятся к блок-цилиндрам особыми крышечными
шпильками.
Для изготовления картера применяют следующие
материалы: чугун марок СЧ18-36, СЧ21-40 и СЧ28-48;
алюминиевые сплавы АЛ4 и АЛ5. При сварных кон-
струкциях сваривают сперва отдельные элементы
в узлы, а затем отдельные узлы в цельную конструк-
цию.
б)
Фиг. 14. Остовы дизелей: а) Д12: б) Ид-45.
4. РАСЧЕТ СТАНИНЫ И КОНСТРУКТИВНЫЕ
СООТНОШЕНИЯ
Расчет станины (стойки) без анкерных
связей
Рн
И 2 ’
Расчету подвергается наиболее нагруженная ста-
нина, расположенная между двумя смежными цилин-
драми с наименьшим интервалом между вспышками.
Предполагается, что стойка свободно оперта подошвой
на фундаментную раму. Опасное сечение стойки 7—7
(фиг. 15) расположено перпендикулярно к наклонной
наружной стенке. *
Принимается, что передача сил давления газов на
стойки осуществляется через короткие анкеры, скре-
пляющие блок-цилиндры с верхними полками стоек.
На стойку действуют следующие силы:
а) сила от давления газов
положениях поршня, что и при определении си-
лы Р;
в) силы инерции движущихся частей обычно не учи-
тывают, так как они разгружают основное усилие;
„ Р
в опорах стоики реакции —
г) Р и Рн вызывают
Точка приложения реакций, как центра парал-
лельных сил, действующая по осям болтов крепления
стенки к раме, найдется из уравнения
Р' (V14~ г'г^2 4* • • • 4"г'п^п) — ИР' •
где Р' — нагрузка на один болт;
— число болтов, расположенных на рас-
стояниях elt ег, ..., еп от середины стойки
с одной стороны;
i — общее число болтов;
I — расстояние от середины стойки до реакции
опоры.
Силы и моменты, действующие в опасном сечении 7—1
перпендикулярно наклонной полке стойки (фиг. 15):
растягивающая сила
Pi +Pi+i
Р =— „ кГ
а
Р Р
Рр = ~2~ cos а--siu а кГ\
где Р{ и Pi+1 — давление газов в смежных цилин-
драх, когда (Pi -J- Pi+1) достигает наибольшего значе-
ния;
б) нормальная сила от давления газов
2
где PHi и PHi+i — нормальные значения сил, действу-
ющих на параллели от обоих цилиндров 7'при тех же
сдвигающая сила
Р Р
P< = -x-sina4—,-^-cosa кГ;
суммарный изгибающий момент
М = Мг + М2 = ~ l + ~-h кГ-см. (2)
ОСТОВ ДВИГАТЕЛЯ
247
Напряжения в сечении 7—7 (в кГ/см2у.
растяжения
сдвига
-
растяжения от изгиба (внешние волокна)
М Met
Расчет анкерных связей
Анкерные связи, соединяющие в одну общую систему
отдельные части остова, нагружаются силами от давле-
ния газов. Для обеспечения плотности стыков соединяе-
мых частей и уменьшения влияния переменной нагруз-
ки монтаж анкерных связей производится с предва-
рительным затягом [16, 20].
Удлинение анкерной связи от силы
предварительного затяга (фиг. 13, а)
суммарные напряжения
а = У"(о'р+о'ц)2 + 4т2 кГ/смъ,
где Хо = ----упругая постоянная анкерной связи
о
(податливость);
1о — длина анкерной связи;
где J — момент
ние от
ленных
инерции сечения, а ег — расстоя-
нейтральной оси до наиболее уда-
волокон, работающих на растяжение.
Ео и Fo — модуль упругости и площадь попереч-
ного сечения по наименьшему диа-
метру связи или резьбы.
Предполагая, что деформации анкерной связи проис-
ходят в пределах пропорциональности, найдем наклон
прямой ОА из
Г 1
tg(p=-Azr=ir-
Деформация стягиваемых частей
AZi=r ^h=rXi’
Таблица 2
Конструктивные соотношения картеров (станин)
Наименование Двигатели
малооборотные (крейцкопфные) среднеоборотные (тронковые)
Высота станины Ширина станины по пло- скости разъема верхней нижней Расстояние между анкер- ными связями Толщина стенок станин чугунных литых, стальных сварных Я «*(2,8-3,0) S ^«*(1,6-1,8) Я В3 «* (2,0 — 2,3) Я е «*(2,1-2,5) d «* (0,05 ~ (о,о; 61 «* (0,02 'Til а to to to ' о о « 69 ® § -о g » « со to СП tq сл СП I 13 III 1 tc ё S э — to to °0
Примечание. D и S—диаметр и ход поршней; d—диаметр колен-
чатого вала.
Суммарные напряжения не должны превосходить
для чугуна 300—400 и для стали 500—700 кГ/см2.,
При наличии анкерных связей вместо растяжения
стойки будут подвергаться сжатию от силы затяжки
анкерных связей; коэффициент затяжки последних
можно принимать 1,5—2,0.
Конструктивные соотношения картеров (станин) при-
ведены в табл. 2.
. h
где Xj = У, -=г^--податливость стягиваемых частей;
ЯЯЛ лЬу? I
I — число частей;
и — длина и сечения отдельных частей.
Во время работы двигателя анкерная связь допол-
нительно нагружается силой Pz, вы-
зывающей увеличение удлинения связи на А 1д и раз-
грузку усилий действующих на стыке стягиваемых
248
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕН
частей. Тогда полное усилие на анкерную
связь
<2 = /?+р2,
где R — сила, уплотняющая стык; величина R зависит
от Pz и податливости анкерных связей и стягиваемых
частей.
Дополнительная деформация ан-
керных связей
Ч = = + X,,
где Рн — сила дополнительного нагружения анкерных
связей от Pz.
Полная расчетная сила, нагружающая
анкерную связь
<? = Т + Рг = Т + '
До г М
где flx = т—-Ц— — коэффициент действующей на-
Ао + Хх
грузки.
При стягивании в единую систему блок-цилиндров,
картера и фундаментной рамы (фиг. 13, б) части 1 и 3
сжимаются, анкерные связи удлиняются, а промежу-
точная часть 2 частично разгружается. Из схемы нагру-
жения следует, что
или
(Т—R) ^2 = (рz~\-R — Т) (Хо+ Хх 4-Х3)-
Следовательно, сила, уплотняющая стыки
картера
д _ у р X04-Xi-bX3
2 Х3 + Хх + Х3 + Х3 ’
а полная сила, нагружающая анкер-
ную связь
п — т । о ____Хг_____ _т । л п
Q ~ + Z Хо + Хх + Хг + Хз " Т +
где
Х« + Хх + Х2 + Х4
При определении податливостей следует принимать
полные площади соприкосновения блок-цилиндра с кар-
тером и последнего с фундаментной рамой.
Минимальное усилие предвари-
тельной затяжки имеет место, если основная
сила разгружает стык до значения R = 0; давление
на стыке двух деталей
R = T + Pn-PZ = TPz,
при R = 0 получим
Tmin = (l-fl) pz-
Принимая во внимание, что величина силы Pz перемен-
ная, очевидно, что Тт1п пе обеспечивает необходимого
уплотнения в стыке. Следовательно, при этих условиях
сила, нагружающая анкерную связь
Q = T + PZ.
Как известно, в эксплуатационных условиях сила
затяжки уменьшается от различных причин, поэтому
величину предварительной затяж-
ки в расчетах принимают с определенным запасом
r = ipTmin = ip(l-«)Pz, (4)
где ф — коэффициент затяжки;
fl — коэффициент действующей нагрузки, который
изменяется в пределах 0,05—0,25. При статическом
нагружении деталей ф 1,25-г-1,5; при динамическом
нагружении i|) «2 4-3.
Следовательно, полная расчетная сила,
нагружающая анкерную связь при
действии основной нагрузки Pz
<2 = ф(1-А)Р2+АР2; (5)
динамическая составляющая A Pz зависит в основном
от податливости соединяемых частей остова.
При работе двигателя последний нагревается и вслед-
ствие разности тепловых деформаций от-
дельных частей возникает сила Р(, дополнительно растя-
гивающая анкерные связи и уплотняющая стыки.
В общем случае сила
HqZqZq
i= 1_____________
i=K
Xo+ Xj
i=l
где к — число соединяемых частей;
dj, tz, li — коэффициент линейного расширения, тем
пература и длина детали;
do, to, lo — то же для анкерной связи.
При тепловой деформации элементов остова нагрузка
на анкерную связь возрастает до
Р2 = ф(1-А) Pz + &Pz+Pt.
Тогда
/ А \
min = Ф (!-<>) Pz + Pv
и соответствующее наибольшее напряжение растяже-
ния в сечении по внутреннему диаметру у первого витка»
резьбы
PS max _ , -4- — ^ —-|- — =
^1 max р^ 'l’ у ф у Fi Fi
= o' + ot (6>
не должны превышать для анкерных связей из угле-
родистых сталей 1000—1500 кГ1см\ из легированных
сталей 2000—3000 кГ/см2.
Анкерные связи подвергаются действию перемен-
ной нагрузки, поэтому запасы прочно-
сти надо определять по напряжениям переменного
цикла [16]; амплитуде напряжений
fl Pz _ а9
а 2Ft 2
и максимальному напряжению
Отах = Ощ ~ЬОа>
где Од — дополнительное напряжение, полученное в ре-
зультате приложения основной нагрузки при работе
двигателя Pz,
ОСТОВ ДВИГАТЕЛЯ
249
Cm —
ф (1-#) Pz+0,5$Pz + Pt
Fr
Запасы прочности по амплитуде
%
°— 1 kd к °зат
„ вад кв р
а“ 4 , "М
1+"it------------- Оа
' ка р /
где а3ат — напряжение затяжки;
саа — амплитуда напряжений по диаграмме на-
пряжений;
ио максимальным напряжениям:
°тах а
Стах
4 \
(7а)
а-1.
гдеп_1„я = 1—напряжения выносливости анкерной
1КО Кар
связи с учетом концентрации напря-
жений в резьбе;
o'max д — максимальное напряжение выно-
сливости но диаграмме напряжений;
— коэффициент чувствительности к сим-
метрии цикла.
Коэффициент концентрации резьбового соединения
определяется из
к
ар~ 14 ’
где кд — коэффициент концентрации витков резьбы;
Еа — коэффициент влияния абсолютных размеров
резьбовых соединений;
Р — коэффициент конструктивного упрочения
(1,2—1,6).
В правильно сконструированной анкерной связи
запасы прочности лежат в пределах па = 2,5—4,0;
п = 1,25-2,5.
При длинных анкерных связях иногда возникают
дополнительно напряжения изгиба от поперечных
колебаний в плоскости качания шатуна, которые
необходимо учитывать при расчетах.
5. БЛОК-ЦИЛИНДРЫ И ВТУЛКИ
ЦИЛИНДРОВ
Наиболее ответственной частью остова является его
верхняя часть — блок-цилиндр ы, в котором
установлены цилиндровые втулки.
Блок-цилиндры четырехтактных двигателей имеют
наиболее простую коробчатую конструкцию, состоящую
в основном из верхней и нижней досок с отверстиями
для установки цилиндровых втулок и с вертикальными
перегородками между цилиндрами, в которых должны
быть предусмотрены отверстия для перепуска охлажда-
ющей воды (фиг. 16).
Для повышения жесткости конструкции блок-ци-
линдры иногда снабжаются дополнительной горизон-
тальной перегородкой и оребрением вертикальных
стенок.
Блок-цилиндры двухтактных двигателей имеют более
сложную конструкцию (фиг. 17), так как помимо поло-
стей для охлаждающей воды должны быть снабжены
полостями для подвода продувочного воздуха (для
всех типов продувки) и для отвода выпускных газов
(только контурные продувки). Для лучшего направле-
ния потоков продувочного воздуха и газов в рубашке
иногда отливают особые направляющие ребра.
Блок-цилиндры обычно изготовляют однотелыми
(фиг. 17) и, как исключение, двутелыми (фиг. 18).
Так же, как и картер, блок-цилиндры могут быть моно-
литными (для D < 400 мл) или составными. У наибо-
лее крупных крейцкопфных двигателей изготовляют
отдельные отливки на каждые 1—2 цилиндра, которые
затем соединяют болтами в общий блок цилиндров.
Блок-цилиндры разделяются поперечными перегород-
ками на ряд полостей, предназначенных для уста-
новки цилиндровых втулок. Между втулками и стен-
ками блока образуется так называемое зарубашечное
пространство, в котором циркулирует охлаждающая
вода.
Блок-цилиндры чаще всего отливают из чугуна
марки СЧ18-36, СЧ21-40, СЧ24-44 и СЧ28-48 модифи-
цированных чугунов; реже применяют сварные кон-
струкции, принимая во внимание сложную конструк-
цию цилиндров (особенно у двухтактных двигателей).
При применении анкерных связей толщину стенок
отливки блока можпо уменьшить и тем самым облег-
чить вес блок-цилиндров.
Цилиндровые втулки подвергаются во
время работы двигателя значительным механическим
и тепловым воздействиям, а также износу. Втулке
должно быть обеспечено свободное расширение от на-
грева как в осевом, так и в диаметральном направле-
ниях.
По конструктивному выполнению различают: 1) втул-
ки, которые вставляются в цилиндры; при этом между
наружной поверхностью втулки и внутренней поверх-
ностью рубашки образуется полость охлаждения
(фиг. 19, а, б)\ 2) втулки, имеющие рубашку, отлитую
заодно со втулкой (фиг. 19, в) или наглухо установлен-
ную на втулке (фиг. 19, г); в этих случаях внутренняя
полость блок-цилиндров не омывается водой и, следо-
вательно, не подвергается коррозии; 3) втулки, которые
плотно вставляются в расточенные полости рубашек,
охлаждаемых водой; в этом случае втулки непосред-
ственно не омываются водой.
Первый тип втулок имеет наибольшее распростране-
ние в двигателях мало- и среднеоборотных; второй тип—
в двигателях многооборотных (особенно при сварных
блок-цилиндрах) и, наконец, третий тип — в двигателях
с малой размерностью (D < 200 мм).
Втулка фиксируется в цилиндре посредством верх-
него фланцевого утолщения, которое
опирается на выступающий опорный буртик рубашки
(фиг. 20, а, б, е, г, д); это дает возможность втулке
свободно расширяться в продольном направлении;
буртик уплотняется особой замазкой из белил или
притиркой (в малых двигателях). Направляющий
цилиндрический поясок фланцевого утолщения должен
иметь достаточный диаметральный зазор, рассчитан-
ный на наибольшее расширение втулки при работе. Для
усиления отвода тепла от верхней наиболее нагретой
части втулки применяют ряд конструктивных меро-
приятий, имеющих целью увеличить скорость циркуля-
ции охлаждающей воды у верхней части втулки
(фиг. 20, в, г). В многооборотных типах двигателей
втулка иногда снабжается винтовыми каналами (по
всей длине втулки) с уменьшенными сечениями. В двух-
тактных двигателях для предохранения блок-цилин-
дров от разрыва при ненормальном расширении втулки
(например, при перегреве двигателя), а также для луч-
шего отвода тепла от фланцевого утолщения, последнее
250
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Фиг. 17. Однотелый блок-
цилиндр двухтактного
крейцкопфного двига-
теля с прямоточно-кла-
панной ’'продувкой.
Фиг. 18. Двутелый блок-цилиндр
двухтактного крейцкопфного двига-
теля типа K6Z70/120.
ОСТОВ ДВИГАТЕЛЯ
251
Фиг. 19. Цилиндровые
втулки: а — вставная
четырехтактного дизеля;
б — вставная j двухтакт-
ного дизеля; в'— отлитая
вместе с рубашкой; а —
с . смонтированной на
втулке рубашкой.
252
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
иногда устанавливают на особое проставочное кольцо,
отлитое из стали или чугуна (фиг. 20, в).
Переход от фланцевого утолщения к зеркалу цилинд-
ра должен быть выполнен с большим радиусом закруг-
ления во избежание возникновения значительной
концентрации напряжений.
Фиг. 20. Конструкция верхнего фланцевого утолщения и аскиз
к его расчету.
Внутреннюю поверхность втулки для повышения
износоустойчивости иногда покрывают пористым хро-
мом или азотируют (стальные втулки). Наружные по-
фиг. 22. Втулка, выполненная заодно с крышкой: а —литая,
б — приваренная.
Нижняя часть втулки уплотняется сальником или
резиновыми кольцами (фиг. 21).
Цилиндровые втулки изготовляют из высококаче-
ственных модифицированных чугунов СЧ28-48,
СЧ32-52, чугунов легированных титаном, ванадием,
хромом и никелем, хромистых кованых сталей
Фиг. 21. Уплотнение втулки: а—резиновыми
кольцами; б — сальником.
(например, 45Х), азотируемых сталей (35ХМЮА или
38ХМЮА) и др. Кованые стали применяются только
в миогооборотных легких типах двигателей; в этом
случае втулку иногда изготовляют заодно с крышкой
из общей поковки, либо приваркой (фиг. 22), а охла-
ждающую рубашку из листовой нержавеющей стали
снабжают в верхней части гофрами и приваривают
к втулке.
Фиг. 23. Блок-крышка на два цилиндра.
верхности втулок, соприкасающихся с водой, для
предохранения от коррозии освинцовывают, покрывают
цинком, бакелитовым лаком и другими антикоррозий-
ными покрытиями. При охлаждении двигателей заборт-
ной водой иногда для предохранения от электрохими-
ческой коррозии устанавливают в зарубашечном
ОСТОВ ДВИГАТЕЛЯ
253
пространстве цинковые протекторы. Для предохранения
втулки от кавитационной эрозии, вызываемой .вибра-
цией втулки, уменьшают диаметральный зазор между
поршнем и втулкой (тронковые двигатели), повышают
температуру охлаждающей воды (переход на зам-
кнутую систему охлаждения), добавляют к охлажда-
ющей воде хромпик и другие присадки.
Средний износ втулок в эксплуатации у малообо-
ротных судовых дизелей за 1000 ч составляет 0,1 —
0,2 мм. Усиленный износ втулки наблюдается в экс-
плуатации при загрязнении масла и засасываемого
воздуха, некондиционном сорте масла, нарушении нор-
мального охлаждения втулки, перегреве втулки вслед-
ствие неполного сгорания, работе на сернистых мазу-
тах и т. д.
6. РАСЧЕТ БЛОК-ЦИЛИНДРОВ И ВТУЛОК
И КОНСТРУКТИВНЫЕ СООТНОШЕНИЯ
Расчет цилиндровой втулки
Рассматривая верхнюю часть цилиндровой втулки
как тонкостенный цилиндр с постоянной толщиной
стенки, подвергающейся равномерно распределенному
давлению газов р2, найдем нормальные напряжения
растяжения в тангенциальном направлении на вну-
тренней поверхности цилиндровой втулки
^.2 । „2
(<Ч)Шах = Рг 2_ Г кГ/см?-, (8)
Г2 Г1
нормальные напряжения растяжения в тангенциальном
направлении у наружной поверхности стенки
2ri
ra_r2 кГ1см*‘ (8а>
2 1
Отношение напряжений
(CT*)min
увеличивается с увеличением толщины стенки.
Нормальные напряжения сжатия в радиальном на-
правлении на внутренней поверхности втулки:
сг= — р2 кГ/см2;
нормальные напряжения в радиальном направлении
на наружной поверхности втулки равны нулю.
Эквивалентное напряжение на внутренней поверх-
ности втулки
<Тэкв = (<Т()тах — veffr кГ/см2^ (9)
где vs = ---коэффициент, характеризующий неоди-
&sd
наковость прочности материала на рас-
тяжение и сжатие; для чугуна vs==0,3;
osz — предел текучести материала при растя-
жении;
(jsd —: предел текучести'материала при сжа-
тии.
Эквивалентное напряжение на наружной поверхно-
сти втулки
о"экв = (o'f)min’ (9а)
значения аэке у выполненных чугунных втулок соста-
вляют 300—600 кГ/см2.
Для втулок небольшой толщины, например при от-
ношениях — 0,9, можно допустить, что растягива-
г2
ющие напряжения равномерно распределены по тол-
щине стенки. В этом случае напряжения растяжения
СГ{ = Pz — = Pz Ц- кГ/см2 (10)
г2 —Г1 0
совпадают с выражением для тонкостенных цилиндров.
Температурные напряжения в цилиндровой
втулке
Предполагая, что втулка представляет собой полый
цилиндр, у которого температура изменяется по тол-
щине стенки симметрично относительно оси цилиндра
и постоянна по длине втулки, найдем температурные
напряжения сжатия на внутренней поверхности втулки
aEAi 1
<тг=о; (с*)Г1 = - 2(1_иу • X
/ 2 \
X 11 + 1 _ 2 In к кГ/см2, (11)
напряжения растяжения на наружной поверхности
втулки
_ аЕ М 1
<Тг-О, (<тг)Г2 2(1— р) ’ In к Х
(ок2 \
1+ —-----п 1п к । кГ/см\ (11а)
1 — кл /
где а — коэффициент линейного расширения;
Е — модуль упругости материала в кГ/см2',
р — коэффициент Пуассона;
к = — — отношение радиусов внутренней и наружной
Г2
поверхности стенки.
Предполагая, что наибольшие напряжения от сил
давления газов и тепловые совпадают по времени, най-
дем суммарные напряжения в цилиндровой втулке
^ = ^экв + стг кГ/см2.
Для втулок с относительно тонкими стенка-
ми [ — <1,1 ] температурные напряжения могут
v1 /
быть определены по формуле
о Е Et г ,п.
at=± 2(1-^ (12)
Тогда для чугунных втулок
(<И)Ч~5,35 Аг,
и для стальных втулок
(<Н)ст ~ 16,8 Д«,
где Д1 — перепад температур по толщине стенки.
Опорный фланец втулки подвергается
усилию от затяжки крышечных шпилек
л £><
Pd=k—Pz кГ,
где Df — средний диаметр уплотнительной выточки
(см. фиг. 30). Разлагая силу Ра на нормальную Рп
254
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
и касательную Pt, найдем в сечении I— I напряжения
растяжения
<Тр = кГ/см2;
v л Dsh
скалывания
т =—кГ/см?;
л Dah
изгиба от пары сил
КГ/СМ ’
где Ds — диаметр центра тяжести сечения, см;
I — плечо изгибающего момента;
h — высота опасного сечения.
Суммарные напряжения от изгиба и скалывания
az = K(<Tp+<Tu)2 + 4^, (13)
не должны превосходить для чугуна 400—600 кГ/см2.
Напряжения смятия в опорном
бурте фланца втулки
всм =--7—^—^ (14)
Л д2_д2
\ 1 2/
не должны быть выше 800—1000 кГ/см2 (для чугуна).
Удельное давление на опорной кольцевой заточке
шириной b
р = —кГ/см2.
stDfb
не должно превосходить 400—800 кГ/см2.
Конструктивные соотношения блок-цилиндров и
втулок даны в табл. 3.
Таблица 3
Конструктивные соотношении блок-цилиндров и втулок
Наименование Дизёли
ма лоо бор отные (крейцкопфные) среднеоборотные (тронковые)
Высота блок-цилиндров Н я (1,54-1,8)5 17^(1,0 4-1,5) S
Ширина Толщина стенок блок- цилиндров В^(1, 6 4- 2,0) D
литых б (0,05 4- 0,06) D
сварных Толщина стенок втулки (гильз) б >=«(0,035 4- 0,45) D
сухих б*«2- т- 5 мм
мокрых в верхней части б я (0,06 4- 0,10) D
» в нижней части 61 (0,04 4- 0,05) D
Наибольший диаметр верхнего опорного бурта А ^(1-254-1,35) D
Наружный диаметр пояса D2^(1,15 4-1,2)D
Длина втулок Li я (1,35 4-1,45) Т>; Li я (1,7 4-2,0) D
Минимальный зазор меж- ду стенками зарубашечного пространства 1^10- i-15
Примечание. D—диаметр цилиндра, S — ход поршня.
7. КРЫШКИ (ГОЛОВКИ) ЦИЛИНДРОВ
Крышка замыкает верхнюю часть камеры сгорания
и определяет вместе с днищем поршня форму и объем
камеры сгорания (сжатия).
Крышка цилиндра подвергается давлению газов и
действию высоких температур. Она должна иметь про
Фиг. 24. Крышка четырехтактного двигателя с двумя
рабочими клапанами.
стую и симметричную форму, податливое
днище с жесткой опорной частью (или
наоборот) днище должно интенсивно
охлаждаться водой; стенки крышки долж-
ны иметь по возможности равномерную
толщину во избежание возникновения по-
вышенных внутренних напряжений; вы-
ходы клапанных станков на поверхность
огневого днища должны быть выполнены
с большими радиусами закругления.
Внешняя форма крышки — цилиндри-
ческая, квадратная, шести- или восьми-
гранная. При диаметре цилиндра менее
200 мм применяют не индивидуальные
крышки, а блок-крышки, представляющие
собой одну общую отливку для несколь-
ких цилиндров или для всего двигателя
(фиг. 23).
Крышки четырехтактных двигателей, а
также двухтактных с прямоточно-клапан-
ной продувкой состоят обычно из двух
плоских днищ, соединенных между собой
вертикальными стенками и стаканами (кана-
лами) для клапанов (фиг. 24). В корпусе
крышки размещаются, помимо двух
(фиг. 24) или четырех (фиг. 25) рабочих
клапанов, форсунка (или насос-форсун-
ка), пусковой клапан, индикаторное от-
верстие, а иногда и предохранительный
клапан. Наличие сильно нагретых кана-
лов выхлопных клапанов (а также кана-
лов для предкамер и вихревых камер)
вызывает неравномерный нагрев крыш-
ки. В малооборотных двигателях кла-
паны имеют отдельные чугунные корпуса
ОСТОВ ДВИГАТЕЛЯ
255
(фиг. 24), тогда как в многооборотных — клапаны
устанавливаются непосредственно в корпусе крышки,
что требует повышенного качества материала крышки
или установки особых опорных гнезд (под тарелки
клапанов) из материалов повышенной стойкости.
Крышки двухтактных двигателей с прямоточно-
клапанной продувкой имеют по сравнению с крышками
четырехтактных двигателей значительно большую
теплонапряженность; наиболее напряженными явля-
ются крышки с четырьмя клапанами и односторонним
выпуском газов.
Крышки двухтактных двигателей с контурной про-
дувкой проще по конструкции, так как у них отсут-
Фиг. 25. Крышка четырехтактного двигателя с наддувом с че-
тырьмя рабочими клапанами.
ствуют рабочие клапаны. Для лучшей продувки камеры
сгорания днище крышки иногда делают вогнутым,
полусферическим (фиг. 26).
Крышки крупных двигателей с диаметром свыше
600 лг.и часто делают составными из двух частей, что
Фиг. 26. Крышка двухтактного двигателя типа 8SD72.
дает возможность отлить нижнюю, огневую часть
крышки из жаростойких материалов (например, молиб-
деновой стали), а верхнюю — опорную часть — из чу-
гуна (фиг. 27). Для защиты от перегрева фланцевого
утолщения втулки крышки крупных двигателей выпол-
няют либо полуколпачного типа (фиг. 28, б), либо уто-
пленными в полость цилиндра (фиг. 28, а). На фиг. 29
показана крышка двухтактного крупного дизеля с од-
ним центрально расположенным выпускным клапа-
ном. Наиболее сложными являются крышки двигателей
4-4
Фиг. 27. Составная крышка двухтактного двига-
теля типа D6Z60/110.
двойного действия, которые должны иметь в центре
отверстие с сальником для уплотнения поршневого
штока.
Охлаждение крышек производится забортной или
пресной водой. Вода подводится к крышке через внеш-
ние патрубки или перепускные трубки, уплотненные
теплостойкими резиновыми кольцами. Поток воды
Фиг. 28. Крышки двухтактных двигателей; а — утоплен-
ная в цилиндр; б— полуколпачного типа.
должен последовательно охлаждать огневое днище,
клапанные стаканы и каналы для воздуха и газа.
Для усиления циркуляции воды применяют следующие
меры: крышки делают двухполостными (см. фиг. 25);
у днища поток воды направляется тангенциально
через сопла; отливают доцолнительные, направляющие
стенки и т. д. Отводить горячую воду надо из наиболее
256
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
высокой точки полости охлаждения во избежание обра-
зования пароводяных мешков; у многооборотных дви-
гателей иногда устанавливают в крышке пароотводные
трубки. Для очистки водяных полостей от формовочной
земли и для удаления накипи должны быть предусмо-
трены люки или отверстия, заглушенные пробками.
Фиг. 29. Крышка двухтактного дизеля с
прямоточно-клапанной продувкой.
aDl.
где Pf = pz ~------давление газов на днище, кГ;
Тогда
Ми =
л О2
Pd = —~т~ i X 1,25 4- 2,0-
f *
кГ см. (15а)
Для крышек квадратной конфигурации
л Й г 1L / 1 \ Dt 1
---h-4- кГ • см, (16)
где L — расстояние между шпильками, см.
Напряжение растяжения в верхней доске
Крепление крышек (блок-крышек) к цилиндру про-
изводится шпильками, болтами или анкерами (связы-
вающими остов двигателя). Количество и расположе-
ние шпилек у четырехтактных двигателей (г — 4—8)
определяется в значительной мере размерами и количе-
ством впускных и выпускных каналов. В двухтактных
двигателях с контурной продувкой применяют значи-
тельно большее количество шпилек (до 20), чтобы
уменьшить по возможности наружный диаметр кры-
шек и обеспечить равномерное обжатие крышечной про-
кладки.
Газоуплотнение между крышкой и блок-цилиндрами
достигается красномедной или медноасбестовой про-
кладкой, прижимаемой выступающим круговым буртом
крышки. Блок-крышки двигателей небольшой размер-
ности ставят либо на притирку, либо на одну общую
алюминиевую прокладку; при этом для улучшения
уплотнения у каждого цилиндра протачивается по
нескольку круговых канавок. Прокладка должна быть
равномерно обжата, а шпильки не должны быть пере-
тянуты; иногда для этой цели пользуются специальным
динамометрическим ключом и, кроме того, устанавли-
вают последовательность затяжки отдельных гаек.
В качестве материала для крышечных шпилек приме-
няют углеродистые стали — 35, Ст.5 повышенную,
также легированные — 20ХНЗА, 40ХН и др.
X
кГ/см*.
(17)
Напряжение сжатия в нижней доске
„ _ Ми
acM~wr
Pz X
К Da—(%------дЛ Р/1 кГ/см\
\ *5 / I
(17а)
где J — момент инерции сечения крышки, еж4;
«1 и ег — расстояния от нейтральной оси до наиболее
и наименее удаленных волокон днища, см.
Фиг. 30. Эскиз к расчету крышки.
8. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРОВЫХ КРЫШЕК
И КОНСТРУКТИВНЫЕ СООТНОШЕНИЯ
Расчет крышки
Во время работы двигателя в крышке возникают меха-
нические напряжения от давления газов и затяжки кры-
шечных шпилек, а также температурные напряжения
от перепада температур в нижней огневой доске крышки.
Рассматривая крышку как свободно опертый по
уплотнительному бурту диск, нагруженный симметрично
распределенными силами, найдем наибольший изгиба-
ющий момент в диаметральном сечении крышки
(фиг. 30) при работе двигателя.
«2 2 2 у 2
_ Pd Dd Pd — Pf
2 я 2
di_pl
л 2
2 Df р .
-т- • —- кГ • см, (15)
3 л '
Если предположить, что изменение температур по
толщине нижней доски крышки следует линейному
закону, то условные температурные напряжения, воз-
никающие в нижней доске, будут равны
аЕ toeH—t0XJi аЕ
-----------= w—— (18)
где % — коэффициент теплопроводности материала
крышки, ккал/м • ч • град',
а — тепловая нагрузка, ккал/м* • ч • град;
о — толщина днища, см.
Наибольшие условные суммарные напряжения в ниж-
ней доске
?д = ^еж+о'г кГ/см*;
для чугунных крышек,
кГ/см*............. 1500—2000
для стальных крышек,
кГ/с-иа............ 2500—350#
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
257
Конструктивные соотношения крышек приведены
в табл. 4.
Таблица 4
Конструктивные соотношения крышек
Наименование Конструктивнее соотношения
Наружный DK цилиндрической крышки (или вписанный D мно- гогранных крышек) Высота крышки двигателя (1,4-1,8)1»
четырехтактного Я«~(1,0-0,4)7)
двухтактного Яд «*(0,6—0,9)77
Продолжение табл. 4
Наименование Конструктивные соотношения
Толщина огневой стенки днища чугунной крышки стальной » Толщина верхней горизонталь- ной стенки Толщина наружных стенок чугунных крышек стальных » Минимальная величина прохо- дов для охлаждающей воды меж- ду стенками 61^(0,06-0,08) D (0,05 — 0,7) 7) 62^ (0,05 — 0,12) О д3 «а (0,05—0,08) О 63^ (0,045 — 0,07) D А ~ 8 —15 мм
ГЛАВА II
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
1. УСЛОВИЯ РАБОТЫ; ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ;
КОНСТРУКТИВНЫЕ СООТНОШЕНИЯ
Современная тенденция к повышению степени газо-
турбинного наддува дизелей заставляет в связи с ростом
нагрузок от газовых сил увеличивать размеры элемен-
тов коленчатых валов (шеек, щек) и принимать ряд мер
к снижению концентрации напряжений, а также
к повышению усталостной прочности.
Это необходимо, так как под воздействием перемен-
ных по величине газовых и инерционных сил и крутя-
щих моментов материал валц работает на усталость.
Сложная конфигурация вала приводит к концентрации
напряжений в галтелях, выходах сверлений, местах
грубой обработки и т. д.
Коленчатый вал с присоединенными к нему враща-
ющимися частями представляет собой систему, под-
верженную крутильным и изгибным колебаниям,
вызванным периодически действующими силами и
моментами. Крутильные и изгибине колебания увели-
чивают напряжения в коленчатом валу. В случаях резо-
нансов дополнительные напряжения от крутильных
колебаний могут достигать недопустимой величины
и приводить к поломкам вала.
Расчеты коленчатых валов показывают, что наи-
более напряжены галтели сопря-
жения щек с шейками. Запасы прочности
в этих местах имеют обычно минимальное значение.
На величину коэффициентов концентрации напряже-
ний в галтелях существенное влияние оказывают не
только относительная величина радиуса галтели, но
и ряд других конструктивных параметров вала.
На основании тензометрирования напряжений в ко-
ленчатых валах с диаметрами шеек «=>200 мм (при изгибе
17 Заказ 1630.
вала в плоскости колена) А. С. Лейкиным [1] было
установлено влияние на концентрацию напряжений
в галтелях сопряжения со щеками: радиуса галтели,
величины перекрытия шеек, диаметра и смещения облег-
чающего отверстия, бочкообразпости отверстий и др.
Перекрытие шеек тем сильнее влияет на уменьшение
концентрации напряжений, чем тоньше щека.
Например, увеличение относительного перекрытия
шеек -j- с 0,1 до 0,3 снижает коэффициент концентра-
ции напряжений у вала с -j- = 0,35 на 19%, а у вала
с о,2 на 34%.
а
В проведенных опытах коэффициенты концентрации
напряжений при изгибе в плоскости колена вычисля-
лись как отношение наибольших главных напряжений
на поверхности галтели к номинальным напряжениям
в щеке, а при кручении — как отношение наибольших
касательных, напряжений на поверхности галтели
к номинальным напряжениям в шейке.
Для определения коэффициентов концентра-
ции напряжений в галтелях рекомен-
дуется следующая методика.
При изгибе в плоскости колена вначале вычисляется
коэффициент концентрации напряжений (*а)д=о в
галтели аналогичного коленчатого вала, но с нулевым
перекрытием шеек и с оптимальной удаленностью облег-
чающего отверстия в смежной щеке (L = L*) (обозна-
чения см. фиг. 31 и 32).
K)A-0 = (fco)A=o(₽0)t>(₽0H1- (19)
258
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
где (7«с)д=о — коэффициент концентрации (^)д=о
Ъ d,
для вала с -j = 1,6 и — = О, опреде-
ляемый в зависимости от-^- по графику
фиг. 3, а.
(pa)t> и (Pa)di — коэффициенты, учитывающие влия-
ние при изгибе ширины щеки и диа-
метра облегчающего отверстия шейки
на концентрацию напряжений в гал-
тели; определяются по графикам
фиг. 33, бив.
Фиг. 31. Основные размеры и схемы нагружения колена вала.
Если облегчающее отверстие расположено эксцен-
трично относительно шейки вала, то вводится дополни-
тельный коэффициент, определяемый в зависимости
от и по графикам фиг. 34.
Фиг. 32. Колено вала с бочкообраз-
ными облегающими отверстиями шеек.
Далее определяются коэффициенты, учитывающие
влияние перекрытия шеек (р0)д и удаленностьоблег-
чающего отверстия в смежной щеке (po)t
(₽а)д = 1-(?а)ь[1-(р;)д], (20)
где (рд)д — коэффициент (Рст)д для аналогичного кри-
Ъ . _
вошипа с -j- = 1,о, определяемый по гра-
фикам фиг. 35, а;
(?а)ь — поправочный множитель, зависящий от
Ь
величины отношения и определяемый
по графикам фиг. 35, б.
При определении (po)t по графику фиг. 36, а в зави-
Д
симости от относительного перекрытия шеек находим
оптимальную удаленность облегчающего отверстия
L*
в смежной щеке —.Коэффициент (ра)£, определяется
по графику фиг. 36, б, если фактическая удаленность
этого отверстия больше оптимальной, и по графику
фиг. 36, в, если меньше.
Окончательный коэффициент концентрации напряже-
ний в галтели при изгибе в плоскости колена равен
~ (^а)д=О (Рсг)д (Pct)l’ (21)
Если отверстия бочкообразны, то dr следует заменить
на d%.
По приведенным графикам можно проследить, как
влияет форма коленчатого вала на его усталостную
прочность при изгибе в плоскости колена. Нижеследу-
ющие графики характеризуют то же, но при кручении.
Фиг. 33. График для определения коэффициентов концентрации
напряжений в галтели коленчатого вала с пулевым перекрытием
шеек и оптимальной удаленностью облегчающего отверстия
в смежной щеке при изгибе в плоскости кривошипа.
При кручении вначале находят коэффициент концен-
трации напряжений (Ач)0 в галтели ступенчатого осе-
симметричного вала с Деми же r/d и di/d, что и у рас-
считываемого колена, и отношением сопрягаемых
диаметров Djd = 2 по графикам фиг. 37. Влияние
ширины и толщины щеки учитывается коэффициентами
(Рт)ь и (Рт)д по фиг. 38, а и б, относительное перекры-
тие шеек коэффициентом (Рт)д по фиг. 38, в.
Коэффициент концентрации касательных напряже^
ний в галтели при кручении вычисляется по формуле
^=(*т)о-(Рт)ь-(₽т)ь-(₽г)д- (22)
Если отверстие в шейке расположено с эксцентриси-
тетом, то с учетом di/d и е ] d определяется дополнитель-
ный множитель — коэффициент (/се)т по фиг. 39.
При бочкообразное™ отверстия в шейке вместо dt
берется dz и вводится дополнительный корректирующий
множитель
При изгибе шейки вала в плоскости, перпендикулярной
к плоскости колена, наличие галтели приводит к мень-
шей концентрации напряжений, чем при изгибе в пло-
скости колена. Коэффициент концентрации напряже-
ний в этом случае может быть определен по формуле
fc0=(4-1)e + 1' (23>
Значение кг0 определяется с учетом егь материала вала
по графикам фиг. 40, а, а значение поправки е на отно-
шение ширины щеки к диаметру шейки по фиг. 40, б.
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
259
Фиг. 34. Диаграмма коэффициентов неравномер-
ности напряжений по наружной поверхности
у толстой стенки прямого эксцентричного вала-
при изгибе.
Фиг. 35. Диаграммы для определения коэффициентов д
и поправочного множителя
Фиг. 37. Коэффициент концентрации ка-
сательных напряжений в галтели ступен-
чатого осесимметричного вала с отноше-
нием диаметров сопрягаемых частей =
а
= 2 при кручении.
Фиг. 36. Влияние удаленности облегчающего отверстия в смеж-
ной щеке на концентрацию напряжений в галтели коленчатого
вала при изгибе в плоскости кривошипа.
Фиг. 38. Графики коэффициентов (pt)b, (£т)л и (Зт)д.
Фиг. 39. Диаграмма коэффициентов не-
равномерности напряжений по наружной
поверхности у толстой стенки прямого
вала с эксцентричным отверстием при кру-
чении.
17*
260
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Эффективные коэффициенты концентрации напряже-
ний на краях отверстий для смазки ориентировочно
могут быть определены по табл. 5, где d — диаметр
шейки, а — диаметр смазочного отверстия.
„ Таблица 5
Эффективные коэффициенты концентрации
напряжений на краях отверстий для смазки
°в кГ 1 мм! -3- = 0,05 —0,15 а hx ^- = 0,05 —0,25 а
60 2,00 1,80
70 2,05 1,80
80 2,10 1,85
90 2,15 1,90
100 2,20 1,90
120 2,30 2,00
При определении запасов прочности необходимо учи-
тывать масштабный фактор е0 или ет, характеризу-
ющий, насколько снижаются под влиянием неравномер-
ного прокаливания элементов коленчатого вала пре-
делы усталости при изгибе <т_( и при кручении r_j
по сравнению с таковыми, определенными при испыта-
ниях стандартных образцов (табл. 6).
Таблица 6
Коэффициенты влияния абсолютных размеров вала
Диаметр шейки вала d, мм Углеродистые стали Легированные стали
еа ех еа ех
80—100 0,73 0,72 0.64 0,72
100—120 0,70 0,70 0,62 0,70
120—150 0,68 0,68 0,60 0,68
150—500 0,60 0,60 0,54 0,60
Определенные при расчетах амплитуды номинальных
„ кх
напряжении умножаются соответственно на — или — .
I- Повышение усталостной прочности достигается тща-
тельной полировкой напряженных мест, осуществле-
нием переходов между шейками большими радиусами,
азотированием, поверхностной закалкой и накаткой
галтелей роликами. В случаях применения тех или
иных способов упрочнения вала в расчет вводится коэф-
фициент упрочнения р, рирбделяемый по табл.,7.
В этих случаях его вводят в знаменатель выражений
ка кх
Рва Рв-г
Обеспечение надежной работы узла шейки вала — под-
шипник достигается не только правильным подбором
их материалов и твердостей, но и приданием валу и
опоре подшипника необходимой жесткости. Влияние
взаимной жесткости вала и подшипника на характер
распределения удельных давлений показано на фиг. 41.
Частичную компенсацию неодинаковых деформаций
шейки вала и подшипника можно достигнуть соответ-
ствующей гиперболической расточкой вкладыша.
Характеристика металлов для изготовления колен-
чатых валов дана в разделе четвертом.
Фиг. 40. Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе
шейки в плоскости перпендикулярной к плоскости колена:
а — значения коэффициентов kOl для случая изгиба шейки вала
в плоскости, перпендикулярной к плоскости колена при -j- = 2,0
в зависимости от Oj, материала и отношения ; б—поправочный
коэффициент в зависимости от отношения ширины щеки к диа-
„ Ь
метру шейки
Коленчатые валы крупных судовых малооборотных
дизелей изготовляются составными (из отдельных
шеек-цапф и литых щек) илй полусостаиными пз отли-
тых за одно целое шатунных шеек и щек и отдельных
кореппых шеек.
Таблица 7
Коэффициенты упрочнения р
Вид обработки Предел прочности сердцевины ав кГ/мм2 Коэффициент Р
Гладкие валы Валы с большой концентрацией напряжении , h0 = l,8-2,0
Закалка с нагревом ТВЧ 60—80 80—110 1,5—1,7 1,3-1,5 2,4-2,8*
Азотирова- ние 90—120 1,1-1,25 1,7-2,1
Дробеструй- ный паклен 60—150 1,1-1,25 1,7-2,1
Накатка ро- ликом 1,1—1,3 1,6—2,0
* Данные получены на лабораторных образцах диаме- тром 10—20 мм. Для коленчатых валов упрочнение несколько меньше.
Примеры копструкцпи коленчатых валов мощных
судовых дизелей приведены на фиг. 42, а, б.
Валы дизелей средних размеров изготовляются путем
свободной ковки с последующей вырезкой колен при
механической обработке, штамповкой и путем отливки
из стали и модифицированного или высокопрочного
чугуна.
Коленчатые валы легких дпзелей изготовляйтся,
как правило, штамповкой или путем отливки. В некого-
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
261
рых случаях (главным образом при применении для
коренных опор роликовых подшипников) коленчатые
валы изготовляются из отдельных в основном литых
колен, соединяемых на болтах. При литье коленчатого
вала ему может быть придана наиболее рациональная
форма. Пример литого вала показан на фиг. 43.
От тактности и правильного выбора углов заклинки
колен зависит равномерность чередования рабочих
ходов в двигателе, уравновешенность и условия кру-
тильных колебаний.
Фиг. 41. Влияние жесткости вала и подшипника на распределе-
ние удельных давлений.
О выборе углов заклинки колен см. раздел третий,
гл. I.
Шатунные шейки валов судовых двигателей
помимо обычного расчета на прочность проверяются
также по формулам Морского Регистра СССР.
При проектировании дизеля размеры элементов ко-
ленчатого вала должны определяться с учетом того,
что при дальнейшем совершенствовании дизеля и его
форсировании нагрузки возрастают. С другой стороны,
излишнее увеличение размеров вала приводит к ухуд-
шению г].м и экономичности дизеля.
При определении диаметров шеек вала учитываются
также вопросы обеспечения надежности работы подшип-
ников (удельное давление не должно превосходить
допустимых для выбранного антифрикционного мате-
риала пределов). Кроме того, у судовых дизелей уве-
личение диаметра шатунной шейки ограничивается
требованиями выема шатуна с поршнем через цилиндр.
Для уменьшения центробежных сил облегчения вала
и повышения его усталостной прочности при кручении
часто делают шейки с цилиндрическим или лучше
бочкообразным отверстиями (фиг. 44).
Для сепарации масла в отверстии шейки применяются
способы, показанные на фиг. 45.
Уплотнение отверстия в шейке производится различ-
ными типами заглушек (фиг. 46).
Коренные шейки судовых дизелей кроме
обычного расчета также проверяются по формуле
Морского Регистра СССР. Коренные шейки имеют
обычно больший диаметр, чем шатунные. Окружная
скорость на поверхности шейки лишь у высокофорсиро-
ванпых двигателей превосходит 10 м)сек.
При роликовых коренных подшипниках коренная
шейка часто является одновременно и щекой (фиг. 47).
Коренные шейки делаются сверленными только у лег-
ких двигателей.
Щеки также проверяются по формулам Морского
Регистра СССР. Нормируется также толщина слоя ме-
талла, охватывающего шейку. Щеки делаются прямо-
угольными, овальными и круглыми, а также фигур-
ными у составных валов.
Один коренной подшипник является упорным (для
этого на щеках делаются выступы с полированными
торцами). Между торцами остальных щек и торцами
подшипников устанавливают зазоры (для компенсации
ошибок в линейных размерах и теплового расширения),
рассчитанные по наиболее удаленному подшипнику.
Противовесы устанавливаются для уменьше-
ния нагрузок на подшипники, для уменьшения «вну-
тренних моментов», нагружающих остов двигателя,
а также для уменьшения неуравновешенных моментов
сил инерции.
Примеры конструкции противовесов и способов их
крепления приведены на фиг. 48.
Иногда противовесы являются одновременно и анти-
вибраторами.
Конструктивные соотношения элементов коленчатого
вала приведены в табл. 8 и табл. 14.
Таблица 8
Конструктивные соотношения элементов
коленчатого вала
Наименование Малооборотные двигатели Многооборотные двигатели
Расстояние между осями цилиндров двигателей: четырехтактных (1,6 -г-1,8) D (1,13 -=-1,4) D
двухтактных (1,7 -5- 1,8) D (1,35 4-1,8)0
Диаметршатунной (В отдельных ДИТ д< (0,6 4- 0,75) D случаях дохо- э 2,0 D) (0,57 4- 0,85) D
шейки Диаметр сверле- (0,4 4-0,5) (0,45 4-0,6)
ния в шатунной шейке Диаметр коренной (0,6 4- 0,7) D (0,6 4-1,0)0
шейки Диаметр сверле- (0,4-5- 0,5) dK (0,45 4-0,6)^8
ния в коренной шейке Толщина щек (0,3 -г- 0,35) D (0,16 4-0,3)0
Ширина щек (0,9 +1,1) D (0,9 4-1,5) О
Толщина слоя ме- талла, охватыва- ющего шейку состав- ного вала Радиус галтели (0,4-=- 0,45) d (0,055 4-0,07) ли (0,1 4- 0,22) h
Правила Морского Регистра СССР
Ниже приводятся выборки из «Правил классификации
и постройки морских стальных судов» (утвержденных
в 1956 г.), регламентирующие основные размеры колен-
чатых валов судовых дизелей.
Изложенный в Правилах Регистра способ поверочного
расчета распространяется на стальные, кованые и
штампованные коленчатые валы судовых двигателей
с во< пламенением от сжатия, с однорядным располо-
жением цилиндров, равными интервалами между
вспышками и опорами, расположенными между каж-
дыми двумя смежными мотылями. Размеры чугунных
валов требуют особого согласования с Регистром.
262
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
263
Т,= t^,5 кГ/ммг
Х_1 = ±8,5кГ/мм2-
т^иг^кс/мм1
Фиг. 44. Влияние формы сверлений в шейках коленчатого вала и размеров щек на предел уста-
лости при кручении кривошипа: 1 —цельного; 2 —сверленого; 3 —с широкой щекой; 4 —
с бочкообразным сверлением при ширине щеки, как у 2; S — с широкой как у з щекой; в —
с овальной щекой шириной, как у 5.
Фиг. 46. Конструкции
заглушек.
264
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Диаметр d шеек вала должен быть не меньше опре-
деленного по формуле
d= |/ Т(Ф^)2 + (Ьрг)2 с* (24)
где D — диаметр цилиндра, см;
S — ход поршня, см;
L — расстояние между серединами рамовых шеек,
см; если длина I рамовой (коренной) шейки
больше 1,2 d, то в формулу для определения
d вместо L вводится Lt = L — I + 1,2 d.
Если же шейки различной длины, то в расчет
следует вводить полусумму их длин, но не
более 1,2 d;
pz — максимальное давление сгорания, кГ/см2;
t — амплитуда удельных тангенциальных сил
одного цилиндра, определяемая по формулам:
приходящийся на 1 см2 площади поршня
в кГ/см2;
т — допускаемая амплитуда напряжений в кГ/см2,
определяемая по формуле
т = 450+0,42т_ р
но не более чем т = 1630 кГ/см2;
Т—1 — предел усталости материала вала при круче-
нии в кГ/см2, который в случае отсутствия
данных может быть определен в зависимости
от предела усталости при изгибе кГ/см2
или от предела прочности при растяжении
аь кГ/см2 по формулам
т_ ± = 0,55 а_ 1
a) i = r + Pi
или
/ п \2
f=°-087^(wr)
б) 1! = г + 0,75р{
или
/ П \2
‘ = °-098^ Ью
для двухтактных двигателей
простого действия; для расчета
принимается большее из полу-
ченных значений;
для четырехтактных двигателей;
большие значения t могут получиться по вторым
формулам, приведенным в пунктах а и б, в случае,
когда pt 5 кГ/см2 и средняя скорость поршня
больше 7 м/сек;
Pi — среднее индикаторное давление цикла в кГ/с)л2,
которое в случае отсутствия данных может
быть определено для двигателей простого
действия в зависимости от ре: для двухтакт-
ных pi = 1,33 ре; для четырехтактных tpj =
= 1,25 ре;
п — число об/мин двигателя;
g — вес поступательно движущихся частей одного
цилиндра, включая приведенный вес шатуна,
a — коэффициент, определяемый
диаметра сверления шейки
муле
в зависимости от
d0, см. по фор-
при d0 «С 0,4 можно принимать a = 1;
q> — коэффициент — берется из нижеприведенной
табл. 9.
Таблица 9
Значение коэффициента ф
Число цилиндров 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Двухтактные двигатели 4 4 4,28 4,70 5,18 5,6з|б,10 6,42 6,73 7,05
Четырехтакт- ные двигатели 4 4 4,28 4,56 4,84 5,12 5,62 6,20 — —
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
265
При числе цилиндров более 10 значение ф опреде-
ляется по формуле,
ф = 4фс фд,
где фс — отношение тангенциальных усилий — наи-
большего набегающего к развиваемому от
сил одного цилиндра;
фа — отношение максимальных напряжений с уче-
том крутильных колебаний на эксплуата-
ционных режимах к максимальным напряже-
ниям без их учета
Фа = 1+0,07 (г-2),
где z — число цилиндров.
- Для двигателей с тремя и более цилиндрами на рас-
смотрение Регистра представляются данные о крутиль-
ных колебаниях всего валопровода судовой установки.
В тех случаях, когда значение фа на эксплуатационных
режимах достигает больших значений, чем определен-
ные по приведенной выше формуле, диаметр вала над-
лежит проверить дополнительно, введя в расчет факти-
ческие значения фа.
Максимальное напряжение ттах, кГ/см2, допуска-
емое в шейках вала при быстром прохождении через
запретные зоны крутильных колебаний, определяется
по формуле
Топах — 1 + 410,95
пкр
пн
(25)
и в сумме с напряжением от передаваемого крутящего
момента не должно быть больше, чем (0,5 -? 0,8) ts,
где т — допускаемая амплитуда напряжений для
длительной работы, определяемая по при-
веденной ранее формуле;
пкр — число об/мин двигателя, отвечающее макси-
муму напряжений в запретной зоне;
пн — номинальное число об/мин двигателя;
ts — предел текучести материала при кручении.
Ширина Ь щеки вала должна быть не меньше опреде-
ляемой по формуле
(6с + /1)ф£»*рг
5/i2q
(26)
где D — диаметр цилиндра, см;
h — толщина щек, см; размерив и Ь берутся в пло-
скости, касательной к мотылевой шейке, между
мотылевой и рамовой шейками; в Правилах Ре-
гистра имеется также указание, что h должно
быть не менее 0,55 диаметра шейки d, опре-
деленного по формуле (24), по мнению редак-
ции, это указание не является правильным;
с — расстояние от середины рамового подшипника
до средней плоскости щеки, см;
ф — коэффициент из нижеприведенной табл. 10,
учитывающий: а) концентрацию напряжений
в галтели радиуса г, см между мотылевой
шейкой 11 щеткой; б) усиление щеки за счет
перекрытия е, см мотылевой и рамовой шеек.
а — допускаемая амплитуда напряжений в кГ/см2,
определяемая по формуле
а = 600 + 0,3 а_ j кГ/см2,
но не более, чем а = 2100 кГ/'см2;
°—i — предел усталости материала вала при изгибе
в кГ/см2, который в случае отсутствия данных
может быть определен в зависимости от въ
кГ/см2 по формуле
а_ i =0,45 оь.
Таблица 10
Значение коэффициента ф
8 ~h
т т 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2
0,10 4,5 4,5 4,3 4,1 3,7 3,3 2,8
0,15 3,5 3,5 3,4 3,2 2,9 2,5 2,2
0,20 2,8 2,8 2,7 2,6 2,3 2,0 1,8
0,25 2,3 2,3 2,2 2,1 1,9 1,7 1,4
Значения - £-<0,1 h не допускаются.
Регистром предусмотрены также требования к состав-
ным валам. Шейки в месте посадки должны быть увели-
чены по диаметру. Сверления в шейках должны быть
не свыше 0,4 d. Применение шпонок или шпилек в со-
пряжении щеки и шейки не допускается. Натяг для
запрессовки шейки в щеку не должен создавать напря-
жений, достигающих предела текучести материала
щеки при растяжении.
Размеры щек составных валов должны быть не
меньше получаемых по формулам
Й1 = 0,63 d,
„ 1 / d3 (27)
t = 0,35 I/ -j— ,
где hi — толщина щеки, см;
t — наименьшая радиальная толщина охваты-
вающей шейку части щеки, см;
d — диаметр шейки, рассчитанной по формуле
(24).
Валы двигателей с наддувом при
рк>1,5 кГ/см2 должны рассчитываться по приведенным
выше формулам: при этом t определяется из диаграммы
тангенциальных сил одного цилиндра без учета сил
инерции.
По двигателям других (не предусмотренных прави-
лами) типов должны предусматриваться расчеты с опре-
делением запасов прочности, которые должны быть не
менее указанных в табл. 11.
Таблица 11
Запас прочности в мотылевой шейке
т_р кГ/см2 1000 1500 2000 2500 3000
Запас прочности 1,20 1,40 1,55 1,70 1.75
Запас прочности в щеке
о_р кГ/см2 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
Запас прочности 1,67 1,85 2,00 2,12 2,22 2,3 2,38
266
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
2. РАСЧЕТ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА
Коленчатый вал рассчитывается как абсолютно
жесткая разрезная балка. Расчет его как неразрезной
балки может применяться при очень жестком остове.
При упругих осадках опор соизмеримых с деформа-
циями вала более точен расчет вала как разрезной
балки. Он дает несколько заниженное значение запасов
прочности в галтелях.
При наличии данных о пределах усталости мате-
риала вала (с учетом масштабного фактора) при изгибе
и кручении рекомендуется методика расчета,
разработанная Р. С. К и н а с о ш в и л и [9].
При пользовании этим методом следует учитывать, что
в зависимости от характеристик прокаливаемости раз-
личных материалов, из которых изготовляются колен-
чатые валы, при изменении размеров вала по-разному
изменяется предел усталости материала вала по сравне-
нию с пределом усталости, определенным на стандарт-
ном образце, изготовленном из этого же материала.
Фиг. 49. Расчетная схема.
При расчете по методу Р. С. Кинасошвили о проч-
ности вала судят по запасам прочности его элементов,
определяемым с учетом концентрации напряжений
у краев масляных отверстий в шейках, а также в галте-
лях сопряжения шеек со щеками. Для этого опреде-
ляются максимальные амплитуды номинальных напря-
жений в элементах вала.
Определение действующих газовых сил производится
по индикаторным диаграммам, полученным эксперимен-
тальным или расчетным путем.
Другой применяющийся метод расчета вала на проч-
ность основан на определении номинальных напряже-
ний в элементах вала в двух опасных положениях
при действии на расчетную шейку максимального давле-
ния цикла и максимального крутящего момента.
Суждение о прочности вала производится путем
сравнения полученных при расчете напряжений с на-
пряжениями (определенными таким же путем) в надежно
работающих валах, принимаемыми за допускаемыми.
Недостатком этого метода является то, что в нем не
учитываются влияние концентрации напряжений и
условия работы материала вала на усталость.
Расчетная схема вала показана на фиг. 49.
Здесь Z — расчетная результирующая ра-
диальная сила, действующая на
шатунную шейку; она положи-
тельна при сжатии щеки;
Т — расчетная результирующая тан-
генциальная сила; положитель-
ная, если направлена в сторону
вращения вала;
Pj гч — сила инерции щек;
Pjnpji Рз пр2 — силы инерции противовесов;
Л^кРг+1 — крутящий момент, передающий-
ся через опорную шейку s-го
колена, более удаленную от
места съема мощности;
— реактивный момент, скручи-
вающий опорную шейку s-ro
колена, более близкую к месту
съема мощности;
.Х\; Ai+1; Y{; Yi+1 — компоненты реакций опор в на-
правлениях осей ОХ и OY.
Порядок расчета по методу Р. С. Кинасошвили [9]
Коренные шейки рассчитываются только
на кручение.
1. Пользуясь динамическим расчетом (таблица кру-
тящих моментов), определяют наиболее напряженную
шейку. Наиболее напряженной явится та шейка,
у которой будет наибольшей разница между максималь-
ным и минимальным значениями передающихся через
шейку крутящих моментов. Для этой s-ой шейки по
максимальному и минимальному крутящим моментам
определяют соответствующие напряжения
т . —
I тах
J min 1 '
WKp
кГ/см2ч
... । max 1
где MKPi I — максимальный и минимальный кру-
тящие моменты на ё-ой шейке;
WKp — момент сопротивления коренной
шейки кручению
dK — диаметр коренной шейки, см;
d„eH — диаметр отверстия в коренной шейке
(если оно Имеется), см.
2. По найденным значениям максимального и мини-
мального касательных напряжений определяется ам-
плитуда напряжений
=_TggxZZ-T.g»°Br/C3t2 (28)
и среднее напряжение
тт = Tmax + TminKZ>.^. (28а).
3. Определяется эффективный коэффициент концен-
трации напряжений на краю смазочного отверстия при
кх
кручении — по данным табл. 5 и 6.
При ориентировочных расчетах можно принимать
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
267
4. Определяется запас прочности по формуле
= Т 1----------- - (29)
ет
где T_j — предел усталости при кручении при симме-
тричном цикле
т0 — предел усталости при кручении при пульси-
рующем цикле.
При отсутствии экспериментальных данных о пределе
усталости материала вала для предварительных расче-
тов стальных валов можно принимать
- А_ = 1>6 _ 2,0; -=-i- = 0,55 - 0,60;
т- 1 °- 1
— предел усталости при изгибе при симметричном
цикле;
а_1= 0,45 ae;
— временное сопротивление при разрыве;
да 0,05 для сталей коленчатых валов быстроход-
ных двигателей;
а0 — предел усталости при изгибе при пульсиру-
ющем цикле;
Исходные величины для расчета определяются по
следующим формулам.
Крутящий момент
MKpi ш = Мкр1 + 1+^1+ 1 ’ К — Мкрг — YiR. (31)
— изгибающий момент в плоскости, проходящий
через ось масляного отверстия,
Му= — A7Ua.cos Y+Muysin у. (32)
Изгибающий момент в плоскости колена
(h — ai} — Pjnv 1 G1 —а1 —&1) =
= +1Z2 + Т5(Zg — а2) — Pjnv 2 (^2 — а2 — Ь2). (33)
Изгибающий момент в плоскости, перпендикулярной
плоскости колена
Mv.y = Yil1 = Yi+1l2. (34)
Моменты сопротивления сечения шейки на кручение
и на изгиб
Wu=-Ywkp см».
где Лш — диаметр шейки, см;
ЛШвн ~~ диаметр отверстия в шейке, см.
2. По формулам
f-1
5. Для учета влияния крутильных колебаний на уве-
личение напряжения вала вводится понятие коэффи-
циента динамического усиленияКд, значения которого
приводятся в табл. 12.
Таблица 12
(35)
max I
min I
Число колен вала 3 4 5 6 7 8 9 10 .
Кд 1,07 1,14 1,21 1,28 1,35 1,42 1,49 1,56
(36)
6. Определяется запас прочности с учетом коэффи-
циента динамического усиления по формуле
пх
Кд
(30)
Шатунные шейки рассчитываются на изгиб
и кручение. Расчетные точки — край отверстия для
подвода смазки, а также галтель сопряжения шейки
со щекой.
1. Пользуясь из динамического расчета таблицами
сил Z и Т, а также таблицами крутящих моментов,
находят наиболее нагруженные шейки. Наиболее нагру-
женными являются те шейки, у которых будет наиболь-
шей разность между максимальным и минимальным
значениями крутящего момента, изгибающего момента
в плоскости колена и изгибающего момента в плоскости,
проходящей через ось масляного отверстия. При рас-
чете может оказаться, что одна из шеек наиболее нагру-
жена крутящим моментом, а другая — изгиба-
ющим; в этом случае расчету подлежат обе шейки.
определяются для каждой из расчетных шеек макси-
мальные и минимальные значения касательных напря-
жений, а также нормальных напряжений на краю ма-
сляного отверстия и в плоскости колена (в гал-
тели). Амплитуды напряжений определяются по
формулам
Tc = 5nax^nin кГ/см^
кГ/см^;
средние напряжения определяются по формулам
т тДах + тт1П кПсм*,
„ tfmaxOmin „Р>
От =-------------------g----Kl ‘м'
, I max |
Ov и ат определяются раздельно по а — и по
,, I max |
а" —— .
| тш |
3. Определяются запасы прочности по касательным
и по нормальным напряжениям с учетом эффективного
Фиг. 50. Коленчатый вал двигателя 12ДН23/30.
Технические требования к коленчатому валу дизеля 12ДН23/30. 1 Требования к поковке по ГОСТ 10158—62. Механические свойства материала поковки после
термообработки должны удовлетворять категории прочности КТ-80 ГОСТ 704—52.
2 Каждый коленчатый вал должен быть подвергнут проверке на отсутствие дефектов (трещин, заковов, плен, флокенов, раковин, усадочной рыхлости,
светлонпн. черновик, скоплений неметаллических включений (согласно инструкции ЦЗН Ф?86—58).
3 Вал азотировать кругом кроме поверхностей Т, Р и концов вала на расстояниях Ж и У от торцов. Глубина азотированного слоя на шатунных и ко-
ренных шейках должна быть не менее 0.4 мм после окончательной обработки. Твердость не менее HRCkb.
4 . Овальность и конусность шеек шатунных и коренных допускается не более 0.02 мм.
5 Неперпендикулярность плоскостей Р и К к оси вала не более 0.02 мм на диаметре фланца.
6 . Несоосность поверхностей Т и Н относительно оси вала не более 0,02 мм.
7 Непараллельность шатунных
шеек относительно оси вала не
более 0,02 мм на длине шейки.
8 Биение коренных шеек отно-
сительно оси валв не более 0,05 мм.
9 . Просвет между шаблоном и
галтелью не более 0,2 мм
10 Внутренние поверхности
сверлений 0 90 и 60 в шейках
вала должны быть полированные.
11 Непараллельность шпоночно-
го паза .относительно образующей
конусной поверхности требуется
проверить калибром: щуп 0.05 мм
не должен проходить между ка-
либром и боковыми стенками паза.
12 . Смещение шпоночного паза
40А< относительно оси вала до-
пускается не более 0.05 мм
13 Резьбовые отверстия нужно
зенковать под < 120° на диаметре
резьбы.
14 Острые кромки .должны быть
закругленными на R = 1,54-2 мм.
15 Размеры без допусков нужно
выполнять по 7-му классу точности.
16 На 2-й щеке кривошипа 1-го
цилиндра в месте маркировки
должны быть выбиты:
а) рамка для клейма;
б) номер вала и обовначение
сборочного чертежа;
в) номер плавки;
г) дата изготовления;
О) наименование завода-изгото-
вителя (высота цифр 10 мм)
17 Шлифовка шатунных шеек,
всех галтелей и кольцевых торцов
щек. а также сверление смазочных
отверстий и слесарная обработка
их после азотации не допускаются
После азотации разрешается шли-
фовка только цилиндрических по-
верхностей коренных шеек со съе-
мом не более 0,3 мм на диаметр с
последующей полировкой и поли-
ровка шатунных шеек, галтелей
и кольцевых торцов щек со съемом
ае более 0,02 мм на сторону.
18. Щеки X обработать согласно
Л—Л, остальные щеки согласно
А—А.
19. Допускается изготовление иа
стали ОХНЗМ или ОХНЗМ
ГОСТ 4513—61.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
!-03
На Всех коренных шейках
кроме четвертой
уД|
209,5-0,3
85!Сза(-о,з5)
219С3/-цод)
!95,5±0,2
С
И5^‘
Vuun.
^'V>-0,3/
к_
М±0,5
7
У'.в
536C3ai-o,zg)
। . 2>9Сз1-ом
. 221С3(.оод)
15 IV
52Сза
IVuun.
0,5.
H5A^l
52С3а
Зотв. <tf3A^°'0'3>
развернуть вместе
с шестерней привода
37V\RK
Д-4
ns^7
ю±о.з
Н1.5
//
У!цил.
19 ±0,3
У0±_0,3
S'O+в!
1x9-5'
Вид б
И-И
• ЛзотироВать £zL 125±0,3
Vuun
л-л
ЗООСщ-о,зо)
6отв. Ч>30 сверлить по кондуктору
и развернуть при сворке вместе
с мусртой на ф32/Л+о.ог7)
к-к
(2 отверстия
с U-ой коренной шейки)
IL®
30
2отВ. Ф19
90
Н2-гЗ закруглить
по контуру
£-£
2^1x95'
7±0.3
39°50’
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
VlUUH.
ri^R27^un
2отв. развер-
нуть Вместе с сопряжен-
ной деталью
05
СО
270
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
коэффициента концентрации напряжений на краю
смазочного отверстия при переменных кручении и
изгибе. То же производится и для второй расчетной
точки сопряжения шейки со щекой.
Коэффициент концентрации напряжений опреде-
ляется по методике, изложенной в начале раздела.
Условно можно принимать, что эффективный коэффи-
циент концентрации напряжений на краю смазочного
отверстия а»2,5.
При определении коэффициента концентрации напря-
жений в галтели при изгибе в плоскости колена следует
учитывать, что приведенная в начале главу методика
дает данные по ко, полученные исходя из номинальных
напряжений в щеке. Поэтому при определении ко
для расчета шейки вычисленные значения ко следует
Отах шейки ,
умножить на отношение —----------. При изгибе в пло-
Нтах Щеки
скости колена от концентрации напряжений в галтели
наименьший запас прочности обычно получается в щеке,
поэтому при расчете шатунной шейки целесообразно
определять запас прочности на краю отверстия для
смазки. Запас прочности по касательным напряжениям
определяется по формуле, приведенной в расчёте ко-
ренной шейки. Запас прочности по нормальным напря-
жениям определяется по формуле
О— -
-----------> (37)
T^b + V7™
еа
где
2сг_, — а0
ф=------!--" (фа«а0,01-0,20).
Оо
Запас прочности на краю смазочного отверстия опре-
деляется по ov и от, а в сопряжении шейки со щекой
по < и а".
4. Определяется общий запас прочности (для каждой
из расчетных точек)
5. Определяется запас прочности с учетом коэффи-
циента динамического усиления (см. расчет коренной
шейки) по формуле (для обеих расчетных точек)
Запасы прочности в коренных и шатунных шейках
даны в табл. 13.
Щеки
1. Напряжения определяются для наиболее нагру-
женной точки сечения щеки.
Для валов с тонкими и широкими щеками (легкие
быстроходные двигатели) наиболее нагруженными ока-
зываются точки 1 и 2 (фиг. 49), лежащие в серединах
широких сторон щеки.
Напряжения в точке 1 определяются по формуле
S
ш-----\-~ff кГ/см2. (40)
" “min г
Для левой щеки момент, изгибающий щеку,
Мих=Xia1-\-Pjnp ^кГ • см.
Сила, растягивающая щеку,
S = Pjnpi-XiKr.
Момент сопротивления
Tiz bh2 з
^umin=-^- С-“ •
Площадь расчетного сечения щеки
F = bh см2,
где h — толщина щеки, см;
b — ширина щеки, см;
Для правой щеки
Л7“ж = ^г++ кГ'См;
s = pinP2 = Xi+i кГ-
Таблица 13
Запасы прочности в элементах коленчатого вала (расчетные данные)
Двигатели Коренные шейки Шатунные шейки Щеки
«т тгв пх по п «ш по пх п пщ
6ЧН12/14 3,94 1,28 3,08 4,4 1,99 1,81 1,28 1,41 1,95 5,10 1,82 1,42
6423/30 6,74 1,28 5,27 7,92 4,85 4,13 1,28 3,23 1,30 4,95 1,25 1,08
6ЧН36/45 4,00 1,28 3,13 4,2 3,73 2,79 1,28 2,18 2,02 4,31 1,83 1,43
6ЧН31,8/33 6,33 1,28 4,95 4,82 2,89 2,48 1,28 1,94 0,88 3,66 0,86 0,67
6ДН19/30 5,84 1,28 4,56 4,03 2,07 1,84 1,28 1,44 1,97 6,09 1,87 1,46
6Д30/50 5,6 1,28 4,37 7,04 2,66 2,51 1,28 1,96 1,80 4,94 1,69 1,32
пх — запас прочности по касательным напряжениям.
по—запас прочности по нормальным напряжениям.
Ха — коэффициент динамического усиления.
п — общий запас прочности.
пк, пш, пщ — запасы прочности в коренной шейке, шатунной шейке и щеке с учетом влияния коэффициента
динамического усиления.
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
271
2. Для расчетных точек определяются амплитуда
напряжений и среднее напряжение по формулам, при-
веденным в расчете шеек.
3. Эффективный коэффициент концентрации напря-
жений определяется по методике, приведенной в начале
раздела, с учетом масштабного фактора и коэффициента
упрочнения.
4. Определяются запасы прочности с учетом коэф-
фициента динамического усиления.
Запасы прочности в щеках (в галтелях сопряжения
со щеками) в выполненных дизелях составляют с учетом
коэффициента динамического усиления 1,2—3,0.
При расчете вала по сравнительным напряжениям
нормальные и касательные напряжения определяются
Полученные значения <тсл для двигателей средней
форсированности не должны
для коренных шеек,
кГ / см2 ...................
для шатунных шеек,
кГ/см2...........
WUI щек, кГ/см2 . .
На фиг. 50 в качестве примера дан коленчатый вал
двигателя 12ДН23/30; технические условия на изгото-
вление этого вала приводятся ниже.
превышать:
600-800
800-1000
900—1350
1ш
S3
а
а) НЯ
цг—I
L-157,5-
I.
2
Фиг. 51. Эскизы колена: а—к конструктивным соотношени ям; б—к примерному расчету коленчатого вала.
в двух расчетных положениях, см. стр. 273. Найденные
напряжения суммируются по третьей теории прочности
Конструктивные данные и напряжения в коленчатых
валах приводятся в табл. 14, 15 и на фиг. 51, а.
Требования к точности изготовления коленчатого
вала приведены в табл. 16.
Таблица 14
Коленчатый вал
(конструктивные размеры)
Условное обозна- чение двигателей Мощность, э. л. с. Число оборо- : тов, об/мин Ю D ~D~ А D Л3 5 Из ТЗ J dK гш, ~Ъ~ гк Ъ h ъ ъ D
648,5/11 30 1500 1,34; 1,68 0,705 0,705 0,585 — 0,667 0,516; 1,0 0,186 0,186 0,253 1,47
4410,5/13 40 1500 1,38; 1,62 0,715 0,76 0,426 — 0,71 0,55; 0,86 0,208 0,208 0,228 1,4
64Н12/14 ’ 150 1500 1,41 0,625 0 71 — — 0,75 0,636 0,20 0,20 0,25 1,33
6415/18 \ 150 1500 1,16 0,566 0,633 0,530 0,474 0,82 0,59 — — 0,16 1,2
64Н18/22 225 750 1,50 0,667 0,75 — 0,75 0,607 ©,163 0,163 0,272 1,36 '
272
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Продолжение табл, 14.
Условное обозна- чение двигателей Мощность, э. л. е. : Число оборо- тов, об 1 мин D ~~D к D 1 Я J dK Гщ, Ь гк b h D Ь D
6ДН19/30 375 600 1,68 0,79 0,95 0,33 0,39 0,654 0,522 0,156 0,156 0,336 1,58
64 23/30 450 1000 1,3 0,675 0,695 0,58 0,47 0,645 0,595 0,133 0,133 0,228 1,0
6ЧН25/34 450 500 ' 1,52 0,72 0,92 0,39 0,37 0,767 0,457 0,175 0,175 0,274 1,16
6ЧН36/45 900 375 1,50 0,64 0,653 — — 0,761 0,701 0,15 0,15 0,278 1,03
12ЧН18/20 700 1500 1,17 0,528 0,584 0,527 . 0,648 0,842 0,628 0,219 0,219 0,178 1,14
10ДН20,7/2Х25,4 3000 850 1,47 0,832 1,11 0,268 0,43 0,63 0,436 0,148 0,148 0,260 1,44
6ЧН31.8/33 1345 740 1,54 0,662 0,755 0,428 — 0,772 0,675 0,108 0,108 0,261 0,96
16ДН23/30 3350 750 1,32 0,718 1,09 0,545 0,64 0,70 0,392 0,154 0,154 0,226 1,48
6Д30/50 600 300 1,6 0,67 0,73 — — — — 0,126 0,126 0,32 1,03
8ДР43/61 2000 250 1,74 0,64 0,64 — — — — 0,103 0,103 0,34 0,98
ДКРН74/160 цил. 1500 115 1,78 0,745 0,745 0,4 0,22 0,69 0,69 — — 0,38 1,60*
* Слой металла, охватывающий запрессованную шейку, 0.46D.
Таблица 15
Статический расчет коленчатого вала (условные сравнительные напряжения), кГ/см?
Коренные шейки Шатунные шейки Щеки
Двигатели I положение II положение I положение II положение I положе- ние 11 поло- жение
°и °C °и °C °и хкр ,°с ви хпр °C °C °C
6ЧН12/14 6423/30 6ЧН36/45 641131,8/33 6ДН19/30 6Д.Ч0/50 16ДН23/30 221 162 193 203 88 150 95 13 16 21 И 34 55 111 222 163 194 204 111 186 241 148 54 83 93 60 93 61 220 148 204 113 95 152 135 464 301 416 244 199 318 277 1020 602 690 763 510 636 1005 19 19 23 17 59 73 362 1021 603 692 764 523 652 1230 683 207 259 348 346 396 640 176 113 195 153 146 118 325 768 306 468 463 453 461 912 998 1403 /777 1243 506 694 «643 778 633 532 696 402 567 999
Примечание. I положение — расчет при максимальной радиальной нагрувке (пусковые условия); II положение — расчет при максимальном тангенциальном усилии; — напряжение изгиба к.Г/смЬ; пряжение кручения кГ/смЪ-, ас = у °и + 1'хкр ~ сложное напряжение кГ/см*. на“
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
273
Таблица 16
Требования к точности изготовления коленчатого
вала по ГОСТ 10158—62
4 Наименования размеров и отклонений Допускаемые отклонения при диаметре шейки вала, мм
До 100 Св. 100 ДО 180 Св. 180 ДО 260 Св. 260 ДО 360 Св. 360 ДО 500
Диаметры корен- ных и шатунных шеек С по ОСТ 1012
Овальность, конус- ность, корсет- ность и бочко- образность корен- ных и шатунных шеек В пределах поля допуска на диа- метр Cj по ОСТ НКМ 1011 В пределах допуска на диаметр С по ОСТ 1012
Биение коренных шеек и шейки под распределитель- ную шестерню относительно оси вала, мм 0,03 0,04 0,05 0,06 0,06
Биение коренных шеек и шеики под распределитель- ную шестерню ‘относительно оси азотированного вала, мм 0,05 0,06 0,07 0,07 0,07
Биение центриру- ющей поверхности фланцев (цилин- дрической или ко- нической), мм: а) для жестко- го соединения б) для прочих соединений 0,02 0,04 0,02 0,04 0,03 0,05 0,035 0,06 0,05 0,07
Биение торца со- единительных фланцев, мм: а) для жестко- го соединения б) для прочих соединений 0,005 на 100 мм диаметра фланца 0,03 на 100 мм диаметра фланца
Радиус кривоши- па ± 0,15 на 100 мм радиуса кри- вошигя »
18 Заказ 1630.
Продолжение табл. 16
Наименования размеров и отклонений Допускаемые отклонения при диаметре шейки вала, мм
До 100 Св. 100 до 180 Св. 180 ДО 2 60 Св. 260 ДО 360 Св. 360 ДО 500
Смещение углов между коленками кривошипа отно- сительно любого колена, принятого за базу ±30
Угловое смещение оси шпоночного паза распредели- тельной шестерни относительно оси кривошипа, по ко- торому регули- руется двигатель ±30
Длина шеек: а) коренных упорных б) шатунных, в случае фиксации по ним шатунов от осевого переме- щения А3а по ОСТ НКМ 1071 А4 по ОСТ 1014
Непараллельность образующих по- верхностей шатун- ных шеек относи- тельно оси вала вместе с отклоне- нием шеек от гео- метрической фор- мы, м м 0,03 на длине 100 Jiiai
Относительное би- ение соседних ко- ренных шеек, мм 0,02 0,02 0,03 0,03 0,04
Пример расчета коленчатого вала двигателя
6ЧН10,5/13
Основные размеры коленчатого вала (фиг. 51, б):
<ZK = 80 мм; Лш — 75 мм; diaeH — 32 мм; h — 24 мм;
Ъ = 145 мм (ширина щеки); R = 65 мм; L = 157,5 мм;
—-* 69 мм; Z^4 44 мм; 1щ 53 мм; г == 5 мм.
Материал вала — сталь 40Х.
Нижние значения пределов усталости материала
вала при симметричном цикле = 38 кГ[мм2, =
= 22 кГ)мм2.
Коренная шейка (табл. 17). По таблице суммарных
тангенциальных сил (из динамического расчета) нахо-
дим, что наиболее нагруженной по амплитуде момента
кручения является пятая коренная шейка (расчет
производим с учетом сил инерции).
Шатунная шейка (табл. 18). Коленчатый вал рас-
считывается как разрезная балка, поэтому нормаль-
274
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Таблица 17
Расчет коренной шейки
Наименование Расчетная формула Определение численного результата
Моменты, скручивающие корен- ную шейку, где 2 ^Imax и 2 ^1ш1п взяты из динамического расчета -^«Pinax = ^linax R ^Kpinin =2 ^linin R =3361-6,5=21850 кГ-см кРбтах Л7 . =1311-6,5=— 8520 кГ-см теР5ш1П
Момент сопротивления шейки кру- чению WKp = 2Wu = 2-^^~- ^ = 2^1^ = 100,6 М1з
Максимальное и минимальное ка- сательные напряжения r_^r,p ™np 21 850 _. _ л . о Ттах = 1006 —217 кГ/см- — 8520 р „ Tmin= 100,6 =—84,8 кГ/см*
Номинальные значения амплитуды и среднего касательных напряжений Tt,=tmax~tinip (28) ^Тшах + tniin (28,} _ —217—(—84,8) .... р, „ Тг) = Д -' = 151 кГ/см2 Z tm=_2iz+e^). =66 кГ1см.
Коэффициент концентрации напря- жений при кручении f *4 =(Мо(Мь(МНМа <22) % кх = 1,65-1,22-1,0-1*0= 2,0, где (кх )0 определено по фиг. 37 при 0,07 (Рт )ь определено по фиг. 38, а Ъ 1 л о при •‘-j- (=*1,8 )л определено по фиг. 38, б при -^-«^0,3 )д определено по фиг. 38, в при я«0,03 и (₽т )ь-(Мл = 1-22
Эффективный коэффициент концен- трации напряжений kz St ^1__2£.= 275 ет 0,72 2,75 ет по табл, 6
Запас прочности в галтели при кручении nT = ¥ t~1 (29) —— eT _ 2200 _ Пх 2,75-151 + 0,05-66 ’
Запас прочности с учетом коэф- фициента динамического усиления nr (30) Ad % 5,25 , , Пк=Т28=4’1
КОЛЕНЧАТЫЙ вал
275
Таблица 18
Расчет шатунной шейки
Наименование Расчетная формула Определение численного результата
Действующие силы (из таблиц динамического расчета) 2 Гтах =3361 кГ, при этом ?' = 350 кГ 2 ^min = —13И кГ, при этом Г'= -441 кГ ^4тах = 2915 кГ, 7’4ш{П = = —916,5 кГ
Моменты кручения =МКО5 -У5Д=' = МК_, +У4я, (31) КР ‘iKOp 4 где У6 = -^-Т4; Г4 = -^-Г4 Li Li ^йпах = 3361 • 6,5-450 6,5 = = 20 500 кГ • см 1Икрт1п=-1311-6,5+441 gx X 6,5 = 7200 кГ см
Момент изгиба в плоскости, про- ходящей через ось масляного от- верстия * Li 7,95 max =2915 ^8,5 = = И 400 кГ • см Му min =-916,5 ^8,5 = = —3600 кГ-см
Момент изгиба в плоскости, про- ходящей через галтель MU=T Li \ c. J
Сопряжения со щекой при изгибе тангенциальными силами My f 7 1 1ш V V2+ 2 J — 11 400 /о _ , „ ,,г, ^«тах § 5 (8,5 + 2,65) = 11400-1,3=14 800 кГ-см. Mumin = — 3600 • 1,3 = — 4660 кГ см
Моменты сопротивления лк лк w Я ш шен u _ 32 йш WKV = 2Wa Я 7,54—3,24 3 ^“~32- 7,5 ~i0 СМ WKp = 80 см3
Номинальные касательные напря- жения ’=fe йя 20 500 , ^тах пл 257 кГ/см% ои tmin = —)=— 90 кГ/см2 oU
Амплитуда и среднее касательное напряжение _ Tmax — Tmin tc- 2 Tmax + ^min Tm- 2 257 + 90 ,_о_ „ = = 1 /3,5 к! /см2 4^ 0^7 пп ° =83,5 кГ/см2
18*
276
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Продолжение табл. 18
Наименование Расчетная формула Определение численного результата
Номинальные нормальные напря- жения при изгибе в плоскости, про- ходящей через ось смазочного от- верстия; соответственные амплитуда и среднее напряжение au^~w^ max min 2 max + '+i min 2 11400 „ос г/ „ ffalmax— 40 —285 кГ/см — 3600 пл . ffulmin— 40 “ 90 кГ/СМ 2854-90 .о„с г/ , сги1= — = 187,5 кГ/см2 285 “90 - ру п <тт, = 5 = 97,5 кГ/см2
Номинальные нормальные напря- жения в плоскости галтели при из- гибе колена тангенциальными си- лами; соответственные амплитуда и среднее напряжения M ^U2 max min ®2 2 °U2 max~rCT«2 min m2 2 ст«2щах— 4о —370 кГ/см CT«2min= ~4066°—~116 кГ/см2 3704-116 о/о it / п 0^= L —243 кГ/см2 370—116 г, 4 От2= g = 127 кГ/СМ
Коэффициент концентрации при изгибе в плоскости, перпендикуляр- ной плоскости колена 1. На краю отверстия для смазки для стали 40Х при аь = 90 кГ/мм2 по табл. 5 2. В галтели сопряжения со щекой кв =(АО0-1)е + 1 (по графикам фиг. 40, а и б) fcO1 = 2,15 ^=(1,8-1)- 1 + 1 = 1,8
Эффективные коэффициенты кон- центрации с учетом масштабного фактора ка —- > где е по табл. 6 ео АО2 ' еа 245 =2,95 еа 0,73 _S = _y_ = 2,47 8О 0,73
Эффективный коэффициент кон- центрации при кручении на краю- отверстия для смазки , - —4; /с_ по табл. 5 ет 1 ех по табл. 6 ет - 0,72
Коэффициент концентрации на- пряжений в галтели при кручении kt2 ~ (^t)o (Рт)ь (Рт)л X X (₽т )д (*е)г (22) Ч = 1.65 • 1,18 • 0,9 • 1,0 • 0,98 = 1,72, где определено при -^- = = 0,067 и А =0,425 по фиг. 37 а (₽т )ь определено при -j- = = 1,94 по фиг. 38, а
КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ
277
Продолжение табл. 18
Наименование Расчетная формула Определение численного результата
(Рх)л определено при -|- = 0,32 по фиг. 38, б )д определено при -j- = = 0,032 по фиг. 38, в (ке)х определено при = = 0,425 и -±- =0,04 по фиг. 39
Эффективный коэффициент кон- центрации напряжений в галтели при кручении —z-2 , е_ по табл. 6 + Х Ч 1.72 „ . ет - 0,72 =2’4
Запасы прочности 3 3 н Q 1 3 II 1 II 11 m s- 1 I a- 1 . Q + a / "° c + r* Л Q s l Э CO CO 73 ,00 ^4 ZD 1. На краю смазочного отверстия 2200 2,56-173,5 + 0,05-83,5 4,8 „ 3800 а 2,95-187,5 + 0,1-97,5 4,8 -6,7 «г = у. = =3,9 Т4,83+6,72 2- В галтели „ 2200 т 1,72-173,5+0,05-83,5 3800 _о ’ 2,47-243 + 0,1-127 ’ 7,2-6,2 ^2 г 4,75 у 7,22 + 6,22
Минимальный запас прочности в шатунной шейке с учетом коэф- фициента динамического усиления П , V ”Ш==Т^ (39) „ _ 3,9 Ш1~ 1,28 “3,°5
ные напряжения у краев масляных отверстий всех
шатунных шеек одинаковы. Наиболее нагруженной
будет та, у которой наибольшая амплитуда момента
кручения. Такой шейкой оказывается четвертая. Масля-
ные отверстия просверлены в плоскости, перпендику-
лярной плоскости кривошипа (у = 90°). При этом
формула (32) для примет вид
= MUy = У5 12 = Т -^- 12.
Щека. Произведем расчет двух щек наиболее на-
груженного четвертого колена.
В качестве примера приведем расчет правой щеки
(табл. 19). Из таблиц динамического расчета имеем:
Zmax = 6456 kF; Zinin = 1724 кГ (с учетом центро-
бежной силы вращающейся части шатуна); Pj ш= 408 кГ
центробежная сила шатунной шейки; Р]щ = 318кГ
центробежная сила неуравновешенной части щеки.
Pj пр = 740 кГ центробежная сила противовеса.
Таблица 7.9
Расчет щеки1
Наименование Расчетная формула Определение численного результата
Опорные реакции х-о= (гш—Pj ш) + + (Р 3 пр Р j щ) а1 Р }щ(Р — az) L „ 6048-7,25+422-3,4-318-11.1 Лбтах“ 157,5 = 2650 кГ ^5ПИп =—1110 кГ
278
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
П родолжение табл. 19
Наименование Расчетная формула Определение численного результата
Момент сопротивления щеки изгибу в плос- кости колена Wu- 6 14,5 • 2,42 _ 3 TFU = 7, = 13,9 см3 О
Площадь расчетного сечения щеки F = bh jF= 14,5 • 2,4 = 34,8 см3
Момент, изгибающий щеку в плоскости колена Ми= Хьа2 Ми шах = 2650 • 4.65 = 12 300 кГ см Ми min — —5160
Номинальные напря- жения в галтели корен- ной шейки от изгиба и сжатия силой Х-а (40) „ 12 300 ,2650 QR0 г. , nmax= 13>9 I 34>8 =962 кГ/см3 amin = --^y-+4^|= -403 кГ/см3 1о,у
Амплитуда и среднее нормальное напряжение в галтели коренной шейки _ Птах — <Tmin ff”= 2 _ Ятах-ЬЯппп Пт- 2 СТг)==?6Ц403 =683 кГ/см3 Пт = — ~4°3 = 280 кГ/см3
Эффективный коэффи- циент концентрации на- пряжений при изгибе в плоскости колена *а=(^)д=о(Мд(₽а)4 (21) (*о)д = 0 = (*а)д=0 (Ро)ь (Po)di (19) (Ро)д = 1-(Мь[1-(₽о)д] (20) (Л*)д=0 = 2,45-1,06- 1 = 2.6, где (^о)д=0 определяется при -£- = 0,207 по фиг. 33, а (₽0)& определяется при = 1,82 по фиг. 33, б (₽o)d определяется по фиг. 33, в в зависимости от (0о)д = 1-0,9(1-0,99)~1, где (go)b определяется при — = 1,82 по фиг. 35, б (Ра)д определяется при -£- = 0,3 и -£-0,03 по фиг. 35, а /Со = 2,6-1-1 = 2,6, где (₽о)£ определяется по фиг. 36 Здесь при -£-=0,03 по фпг. 36, а, а ^— = 2,5 фактически - = 2,4, тогда Д = 0,96 и по фиг. 36, в г L* k° - 2.6 „ ,, 1;-тмз=3'55
ШАТУН
279
Продолжение табл. 19
Наименование Расчетная формула Определение численного результата
Эффективный коэффи- циент концентрации на- пряжений при кручении i ^т . 8т ’ йт = (Ат)о (Рт)ь (₽т)д (₽т)д к= 1,7-1,2- 1-1 = 2,05, где определяется при -^-=0,0625 и -^- = 0 по фиг. 37 (₽г)ь определяется при -|- = 1,82 по фиг. 38, а . h (pT)h определяется при —=о„з по фиг. 38, б (Рг)д определяется при -^- = 0,03 по фиг. 38, в кг _ 2.05 0,72 ’
Запасы прочности ст 1 „о = _ =1 (37) «т = -у—— (29) fcT п= (38) 3800 П° 3,55-683 + 0,1-280 “ 2200 2,9-151+0,05-66 41 См. расчет коренной шейки 4,9-1,52 ,/о п = —-==^- = 1,48 У 4,91 2 +1,522
Запас прочности в ще-
ке с учетом коэффици- nw=~ ^==-±^-=1,16
епта динамического уси- л0 1,^8
ления
1 Как видно из приведенного расчета, наименьшие запасы прочности получаются в щеках от концентрации напря-
жений в галтелях. Применение накатки галтелей роликом снижает эффективный коэффициент концентрации напряжений
в 1,6—2,0 раза (см. таблицу) и при этом пш в приведенном расчете повышается до 2,26.
ГЛАВА III
ШАТУН
1. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ
Шатун подвержен воздействию переменных по вели-
чине газовых сил, действующих вдоль шатуна, а также
переменных по величине и направлению инерционных
сил, нагружающих шатун как в продольном, так и
в поперечном направлении. Материал шатуна работает
на усталость. Для изготовления шатунов обычно при-
меняются стали 40, 45, 40X и 40ХН Шатуны мало-
напряженных двигателей делают из Ст.5; для изго-
товления очень напряженных шатунов иногда приме-
няют сталь 18Х2Н4ВА. Конструкция шатуна зависит
от типа и назначения двигателя, от его быстроход-
ности и напряженности, а также от масштаба произ-
водства.
Форма шатуна должна быть наиболее технологичной
для принятого масштаба производства.
Шатуны двигателей индивидуального производства
изготовляются точением; крупносерийного и массо-
вого производства — штамповкой. Шатуны двигателей
высокой напряженности полностью обрабатываются,
полируются и для повышения усталостной прочности
наклепываются (например, обдувкой дробью). У V-
образных двигателей различают следующие виды сочле-
280
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
нения шатунов: а) центральное двух типов: с вильчатым
и центральным шатунами, а также при установке двух
обычных шатунов рядом и б) прицепное (конструкция
ясна из фиг. 52 и 53). При центральном сочленении
ходы поршней в обоих рядах одинаковы.
АЖ9-4 или из стали с заливкой свинцовистой бронзой^
СБ-30. У ненапряженных двигателей иногда приме-
няется заливка баббитом.
5. Смазка подшипника осуществляется либо прину-
дительно по отверстию в стержне шатуна (что резко
Фиг. 53. Прицепное сочленение шатунов:
1 — главный шатун; 2 — прицепной шатун: .3 — палец прицеп-
ного шатуна; 4 — стакан, уплотняющий привод масла к прицеп-
ному шатуну.
Фиг. 52. Вильчатый и центральный
При прицепном сочленении ходы поршней в обоих
рядах цилиндров неодинаковы. Это сочленение ухуд-
шает уравновешенность двигателя.
Шатунные подшипники, как правило, являются под-
шипниками скольжения. Игольчатые подшипники и под-
шипники качения применяются лишь для наиболее
мелких двигателей. У большинства дизелей (кроме
крупных малооборотных) стержень шатуна и поршне-
вая головка изготовляются за одно целое.
Кривошипная головка бывает отъемной (из двух
половин) или имеет отъемную от шатуна лишь крышку
прикрепляемую шпильками, болтами или коническими
штифтами.
В последнее время наиболее часто в новых конструк-
циях применяют первые два типа сочленений шатунов
(центральные).
2. ПОРШНЕВАЯ ГОЛОВКА ШАТУНА
Поршневая (верхняя) головка шатуна проектируется
с учетом следующего.
1. Шарнирное сочленение поршневого пальца с ша-
туном работает при высоких удельных давлениях, при
повышенной температуре и недостаточной смазке.
2. На надежность работы подшипника существенное
влияние оказывает жесткость поршневой головки.
При этом должна быть учтена нежелательность увели-
чения веса головки и, следовательно, сил инерции
поступательно движущихся частей.
3. Поршневая головка шатуна подвергается изгибу
силами пнерции поступательно движущихся масс ком-
плекта поршня и силами от давления газов. Напряже-
ния изгиба имеют максимальное значение в месте пере-
хода головки в стержень шатуна. Для уменьшения
напряжений переход должен осуществляться плавно
с максимально возможным радиусом.
4. Подшипник поршневой головки шатуна обычно
представляет собой втулку из бронз ОФЮ-1, ОЦЮ-2,
снижает износ втулки поршневой головки), либо раз-
брызгиванием через сверления, расположенные в наи-
менее нагруженных местах.
6. Чем выше напряженность двигателя, тем тщатель-
нее должна быть обработана поверхность поршневой
головки дли повышения усталостной прочности, кото-
рая у штампованных шатунов выше, чем у грубообрабо-
танных. Чистота поверхности втулки поршневой го-
ловки обычно у 8.
Расчет поршневой головки шатуна
Расчет поршневой головки шатуна рекомендуется
производить по методу Р. С. Кинасошвили [7].
При расчете определяются: напряжение от растяги-
вающей силы инерции; напряжение от силы, сжима-
ющей шатун; напряжение от запрессовки втулки и от
нагрева головки; запас прочности с учетом перечислен-
ных напряжений; деформация поршневой головки,
а также удельное давление между втулкой головки
и поршневым пальцем.
ШАТУН
281
При расчете сечение головки принимается прямо-
угольным. Максимальные напряжения имеют место
в переходе головки в стержень шатуна на внешних
волокнах. Это место при <р = а (фиг. 54) является
заделкой и принимается за расчетное сечение.
Напряжение gj от растягивающей силы инерции
Pj. Расчетное усилие
Р; = ЛГр/Р1пах’
где Mv— масса комплекта поршня;
/р тах — максимальное ускорение поршня.
Для двухтактных двигателей в качестве расчетной
растягивающей силы принимается условная сила от
заедания поршня, равная 10—12 кГ на каждый сл»2
площади поршня.
Принимаем, что давление от силы Pj равномерно
распределено по верхней части поршневой головки,
как показано на расчетной схеме /фиг. 54).
Фиг. 54. Расчетная схема (к расчету поршневой головки шатуна).
Ниже приводятся обозначения величин, необходимых
для расчета (см. фиг. 54):
R — внешний радиус головки;
гвн — внутренний радиус головки;
R 4“ Г d v
г =----L—— средний радиус головки;
Y
f-K
— 90° 4- arc cos —ь——
я + е
h — текущая толщина головки;
— длина верхней головки шатуна;
Fs — площадь сечения головки;
Fem — площадь сечения втулки;
ЕСт — модуль упругости стали;
£бр — модуль упругости втулки.
Для расчетного сечения при <р = а изгибающий
момент и нормальная сила определяются по формулам
Ma — PjT (0,542—0,0268 а—0,072 cos а—0,5 sin а +
-j-0,0459 a cos а);
Na = Pj [(0,072—0,0458 a) cos а+0,5 sin а].
С учетом совместной деформации головки и втулки
расчетная сила определяется по формуле
N 1----
8 ° E6pFem
ЕстЕ г
(41).
Напряжение в расчетном сечении
определяется для нескольких углов, отличающихся
друг от друга на 2—3° и являющихся большими, чем
угол у.
Для дальнейшего расчета принимается максимальное
а>.
При этом величина h определяется по формуле
/i = (7? + q) cos р — ген— Ко2— (Е—о)2 sin р .
(р см. на фиг. 55).
Напряжение от силы, сжи-
мающей шатун. Напряжение
ас от силы Рс, сжимающей
шатун, определяется в соот-
ветствии с расчетной'схемой,
приведенной на фиг. 55.
Расчетное усилие опреде-
ляется по формуле
Рс — PzFn + Pj,
Фиг. 55. Расчетная схема при сжа-
тии шатуна.
где pz — максимальное давление сгорания;
Fn — площадь поршня.
Распределение давления от сжимающей силы Рс на
нижнюю часть головки принимается косинусоидальным,
как указано на расчетной схеме.
Расчетным сечением является место заделки, где
ф = а. Для этого сечения соответствующие изгиба-
ющий момент м'а и нормальная сила Ne определяются,
по формулам
М'а =MQ-\-NQr (1 — cos a) —
_ г {л sin а . \
— Рс— (—х---------asm a—cos а ,
JT \ Qi j
282
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
г [ л \ 2
sin а—а sin а — cos a )+-iV0 cos а
1
. , EfrpFвт
EcmF г
Ма и No определяются из фиг. 56.
Итак, напряжение сжатия в расчетном сечении будет
°с 2М“/г(2г + /г) +Ng
' 4- кГ/см2. (43)
г. ah
Напряжение в поршневой головке от запрессовки
втулки и от нагрева головки. Напряжение в поршневой
головке от запрессовки втулки и от цагрева головки
<тц определяется на внешней поверхности головки.
Расчетное удельное давление между головкой и втул-
кой определяется по формуле
Р =
кГсм-,
I D2-\-d2
Д2_ di
“ \ р
\ ^ст
dz-d2 и
_____1
Ебр
где А — натяг при посадке втулки в головку;
Дг — натяг, называемый разностью температурных
деформаций втулки и головки;
Д/ = (авт—аг) id;
а8 — коэффициент линейного расширения материала
головки;
авт — то же для материала втулки;
t — повышение температуры головки при работе
двигателя;
р, — коэффициент Пуассона;
D — наружный диаметр головки;
d — внутренний диаметр головки;
dr — внутренний диаметр втулки.
Напряжение на внешней поверхности головки будет
Г 2d2
са=Р ^_-^ кГ/см2.
Определение запаса прочности. Запас прочности
п определяется с учетом подсчитанных выше напряже-
ний от действия растягивающей и сжимающей сил,
а также от запрессовки втулки по формуле
„ =----------------------—
^-ас-фв (о; + ас + 2ао)
где
т СГ f-f ’
«О
— предел усталости при симметричном цикле;
о0 — предел усталости при пульсирующем цикле.
Для стали
0-1
Запасы прочности в поршневых головках шатунов
.для различных дизелей приведены ниже.
Марка двигателя п
448,5/11 .............. 6,2
4410,5/13.............4,67
6415,5/20,5 ......... 3,50
6423/30 ............. 9,18
6418/22 ............. 3,37
2ДСП19/30..............4,3
6ЧН36/45 .............. 4,9
Деформация поршневой головки. Деформация порш-
невой головки S (уменьшение горизонтального диаметра
под действием силы Pj) не должна превосходить поло-
вины монтажного зазора и определяется по формуле
МР(а°-9о°)2
106 ЕСТпР
(46)
где J — момент инерции сечения головки;
dcp — средний диаметр головки шатуна;
а — угол заделки.
Деформация поршней головки для различных марок
двигателя приведена ниже.
Марка двигателя 6, мм
248,5/11 .......... 0,002
4410,5/13 ......... 0,003
6ЧН15,5/20,5 ...... 0,0082
6423/30 ........... 0,012
6ЧН36/45 .......... 0,012
6430/38 ........... 0,036
Удельное давление между втулкой поршневой го-
ловки и пальцем. Удельное давление между втулкой
и пальцем определяется по формуле
р
/с=—Л- < 500 кГ/см2,
adi
где а — длина опорной поверхности втулки (у некото-
рых высокофорсированных двигателей с малым сроком
службы к доходит до 800 кГ/см2).
Для ориентировочной проверки размеров поршневой
головки шатуна можно пользоваться формулой Лямэ
где
Обозначения приведены выше в настоящем пара-
графе. Напряжения а, определенные по формуле Лямэ,
имеют у отечественных двигателей следующие значе-
ния:
Марка а, кГ/смъ
двигателя
448,5/11 .... 147
4410,5/13 .... 135
6416,5/21 .... 252
6423/30 ........ 232
3. СТЕРЖЕНЬ ШАТУНА
Стержень шатува большей части двигателей имеет
двутавровое сечение и лишь у мелкосерийных и крупных
двигателей круглое или трубчатое.
Ось большей жесткости двутавра поперечного сече-
ния стержня шатуна в зависимости от конструкции
ШАТУН
283
кривошипной головки для придания ей большей жест-
кости может лежать как в плоскости качания шатуна,
так и перпендикулярно к ней. Это допустимо, так как
стержень шатуна работает на сжатие и растяжение
и продольного изгиба практически не имеет.
Конструкция стержня шатуна определяется исходя
из следующего:
а) форма поперечного сечения шатуна выбирается
из соображений получения высокой жесткости при
малом весе и расходе металла, а также обеспечения
наилучшей технологичности при данном масштабе
производства;
б) двигатели средней форсировки крупносерийного
производства имеют штампованные шатуны; с повыше-
нием форсировки приходится увеличивать усталостную
прочность шатуна полировкой стержня и нагартовкой
поверхности обдувкой дробью;
в) для обеспечения жесткости (кривошипной головки)
поперечные размеры стержня шатуна часто увеличи-
вают по мере удаления от поршневой головки.
г) длина шатуна L определяется величиной X = ,
1г
где И — радиус кривошипа;
У быстроходных двигателей обычно X = 3,8 4- 4,2;
у тихоходных X = 4 4-5;
чем меньше X, тем больше боковое давление поршня
на стенку цилиндра;
д) часто в стержне шатуна делается сверление для
подвода смазки к поршпевой головке шатуна;
е) стержень шатуна работает на усталость под воз-
действием газовых и инерционных сил; рассчитывать
стержень шатуна на продольный изгиб нет надобности,
ибо реально «степень гибкости» шатуна не имеет таких
значений, чтобы могла иметь место потеря устойчивости
в рабочих условиях.
Расчет стержня ведут на сжатие от действия силы
максимального давления сгорания
Пст = -^~ < 1800 кГ/см*,
1 ст
где Pz — максимальная сила давления газов;
Рст — минимальная площадь поперечного сече-
ния стержня шатуна.
Исходя из амплитуды напряжений от ораст (от рас-
тяжения силами инерции) до асж (от сжатия силой Р2),
может быть определен запас прочности в стержне
шатуна по формуле
ст-1
(47)
где а—1 — предел усталости материала шатуна при
симметричном цикле;
о„ = CTmax gmin (у четырехтактных двигателей
Отах ~ Осэ/ci Omin — враст', напряжения сжатия
принимаются за положительные);
_ __ Omax + Omln! .
°т----------2------’
2а-1 ап
Фе = ~2 — коэффи-
циент, учитывающий
асимметрию цикла;
а0 _ предел усталости при
пульсирующем цикле.
Стержень на изгиб силами инер-
ции не рассчитывается, так как
получающиеся при этом напряже-
ния малы и не совпадают но фа-
зе с максимальными напряже-
ниями сжатия.
Напряжение сжатия в минималь-
ном сечении стержня шатуна
имеет у отечественных двигателей
следующие значения:
Марка двигателя асж
448,5/11 ................ 1149
4410,5/13...............
6423/30 ................
2ДС16.5/20..............
-*-Л7—-
925 Фиг. 57. Эскиз к таб-
лице конструктивных
1380 соотношений шату-
620 во*-
Конструктивные соотношения
в табл. 20 и на фиг. 57.
шатунов приведены
Таблица 20
Конструктивные соотношения шатунов (см. фиг. 57)
Марка двигателя Материал шатуна . Конструктивные соотношения:
L R I’min п D т ~D' N D А D б dm С D
F пор
448,5/11 Сталь 45 4.0 0,060 . 0,45 0,59 0,76 0,47 0,041 0,85
4410,5/13 Сталь 45 4,0 0.069 0,43 0,57 0,77 0,5 0,040 0,925
6412/14 Сталь 45 365 0.046 0.40 0,516 0,66 0,46 0,033 0,81
6415/18 Сталь 18ХНМ (В) А 3,56 0,0306 0,35 0,42 0,6 0,46 0,029 0,7
2ДСП19/30 Сталь 45У 4,0 0 099 0,475 0,705 0,75 0,42 0,068 0,82
6423/30 Сталь 40ХН 3,75 0,0545 0,435 0,565 0,76 0,414 0,064 0,81
64 25/34 Сталь 40 4,05 0,0735 0,42 0.62 0,74 0,38 0,061 0,81
6431,8/33 Сталь 20Х2Н4А 4,3 0,126 0,44 0,63 0,71 0,44 0,036 0,83
6436/45 Сталь 40У ' 4,2 0,0595 0,47 0,61 0,82 0,36 0,052 0,8
Примечание, f min-'минимальная площадь сечения стержня шатуна; 7'пОр — площадь поршня; А —длина кривошип-
ной головки шатуна; 6 — толщина вкладыша.
284
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕН
4. КРИВОШИПНАЯ ГОЛОВКА ШАТУНА
Кривошипная головка шатуна изготовляется отъем-
ной от стержня шатуна (фиг. 58), за одно целое с шату-
ном (без разъема) и с отъемной крышкой (фиг. 59).
Выбор конструкции производится р учетом следу-
ющего.
В двухтактных двигателях крышка нагружается лишь
при пуске и заеданиях поршня, однако для обеспечения
правильной формы подшипника и в этом случае делается
жесткой и часто снабженной ребрами.
5. Вследствие сложности формы кривошипная го-
ловка рассчитывается по условным напряжениям на
изгиб и растяжение.
• Фиг. 58. Шатун двигателя 6436/45 с отъемной кривошипной головкой.
Технические условия
Суммарная овальность и конусность отв. 0 230^®’д| и отв. 0 150^®’не более .0,04.
Непараллельность и перекашивание осей отв. 0 230+g’gg и 0 15oJq’jg на длине 150 мм не более 0,04.
Непараллельность и перекашиваемость их между собой на длине 200 мм не более 0,25.
Плоскости торца гайки и шатуна и плоскости торца головки болта и крышки шатуна должны плотно прилегать друг к другу
по всей поверхности.
Материал шатуна —сталь 40 ГОСТ 1050—61. Термообработать на НВ = 217.
1. Для обеспечения надежной работы шатунного
подшипника и шейки коленчатого вала последнюю
делают возможно большего диаметра. В судовых
двигателях должна быть обеспечена возможность выема
поршня вместе с шатуном через цилиндр. При большом
диаметре вала стык в разъеме кривошипной головки
становится недостаточно • жестким и остается мало
места для размещения шатунных болтов. В этих слу-
чаях применяют косой разъем кривошипной головки.
Предохранение болтов от изгиба достигается снабже-
нием стыка замками: выступами, зубцами или призон-
ными трубками (фиг. 60) либо делают полностью
отъемной кривошипную головку шатуна.
2. В мелкосерийных и крупных двигателях криво-
шипную головку часто делают отъемной от стержня
шатуна. Между стержнем шатуна и головкой иногда
ставят прокладки для регулирования степени сжатия.
3. Кривошипная головка должна быть жесткой
и плавно (большими радиусами) сопрягаться со стерж-
нем шатуна.
4. Крышка кривошипной головки четырехтактного
двигателя нагружена силами инерции поступательно
движущихся масс и вращающихся масс шатуна. Для
обеспечения жесткости она снабжается ребрами.
Расчетная сила Р — максимальная сила инерции
поступательно движущихся масс
0,023 с
0,4
F -\-Fem
<1000 кГ/см?, —
а = Р
(для углеродистых сталей),
(48)
где с — расстояние между болтами;
W — момент сопротивления изгибу (принимается
постоянным для всей крышки и головки
шатуна);
J — момент инерции расчетного сечения кры-
шки;
Jem — момент инерции сечения вкладыша;
F — площадь поперечного сечения крышки;
Fem — площадь поперечного сечения вкладыша.
Деформация (уменьшение горизонтального диаметра)
. 0,0024 Р-с8
Е {J -f-Jвт)
(49>
ШАТУН
285
Фиг. 59. Шатун двигателя 64 23/30.
Технические условия
Суммарная овальность и конусность отв. 0 1’5+о’22 и отв- 0 ®®+о’12 не б°лее 0,03.
Непараллельность и перекашиваемость осей отв. 0 155 Jo’22 и 0 ®®+’о’12 на длине 100 мм не более 0,04.
Неперпендикулярность осей отв. 030А относительно плоскости разъема головки шатуна и непараллельность и перекашиваемость
их между собой на длине 200 мм не более 0,25.
Допустимое отклонение собранных шатунов по весу не более 40 г, при этом, подгонку (по весу) производить проточкой с обеих
сторон головки собранного шатуна в'местах, отмеченных у, ограниченных размерами 0 185 и углом 30°.
Плоскости S торца гайки и шатуна, плоскости С торца головки болта и крышки шатуна должны прилегать плотно друг к другу
по всей поверхности. Материал шатуна — сталь ОХШМ. Термообработать на НВ = 200—250.
Фиг. 62. Условный конус деформаций.
286
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
5. ШАТУННЫЕ БОЛТЫ
Шатунные болты или шпильки нагружаются усилием
затяжки и дополнительной переменной силой, вызывае-
мой силами инерции поступательно движущихся масс.
Штифтовое сочленение натружено силами инерции,
заставляющими штифты работать на срез. Для изгото-
вления шатунных болтов применяют следующие стали:
40, 40Х, 20ХНЗА, 37XH3A и др.
Величина действующих сил определяется с учетом
жесткости болта и стягиваемых деталей из треуголь-
ника деформаций (фиг. 61)
„ 1
<p=arctg— ;
Ao
1
ip = arctg ,
Ai “Г Аг
h
где Xo = "V ——— — упругая постоянная болта
Еа F t
i = 0
(сумма упругих постоянных отдельных его
участков);
; Х2 = -—=.-----упругие постоянные
стягиваемых участков, .
где и £2 — модули упругости материалов стягивае-
мых деталей;
Fx и /2 — площади поперечного сечения деформи-
руемых частей стягиваемых деталей;
и Z2 — длины стягиваемых участков.
Фиг. 64. Болт с резьбой,
утопленной в гайку.
Фиг. 63. Конструкция шатунных
болтов: а — сворачивающегося
в тело шатуна; б — закрепляе-
мого гайкой.
Для стягиваемых деталей условно считают (фиг. 62)
f=~ [(«+W2—о2];
У — усилие предварительной затяжки;
Р — разрывающая сила (полная сила инерции,
действующая йа 1 болт);
R — усилие на стыке после приложения силы Р;
Р-о — переменная нагрузка на болт;
<2 — полное усилие, действующее на болт.
Под действием переменных сил болт работает
на усталость. Очагами концентрации напряжений
являются:
1) резьба, из-за наличия впадин с маленькими радиу-
сами при вершине;
2) канавка для выхода резца;
3) переходы от стержня болта к головке и к центри-
рующим пояскам;
4) риски, вызванные грубой обработкой.
Повышение усталостной прочности шатунного болта
достигается следующим.
1. Для разгрузки резьбы утоняется цилиндриче-
ская часть болта. Ее делают равной 0,85—0,95 от вну-
треннего диаметра резьбы. Эта часть болта и переходы
тщательно полируются. Типичные конструкции болтов
показаны на фиг. 63, а и 63, б.
2. Переходы от утоненной части болта к резьбе,
центрирующим пояскам и головке делают возможно
бдлыпими радиусами [к пояскам и резьбе 0,5 d и к го-
ловке (0,15 — 0,2) d].
3. Резьбу болта утопляют в гайку (см. фиг. 64) для
обеспечения податливости крайним виткам и их частич-
ной разгрузке. Наиболее нагруженным -является
первый виток (от места упора гайки, работающей на
сжатие). Влияние высоты гайки на распределение
нагрузки по виткам показано на фиг. 65. Увеличение
высоты гайки не уменьшает нагрузки на первый виток.
Фиг. 66. Способы фиксации головки шатунного болта.
4. Резьба изготавливается накаткой. Такая резьба
обладает большей усталостной прочностью, чем нарезан-
ная и шлифованная,-
5. Резьба изготавливается с увеличенными радиусами
у вершин и впадин.
ШАТУН
287
6. Для обеспечивания работы болта на чистое растя-
жение (без внецентренного растяжения) головку болта
делают симметричной без односторонних срезов. Опор-
ные торцы гайки и головки болта, а также опорные
торцы в шатуне и крышке должны быть перпендику-
лярны оси болта (фиг. 66).
7. В случаях, когда имеется достаточно места, приме-
няют гайки, работающие на растяжение, или сжато-
растяпутые гайки (фиг. 67). В растянутой гайке макси-
мальная нагрузка на витки резьбы меньше, чем в сжа-
той. Нагрузка по виткам распределяется согласно
фиг. 68.
АО
Фиг. 67. Различ-
ные типы гаек.
Фиг. 68. Распределение на-
грузки по виткам гайке, ра-
ботающей на растяжение
Расчет шатунного болта
Определяется максимальная сила инерции Pj, при-
ходящаяся на один, болт, определяются ориентиро-
вочные размеры болта и разрабатывается его кон-
струкция. При этом принимают условные напря-
жения в болте
а = — = 700 ч-800 кГ/см2
г болта
(у двигателей высокой напряженности а доходит до
1800 кГ/см2).
Находятся упругие постоянные болта Хо и стягива-
емых деталей и Хг (см. пункт 1).
Определяется переменное напряжение в стержне
болта
_omax —gmm _ 1 Pv 1 %Pj
® 2 2 ' F болта 2 F болта Г/СМ ’
где % — коэффициент основной нагрузки;
__ Xi -J- Хг
Хо + ’
(ориентировочно можно принимать X = 0,20 -ь 0,25).
Определяется усилие затяжки болта
Р — а Ррц»й'
где
(Уртт = И — X) Р — минимальное усилие затяжки,
при котором R = 0.)
Находится напряжение от затяжки от и среднее на-
пряжение ат
Т
аТ = CTmin = ----*Г/см2,
г болта
(Ут— O’minH-O’v кГ[см*.
Определяется касательное напряжение
О’2 с1болта
кГ/см2,
где Мкр = р Td0 (Р = 0,10 — 0,15 —коэффициент тре-
ния, d0 — наружный диаметр резьбы).
Определяется запас прочности
1 = (gmax VI /т у
п2 \Дтахк / \/
(50).
ст-1
где Отахк = J------------предел прочности для наре-
занной части болта при действии напряже-
ний по асимметричному циклу;
а_4 — предел усталости при симметричном цикле;.
ка — коэффициент концентрации напряжений
для метрической резьбы (углеродистая
сталь кд — 3 — 4,5, легированная сталь-
кд = 4,0 — 5,5);
ts — предел текучести по касательным напря-
жениям;
<7тах = От + а» — максимальное напряжение.
6. ШАТУННЫЕ (МОТЫЛЕВЫЕ) ПОДШИПНИКИ
Вкладыши шатунных подшипников изготавливаются/
из биметаллической ленты (сталеалюминиевой, со свин-
цовистой бронзой или баббитом) либо заливаются баб-
битом или свинцовистой бронзой.
Выбор антифрикционного материала и типа подшип-
ника зависит, в первую очередь, от напряженности,
и размеров двигателя, а также от его типа и масштаба,
производства. В малонапряженных двигателях мелко-
серийного производства применяют подшипники с тол-
стостенной заливкой мягким антифрикционным сплавом
(бондратом, баббитом) непосредственно по телу шатуна
или по вкладышам. Эти подшипники пришабриваются
во время сборки и регулируются прокладками в экс-
плуатации. В более напряженных двигателях крупно-
серийного и массового производства применяют взаимо-
заменяемые тонкостенные вкладыши, залитые тонким
слоем баббита или свинцовистой бронзой. Иногда
поверх слоя свинцовистой бронзы электролитически,
наносится слой оловянистого сплава толщиной 0,002 <-
4- 0,005 Л4Л4.
Тонкостенные вкладыши устанавливаются без про-
кладок с относительным натягом 0,0003—0,0006.
Правильная форма вкладыша обеспечивается точ-
ностью расточки постели в кривошипной головке
шатуна.
Вкладыши изготавливаются из малоуглеродистой
стали. Они удерживаются от проворачивания штиф-
тами или «усами» (фиг. 69).
Ориентировочная проверка размеров шатунного под-
шипника может производиться путем определения
удельного давления между подшипником и шатунной,
288
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
шейкой от средней силы (Рср) и максимальной (Ртах),
действующих на подшипник, по формуле
р
к = —--- кГ/см2,
I d
ш ш
где 1Ш — рабочая длина шатунной шейки;
dw. — диаметр шатунной шейки.
Фиг. 69. Тонкостенный вкладыш подшипника.
У отечественных двигателей
дующие значения:
кср и Атах имеют сле-
Марка двигателя /гср,
ИГ/СЖ2
448,5/11 .............. 24,5
4410,5/13 ............. 28,4
6416,5/21.............. 40
6423/30 ............... 37,3
kmax>
кГ/смЗ
142
135
138
125
1. ШАТУН, ПОПЕРЕЧИНА, ПОЛЗУН И СТЕРЖЕНЬ
ПОРШНЯ крейцкопфных двигателей
В связи с тем, что для крупногабаритных деталей
.отсутствуют надежные данные по масштабным факторам,
и определение действительных запасов прочности
является затруднительным, их чаще всего рассчиты-
вают по сравнительным напряжениям.
Шатун
Шатуны крейцкопфных двигателей работают в усло-
виях аналогичных с шатунами тронковых двигателей.
Они имеют отъемными как крейцкопфную, так и шатун-
ную (мотылевую) головки, залитые баббитом непосред-
ственно по телу головок. Крейцкопфная головка
шатуна делается вильчатого типа и соединяется с попе-
речиной.
Вильчатая форма крейцкопфной головки шатуна
имеет две основные разновидности. В первой из них
стержень шатуна имеет в верхней части вильчатый
конец (см. фиг. 70), к которому крепятся две крейц-
копфные головки. Во второй — две крышки крейц-
копфной головки крепятся к одной /удлиненной крейц-
копфной головке (см. фиг. 71).
Стержень шатуна — точеный круглого сечения.
Типичные конструкции шатунов мощных двухтакт-
ных крейцкопфных дизелей приведены на фиг. 70 и 71.
Для контроля затяжки шатунных болтов на гайках
наносится градуировка. Между шатунной головкой
и фланцем стержня шатуна устанавливаются «компрес-
сионные» прокладки.
Конструктивные соотношения см. в табл. 21. Расчет
шатуна крейцкопфного двигателя производится по той
же методике, что и тронкового, с той лишь разницей,
что крейцкопфная головка рассчитывается аналогично
шатунной.
У дизеля 7Д КРН74/160 напряжение сжатия в стержне
с учетом сил инерции при номинальном режиме
—430 кГ/см*1. Напряжение изгиба в крышке крейцкопф-
ной головки 567 кГ/см*. Напряжение изгиба в крышке
шатунной (кривошипной) головки 825 кГ/см*.
Фиг. 70. Шатун крейцкопфного двигателя,
имеющий вильчатую форму крейцкопфной
головки.
Таблица 21
Конструктивные соотношения стержня поршня
шатуна, поперечины и ползуна по некоторым
мощным двухтактным дизелям
Наименование Соотношения Марка двигателя
HOTL75/160 HD90 9ДК2РН74/160
Диаметр стержня поршня d То 0,333 0,322 0,325
Диаметр отверстия в стержне поршня $вн d 0,425 — 0,504
ШАТУН
289
Продолжение табл. 21
Наименование Соотношения Марка двигателя
HOTL75/160 HD90 9ДК2РН74/160
Диаметр резьбы на стержне поршня dp d 0,675 0,605 0,664
Длина шатуна L R 4,03 3,85 3,97
Диаметр подшипника крейцкопфной головки D 0,55 0,61 0,57
Диаметр мотылевого подшипника D 0,71 0,723 0,745
Диаметр стержня ша- туна D 0,39 0,31 0,325
Длина (суммарная) шеек поперечины 1"K 1,11 1.3
Высота ползуна H D 1,1 1,1 1,22
Расстояние от оси шеек поперечины до опорной поверхности ползуна C D — 0,82
Ширина опорной по- верхности башмака переднего хода заднего хода Bnep D — 0,23
Взад D — — 0,216
Поперечина
Поперечина служит для соединения крейцкопфной
головки шатуна с ползуном. Конструкция поперечины
зависит от типа ползуна.
Конструктивные соотношения см. табл. 21. Попере-
чина рассчитывается как балка, работающая на изгиб,
от сосредоточенных сил Prld, приложенных посредине
длины каждо’й из шеек. Кроме того крейцкопфные под-
шипники проверяются на удельное давление.
19 Заказ 1630.
Напряжения в поперечине не должны превышать
600—800 кГ/см2. Наибольшее удельное давление* на
опорной поверхности шеек должно быть меньше 90—
120 кГ/см1 для тихоходных и 120—200 кГ/см? для
быстроходных
двигателей.
Фиг. 71. Шатун крейцкопфного двигателя, имеющий удлинен-
ную верхнюю часть стержня для крепления съемных крейцкопф-
ных головок.
Ползун
Ползун служит для восприятия боковых давлений
и обеспечения прямолинейного движения поршня и его
стержня.
Ползуны бывают односторонние (фиг. 72) и двухсто-
ронние (фиг. 73).
В одностороннем ползуне боковое давление в такте
расширения при переднем ходе воспринимает основная
опорная поверхность, залитая баббитом; при обратном
ходе и при сжатии во время переднего хода боковое
давление воспринимается двумя узкими опорными
поверхностями, залитыми баббитом.
290
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
В двухстороннем ползуне имеется четыре опорных
поверхности, залитые баббитом, воспринимающие удель-
ное давление. Смазка опорной поверхности ползуна
осуществляется через поперечину. Смазка подводится
под высоким давлением (20—30 ат). Ползуны изго-
тавливаются из Ст. 5 пов. Поперечины изготавливаются
из легированных сталей (например ЗОХМА).
Допускаемое удельное давление на опорной поверх-
ности ползуна должно быть не больше 3,5—8,0 кГ/см2
при неохлаждаемых параллелях и не больше 6,0—
12,0 кГ/см2 при охлаждаемых параллелях.
Стержень поршня
Стержень поршпя соединяет головку поршня с попе-
речной ползуна. У двигателей простого действия стер-
жень поршня имеет в верхней части фланец для кре-
пления болтами к головке поршня (фиг. 74). Нижний
конец стержня соединяется с поперечиной ползуна ци-
Фиг. 74. Стер-
жень поршня.
линдрическим хвостовиком с гайкой или фланцем.
Стержень имеет круглое сечение.
Иногда стержень используется для подвода по нему
охлаждающей жидкости к поршню. Стержни поршней
малооборотных дизелей изготавливаются из Ст. 5 шов.
Стержень поршня двигателя про-
стого действия рассчитывается па
сжатие и продольный изгиб от наи-
большего давления сгорания.
Напряжение сжатия
„ _ Pz
о еж —
г стержня
1000 кГ/см2 (Ст. 5 пов.)
1500 кГ/см2 (легированная сталь).
Запас устойчивости на продоль-
ный изгиб (по Тетмайеру)
Окр
Пу —
Срасч.
> 4,0 (углеродистой стали)
2,5 (легированной стали) ’ ' '
где Орасч — расчетные напряжения
сжатия;
<ткр = (1 — %) — крити-
ческие напряжения (сг0
и определяют в зави-
симости
стержня);
Jmin
табл. 22,
веденная
жня;
р — коэффициент,
щий от способа
концов (для
с шарнирноопертыми
концами р — 1, для
стержня с заделанными
концами р = 0,5);
i'min — наименьший радиус инерции поперечного
/ с/ \
сечения (для круглого стержня — ].
Стержень поршня двигателя двойного действия
подвергается продольному сжатию и растяжению,
а также тепловой нагрузке.
Напряжения сжатия определяются так же, как и
для двигателей простого действия.
от гибкости
берется по
где р I — при-
длина стер-
завися-
заделки
стержня
Таблица 22
К расчету стержня поршня
Сталь яо. ГК/СЛ42 Ь1 Ьг Пределы для
^min \iiax
Малоугле- родистая 3100 0,00368 — 10 105
Среднеугле- родистая 3350 0,00185 — — 90
Никелевая 4700 0,00490 — — 86
ПОРШЕНЬ
291
Тепловые напряжения сжатия в наружных волокнах
стержня поршня определяются по Лоренцу по формуле
0/ =
Н + 1
ц-1
/ 2
и G (1нар — ten) ( ра _
, кГ/см2,
1g р у
где р, — коэффициент Пуассона;
а — коэффициент линейного расширения;
G — модуль упругости при сдвиге;
tuap и taH — температура наружных и внутренних
волокон стержня поршня;
d _
d — наружный диаметр стержня поршня;
d0 — внутренний диаметр стержня поршня.
Суммарные напряжения
_ • , 2000—3000 кГ/см- для Ст. 5 пов.
2 at gQQQ—4ооо в77с.и2 дПЯ легирован-
ной стали.
Опорная поверхность стержня проверяется на смятие
от силы Pz.
Напряжение сжатия должно быть не выше 800—
1000 кГ/см?.
ГЛАВА IV
ПОРШЕНЬ
1. КОНСТРУКЦИЯ, УСЛОВИЯ РАБОТЫ
Поршень подвергается воздействию значительных
механических (от действия газовых и инерционных
сил) и термических нагрузок. Он должен надежно
уплотнять камеру сгорания, препятствовать попаданию
в нее излишнего количества масла и передавать
действующие на него силы шатуну и коленчатому
валу.
Обеспечение надежности работы поршня при форси-
ровании дизеля по ре (как при наддуве, так и без над-
дува) является одной из наиболее трудных задач.
~ При работе дизеля при низком коэффициенте избытка
воздуха а и при малом коэффициенте избытка про-
Фиг. 75. Зависимость конструкции поршня от
диаметра цилиндра и средней скорости поршня.
дувочного воздуха повышение температуры поршня
может приводить (если не принимаются соответству-
ющие меры по интенсификации охлаждения) к про-
гарам днища и загоранию поршневых колец.
Материал поршня должен обладать малым удель-
ным весом, хорошей износоустойчивостью и проч-
ностью (при работе в условиях повышенных темпера-
тур), а также невысоким коэффициентом линейного
расширения.
В зависимости от типа дизеля, его размеров и уровня
форсировки поршни изготовляются цельными из чу-
гуна и алюминиевых сплавов либо составными,
19*
в том числе со стальными головками, а иногда и юб-
ками.
Зависимость конструкции поршня от диаметра ци-
линдра и средней скорости поршня показана на фиг. 75.
Для быстроходных двигателей преимущественно
применяются поршни из алюминиевых сплавов (харак-
теристики материалов для поршней приведены на
стр. 234), изготовленные путем отливки или штамповки.
Днище поршня и надкольцевая боковая поверхность
у форсированных двигателей алитируются. Для форси-
рованных двигателей в целях обеспечения лучшего
охлаждения термоизоляции днища (жаровая накладка)
или для закрепления пальца в отдельной вставке, не
делая отверстия в юбке, применяют также составные
поршни.
Поршни больших размеров изготовляются с отъем-
ными стальными головками. На фиг. 76, а, б, в
приведены характерные конструкции поршней мощных
малооборотных дизелей.
Высота тронковой части составного поршня крейц-
копфного двигателя ~ 0,550, а головки поршня (0,485—
—0,57) D, не считая выступающих частей головки, обра-
зующих камеру сгорания и сочленение с тронковой
частью.
Подвод охлаждающей жидкости осуществляется либо
системой труб с телескопическими или шарнирными
сочленениями, либо через шток поршня. Охлаждение
поршней тронковых двигателей производится маслом
(в четырехтактных двигателях обычно начиная с ци-
линдровой мощности 125 л. с., а в двухтактных —
с 60 л. с.), а поршней крейцкопфных — водой и маслом.
Форма днища поршня зависит от способа смесеоб-
разования. Наиболее распространенные формы днищ
показаны на фиг. 77.
У двигателей с небольшим диаметром цилиндра
(у четырехтактных — до 230 мм) все большее распро-
странение получают камеры в поршне, в которых обеспе-
чивается пленочное или объемно-пленочное смесеоб-
разование. Обычно переход в двигателях средней фор-
сированности с неразделенных камер на камеры
с объемно-пленочным смесеобразованием приводит
к снижению жесткости работы, повышению ре, сни-
жению рг и удельного расхода топлива, а у мелких
двигателей и к улучшению пусковых свойств.
Й92
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Наибольшее распространение получили вогнутые
днища, плоские (при применении дополнительных
камер) и двояковогнутые (при открытых каме-
рах)- „
Конфигурация внутренней полости поршня делается
с учетом обеспечения отвода тепла от днища и предо-
хранения зоны поршневых колец от перегрева. Для
Давление масла зависит от быстроходности двига-
теля и должно преодолевать силы инерции масляного
столба. При средней скорости поршня 7,5 м/сек доста-
точным оказывается давление в 3,5 кГ/см?. Темпера-
тура масла должна быть в пределах 85° С. Количество
прокачиваемого масла 15—20 л/л. с. ч. Масло отводит
80—100 ккал/л. с. г.
Фиг. 76. Поршни малооборотных’'дизелей; а —с подводом и отводом охлаждающей жидкости по телескопическим трубкам;
бив — с подводом и' отводом охлаждающей жидкости через стержень поршня.
етого в неохлаждаемых поршнях (или охлаждаемых
с малой интенсивностью) толщина днища увеличивается
цт центра к периферии. Переход к боковым стенкам
осуществляется большим радиусом. В качестве примера
на фиг. 78 приводится конструкция поршня двигателя
с открытой камерой сгорания. е
У дизелей с высоким наддувом применяют составные
поршни с теплоизолирующими накладками, а также
с перемещаемым под давлением масла днищем для из-
менения степени сжатия. При пуске поддерживается
более высокая степень сжатия, а при работе умень-
шается (фиг. 79).
Зависимость толщины днища от диаметра цилиндра
и применяемого материала показана на фиг. 80.
На фиг. 81 показана зависимость толщины днища
от D для отечественных двигателей.
Ребра на внутренней поверхности днища приводят
к концентрации напряжений. При конструировании
высокофорсированных двигателей приходится отка-
заться от ребер и переходить к поршням с увеличен-
ной толщиной днища.
. Масло для охлаждения поршня подается либо по
специальным трубкам (фиг. 82), либо по отверстию
в шатуне.
В неохлаждаемых поршнях иногда ставится вну-
тренняя перегородка, чтобы препятствовать попаданию
масла на днище и его коксованию.
Распределение температур в днищах поршней пока-
зано на фиг. 83.
Расположение верхнего поршневого кольца
При положении поршня в в. м. т. верхнее поршневое
кольцо должно находиться в охлаждаемой части
втулки.
Кольцо должно быть удалено от днища поршня,
чтобы оно не подвергалось непосредственному воздей-
ствию горячих газов. Иногда над верхним поршневым
кольцом делают канавку, служащую температурным
барьером (фиг. 84).
В алюминиевых поршнях канавка под верхнее порш-
невое кольцо обычно быстро разрабатывается по высоте.
В некоторых случаях поршни снабжаются залитыми
в материал поршня кольцами из материала с низкой
теплопроводностью и обладающего повышенной твер-
достью. Это кольцо предохраняет поршневые кольца
от перегрева, а канавки от чрезмерного износа.
ПОРШЕНЬ
293
Фиг. 77. Формы днищ поршня.
Фиг. 78. Поршень дизеля с открытой камерой сгорания.
Технические условия:
Биение тронка поршня по 0 228,2_д 05 и 0 229,5_д 95 относительно 0 200А, а торца НН не более 0,04.
Неправильность оси отверстий 0 903g'gg (по 0ПРавке, продетой в оба отверстия на расстоянии 50 мм от образующей
тронка поршня) относительно плоскости НН не более 0,3.
Твердость НВ = 100—120.
Боковое смещение 0 ЭОд’оз относительно тронка поршня не более 0,3.
Овальность тронка поршня в пределах допуска. Края отверстия# ЭОд’®| канавок поршневых колец завалить В = 0,3,
а отверстия 0 4,5 завалить Н = 0,5.
Непрямолинейность торцов Л канавок на дуге 180° и непараллельность их между собой не более 0,03.
Днище поршня со стороны камеры сгорания испытать водой давлением 80 ат в течение двух минут. Откло-
нение по весу комплекта поршней на двигатель не более 30 г.
Окончательно обработать по размерам 0 229,2_QtQt, и 0 229,5_g gg после пригонки по весу и выдержки
в течение не менее 24 ч. Материал АН-4.
294
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Фиг. 79. Поршень для двигателя с высо-
ким наддувом с изменяемой степенью сжа-
тия.
Фиг. 80. Зависимость толщины днища
поршня от диаметра цилиндра и мате-
риала.
Фиг. 82. Конструкция телескопических
трубок для подвода к поршню охлаж-
дающего масла.
Фиг. 81. Зависимость толщины днища поршней отечественных
двигателей.
Фиг. 83. Распределение температур по поршню.
ПОРШЕНЬ
295
Обычно расстояние от днища поршня до верхнего
поршневого кольца составляет 0,22) (фиг. 85).
Фиг. 84. Поршень с
барьером для пре-
граждения пути
тепла к верхнему
кольцу.
Фиг. 85. Зависимость расстояния от днища поршня до первого
поршневого кольца от диаметра цилиндра.
Количество поршневых колец
Количество уплотнительных колец колеблется в пре-
делах от 3 до 6, маслосъемных — от 1 до 3 (в одной ка-
навке иногда устанавливается по два маслосъемных
кольца).
При коротких поршнях канавки под поршневые
кольца размещают иногда на неодинаковых расстоя-
ниях; между первым и вторым кольцом либо^между
Фиг. 86. Зависимость длины поршня тронкового
двигателя от диаметра цилиндра.
вторым и третьим расстояние делают значительно
большим, чем между остальными кольцами. В этом слу-
чае направляющей частью поршня является не только
юбка, но и увеличенная перемычка между кольцами.
Для обеспечения надлежащего уплотнения простран-
ства сжатия у быстроходных дизелей достаточно 3—4
компрессионных колец. На практике в большинстве
случаев ставят 4 кольца, так как при увеличении числа
колец снижается температура головки поршня и ко-
лец.
У больших тихоходных дизелей с наддувом ставят
5—7 компрессионных колец.
Маслосъемные кольца устанавливаются над поршне-
вым пальцем и часто дополнительно в нижней части
поршня. Длина поршня L тронкового двигателя обычно
составляет (1,3—1,6)2) (фиг. 86). Поршни легких фор-
сированных двигателей делаются более короткими. Их
длина составляет (0,8—1,2) D. Удельное давление ме-
жду поршнем и втулкой цилиндра не должно превосхо-
дить 6—8 кГ!см2.
Расположение поршневого пальца и способы его
фиксации
Обычно расстояние от днища поршня до оси поршне-
вого пальца С составляет 0,6 L (L — длина поршня)
или 0,8 2). Диаметр поршневого пальца составляет
0,4 D (фиг. 87).
Фиг. 87. Зависимость расстояния от днища порш-
ня до оси поршневого пальца от диаметра цилин-
дра.
Способы фиксации поршневого пальца. Поршневой
палец размещается в бобышках поршня или в специаль-
ной вставке, вмонтированной внутрь поршня (фиг. 88).
На большинстве четырехтактных двигателей приме-
няются плавающие пальцы. Способы фиксации паль-
цев показаны на фиг. 89.
Установление оптимальных зазоров между поршнем
и втулкой цилиндра имеет большое значение, так
как:
1) чрезмерный зазор в верхнем поясе ведет к пере-
греву колец и ухудшает уплотняющие качества
поршня;
2) при чрезмерном зазоре в области несущей части
поршня увеличивается интенсивность ударов поршня
по стенке цилиндра при изменениях знака сил бокового
давления, приводящих к разъеданию омываемой водой
поверхности втулок цилиндров, повышенной шум-
ности работы двигателя и повышенному износу поршня
и втулки;
3) при недостаточном зазоре возможны задиры и
заклинивания поршня; во избежание задиров, особенно
в период приработки поршня к втулке, боковую поверх-
ность поршней некоторых двигателей покрывают оло-
вом, свинцом или коллоидальным графитом; обычно
слой олова или свинца имеет толщину порядка 0,01—
0,02 мм. '
296
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Плавающий поршневой палец
шепь вставляется с небольшим
в алюминиевый пор-
натягом. Он должен
Фиг. 88. Поршень со вставкой: 1 —юбка поршня; 2 —головка
поршня; 5 — компрессионные кольца с завальцованными брон-
зовыми поясками; 4 — вставка; 5 — маслосъемные кольца.
Фиг. 89. Способы фиксации поршневых пальцев.
Таблица 23
Зазоры между поршнями и втулками цилиндров
(круглые поршни)
Материал В верхней части поршня В нижней части поршня
Алюминиевый поршень 0,7—0,9 0,22-0,35
Чугунный поршень 0,4-0,6 0,10-0,15
входить свободно после нагрева поршня в горячем
масле до ?«85О С.
Зазоры между поршнем и втулкой цилиндра. За-
зоры между поршнем и втулкой цилиндра на 100 мм
диаметра (в мм) при круглых поршнях обычно соот-
ветствуют приведенным в табл. 23, при овальных за-
зоры могут быть меньшими.
Под воздействием нагрузок, а также температурных
деформаций поршень овализируется. Большая ось вала
направлена по оси поршневого пальца.
Фиг. 90. Эскиз поршня.
Для уменьшения зазора между поршнем и втулкой
цилиндра и обеспечения круглой формы поршня в рабо-
чем состоянии часто поршни изготовляются
овальными. При обработке большая ось
овала направлена перпендикулярно оси
поршневого пальца.
Конструктивные соотношения по пор-
шням даны в табл. 24, эскиз поршня —
на фиг. 90.
2. РАСЧЕТ ПОРШНЯ
"Расчет днища поршня в свя-
зи со сложностью конфигурации послед-
него носит условный характер и произ-
водится по сравнительным напряжениям,
определяемым, как для круглой пластины,
заделанной по контуру и нагруженной
равномерно распределенной нагрузкой
pz кГ/см2 по формуле И. Ш. Неймана
CTu=0’68Pz (“2g” j >
где Di — внутренний диаметр поршня
(в верхней части);
б — толщина днища поршня.
Напряжения, подсчитанные по этой
формуле, не должны превосходить
для чугуна, кГ/см'г:
днище без ребер .................
днище с ребрами................
для алюминиевого сплава, кГ/смЗ-.
днище без ребер .................
днище с ребрами................
для стали, кГ/сл<2:
днище без ребер .................
днище с ребрами................
300
1000
150
500
450
1500
ПОРШЕНЬ
297
Таблица 24
Сводка конструктивных соотношений по поршням отечественных двигателей
(см. фиг. 90)
Марка двигателей Материал мм Конструктивные соотношения а, мм Количество канавок под поршневые кольца
H/D C/D Ъ/В Q/D d/D
448,5/11 АК-4 85 1,34 0,77 0,38 0,13 0,35 16 5
4410,5/13 АК-4 105 1,39 0,82 0,41 . 0,095 0,38 18 6
С424-44
6412/14 АК-4 120 1,25 0,71 0,39 0,14 0,35 25 5
6415/18 АК-4 150 0,8 0,5 0,37 0,08 0,32 26,8 5
12418/20 АК-4 180 0,74 0,46 0,38 0,078 0,28 27 4
2Д19/30 С424-44 -190 1,86 0,97 0,51 0,105 0,37 36 7
6423/30 АК-4 230 1,32 0,80 0,43 0,087 0,39 46 7
6425/34 С424-44 250 1,56 0,88 0,46 0,088 0,37 45 7
6430/38 АЛ-1 300 1,46 0,77 0,42 0,117 0,44 54 8
6431,8/33 Л С-12 318 1,44 0,95 0,40 0,245 0,40 76 8
6436/45 С421-40 360 1,61 0,96 0,43 0,125 0,46 70 7
7ДКРН74/160 Сталь 740 0,088 — 165 6
у края днища
Данные о напряжениях в днищах поршней приве-
дены в табл. 25.
Таблица 25
Данные о напряжениях в днищах поршней
Тип двигателя Материал Напряжения, кГ/сма
448,5/11 АК-4 77
6415/18 АК-4 185
6425/34 С424-44 225
7ДКРН74/160 Сталь 1190
где
Температурные напряжения от радиального пере-
пада температур ориентировочно подсчитываются для
поршней большого диаметра по формуле А. М. Каца.
При этом полагают, что растяжению от нагрева днища
подвергается часть стенки высотой h (фиг. 91).
------Ъ
Фиг. 91. Расчетная схема к определению
температурных напряжений.
В центре днища
/ _ (fs-tiM(3-p+*) ,, .
т-------4(1-ц + fc)-КГ1СМ ’ (53)
G rjp —
(^2 —" t-i) а Е (Zc -j- р,)
2 (1 -j- р -j- ^)
кГ/см2,
(54)
s (Ъ2 ”4” я® \
k = '/Tib2__ g2 + Hl — коэффициент, характе-
ризующий податливость закрепления наруж-
ного края днища;
h = s + Ъ — а\
. . да2
<2 — h = у ......перепад температур;
4Л о
а — коэффициент линейного расширения;
Е — модуль упругости кГ/см2",
А, — коэффициент теплопроводности ккал/м ч °C;
q — тепловая нагрузка днища в ккал/м* ч.
Суммарные механические и тепловые напряжения
должны быть не выше:
для чугуна, пГ/смЛ 1500—2000
для стали, кГ/см2 . 2000 —3000
Боковая поверхность поршня рас-
считывается по удельному давлению на стенку поршня
(в среднем 3—4 кГ1смъ, а у форсированных дизелей
доходит до 10 кГ/см1)
кГ/см2,
UL
где Атах — максимальная сила бокового давления на
стенку цилиндра, найденная из динами-
ческого расчета;
L — длина опорной части поршня (за вычетом
колец);
D — диаметр цилиндра.
298
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Удельное давление между паль-
цем и бобышками поршня определяется
по формуле
кГ/см~’
где Pz — максимальное усилие при сгорании;
I — длина опорной поверхности поршневого
пальца в бобышке поршня;
d — диаметр поршневого пальца.
Допускается
для алюминиевых поршней,
кГ/с.и2............. 350
для чугунных поршней,
кГ/сж2............... 450
У отдельных высокофорсированных двигателей£<?2
доходит до 800 кГ^м*.
3. ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА
Компрессионные (уплотнительные) поршневые кольца
уплотняют зазор между поршнем и цилиндром и отво-
дят тепло от поршня.
Маслосъемные кольца препятствуют попаданию масла
в камеру сгорания.
Кольца прижимаются к стенке цилиндра силами
собственной упругости и давлением газов. Верхнее
поршневое кольцо работает в условиях высокой темпе-
ратуры и недостаточной смазки. В период сгорания
удельное давление между кольцом и втулкой цилиндра,
вызываемое газовыми силами, в 40—70 раз превосходит
удельное давление от сил собственной упругости. В зоне
этого кольца (при положении поршня близко к в. м. т.)
имеет место наибольший износ цилиндра. Из поршне-
вых колец наиболее сильно изнашивается верхнее порш-
невое кольцо. Для уменьшения температуры и склон-
ности к загоранию верхнего поршневого кольца необ-
ходимо уменьшать до минимума заколечное про-
странство в канавках, а также зазор между верхней
частью поршня и цилиндром. Желательно, чтобы тем-
пература поршня в зоне колец не превышала ^220° С.
При более высокой температуре должны применяться
высокоэффективные присадки к маслам и стальные кли-
нообразные (трапецеидальные) поршневые кольца.
Фиг. 92. расширитель маслосъемного кольца:
а — 10 прорезей, равномерно расположенных по
^окружности.
При износе поршневого кольца в местах, где силами
собственной упругости (или специальной пружиной-
экспандером, фиг. 92) не обеспечивается прижатие
кольца к стенке цилиндра, происходит прорыв газов,
приводящий к загоранию кольца. Обычно это имеет
место, в первую очередь, в районе замка поршневого
кольца. Для повышения срока службы колец часто их
делают с неравномерным удельным давлением по окруж-
ности (в районе замка удельное давление делается уве-
личенным, фиг. 93).
Поршневые кольца со ступенчатым замком приме-
няются, главным образом, для тихоходных дизелей.
Фиг. 93. Рациональное распределение давления
кольца на стенку цилиндра.
Эффект от применения таких колец обнаруживается
лишь при значительном износе цилиндра.
Распространенные типы замков поршневых колец
приведены на фиг. 94. Из них наиболее часто применя-
ют прямой разрез и разрез под 45°.
Фиг. 94. Замки поршневых колец.
Конусные кольца (фиг. 95) делаются для улучшения
прирабатываемости. Они применяются также в каче-
стве маслосъемных.
Клинообразные (трапецеидальные) поршневые кольца
(фиг. 96) менее склонны к пригоранию и получили рас-
пространение в напряженных двигателях. Они изго-
товляются как из чугуна, так и из пружинной стали
65Г. Улучшение прирабатываемости поршневых колец
крупных двигателей достигается также ввальцовкой
в их наружную поверхность выступающих на 0,05—
0,1 мм бронзовых или алюминиевых колец (фиг. 97).
Повышение износоустойчивости достигается увели-
чением радиальной толщины (ограничиваемой напря-
жениями в кольце), а также применением для верхних
поршневых колец пористого хромирования.
Формы поперечного сечения маслосъемных колец
приведены на фиг. 98.
Поршневые кольца изготавливаются из чугуна и из
стали (данные о материале для поршневых колец см.
на стр. 223).
ПОРШЕНЬ
299
Заготовки колец отливаются как индивидуально
для каждого кольца, так и в виде маслот (коротких
труб, из которых изготавливаются несколько колец).
Необходимая форма поршневому кольцу придается
при механической обработке, при литье и путем термо-
для компрессионных колец
Dn = [D-(2a+x 0+0,5)] * , (55)
для маслосъемных колец
^ = [2>-(2a+sD-l,5)] + °;°°6 , (55а)
где D — диаметр цилиндра;
а — радиальная толщина кольца;
х — 0,006 для алюминиевых поршней;
х — 0,004 для чугунных поршней.
Фиг. 95. Конусное поршневое кольцо.
фиксации замка поршневого кольца нагревом при тем-
пературе 600° С в течение 1 ч (в результате релаксации
чугуна кольцо после остывания остается заданной
формы).
Фиг. 96. Клинообразное поршне-
вое кольцо.
кольцо с поясками для
приработки.
Зазоры в замке кольца и суммарный торцовый'между
кольцом и канавкой могут выбираться по данным
табл. 26. При высоких тепловых нагрузках может
Фиг. 98. Конструкция маслосъемных колец.
оказаться необходимым увеличить зазор у первого
кольца на 20%.
Для подсчета радиального зазора по дну канавки
могут быть использованы нормы SAE, по которым диа-
метр по дну канавки DN в мм, определяется по форму-
лам;
Таблица 26
Зазоры в замке кольца и суммарный торцовый
зазор
Двига- тель Диаметр цилиндра мм Минимальный зазор в прямом замке Торцовый зазор, мм
Первое и второе к о мпр ес с ионны е кольца Остальные компрес- сионные кольца Масло- съемные кольца
1 Компрес- сионные кольца , Маслосъем- ные кольца 1 выше поршневого пальпа ниже поршневого пальца
с неохлаждаемыми поршнями
Дизель <150 0,125 0,075 0,04
четы- 150-225 0,15 0,10 0,075 0,05
такт- 225—300 0,005 D 0,003 D 0,175 0,125 0,10 0,075
ный >300 0,20 0,150 0,10 0,075
С охлаждаемыми поршнями
<150 0,10 0,075 0,04
150—225 0,125 0,075 0,06 0,05
225-300 0,005 D 0,003 D 0,150 0,100 0,075 0,05
>300 0,175 0,125 0,09 0,075
С неохлаждаемыми поршнями
Дизель <150 0,20 0,15 0,075 0,075
Двух- такт- ный 150—225 225—300 0,006 D 0,003 D 0,225 0,275 0,175 0,225 0,10 0,11 0,10 0,11
>300 0,325 0,275 0,125 0,125
С охлаждаемыми поршнями
<150 0,175 0,125 0,075 0,075
150—225 0,005 D 0,20 0,15 0,075 0,075
225—300 0,003 D 0,25 0,20 0,10 0,10
>300 0,30 0,25 0,125 0,125
300
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Расчет поршневого кольца с равномерным
распределением давления на стенку цилиндра
1. Задаемся: радиальной толщиной кольца
высотой кольца
h = (0,7 -г-1,0) Ь;
зазором в замке в свободном состоянии
/ = (34-3,5) Ь;
зазором в замке после установки в цилиндр
с = (0,004 4-0,006) D.
2. 'Определяем деформацию замка в рабочем состоя-
нии
/'=/ — с.
3. Определяем напряжение изгиба в сечении, проти-
волежащем замку, в рабочем состоянии
а' = ^~Е Ъ-^ • / = 35 000 , п 1 . - £ кГ/см2', (56)
азг Зл (D — fe)2 D \я о '
при условном модуле упругости Е = 825 000 кГ/см,2.
Фиг. 99. Зависимость удельного давления
поршневого кольца на стерку цилиндра
от диаметра цилиндра.
4. Определяем величину удельного давления на
стенку цилиндра
°изг
р=~г
/_ь_у
кГ/см,2.
'-4,
5. Определяем деформацию кольца при одевании на
поршень, учитывая искривление окружности, по фор-
муле
f"=8b-f.
6. Определяем напряжение изгиба при одевании
кольца на поршень
<зг = 350000 ~
/ !) \2 л
V + 1
кГ 1см*\
(57)
в среднем о’изг = 1300 — 1800 кГ!см2-, а"зг =
= 2000 — 2500 кГ[см2-, р = 0,5 — 1,0 кГ[см,2 (для дви-
гателей с малым диаметром цилиндра ра доходит до
2,8 кГ)см,2).
Зависимость р от диаметра цилиндра для различных
типов колец см. на фиг. 99.
4. ПОРШНЕВОЙ ПАЛЕЦ
Наибольшее распространение получили плавающие
поршневые пальцы (подвижные в бобышках поршня
и в поршневой головке шатуна), меньшее — закре-
пленные в одном из сочленений.
Поршневой палец подвергается воздействию сил
переменных по величине (двухтактные двигатели),
а часто как по величине, так и по направлению (четы-
рехтактные двигатели). Эти силы подвергают поршне-
вой палец переменному изгибу и овализации. Мате-
риал пальца работает на усталость.
Недопустимая овализация поршневого пальца -мо-
жет приводить к трещинам в бобышках поршня и к про-
дольным трещинам в стержне шатуна. Для повышения
износоустойчивости и прочности пальцы изготавли-
ваются с вязкой сердцевиной и твердой поверхностью
(цементированные и закаленные стали 15,15Х и
20ХН, с поверхностной закалкой т. в. ч. стали 40,
45, 45Х и 40ХЙ или азотированная сталь 18ХНВА.
Для повышения усталостной прочности наружная
поверхность пальца, а иногда и внутренняя тщательно
полируются.
Расчет поршневого пальца
1. Напряжение в поршневом пальце от изгиба имеет
максимальное значение в середине длины пальца и
определяется по формуле (расчетная схема на фиг. 100)
_ Mm ах Р
Отах---=
(Z+ 26-1,5а)
1,2(1 —а4)
кГ/см2,
(58)
где I — рабочая длина пальца;
Ъ — расстояние между бобышками;
а — длина поршневой головки шатуна:
d — наружный диаметр пальца;
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ ОРГАНЫ
301
а = — — отношение внутреннего диаметра пальца
к внешнему;
Р — расчетное усилие. 1
2. Касательные напряжения в поршневом пальце
под действием максимальной срезывающей силы, при-
ложенной к сечениям, лежащим между бобышкой и
головкой шатуна
0,85 Р ( 1 + а+а2 \
( 1 - а4 J (")
3. Линейное увеличение горизонтального внешнего
диаметра в средней части пальца определяется по фор-
муле
Л ЛО / 4 _L а \3
Admax=-^ ЬтМ [1,5 + 15 (а-0,4)3]. (60)
4. Напряжения на внутренней поверхности поршне-
вого пальца, возникающие от овализации его попереч-
ного сечения, определяются, как для кривого бруса,
подформуле
„ = _L Го 174 (1 + 2а)(1 + а) 0,636
Id |_и’ (1-а)!а 1 —а
X [1,5 —15 (а-0,4)3] кГ/см*.
(61)
Данные о поршневых пальцах некоторых дизелей
приведены в табл. 27.
Таблица 27
Данные о поршневых пальцах некоторых дизелей
Марка двигателя d, см В о Напряжения, ХГ/СЛ12 Деформация ова- лизации пальца А мм
сттах а X
248,5/11 30 0,566 1345 717 982 0,016
4410,5/13 40 0,625 954 697 1195 0,036
6ЧН12/14 42 0,590 1680 — 1010 0,04
44Н15,5/20,5 60 0,617 1035 — 815 0,05
6418/22 75 0,560 567 755 480 0,03
2Д19/30 70 0,286 972 405 —1 —
6423/30 без учета ребер_ 90 0,700 1210 730 1810 0,13
6ЧСПН25/34 105 0,476 866 1430 499 0,012
6ЧН36/45 675 1205 — 0,086
ГЛАВА V
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ ОРГАНЫ
1. КЛАПАНЫ
Обозначения (см. также фиг. 101):
d — диаметр горловины;
< — полный подъем клапана;
г'о — число впускных или выпускных клапанов одного
цилиндра;
Еп — площадь поршня;
Ст — средняя скорость поршня;
D — диаметр цилиндра.
Основным размером, определяющим пропускную
способность клапана, является d. Чрезмерное увели-
чение размеров клапанов, однако, неэффективно из-за
торможения потока газа между клапанами и стенками
цилиндра, а в некоторых случаях и из-за взаимных
помех. Кроме того, увеличение размеров клапанов мо-
жет привести к ослаблению крышки цилиндра.
Обычно в крышках с двумя клапанами отношение
лежит в пределах 0,32 <-^- <0,42, а с четырьмя
d
клапанами — 0,27 < — <0,35. При двух клапанах
крышки конструктивно получаются проще, чем при
четырех, но в последних удается получить большие
проходные сечения и, кроме того, клапаны меньших
размеров оказываются динамически и термически
менее нагруженными. Поскольку размеры выпускных
клапанов в меньшей степени влияют на наполнение
цилиндра, их нередко выполняют меньших размеров:
0,75 < < 1(о.
denycK
Подъем клапана выбирается в пределах 0,24 <-^ <3
<0,32. Большие подъемы ухудшают динамику привода,
4
<*2
Фиг. 101. Клапан.
практически не увеличивая пропускной способности
клапана.
302
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Конструктивные соотношения в среднем берутся
в пределах
1 < А < 1,2; 1,05 < А < 1,Г, 0,17 < А < 0,23.
d “1 “
Пропускные сечения в клапанах проверяются по
условному (в предположении неразрывности потока)
значению средней скорости газа
С = А-Ст, (62)
где для горловины клапана
4 ’
для щели клапана при его максимальном подъеме
/ = ndhK cos а. (63)
Обычно а = 45°; для впускных клапанов иногда
а = 30°.
В среднем для дизелей без наддува скорость газа ле-
жит в пределах
45 < С < 75 м/сек.
В выпускных клапанах допускаются увеличенные зна-
чения скорости до 100 м/сек. Повышенные гидравли-
ческие потери в клапанах при высоких скоростях для
обеспечения нормального наполнения могут быть
скомпенсированы за счет наддува. Поэтому при наддуве
могут быть допущены значения С до 100 м/сек также
и для впускных клапанов.
Для уточненного расчета средней скорости газа с уче-
том периода и закона открытия клапана
/ = 2т]у dhK cos а, (64)
где т] — коэффициент полноты кулачка, см. формулу
(70);
у — угол действия (номинальный, без учета его
уменьшения за счет зазора в приводе) рад,
см. фиг. 103.
При составлении формул (63) и (64) предполагалось,
что расчетным сечением является боковая поверхность
усеченного конуса с образующей аЬ, перпендикулярной
потоку. В ряде руководств в основу расчета берется
сечение с образующей ас. Подобное усложнение не
оправдано, поскольку весь расчет, в котором не учи-
тываются важнейшие гидродинамические факторы,
имеет достаточно условный характер.
2. КЛАПАННЫЙ ПРИВОД
Рассматривается наиболее типичная схема привода
(фиг. 102). Основные положения имеют общий характер.
Передаточное число привода i есть
отношение скоростей ведомого и ведущего звеньев —
скорости клапана vK к скорости толкателя vT
VT
i зависит от положения привода — пути клапана
для тех случаев, когда изменения i невелики, с до-
статочной практической точностью можно полагать
i = const.
Тогда пути
2^ = iz у
и касательные ускорения
wK — iwT.
Для привода (фиг. 102):
a cos <р
b cos ф ’
(65)
где <риф определяются для положения механизма при
Зазор £ в клапанном приводе зависит от теплового
состояния двигателя. На характер этой зависимости
существенно влияет конструкция двигателя. Обычно,
за исключением двигателей с воздушным охлаждением,
£ несколько убывает по мере разогрева двигателя.
Выбор регулировочных значений £, устанавливаемых
на холодном двигателе, должен гарантировать наличие
некоторого минимального зазора в приводе при любом
режиме работы. Зазор может устанавливаться и заме-
ряться между клапаном и коромыслом £к или между
толкателем и затылком кулачка Sy'
Zk~ I Zt'
Регулировочный зазор (для холодного двигателя) •
обычно устанавливается в пределах Зч-5% от hK,
причем бдльшие значения относятся к верхнему рас-
пределению (по признаку расположения кулачкового
вала). В расчет динамики клапана следует принимать
наибольшее значение зазора на работающем двигателе,
соответствующее для двигателей с жидкостным охла-
ждением режиму холостого хода (наименьшей тепло-
вой нагрузке): 0,02<^к//гк < 0,04. При этом предпо-
лагается, что при наибольшей нагрузке остается зазор
не менее 1% от hK-
В особых случаях, например при воздушном охлажде-
нии и нижнем распределении, £ при разогреве растет.
Тогда для холодного двигателя устанавливаются мини-
мальные, технологически обеспечиваемые, значения
£, а действующие значения £ при полной нагрузке
(они же и расчетные) могут превосходить
Ск — 0,1 hK.
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ ОРГАНЫ
303
Приведение масс
Для упрощения расчета привода на прочность, рас-
чета пружин и др., реальные распределенные массы его
элементов заменяются одной или несколькими сосредо-
точенными массами. Основной принцип приведения —
кинетическая энергия привода — до и после приведе-
ния остается неизменной.
Обозначения см. фиг. 102:
пгтОл — масса толкателя;
пшт — масса штанги;
тпр — масса пружин клапана;
ткл — масса клапана;
Jkop — момент инерции коромысла относительно оси
его качания;
70? к — масса привода, приведенная к клапану;
— масса привода, приведенная к толкателю;
тк0;, — масса коромысла, приведенная к клапану.
JKOp определяется путем разделения коромысла на
ряд элементов и замены последних приближенно экви-
валентными им элементами простейшей формы, тогда
Фиг. 103. Кулачок.
Jnop — +
(66)
где Ji — момент инерции элемента относительно оси,
проходящей через его центр тяжести и парал-
лельно оси качания коромысла;
т, — масса элемента;
Qi — расстояние центра тяжести элемента от оси
качания коромысла.
Если элементы достаточно малы, то членом можно
пренебречь.
Jkop ,пг,х
ткор— • (67)
Приведенную к клапану массу пружины принимаем
.. 1 ,
равной — тПр- Массу штанги приближенно заменяем
1
двумя, равными у пгшт и сосредоточенными на ее кон-
цах — е и с.
Тогда
1 Ь2
= ткл + ~2~ тпр + ткор + "2^5 тшт +
, 1 / ,1 \
"Т -jp- I ттол ~г~2~ тшт I >
эдт=£2длк.
(68)
(69)
3. ПРОФИЛИРОВАНИЕ КУЛАЧКОВ
Обозначения (см. также фиг. 103 и 104):
ык — угловая скорость кулачкового вала;
Р — угол поворота кулачкового вала;
t — время;
£ — зазор;
z и h — текущий и полный подъемы толкателя, отсчи-
танные от основной окружности (в условном
предположении £ = 0);
v и iv — скорость и ускорение толкателя;
у — номинальный угол действия;
Д — угол вставки;
Ра — мертвый угол.
В настоящем параграфе индекс Т при z, h, v, w
и др., введенный в п. 2, для простоты опущен. Скорости
v и ускорения iv, направленные в сторону подъема кла-
пана, считаем положительными.
Типы кулачков
Применяемые обычно кулачки характеризуются за-
данным законом образования профиля, большею частью*
выпуклого, составленного из ограниченного числа
участков дуг окружности и прямых. Более сложные
профили, построенные по заданным законам движения,
не дают практических преимуществ, компенсирующих
их нетехнологичность. Также из-за нетехнологичности
редко применяются вогнутые профили, несмотря на
известные преимущества в части их полноты.
Скорость посадки клапана
Скорость посадки клапана на седло, равная скорости
удара в начале движения, vaK существенно влияет на
износ клапанных седел
vaK — iva*
,304
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Допустимые значения скорости vaKg для седел из
чугуна иакд = 0,3 4-0,4 м/сек, бронзы vaKg = 0,4 -=-
н- 0,5 м/сек, стали иакд = 0,5 4- 0,6 м/сек-, стали,
стеллитированных иакд — 0,7 4-0,8 м/сек. Если на
участке 1—2
w = const =
то
^=^2^1 ? •
Последней формулой приближенно, но с достаточной
для практики точностью, можно пользоваться и для
других применяемых профилей, когда
w ф const.
Полнота профиля оценивается коэффициентом пол-
ноты
V
Ыр
П = РО)
Для кулачка с постоянными ускорениями
болического)
А . 4—2<р 0
" Y 3 у ’
и при А = О
где
(пара-
(71)
(71а)
(72)
ц зависит, главным образом, от соотношения <р между
характерными • углами профиля, иногда называемого
фактором профиля, — и — .В меньшей степени ц зави-
сит от закона образования профиля. Для практически
применяемых профилей можно, не делая большой
ошибки, определять ц по формуле (71).
Во всех случаях, при крутых профилях (большие А, '
малые р2), обеспечивающих высокую полному, динами-
ческие условия работы клапанного привода ухудша-
ются — растут и и ш. При этом увеличение А приводит
к одновременному росту и положительных, и отрица-
тельных w, в то время как при уменьшении р2 растут
только положительные w, а отрицательные убы-
вают. Обычно
Гармонический кулачок
Гармоническим кулачком называется выпуклый ку-
лачок, образованный из дуг окружности в сочетании
с плоским толкателем. При некотором смещении оси
последнего вдоль кулачкового вала достигается непре-
рывное проворачивание толкателя при работе, способ-
ствующее равномерности его износа.
Обозначения см. фиг. 103 и 105.
Геометрия профиля'.
• Г> • г.
sin р2 =--=— sm 0;
о— Г2
обычно
г
cospa=l — — ;
Г1 = г+ех;
г2 = г-|-Л—е2;
_ е2 —0,5 h .
Cl <?2 (1— cos0) — h г'
_ ех —0,5 h______ ,
2 (1 — cos0) — h ’
5 < -~ < 15; 2 < — < 5;
h е2
4- > 2; > 0,2.
h h
Фиг. 105. Гармонический кулачок.
Диаметр тарелки толкателя, необходимый для обес-
печения соприкосновения тарелки толкателя с кулач-
ком в любом положении по всей образующей в его бо-
ковой поверхности
Dmap — 2
/2 . г„ / b \2
eism ₽2 + [eo + -rj ,
где е0 — осевое смещение кулачка.
Кинематика профиля (фиг. 106):
участок 1—2:
или приближенно
о < р < р2;
z = ej (1 —cos Р);
v = co^.ej sin Р;
ш = со2е1 cos Р;
Га=сок₽1 sin ра.
при
участок 2—3:
va ™ V2g ;
Р = 0 w = w = со2 е :
1 л 1
Ра < Р < 0,
z = h — ег [1 — cos (0 — р)];
р = соке2 sin (0—Р);
w= -®ке2 cos (6 —Р),
(73)
(74)
(75)
(76)
(77)
(78)
(79)
(80)
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ ОРГАНЫ
305
ИЛИ
^ = ®к (h — e2-z);
при [3 = 0
2
w = w =— ш е
3 к 2
Указания к проектированию. Свойства кулачка
регулируются размерами е± и ег.
При этом большим ej/e2 соответствуют меньшие <р
(_ «9 \
приближенно <р «=< —т=— , следовательно, им соот-
е1 + е2/
Фиг. 106. Диаграммы z, a, w
гармонического кулачка.
или
ветствуют полные профили высокой крутизны, характе-
ризующиеся одновременно повышенными динамиче-
скими нагрузками на привод. Наибольшие значения
et ограничиваются условием vaK < vaKg. Наименьшие
е, определяются конструктивной возможностью раз-
вития г, растущего с уменьшением ev При практически
приемлемых значщгйях г возможности уменьшения
et оказываютсщвесьма ограниченными, поэтому гармо-
нический кулачок обычно характеризуется малым <р.
Гармонический кулачок, как правило, выполняется
без вставки (Д — 0).
С другой стороны, следует иметь в виду, что чрезмер-
ное уменьшение значений разности £ — е (и соответ-
ственно va) приводит к росту угла ф, т. е. к значитель-
ным колебаниям фаз газораспределения при изменении
нагрузки двигателя.
Установив е, определяем |За, va, ф, е и го:
cos = 1---------—— ; (82)
ei
иа = (юке1 sin ра; (83)
«4-^; (84)
Z va
sin Ра _ С .
sin.-Цэ 1 — cos ф ’
Va
с о =-----—г = ei
сок sin ф
Фиг. 107. Корригирование
гармонического кулачка.
Корригирование гармонического кулачка
При проектировании гармонических кулачков для
быстроходных двигателей нередко оказывается трудно
или невозможно уложиться в допустимые значения
вак. В этом случае может применяться корригирова-
ние — исправление начальной (и конечной) части про-
филя. При этом (фиг. 107) начальный участок профиля
очерчивается радиусом гп, меньшим, чем г1т а затылок
кулачка выполняется смещенным внутрь от начальной
окружности на величину ё
vaxd
(81)
Этим обеспечивается
van < vand-
z, v и и> при движении по участку, очерченному г0,
могут быть подсчитаны по формулам (74), (75) и (76),
в которых вместо et следует подставить е0 и угол 0
отсчитывать от точки сопряжения затылка кулачка
с дугой радиуса г0-
Диаграммы z, v, w для начального участка корриги-
рованного профиля даны на фиг. 108. Другие способы
корригирования — см. [3].
Тангенциальный кулачок
Обозначения (см. на фиг. 109).
Геометрия профиля-
, п ег г. Zi , 0
1^=7ТГ31П0=7+7С^Т;
20 Заказ 1630.
306
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
с“₽--‘~7+ЬГ'
h . •
е~~ 1—cos 0 ’
r2 = r-|-/i—е2.
Фиг. 109. Тангенциальный кулачок.
Обычно
> 1,5; 0,8 < -т-< 1,5 (для грибка 2 < -2- < 5 | ;
h ’ п у п у
^->0.3.
« п
Кинематика профиля (фиг. 110):
участок 1—2:
0 < ₽ < ₽2,
z==(r+e)(^K“1); (86)
(87)
2/1 X 2» COS2 Р /оо\
u;=fflK(r + Q) cos3p- , (88)
Pa = WK (r+Q)
sin pa
COS2 pa ’
(89)
или, приближенно,
при p — 0
va=a>K /2 (г+q)
Фиг. 110. Диаграммы z, v, w
тангенциального кулачка.
02<₽<в;
участок 2—3:
н = соке2 sin (0 — Р) j^l + C0S ;
- ®ке2 [cos (0- ₽) + ^----
здесь
А=-£-;
гг + е
? = /1 —A2 sin2 (О —Р) ;
при р = 0
w = w =— со° е (1 +%).
3 к 2 4 1
(90)
(91)
(92)
Для А < 0,5 приводим приближенные формулы:
z = Г1 + A cos (0 -Р)--------A2 sin2 (0 -Р)
л
—(г+q); (90')
Г 1 р=соке2 sin(0 — Р)A sin 2 (0 — Р) ; (91а)
w = — со® е2 [cos (0 —Р) + А cos 2 (0 — Р)] (92')
Тангенциальный кулачок нередко применяют в соче-
тании с рычажным толкателем и роликом.
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ ОРГАНЫ
307
Формулы для расчета кинематики прямолинейно
движущегося толкателя в этом случае дают суще-
ственную погрешность.
Аналитический метод расчета кинематики клапанного
привода с рычажными толкателями подробно изложен
в [1]. В связи с известной громоздкостью этого метода
здесь может быть использован графоаналитический
метод расчета, основанный на замене кулачного меха-
низма эквивалентным четыре хзвенником (раздельно
для каждого участка профиля) с последующим по-
строением планов скоростей и ускорений для ряда зна-
чений р.
Определение скоростей и ускорений методом графиче-
ского дифференцирования диаграммы путей дает боль-
шую погрешность, особенно в определении ускорений
и поэтому не может быть рекомендовано.
Указания к проектированию. Свойства кулачка
регулируются фактором Г •
г -4- о
При этом большим —соответствуют меньшие
значения фактора профиля <р. Наибольшие значения
г + о
—~ ограничиваются условием van < vaKg. Однако
при роликовом толкателе существенное развитие фак-
г + о
тора •—конструктивно затруднительно, поэтому
тангенциальный кулачок с роликовым толкателем нор-
мально характеризуется большим <р, доходящим до 0,5.
В связи с этим для повышения полноты профиля
здесь часто применяется вставка значительного угла Д.
Корригирование тангенциального кулачка
Обозначения даны на фиг. 111, а общие соображе-
ния—на стр. 305. По сравнению с гармоническим тан-
Фиг. 111. Корригирование танген-
циального кулачка.
генциальный кулачок, обычно отличающийся меньшим
<р, значительно реже нуждается в корригировании.
При выборе е исходим из условия
2
иакд
а2 (r+е)
(93)
затем определяем f)a, va, ср, ео, го."
cos ра = 1-------—;
'•з + q + S
=«к (г+о) 2сочсз°в~ V'2 ('• -w (S -е);
COS ра
Ф~Ра _ 8 .
2 (r + e)tgPa ’
(Го + е) tg Ра .
Sin (ф— Ра) ’
го = ео+г — е.
Для расчета кинематики переходного участка могут
быть использованы обычные формулы для выпуклого
кулачка с роликовым толкателем [1, 13, 14].
4. КЛАПАННЫЕ ПРУЖИНЫ
Обозначения (см. также фиг. 112):
Фиг. 112. Пружина.
I — высота пружины; Zo и 1СЖ соответственно
в свободном и сжатом до отказа состояниях;
t — шаг навивки;
h — подъем клапана;
Zp, in — соответственно рабочее и полное или строи-
тельное число витков;
пс — собственное число колебаний пружины в ми-
нуту;
пк — число оборотов кулачкового вала в минуту;
Q — вес активной (рабочей) части пружины;
Р — усилие;
/ — деформация;
с — жесткость;
G — модуль упругости 2-го рода;
т — напряжение кручения;
тт — наибольшее касательное напряжение;
т—1 — предел выносливости при симметричной на-
грузке;
ts — предел текучести;
ах — размах (удвоенная амплитуда) напряжений;
од — допускаемый размах напряжений;
<р и е — статический и динамический коэффициенты
запаса, соответственно.
20:
308
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
(94)
(95)
Индексы 1 и 2 обозначают соответственно состояния
при закрытом и полностью открытом клапане.
Основные расчетные формулы:
in ip— 1,5 — 3,
__ I — (in — ip — 1) 6 — 2% _
ip
обычно и = —;
4
Z — (in — 1) б -f- 2% + Дip',
1сж = (in— 1) 6+2%;
1сж + Дг^р!
в среднем Д, «а 0,36;
11 —
lo = ii + /i!
/2 = ft + — i%\
8ipD3 !’
8 D D.
T=--------Tg- P,
Jt 63
тв = 4т;
4m — 1 0.615 .
4m —4 + m ’
D
_ P G 64
C~ f ~ 8iPD* -
Формула (99) справедлива для случая чистого кру-
чения, когда т = оо. При конечных т жесткость умень-
шается. Поправочный коэффициент
. , 1 1
9 1 + 2т 2m2 ‘
(96)
(97)
(98)
(99)
(100)
В практике обычно 8 < m < 10, тогда в среднем
q 1,05. Для того, чтобы пе вводить в расчет 7, здесь
и ниже для G берутся условные значения, уменьшен-
ные против действительных примерно на 5%.
«. = 2970 1/4- = 2,38- 10’ Vg =
7,5 10’ т кол
/ мин
Для клапанных пружин, в среднем
Тогда
(101)
G = 8000 кГ/мм1.
^ = 21,3-10’^52 = 8400 4--^. (102)
ipD2 f мин '
В формулах (101) и (102), размерность G, г дана в
кПмл1; Q — в кГ', 6, D, f — в мм.
Резонансный коэффициент запаса:
аа = —;---
° фе
р = -с-;
«к
(’х~ Та — — ^2’,
j/ J_______
\ Тз Т~1
\ ф фв
2-,
(ЮЗ)
(104)
(105)
или, полагая коэффициенты запаса е = 1,2 и <р = 1,4;
ад^ 1,2 T_j
/ т2 — 0,6 T-j Л'
I 0,72 Ts —0,6 T-j I
(105а)
Для термообработанных (закаленных и отпущенных)
пружин из высококачественной легированной пружин-
ной проволоки t_j «а 20 кГ/мм2', ts 110 кГ/мм2.
В этом случае ад может быть определен по прибли-
женной формуле
«а~ 24,5— 0,005 (т2—10)2 кГ/см-, (106)
где т2 дано в кГ/мм2.
Запас на продольную устойчивость:
__ (f^npum
И-------f
12
(107)
где
Фиг. 113. К определению запаса устой-
чивости.
Изображенная графически зависимость Р от / по
формуле (99) называется характеристикой пружины.
На каждый клапан обычно действует одна или две пру-
жины. В последнем случае их характеристики сумми-
руются.
На фиг. 114 0'2 и О”1 — характеристики отдель-
ных пружин. O'DE — суммарная характеристика и |
ОЕ — эквивалентная характеристика. i
Фиг. 114. Построение характеристик пружин.
Усилия, развиваемые пружинами, должны обеспе-
чивать силовое замыкание клапанного привода — его
неотступное следование за профилем кулачка, и для
этого должны превосходить силы инерции привода,
развиваемые при движении по участкам профиля с от-
рицательными ускорениями (участки 2—3 и 3*—2* на
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ ОРГАНЫ
309
фиг. 103), где силы инерции направлены в сторону от-
рыва привода от кулачка.
Это условие записывается
Р > — a^KwK, (108)
где а — коэффициент запаса.
Для обеспечения надежной и плотной посадки кла-
пана в седле начальный натяг пружины
Л d2
РГ>-±Р, (109)
6 и ip. При этом 6 должно быть округлено в соответ-
ствии с сортаментом ГОСТ, а гр — с точностью до
Пз витка.
Обычно
~~ <10; 5 < ip < 10.
После округления значений S и ip должен быть про-
веден поверочный расчет для уточнения величин а,
Р, т2, ах, ад, —, h, Р и всех необходимых для построе-
где — выражается в см (см. фиг. 101), р = 0,5 кГ/см2,
и для впускных клапанов двигателей с дросселируемым
впуском р = 0,8 кГ/см"-.
У дизелей с газотурбинным наддувом при определе-
нии р для определения затяга пружины выпускного
клапана должно учитываться давление импульса вы-
хлопа из соседних цилиндров.
Указания к расчету. Строится диаграмма (см.
фиг. 114): ординаты — значения — а wK, где,
в среднем, 1,3 < а < 1,6; абсциссы — пути клапана.
Отмечается точка С, отвечающая минимальным значе-
ниям Р, согласно ф-ле (109). Приводится эквивалентная
характеристика ОЕ, которая должна либо коспуться
сверху кривой ав, либо пройти через точку с, если
силы инерции малы. При этом для получения малогаба-
ритных пружин рекомендуется принимать
Фиг. 115. К определению тг-
/а
йк
Эквивалентная характеристика разбивается на со-
ставные так, чтобы
У = р
2 2
2ci=c-
(ПО)
Если на клапан действуют две пружины, то рекомен-
дуется
Р>0,6Р„ .
2 2
Для выравнивания числа витков целесообразно,
чтобы деформация наружной пружины несколько пре-
восходила деформацию внутренней
/ »
h > \-
Диаметры D задаются конструктивно. Обычно для
наружной пружины 0,7 < < 0,8, где d — диаметр
горловины клапана. Диаметр внутренней пружины
берется на (0,2 -=- 0,25) d менее, с тем, чтобы обеспечить
необходимый зазор между пружинами.
Из характеристик берутся для каждой пружины зна-
р
чения Р^ и с — . Значения Тг выбираем так, чтобы
‘2
—~> 1 — см. формулы (105) и (105а) или (106). Обычно
35 < т2 < 55 кГ/мм2;
при этом желательно, чтобы fl > 10 (см. формулы (101)
или (102) и (103). Если для расчета ад применяется фор-
мула (105а), то наибольшее допустимое Та, отвечающее
аг = аЭ, может быть взято из фиг. 115. По формулам
(96) и (97), подставляя Р = Рг, т = т2, определяем
ния пружины размеров. Поверочный расчет может быть
уточнен учетом срезывающих напряжений. В этом
случае: определенное по формуле (98) тт подставляется
в формулы (104) и (105) вместо т», причем в последней
принимается <р = 1,4; е = 1,2 и пс рассчитывается
по формулам (101) или (102), выраженным в функции
от с и Q или от 6, ip и D, но не от т и /.
5. РАСЧЕТ КЛАПАННОГО ПРИВОДА
Силы в клапанном приводе
Обозначения:
Р — проекция действующего уси-
лия па направление движения
точки его приложения.
Индексы Т, е, с, к—даются соответственно точкам
приложения сил (см. фиг. 102)
и ставятся па первом месте;
Индексы п, g, j — даются в соответствии с про-
исхождением усилпй: п —
от пружины; g — от давления
газов; j — от сил инерции
и ставятся на втором месте;
без 2-го индекса — суммар-
ное усилие.
Силы трения в дальнейших расчетах не учитываются,
за исключением сил трения между кулачком и плоским
толкателем.
Рт = РТп + РТ8-Ртр (111)
Ртп-^Г’ (112)
где Ркп — берется из расчета клапанных пружпн;
i — передаточное число клапанного привода
(см. п. 2)
(ИЗ)
ЗЮ
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
где PKg учитывается только для выпускного клапана;
в начальный момент его открытия, приближенно
л/
PKg — —£-(Pe — 1), (114)
где — диаметр тарелки клапана (фиг. 101);
Рв — давление газов в цилиндре в начале выпуска—
берется из индикаторной диаграммы.
В двигателе без наддува
Рв«=<4 и- 5 кГ/см1-.
При дальнейшем движении клапана до н. м. т. поршня
текущее значение силы давления газов на клапан может
енределяться по приближенной формуле
<,,5>
где р — текущее зпачепие угла поворота кулачкового
вала (фиг. 103);
рв — угол опережения выхлопа по кулачковому
валу.
Для Р > Рв полагаем Phg р = О
P.Tj = - ~ • (И6)
При определении усилий Р в сочленениях учиты-
ваются соответствующие передаточные числа; при
определении Pj принимаются во внимание только
массы звеньев, расположенных между рассматриваемым
сочленением и кулачком включительно.
Для привода (см. фиг. 102):
Усилие между клапаном и коромыслом
Р к — Р ип + Png Р к) ,
где
I 1 \
Рк;----(токл~}-—2~ j WK‘
Усилие между коромыслом и штангой
5С = ^-,
cos ф
где
Рс —— + Рк£,’ + ("гкл + ’'2~ тпр + "гк0-р j Wk
Усилие между толкателем и штангой
где
Se=—— ,
cos <р
Ре = Рт ттолмт.
(117)
(118)
(119)
Боковая слагающая усилия Se А оси толкателя
(?e = Petg<p. (120)
Нормальное усилие между кулачком и толкателем
рт
ST = —— ,
J cos е
(121)
где s — угол между ST и Рт.
Для плоского толкателя е = 0, но усилие ST сме-
щено относительно осп толкателя па величину as,
достигающую наибольшего значения при р = р2,
°®тах = ех sin Ра. (122)
где ej, р2 — см. фиг. 105.
Боковая, составляющая усилия кулачка на ролико-
вый толкатель, ± оси толкателя
QT = PTtge. (123)
То же для плоского толкателя, от сил трения
QTf = tP-r, (124)
где коэффициент трения для смазанных поверхностей
может быть принят f = 0,05.
В общем случае расчет проводится для ряда последо-
вательных положений угла р. Для рассмотренных
выше кулачков, составленных из дуг окружностей, обыч-
но достаточно ограничиться расчетом в следующих
расчетных положениях:
первое расчетное положение (1-е р. пол.) — начало
подъема клапана (номинальное), точка 1 (см. фиг. 104);
второе расчетное положение (2-е р. пол.) — конец
участка 1—2 (ш > 0, перед моментом перемены знака
w), точка 2;
третье расчетное положение (3-е р. пол.) — конец
подъема клапана, точка 3.
Кулачковый вал
Расчет ведется на изгиб и кручение силами, дей-
ствующими со стороны клапанного привода. Если от
кулачкового вала приводятся в действие другие агре-
гаты, их влияние должно быть учтено. Часто от кулач-
кового вала приводятся топливные насосы — в этом
случае основная нагрузка определяется обычно послед-
ними.
Крутящий момент от отдельного клапанного привода
, vT
м*=~~ рт (125)
может быть изображен графически в функции Р; при
этом знаки Мк и VT совпадают (Р и сок, как и выше, отно-
сятся к кулачковому валу).
Крутящий момент Мк, действующий в расчетном
сечении, определяется графически (или табличным пу-
тем) в функции р, как сумма всех подведенных момен-
тов от клапанных приводов и прочих агрегатов, нагру-
жающих кулачковый вал. Расчетными являются экст-
ремальные значения Мк max и Мктщ-
Амйлитуда номинальных касательных напряжений
_ ттах— Tmin Мк max— -^ктт.
S =------2-----=-------2Й\------’ (126)
где и>х — момент сопротивления кручению.
Пренебрегая незначительным здесь влиянием асим-
метрии цикла, определяем запас прочности па круче-
ние
где — предел усталости на кручение для симмет-
ричного цикла;
кх — эффективный коэффициент концентрации
при кручении (с учетом формы и масштаб-
ного фактора).
распределительные органы
311
Для определения напряжения изгиба кулачковый
вал рассматриваем как разрезную балку с опорами
посередине его подшипников.
Для расчетного сечения определяем действующие во
взаимно перпендикулярных координатных плоскостях,
проходящих через ось кулачкового вала, а затем гео-
метрически суммируем изгибающие моменты от всех
клапанных приводов и других нагрузок, если таковые
имеются, приходящихся на рассматриваемый пролет.
Если крайнее звено клапанного привода выполнено
в виде рычага, то при выборе координатных плоско-
стей часто оказывается удобным одну из них провести
параллельно осям цилиндров. При прямолинейно дви-
жущихся толкателях одну плоскость проводим через
их оси, вторую перпендикулярно им. В первой плоско-
сти действуют изгибающие моменты Мр от сил Рт со
стороны клапанных приводов и Р — от составляющих
нагрузок другого происхождения, например от плун-
жеров топливных насосов. Во второй плоскости дей-
ствуют моменты Л/q от соответствующих сил От и О.
Суммарный момент
Ми = ]/’М2 + М2_ (128)
Расчетные сечения совпадают с положениями кулач-
ков, являющихся местом приложения сил. При этом
местные усиления кулачкового вала кулачками не учи-
тываем, условно определяя момент сопротивления из-
гибу Wu для свободных участков вала. Для рассчиты-
ваемого кулачка наибольшие нагрузки соответствуют
обычно его первому расчетному положению. Нормально
отношение экстремальных значений изгибающего мо-
мента — u min весьма невелико, поэтому, приближенно,
А1 и шах
можно рассматривать цикл нагрузки, как пульсиру-
ющий. Тогда
Оц;= м„тах (129)
гг и
и запас прочности на изгиб
где по — предел усталости на изгиб пульсирующего
цикла;
кд — эффективный коэффициент концентрации при
изгибе (с учетом формы и масштабного фактора).
Условно полагая циклы изгиба и кручения синфаз-
ными, определяем общий запас прочности
па пх
(131)
Наименьшие допустимые значения запаса прочности:
для углеродистых сталей по = 2;
для легированных сталей по = 3;
обычно по = 4 4- 6.
Расчет жесткости ведется также условно, без учета
местных усилений. Расчетные силы — те же, что и при
расчете на прочность. Деформация изгиба нормально
не должна превышать 1 % от подъема толкателя. Угол
закручивания наиболее удаленного от распредели-
тельной шестерни кулачка не должен превышать 1°.
Кулачок
Профиль кулачка проверяется на смятие силами ST по
формуле Герца:
(132)
где
Е — модуль упругости;
Ъ — ширина кулачка или ролика (наименьшая
из пих);
7?! и /?2 — радиусы сопрягаемых поверхностей.
Расчетными положениями являются:
1-е р. пол.; в этом случае для кулачка с плоским тол-
кателем 2?! = гх, /?2 = оо (см. фиг. 105); для танген-
циального кулачка 2?! = оо, /?2 = Q (см. фиг. 109);
3-е р. пол.; в этом положении наибольшие ст отвечают
малым оборотам, когда разгружающее действие сил
инерции может не учитываться, для кулачка с плоским
толкателем = г2, 7? 2 = оо; для тангенциального
кулачка Rt — г2, Кг = Q. Обычно для цементованного
и закаленного кулачка и толкателя
ст < 6 0004-10 000 кГ/см*.
В ряде случаев для наглядности а определяется для
всего профиля и результаты представляются графически
в виде векторной диаграммы (фиг. 116).
Фиг. 116. Векторная диаграмма напряжений
сжатия по Герцу на поверхности кулачка.
Направляющая толкателя
Расчет ведется на удельное давление от боковых сла-
гающих сил, действующих на толкатель.
Тангенциальный кулачок с роликовым толкателем
рассчитывается во 2-м р. пол.
Обозначения см. фиг. 117.
Равнодействующая боковых сил
Q Qo+Qt ,
(133)
где Qe и QT определяются по формулам (120) и (123).
Положительное направление для боковых сил может
быть установлено произвольно. После этого знаки Qe
и QT должны быть строго согласованы с взаимополо-
жением штанги, толкателя и кулачка, а для QTf, также
с направлением вращения кулачкового вала. QT может
312
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
быть определена по формуле
(134)
где м'к — см. формулу (125), а г, q, z2 — см.
циальный кулачок
а_
Qe + QT 1т'
При линейном распределении давлений по
ющей наибольшее давление
^г(1+6~г) •
танген-
(135)
образу-
(136)
<7шах =
Гармонический кулачок с плоским толкателем рас-
считывается в 1-м и 2-м р. пол. ,
Обозначения см. фиг. 118.
Здесь в формулы (133) и (135) следует вместо QT под-
ставить QTf, определенное по формуле (124).
Для 1-го р. пол. <7тах определяется по формуле (136);
для 2-го р. пол.
„ _ Q Л । q а , 6РТ max ..
Если направление моментов сил QT л Рт относительно
точки О совпадает, то перед последним членом фор-
мулы берется знак плюс, в противном случае — минус.
Обычно ?Шах < 30 кГ/см2.
Ось ролика толкателя
Ось проверяется на изгиб, срез и удельное давление,
для выпускного клапана в 1-м р. пол., для всасыва-
ющего — в 1-м и 2-м р. пол. Обозначения см.
фиг. 119.
Напряжение изгиба
STL
Напряжение среза
S гр
(139)
Удельные давления
с
91 = ТГ’ (140)
£
' <140а>
где Wu и F — момент сопротивления изгибу и площадь
поперечного сечения оси.
Аналогично рассчитываются оси рычага и его ролика.
Расчетные усилия So Sc 4- SK и SK, соответственно.
Обычно Си < 1000 4-1200 кГ/см2', тс < 600
4- 700 кГ/см2 и для подвижной опоры q < 200 4-
4- 300 кГ/см2;
для неподвижной опоры
q < 1200 4- 1600 кГ/см2.
Штанга
Если штанги взаимозаменяемы, то рассчитывается
наиболее нагруженная штанга выпускного клапана
в 1-м р. пол. При необходимости штанга впускного кла-
пана рассчитывается в 1-м и 2-м р. пол.
Расчетная сила Se.
Запас устойчивости стержня по Эйлеру:
л,-EJ . .
fc- SeLi , (141)
где Е — модуль упругости;
J — экваториальный момент инерции;
L — длина штанги.
Обычно к > 3.
Сферические наконечники (фиг. 120) проверяются
по Герцу:
а *= 0,388 1 / (4---ТгХ • (142>
I/ \ 2г Qi /
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ ОРГАНЫ
313
Обычно а < 15 000 25 000 кГ/см2.
При этом удельное давление
Ч 2
яе2
(143)
не должно превышать 1200 кГ/см2.
Коромысло клапана
Расчет ведется в 1-м р. пол. для выпускного и во
2-м р. пол. для впускного клапанов. Обозначения
см. фиг. 121.
Иц, F — момент сопротивления изгибу и площадь рас-
считываемого сечения.
Фиг. 121. К расчету коромысла и ударника клапана.
Для нахождения опасного сечения необходимо на-
метить и проверить ряд произвольно выбираемых сече-
ний.
Напряжение изгиба
_ 81
wu
Напряжение сжатия или растяжения
S cos ф0
о а й •
(144)
(145)
Здесь, для плеча коромысла со стороны штанги при-
нимают S = Sc; I = 1С- фо = Фе, а со стороны кла-
пана — S = SK; I = 1к', фо = фк.
Суммарное напряжение
Ос — ОиД-СТа-
(146)
Иногда осевая плоскость коромысла не совпадает
с плоскостью его качания; в этом случае необходимо
дополнительно учесть напряжения кручения.
Для углеродистых сталей обычно ас = 400 +
-г- 800 кГ/см2.
Для легированных сталей ос > 1200 кГ/см2.
УДАРНИК КЛАПАНА
Обозначения см. фиг. 121.
Рассчитывается наиболее нагруженный ударник вы-
пускного клапана в 1-м р. пол.
Расчетное усилие SK. По Герцу:
о = 0,388 . (147}
Обычно о < 15 000 -т- 25 000 кГ/см2.
ЛИТЕРАТУРА
1. »Авиационные двигатели. Справочник. М., Машгиз,.
1951. 244 с.
2. В а и ш е й д т В. А. Судовые двигатели внутреннего сго-
рания, конструирование и расчеты прочности. Л., Судпромгиз,
1957. 558 с.
3. Г е н д л е р Л. В. Проектирование кулачков для клапан-
ных приводов быстроходных дизелей. Сб. ЦНИДИ. Кн. 5.
М. — Л., Машгиз, 1948, с. 76—112.
4. Г е н д л е р Л. В. Проектирование клапанных пружин.
Сб. ЦНИДИ. Кн. 10. М. — Л., Машгиз, 1949, с. 3—24.
5. Дизели, справочное пособие конструктора. Под ред.
В. А. Ваншейдта. М. — Л., Машгиз, 1957, 442 с.
6. Иванченко Н. Н. Основные расчетные и конструк-
тивные параметры двигателей. Дизели конструкции ЦНИДИ.
Сб. ЦНИДИ. Кн. 2, М. — Л., Машгиз, 1947. с. 5—32.
7. Кинасошвили Р. С. Расчет прочности шатунов
авиационных двигателей. М., Оборонгиз, 1945, с. 70 (Труды
ЦИАМ К» 66).
8. Кинасошвили Р. С. Расчет поршневого пальца
авиационного двигателя. М., Оборонгиз, 1947, 13 с. (Труды
ЦИАМ М 119).
9. Кинасошвили Р. С. Расчет прочности коленчатых
валов рядных авиационных двигателей. М., Оборонгиз, 1945,.
С. 00—00 (ТРУДЫ ЦИАМ № 94).
10. Л е й к и н А. С. Концентрация напряжений в галтелях
коленчатых валов. «Вестник машиностроения», 1960, М 5, с. 20 —
25.
11. Либрович Б. Г. и Поздняков с. Н. Тепло-
вые двигатели. М. — Л., Главная редакция машиностроительной,
и автотракторной литературы. 1937. 367 с.
12. Львов Е. Д. Динамика поршневых двигателей. М.—Л.,
Главная редакция автотракторной литературы, 1936. 275 с.
13. Нейм.ан И. Ш. Динамика авиационных двигателей.
М., Оборонгиз. 1940. 667 с.
14. Н е й м а н И. Ш. Динамика и расчеты на прочность
авиационных моторов. Справочник. Т. 2. М.-Л., Госмашмет-
издат, 1939. 374 с.
15. .О р л о в П- И. Конструкция авиационных двигателей.
М., Оборонгиз, 1940. 667 с.
16. Орлин А. С. и др. Двигатели внутреннего сгорания.
Т. 2. Конструкция и расчет. М., Машгиз, 1962. 307 с.
17. Правила классификации и постройки морских стальных
судов. Госмориздат.
18. Решетов Л. И. Кулачковые механизмы. М., Машгиз,
1953. 426 с.
19. Рикардо Г.Р. Быстроходные двигатели внутрен-
него сгорания. М. —Л., Гострансиздат, 1932. 365 с.
20. Серенсен С. В.и др. Несущая способность и расчеты
деталей машин на прочность. М., Машгиз, 1963. 451 с.
21. Серенсен С. В. и др. Валы и оси. Расчет и конструи-
рование. М., Машгиз, 1959. 253 с.
22. С м о л ь я н и н о в Н. И. Профилировка кулачка по
заданным законам движения клапана при передаче движения от
кулачка к клапану через рычаг. Сб. М 4, М. — Л., Оборонгиз,
1938, с. 92.
23. Т а н а т а р Д. В. Дизели. Компановка и расчет. Л.,
Изд. «Морской транспорт», 1963. 440 с.
24. 9 н г л и ш К. Поршневые кольца. Т. 2. М., Машгиз,
1963. 368 с.
25. Машиностроение. Энциклопедический справочник. Т. 10,
М., Машгиз, 1948. 403 с.
26. К г е ш s е г Н. Das Triebwerk schnellaufender Verbren-
nungskraftmaschinen, Julius Springer, Vien, 1939, 136 S.
27. May г F. Ortfeste und Schiffsdieselmotoren, Julius
Springer, Vien, 1960, 330 S.
28. H e г r K. Die Bewegungsverhaltnisse an Steuernocken,
ATX. N 7, 8, 9, 18. 1934.
РАЗДЕЛ ШЕСТОЙ
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ГЛАВА I
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
1. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ И ТЕХНИЧЕСКИЕ
УСЛОВИЯ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ТОПЛИВОПОДАЮЩИХ СИСТЕМ
Топливоподающая система является одним из важ-
нейших элементов дизеля, в задачу которого входит
•обеспечение:
1) периодического впрыска топлива в камеру сгора-
ния в количестве, соответствующем нагрузке двигателя;
2) необходимого начала и продолжительности впры-
ска, определяющих наилучшиё эксплуатационные по-
казатели двигателя;
3) качественного распыливания топлива в объеме
камеры сгорания;
4) оптимального закона подачи (распределения то-
плива по углу поворота коленчатого вала двигателя
за период впрыска), наиболее благоприятного для тер-
модинамических показателей рабочего процесса.
Все указанные требования реально могут быть выпол-
нены при вполне определенных сочетаниях конструктив-
ного выполнения узлов и деталей, а также гидродина-
мических свойств топливоподающей системы.
В общем случае топливоподающие системы включают;
топливный бак (цистерну), топливоподкачивающую
помпу, фильтры, топливный насос высокого давления
(с приводом), форсунку, топливопроводы высокого
и низкого давлений.
Топливные насосы высокого давления и форсунки
В результате проведенных в ЦНИДИ, на Коломен-
ском тепловозостроительном заводе имени В. В. Куй-
бышева и ЦНИТА* работ по унификации, Государ-
ственный Комитет стандартов, мер и измерительных
приборов, взамен ведомственных стандартов ГОСТ
7745—55, ГОСТ 6890-58, ГОСТ 7743—55, ГОСТ
6891—58, утвердил стандарты «Насосы топливные ди-
зелей. Типы, основные параметры и технические требо-
вания» (ГОСТ 10578—63) и «Форсунки дизелей. Основ-
ные параметры и технические требования» (ГОСТ
10 579—63) со сроком введения их в действие 1/VII
1964 г. Эти стандарты распространяются на наиболее
широко применяемые топливные насосы высокого да-
вления с механически приводимым плунжером-золот-
ником и форсунки закрытого типа с гидравлическим
управлением подъемом иглы и могут служить базой
для разработки отечественного типажа топливной аппа-
ратуры дизелей всех назначений.
В соответствии с отечественной и зарубежной прак-
тикой ГОСТ 10578—63 в качестве основных параметров
* Центральный научно-исследовательский и конструкторский
институт топливной аппаратуры автотракторных и стационар-
ных двигателей.
для топливных насосов включает ход и диаметр плун-
жеров, пределы максимальной цикловой производи-
тельности и число плунжерных секций в агрегате,
а ГОСТ 10579—63 на форсунки — наибольший диаметр
распылителя, цикловую подачу и установочный диа-
метр.
Таблица 1
Основные параметры топливных насосов
с собственным кулачковым валом (тип 1) н без него
(тип 2) по ГОСТ 10578-63
Типы насо- сов Исполнения Ход плун- жера, мм Диаметр плунжера мм Пределы максималь- ной цикловой подачи см3/цикл Число плунжер- ных секций топлив- ного насоса
1 А Б В Г 8 10 12 16 (5); (6), (6,5); 7; 8; 8,5; 9; 10 (6,5); (7); 8; 8,5; 9; 10; 11; 12 10; 12; 13; 14; 16; (17) 13; 14; 15; 16; 17; 18 От 0,025 до 0,15 От 0,035 до 0,25 От 0,12 до 0,8 От 0,35 ДО 1,2 1, 2, 3, 4, 6, 8, 12 1, 2, 4, 6, 8, 12 4, 6, 8,12 6, 12, 16
2 А Б В Г д Е Ж И К 8 10 12 16 22 26 (27) 30 42 70 (5); (6); (6,5); 7; 8; 8,5; 9; 10 (6,5); (7); 8; 8,5; 9; 10; И; 12 10; 12; 13; 14; 16; (17) 13; 14; 15; 16; 17; 18 16; 17; 18; 20; 22 17; 18; 20; 22 17; 18; 20; 22; 24 24; 26; 28; 30; 32 32; 38; 42; 46; 48; 54 От 0,025 до 0,15 От 0,035 до 0,25 От 0,12 ДО 0,8 От 0,35 до 1,2 От 0,8 до 2,0 От 1,2 до 3,0 От 1,5 до 4,0 От 2,3 до 10 От 7,5 ДО 70 1 1 1 1 1 1 1 1 1
Примечание. Размеры, указанные в скобках, для вновь разрабатываемых конструкций топливных насосов не применять.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
315
Таблица 2
Основные параметры форсунок в двух конструктивных вариантах
Испол- нение Диаметр распыли- теля мм Подача за цикл, не более смз/цикл Диаметр форсунки D установочный мм Эскиз форсунки
(0) 14 0,7 22; 23 Ы 27
А 17 1,0 24; 25; (26)
Б 22 1,5 32 (33)
В 26 2,0 40
Г 30; (32) 3,0 45; (46); 55
Д 42 5,0 58; 65
Е 54 20 —
Ж — 40 —
И — 70 —
Примечание. Размеры, указанные в скобках, для вновь разработанных конструкций форсунок не применять.
Параметры топливных насосов и форсунок, на кото-
рые следует ориентироваться при новом проектирова-
нии, представлены в табл. 1 и 2.
Насосы второго типа наиболее целесообразны для
применения на двигателях большей размерности, так
как они позволяют предельно сократить длину трубо-
проводов высокого давления и тем самым облегчить
достижение оптимальных показателей рабочего про-
цесса двигателей.
Положительной стороной представленных в табл. 1
и 2 параметров является возможность регламентации
и ограничение числа размерных модификаций, обеспе-
чивающих, в частности, для топливных насосов требу-
емые пределы цикловой подачи (производительности)
за счет унифицированных по установочным размерам
плунжерных пар с различным диаметром плунжеров.
Последнее обстоятельство существенно расширяет диа-
пазон каждой размерности (исполнения) по произво-
дительности, сводит до минимума общее конструктивное
разнообразие топливных насосов и обеспечивает их
широкую унификацию по корпусам, профилям топлив-
ных кулачков и т. д.
В соответствии со стандартом на насосы порядок
работы плунжерных секций топливных насосов первого
типа должен соответствовать указанному в табл. 3.
По согласованию с потребителем насосы первого
типа допускается спаривать и изготовлять правого
и левого вращений с приводом насоса с любого конца
кулачкового вала, а насосы второго типа выпускать
с двумя плунжерными секциями.
Топливо, применяемое при эксплуатации топливной
•аппаратуры, — дизельное по ГОСТ 305—62 или
ГОСТ 4749-49.
Таблица 3
Порядок работы плунжерных секций топливных
насосов первого типа
Число плунжерных
секций
Порядок работы плунжерных
секций по ГОСТ 10578—63
1—2 (0° — 180° — 360°)
1—2—3
1-3-4-2
1-5—3-6—2-4
1—3—2—5—8—6—7—4
1—4—9—8—5—2—11—10—3—
6—7—12
Примечание. По требованию потребителя допу-
скается изменять порядок работы плунжерных секций.
По согласованию предприятия-изготовителя с потре-
бителем допускается применепие топлив по ГОСТ
2084—56, ГОСТ 1842-52, ГОСТ 1666-51, ГОСТ
1667—51, ГОСТ 10585—63 (марок мазут флотский
Ф-5 и Ф-12 и мазут топочный 40).
Технические условия на проектирование топливо-
подающей аппаратуры, по рекомендации ЦНИДИ, дол-
жны предусматривать следующий комплекс ее количе-
ственных и качественных показателей работы:
, 1) номинальную величину и пределы изменения цик-
ловой подачи топлива;
г 2) равномерность (допустимую неравномерность) рас-
пределения топлива по цилиндрам двигателя;
( 3) минимальные обороты топливного насоса, соответ-
ствующие подаче холостого хода двигателя;
4) коэффициент подачи;
5) качество распиливания топлива;
6) фактическую продолжительность впрыска;
7) фактическое опережение впрыска;
8) характеристику подачи;
9) скоростную характеристику;
10) закон подачи;
И) срок службы (моторесурс).
Номинальная йеличина цикловой
подачи топлива или подача топлива за рабо-
чий цикл определяется из условия обеспечения задан-
ной цилиндровой мощности двигателя
г/цикл, (1)
O\J •
где 7Vg. ц — номинальная (эффективная) цилиндровая
мощность двигателя, а. л. с.;
ge — удельный расход топлива двигателем,
г/э. л. с. ч;
пк — число оборотов кулачкового вала топлив-
ного насоса, об/мин.
Для обеспечения узаконенной по ГОСТ 10150—62
перегрузки стационарных и судовых дизелей и компен-
сации потери производительности топливоподающей
316
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
аппаратуры из-за износа в процессе эксплуатации,
максимально возможная цикловая подача при проекти-
ровании выбирается примерно в 1,3—1,4 раза более
номинальной.
Пределы изменения цикловой подачи определяются
пределами изменения рабочих нагрузок дизеля. В диа-
пазоне от холостого хода до номинальной нагрузки
дизеля изменение цикловых подач для дизелей без
наддува с достаточной степенью точности лежит в пре-
делах соотношения 1 : 4 -т- 5, а для двигателей с над-
дувом — верхний предел подачи пропорционален сте-
пени наддува.
Неравномерность распределения
топлива по цилиндрам двигателя оцени-
вается разностью крайних значений цикловых подач,
наиболее отличающихся по производительности секций
многоплунжерной топливоподающей системы, отнесен-
ной к полусумме их же производительностей,
а = 2(glt.max-gti.min) 1Q()% _ (2)
gif. max + Вц. min
Строго говоря, топливная аппаратура на заданном
режиме работы допускает получение путем регули-
ровки абсолютной равномерности подачи. Однако, по
ряду производственно-технологических причин, сравни-
тельно равномерное распределение топлива по ци-
линдрам двигателя в многоплунжерных топливных
системах достигается лишь на номинальном режиме
работы.
По мере удаления от этого регулировочного режима
неравномерность распределения возрастает, в связи
с чем для получения наилучших результатов в эксплу-
атации приходится ограничивать нормы по неравно-
мерности подачи на двух крайних режимах работы
двигателя.
Принимая во внимание специфику тепловозных и
главных судовых дизелей, длительно работающих на
режимах холостых ходов и малых нагрузок, прин-
ципиальным для них является контроль неравномер-
ности подачи на минимальных оборотах, в то время
как для стационарных и автотракторных — соответ-
ственно на номинальных и максимальных или мини-
мальных оборотах холостого хода.
Неравномерность подачи (распределения топлива)
численно регламентирована ГОСТ 10578—63 и допу-
стимые ее нормы, дифференцированные в зависимости
от назначения двигателей, для топливных насосов
обоих типов приведены в табл. 4.
Минимальные обороты топлив-
ного насоса непосредственно связаны с мини-
мальным числом стабильных* подач и являются важ-
ным показателем топливоподающей аппаратуры, дол-
женствующей обеспечить удовлетворительную работу
дизеля на режимах холостых ходов и малых на-
грузок.
По ГОСТ 10150—62 для главных судовых дизелей,
связанных с гребным винтом синхронной передачей,
а также посредством муфт нерегулируемого сколь-
жения, минимально устойчивое число оборотов должно
быть не более 30% от номинального.
Минимально устойчивое число оборотов холостого
хода прочих дизелей должно устанавливаться по согла-
сованию предприятия-изготовителя дизелей с потре-
бителем.
Коэффициент подачи топливной
системы представляет собой отношение фактически
поданного через форсунку количества топлива к тео-
Таблица 4
Показатели работы топливных насосов обоих типов
в зависимости от назначения двигателя
Допускаемая неравномерность подачи
топлива по ГОСТ 10578—63 а в %, не более
Число плунжерных секций в топливном насосе На режиме номи- нальных оборотов н полной подаче На режиме подачи холостого хода при максимальных или минимальных оборотах холостого хода для автотракторных двига- телей, номинальных — для стационарных и минимальных оборотах холостого хода — для тепловозных и судовых дизелей
Со стендовыми форсунками
при регули- ровке при проверке при регулировке при проверке
2 3 * 6 20 25
3 3 6 25 30
4 3 6 30 35
6 3 6 35 . 40
8 3 6 40 50
10 3 6 45 • 60
12 и выше 4 8 55 75
Примечание. При регулировке насоса со штатными
форсунками (закрепленными за определенной секцией насо-
са) неравномерность подачи должна соответствовать указан-
ной в табл. 4 при регулировке со стендовыми форсунками.
ретически возможному для данного геометрического
полезного хода плунжера.
=ут/пЛг ’ (3)
где ут — удельный вес топлива, Г/см*-,
fn — площадь поперечного сечения плунжера, см2;
he — геометрический полезный ход плунжера то-
пливного насоса, см.
Численное значение коэффициента подачи т]г зависит
от гидравлической плотности плунжерных пар и распы-
лителей, конструкции топливной аппаратуры (напри-
мер, от величины отсасывающего объема нагнетатель-
ного клапана), скорости плунжера в процессе впрыска
топлива и многих других причин.
На номинальном режиме работы обычные значения
т]„ для различных топливных систем лежат в пределах
0,6-1,2.
На фиг. 1 приведены значения коэффициента подачи
для некоторых топливных систем отечественных дизе-
лей.
Качество распиливания топлива
оценивается макро- и микроструктурой факела распы-
ленного топлива, характеризующих степень соответ-
ствия формы струи форме камеры сгорания дизеля
и мелкость распыла.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
317
В целом качество распиливания есть функция при-
нятого способа смесеобразования, давления топлива
в процессе впрыска, регулировки форсунки по давлению
открытия иглы, диаметра и расположения сопловых
отверстий распылителя и многого другого.
Достаточность качества распиливания, в смысле обес-
печения удовлетворительных индикаторных показате-
Фиг. 1. Коэффициент подачи топливных на-
сосов различных двигателей (номинальная цикло-
вая производительность) в зависимости от числа
оборотов кулачкового вала пк.
лей рабочего процесса двигателя, устанавливается
.экспериментальным путем на опытных образцах двига-
телей.
Мелкость распыливания обычно оценивается по вели-
чине среднего объемного диаметра капель топлива:
УЖ)
йср = .|/ , (4)
где 2 (пс%) ~ арифметическая сумма произведений ку-
бов диаметров капель данного диаметра
йк на их количество п;
7V — общее количество капель всех диаметров.
По данным соответствующих исследований, обычно
осуществляемых путем микроскопического анализа
отпечатков капель на закопченной пластинке при
впрыске топлива в атмосферу, строятся суммарные ха-
рактеристики распыливания.
Пример такой характеристики для опытного образца
топливной аппаратуры тепловозного дизеля типа
2Д-100 приведен на фиг. 2.
Давление распыливания, равное разности между
давлениями топлива в форсунке и среды, в которую осу-
ществляется впрыск, нередко включается в техниче-
ские условия на проектирование.
При этом обычно задается среднее давление распыли-
вания за рабочий цикл впрыска или максимальное
давление; для закрытых форсунок обязательно огова-
ривается давление начала впрыска (начала подъема
иглы форсунки).
Для двигателей с разделенными и полуразделенными
камерами (с предкамерным, вихрекамерным, пленочным
и объемно-пленочным смесеобразованием), Относи-
тельно менее требовательных кхкачеству распыливания
топлива, задается сравнительно низкое давление распы-
ливания.
Давление начала впрыска в этом случае выбирается
в пределахр0 = 120—200 кГ/см2, максимальное давле-
ние распыливания ртах = 180—350 кГ/см2.
Для двигателей с неразделенной камерой принима-
ются давления начала впрыска от 180 до 300 кГ/см2,
а максимальное давление распыливания в пределах от
500 до 1500 кГ/см2.
Близкие к нижнему пределу значения ршах обычно
выбираются для сравнительно малооборотных и круп-
ных по размерам дизелей. Большие ршах (ДО 600—
900 кГ/см2) применяются в быстроходных двигателях
малой размерности. Особенно высокие давления распы-
ливания имеют место при использовании насос-форсунок
(до 1500 кГ/см2), однако указанные правила не являются
общими для всех двигателей.
В крупных двигателях применяются сопловые отвер-
стия диаметром dc = 0,5 — 0,6 мм и более (много-
дырчатые распылители). В средних и небольших мало-
оборотных двигателях с неразделенными''и полуразде-
ленными камерами сопловые отверстия имеют диаметр
dc = 0,2 — 0,35 мм.
Практически применяемые давления начала подъема
иглы форсунки, максимальное давление распылива-
ния и типы распылителей указаны в табл. 5.
Диаметр капель, мк
Фиг. 2. Суммарная характеристика распыливания опытного
варианта топливной аппаратуры: число оборотов кулачкового
вала топливного насоса пк = 390 об/мин', цикловая производи-
тельность g ц = 0,055 г/цикл; отсасываемый объем нагнетатель-
ного клапана qomc =100 мм3.
а—серийный распылитель 3 х 0,58 мм (диаметр сопловых
отверстий dc = 0,56 мм) с эффективным сечением сопловых
отверстий ц f = 0,46 мм\ б —распылитель 6 х 0,35 мм,
Ц fc = 0,48 мм2.
Фактическая продолжительность
впрыска для различных двигателей составляет
от 12 до 35° по углу поворота коленчатого вала и уста-
навливается в зависимости от способа смесеобразования,
условий воспламенения топлива, степени сжатия
быстроходности двигателя и других обстоятельств.
Данные по фактической продолжительности впрыска
для некоторых двигателей приведены в табл. 5.
Следует отличать фактическую продолжительность
впрыска от геометрической. Последняя определяется
углом поворота коленчатого вала двигателя, соответ-
ствующим перемещению плунжера от начала полезного
хода до его окончания. Геометрическая продолжитель-
ность обычно меньше фактической.
Фактическое опережение впрыска
измеряется в градусах угла поворота коленчатого вала
от начала фактического впрыска до в. м. т.
Оно имеет непосредственное отношение только к ре-
гулировке топливной аппаратуры на двигателе и под-
бирается экспериментальным путем на опытных и го-
ловных образцах двигателей. Для различных двига-
телей фактическое опережение впрыска на номиналь-
318
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица 5-
Параметры топливоподачи в двигателях с различным способом смесеобразования
Тип двигателя Мощность, э. л. с. Число цилиндров 1 Число оборотов, об/мин Способ смесеобразования Фактическое опере- жение впрыска, град п. к. в. до В. М. Т Фактическ. продол- жительность впры- ска, град п. к. в. Давление начала впрыска, кГ/см2 Максимальное да- вление впрыска, кГ/см/ь Тип распылителя
Д-54, тракторный 54 4 1300 Вихревая камера 15 22 125 220 Штифтовый РШ1.5Х26
КДМ-100М, тракторный 105 4 1050 Камера в поршне 17 21 210 270* Многодырчатый 5 X 0,3 мм
ЯАЗ-204, автомобильный 110 4 2000 Однокамерный 14 17 — 1500 6 X 0,153 мм открытого типа
6418/22, стационарный 150 6 750 Камера в поршне 15 21 220 350 Многодырчатый 8 X 0,3 мм
6ЧН18/22 (с наддувом) 225 6 750 Камера в поршне 10 26 220 350 Мпогодырчатый 8 X 0,35 мм
6423/30, судовой и стационарный 450 6 1000 Однокамерный 30 39 210 610 Многодырчатый 8 X 0,35 мм
6ЧН23/30 (с наддувом) 900 6 1000 То же 22 38-39 210 180 Многодырчатый 9 X 0,37 мм
8430/38, судовой 800 8 600 » 16 36 200 635 Многодырчатый 9 X 0,32 мм
6431,8/33, тепло- возный и судовой 1000 6 750 » — 31 275 590 Многодырчатый 9 X 0,35 мм
9ДКР51/55, судовой 4200 9 400 » 14 25 250 520 Многодырчатый 10 X 0,50 мм
7ДКРН 74/160, судовой 8750 7 115 » 2,2 и 4 после в. м. т 18-19 300 560—590 Многодырчатый 4 X 0,95 мм, 2 форсунки
10Д-20,7/2 X 25,4 тепловозный и судовой 2000 10 850 12 18,5 210 450 Многодырчатый 3 X 0,56 мм, 2 форсунки
«Геркулес ДХХ», судовой 300 6 2000 Вихревая камера 13 21 140 275 Штифтовый РШ2 X 8
6412/14, судовой и стационарный 80 6 1500 Вихревая камера 4 16 120 200 Штифтовый РШ1,5Х12
« Дженер а л-М оторс 278А» 1200 12 750 Однокамерный 14 24 — 1350 6 X 0,25 мм, открытого типа
«Мерседес-Бенц 511» 2000 20 1630 Предкамерный 16 31 120 265 Штифтовый РШЗ,5 X 6
6ДР30/50, судовой и стационарный 600 6 300 Однокамерный 12 18 200 350 Многодырчатый 8 X 0,35 мм
«Юнкере 207А» авиационный 880 6 2800 То же 9 47 — — Открытый, с пе- ресекающимися струями
* За конусным уплотнением иглы распылителя.
Примечание. Опережение и продолжительность подачи указаны в градусах поворота коленчатого вала (п. к. в.). |
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
319
ной нагрузке может составлять от 6 до 30° и более.
Численное значение оптимального опережения по-
дачи (впрыска) зависит от способа смесеобразования,
сорта топлива, степепи сжатия, числа оборотов и на-
грузки двигателя и для ряда серийно выпускаемых дви-
гателей приведено в табл. 5.
Геометрическое опережение, соответствующее на-
чалу геометрического полезного хода плунжера, обычно
больше фактического на величину запаздывания впры-
ска, составляющего от 2 до 15°.
В специальных топливных системах с удлиненными
нагнетательными трубопроводами и дополнительными
объемами (например, для некоторых свободнопоршне-
вых дизель-компрессоров) запаздывание впрыска
в отдельных случаях доводится до 30°. Изменение опере-
жения в зависимости от числа оборотов и нагрузки
практически может осуществляться тем же органом,
которым изменяется величина подачи, или специаль-
ными муфтами опережения, переставляемыми авто-
матически или вручную.
Для двигателей различной конструкции и назначе-
ния изменение опережения осуществляется в пределах
до 15°. Стандартные муфты опережения выпускаются
с величиной относительного углового смещения валика
топливного насоса до 8 и 12°.
Многие двигатели, особенно работающие при посто-
янном числе оборотов, обычно не имеют устройств для
изменения угла опережения на ходу двигателя.
Характеристика подачи топлив-
ной системы, как зависимость цикловой подачи
Фиг. 3. Характеристика подачи топливной
аппаратуры с опытным кулачком для теп-
ловозного двигателя 2Д-100: а—число
оборотов кулачкового вала пк =
830 об/мин; б — пк = 402 об/мин; т —
положение топливной рейки.
от положения регулировочной рейки топливного насоса
при заданном числе оборотов, должна быть определен-
ным образом связана с характеристиками регулятора.
Желательно, чтобы характеристика подачи на участке
регулирования была прямолинейной (фиг. 3).
При этом ход регулировочной рейки от полного
выключения подачи топлива до положения максималь-
ной (поминальной) подачи должен быть оговорен в рабо-
чих чертежах на топливную аппаратуру.
В табл. 6 в качестве примера приведены данные по
шагу винтовой кромки плунжера топливного насоса
и максимальному ходу регулировочной рейки, уста-
новленные в качестве стандарта для топливной аппа-
ратуры типа БОШ.
Таблица 6
Шаг винтовой кромки плунжера и максимальный ход
регулировочной рейки
(по данным БОШ)
Размерность топливного насоса А В Z(Y) С X D Е
Полный ход плунжера, мм 8 10 12 15 22 30 35
Шаг винтовой кромки плунже- ра, мм 12 14,89 или 20 30 (20) 40 60 80 90
Максимальный ход рейки насо- са, мм 21 24 34 (36) 36 46 57 72
Скоростная характеристика то-
пливной системы, как зависимость цикловой
подачи топлива от числа оборотов или числа подач в мин
при постоянном положении регулирующего органа, су-
щественно влияет на эксплуатационные свойства
двигателей.
Для транспортных двигателей, с целью улучшения их
тяговых свойств,, необходимо относительное увеличе-
ние крутящего момента при перегрузке (увеличение
коэффициента приспособляемости). Это улучшение воз-
можно при некотором росте цикловой подачи топлива
с уменьшением числа оборотов двигателя и обусло-
влено одновременным относительным увеличением ко-
эффициента наполнения цилиндра, позволяющим при
определенных условиях удержать значение коэффи-
циента избытка воздуха на границе бездымного сгора-
ния.
Рост цикловой подачи с уменьшением числа оборотов
желателен и в зоне холостых ходов и малых нагрузок
двигателей, поскольку при этом улучшаются усло-
вия регулирования двигателя на заданном режиме
работы и оказывается возможным снизить минимально
устойчивое число оборотов холостого хода.
Типичные для большинства серийно выпускаемых
дизелей скоростные характеристики топливной аппара-
туры не отвечают предъявленным выше требованиям
(см. штриховые кривые на фиг. 42).
Это обстоятельство в значительной степени обусло-
влено относительным ростом утечек топлива через плун-
жерные пары и распылители в зоне малых чисел обо-
ротов, которые из-за некоторого увеличения гидравли-
ческой плотпости плунжерных пар с увеличением ак-
тивного хода плунжера в меньшей степени проявля-
ются в области больших цикловых подач.
В целом скоростные характеристики топливоподачи
зависят от конструкции топливной аппаратуры —
дросселирования потока топлива во впускных и отсеч-
ных окнах в начале и конце впрыска и др.
320
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Закон подачи оценивается количеством то-
плива, приходящимся на единицу угла поворота колен-
чатого вала двигателя, и является одним из факторов
надежности и моторесурса дизелей, так как от харак-
тера относительного распределения топлива в процессе
единичного впрыска зависят динамические показатели
работы двигателя (жесткость работы, степень повыше-
ния давления в цилиндре).
Общее требование, предъявляемое к закону подачи,
заключается в обеспечении впрыска относительно ма-
лой порции топлива за период задержки воспламене-
ния топлива и подаче основной порции во второй фазе
впрыска.
До последнего момента предъявляемые к топливной
аппаратуре требования в части закона подачи были
столь общими, что не оговаривались в технических
условиях на ее проектирование.
Однако подобное положение требует коренного пере-
смотра в настоящее время, когда одной из актуальных
проблем дизелестроения является увеличение надеж-
ности и срока службы дизельных установок.
Срок службы или моторесурс то-
пливной аппаратуры различается гарантийный и ком-
мерческий. Первый из них определяет сроки (часы
работы), в течение которых, при условии точного
соблюдения в эксплуатации соответствующих инструк-
ций и правил технического обслуживания, завод-
изготовитель гарантирует безвозмездное устранение воз-
никших по его вине неисправностей, а второй оговари-
вает общие сроки надежной работы топливной аппара-
туры — до полной выработки ресурса.
Гарантийный срок службы плунжерных пар устана-
вливается по ГОСТ 9927—61 и составляет для быстро-
ходных дизелей 2500 ч, тихоходных — 4000 ч, а для
распылителей (ГОСТ 9928—61), соответственно, 1500
и 2000 ч.
По ГОСТ 10578—63 и ГОСТ 10579-63 гарантийные
сроки службы топливной аппаратуры (топливные на-
сосы и форсунки) в целом приняты равными 3000 ч
(быстроходные дизели) и 5000 ч (тихоходные дизели).
Топливопроводы высокого давления
Топливопроводы высокого давления, особенно быст-
роходных дизелей, могут являться серьезным источ-
ником различных неполадок, в первую очередь, свя-
занных с обеспечением качественных показателей те-
плового процесса двигателя и надежной работой топлив-
ной аппаратуры в эксплуатации.
Топливопроводы высокого давления или нагнетатель-
ные трубопроводы существенно искажают закон топли-
воподачи, задаваемый характером движения плун-
жера, а гидродинамические явления, в них возника-
ющие, нередко приводят к дополнительному подъему
иглы форсунки после впрыска.
Последнее обстоятельство может сопровождаться по-
вышенным расходом топлива и дымлением двигателя.
Важным является также вопрос механической на-
дежности топливопроводов, которые от возникающих
при работе вибраций могут ломаться обычно в местах
присоединений.
При проектировании топливной аппаратуры и ее
общей компоновке в части, непосредственно отно-
сящейся к нагнетательным трубопроводам, следует
соблюдать ряд технических условий.
В общем случае топливопроводы высокого давления
должны:
1) иметь минимально допустимый объем внутрен-
него канала (минимально возможные длина и внутрен-
ний диаметр);
2) по возможности быть равными по длине в ком-
плекте на двигатель;
3) быть достаточно прочными и жесткими;
4) обеспечивать падежное уплотнение в местах при-
соединений;
5) не иметь внешпих и внутренних дефектов (забои-
ны, риски, ржавчина, окалина и др.).
ГОСТ 8519—57 на топливопроводы высокого давле-
ния предусматривает 4 типа присоединений, указан-
ных в табл. 7.
Таблица 7
Типы присоединений трубопроводов
Обо-
значе-
ние
типа
свн
СВУ
СПН
СПУ
Характеристика типа
Чертежи по ГОСТ
8519—57
Соединение с вы-
саженным конусом
и накидной гайкой
Соединение с выса-
женным конусом и
упорной гайкой
Соединение с при-
паянным наконечни-
ком и накиднои гай-
кой
Соединение с при-
паянным наконечни-
ником и упорной
гайкой «
В табл. 8 приводится сортамент стальных бесшовных
цельнотянутых труб, применяемых в качестве нагнета-
тельных трубопроводов для дизелей. Характерной
особенностью конусных соединений, гарантирующих
необходимую плотность, является разница в углах
конусности высаженного конца трубы (наконечника)
и гнезда (конуса).
Эта разница составляет величину порядка 2° с мень-
шим углом конуса у высаженного конца трубы. Стан-
дартизованные размеры концов и гнезд соединений
типа СВН и СВУ (табл. 7) представлены на фиг. 4
и 5 и табл. 9 и 10.
Практика последних лет показала нежелательность
применения труб с относительно тонкой стенкой (по-
ломки из-за вибраций) и целесообразность дальней-
ТОППИВОПО ДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
321
Таблица 8
Диаметры труб топливопроводов высокого давления
по ГОСТ 8519—57 (размеры, мм)
Наружный диаметр Внутренний диаметр
Номинальный размер, Допускаемое отклонение Номинальный pasMepj Допускаемое отклонение
6 Повышенной точности изго- товления П по ГОСТ 8734-58 (ГОСТ 9567-60) о ±0,15
7 2
2,5
3 ±0,20
8 3
3,5
4 ±0,25
10
3 ±0,2
3,5
4 ±0,25
4,5
13 5 ±0,3
6 ±0,4
Продолжение табл. 9
Наружный диаметр трубы D di 1 Т
8 12 7 3,5 7 2
8 12 7 4 7 2
8 12 7,5 4,5 7 2
10 14 8 4 9 2
10 14 8 4 9 2
10 14 8,5 5 9 2
10 14 8,5 5 9 2
Примечание. Биение поверхности диаметра D отно- сительно наружной поверхности трубы должно быть- не более 0,2 мм.
Таблица 10
Присоединительные размеры по ГОСТ 8519—57
Основные размеры высаженного конца
трубопровода по ГОСТ 8519—57
(типы СВН и СВУ), мм
Наружный диаметр трубы D dl d.2 I Г
6 10 6 2,5 5 1 .
7 10 6 2,5 5 1,5
7 10 6 3 5 1,5
7 10 6,5 3,5 5 1,5
21 Заказ 1630.
Таблица 9
Наружный диаметр трубы d dl I
СВН
6 1 1М14Х1.5 9,5 13
7 1 1М14 х 1,5 9,5 13
8 1М16х 1,5 11,5 16
10 1М18 X 1,5 13 20
10 1М22Х 1,5 10 20
СВУ
6 1М14х 1,5 9,5 16
7 1М16 X 1,5 9,5 16
8 1М18Х 1,5 11,5 20
10 1М20 х 1,5 13 ' 24
322
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
шего ужесточения допусков и повышения требований
к чистоте поверхности внутреннего диаметра нагнета-
тельных трубопроводов.
Помимо этого, особенно для быстроходных двигате-
лей, было установлено также положительное влияние
уменьшения внутреннего диаметра нагнетательных
Фиг. 4. Основные размеры высаженного
конца трубопровода высокого давления
по ГОСТ 8519—57 (типы СВН и СВУ).
трубопроводов на стабильность топливоподачи и эко-
номичность дизелей.
В силу сказанного, в настоящее время появилась
вполне конкретная необходимость в пересмотре суще-
ствующего стандарта на топливопроводы высокого
давления — ГОСТ 8519—57.
Фиг. 5. Присоединительные размеры по ГОСТ 8519—57: а —тип
СВН; б—тип СВУ.
Фильтры
Срок службы топливной аппаратуры до переборки,
связанной с необходимостью замены плунжерных пар
и распылителей, во многом зависит от качества фильтра-
ции топлива.
По данной причине вопросам фильтрации топлива
на двигателе, с целью уменьшения загрязненности то-
плива механическими примесями, должно придаваться
особое значение.
Указанное положение наглядно иллюстрируется
фиг. 6, на которой представлены данные по относи-
тельному сроку службы плунжерных пар в зависимо-
сти от фильтрующего материала (срок службы плун-
жерной пары, работающей без фильтра, условно принят
за единицу).
В настоящее время по существу все дизели снаб-
жаются фильтрами тонкой очистки топлива. Однако
большинство этих фильтров с войлочными фильтру-
ющими элементами не обеспечивает должного качества
очистки топлива, хотя и укладывается в нормы дей-
ствующего стандарта на фильтры стационарных и су-
довых дизелей—ГОСТ 8520—57 «Технические усло-
вия».
По этому стандарту допустимая полнота отсева,
характеризующая относительное снижение содержа-
ния механических примесей при пропускании топлива
через фильтр, равна 80%.
В то же время фильтрующие элементы из хлопчато-
бумажной щряжи или минерального волокна для
автотракторных двигателей (ГОСТ 7389—55) допускают
полноту отсева (коэффициент отсева) не менее-
95%.
Последние изыскания в области фильтрации топли-
ва, проведенные в СССР и за рубежом, выявили новые
эффективные и относительно дешевые фильтрующие ма-
териалы из различных сортов бумаги.
На базе осуществленных в ЦНИДИ эксперименталь-
ных исследований в СССР разработан прогрессивный
типоразмерный ряд фильтров тонкой очистки топлива
с бумажными фильтрующими элементами, который
в настоящее время утвержден Комитетом стандартов,
мер и измерительных приборов (ГОСТ 10357—63. Филь-
тры топливные дизелей. Типы и основные раз-
меры) .
трующих материалов: 1 — без фильтра; 2 — с тка-
невым фильтром; з — с войлочным фильтром; 4 —
с бумажным фильтром; «5 — с бумажным филь-
тром (специальная пропитка).
Указанный ряд включает 5 размерных моделей
фильтров и предусматривает их выпуск в одинарном
(фильтры типов ТФ-1, ТФ-2, ТФ-3) и сдвоенном (2ТФ-2Г
2ТФ-3, 2ТФ-4, 2ТФ-5) конструктивных вариан-
тах.
В фильтры устанавливаются сменные фильтрующие-
элементы ЭТФ соответствующего размера. В качестве
фильтрующих материалов для фильтров первых трех
размерных моделей имеется в виду применение нека-
ландированной бумаги марки В по ГОСТ 7247—54
и гидрофобной бумаги на основе бумаги марки АФБ
по ВТУ 374-55.
Для фильтров типов 2ТФ-4 и 2ТФ-5 рекомендуется
применение фильтромиткаля, артикул 2077 по ГОСТ
487-41.
Тонкость отсева механических примесей топлива
указанными фильтрующими материалами в среднем,
более чем вдвое превосходит имеющую место для
обычного технического войлока и составляющую 12—
14 мк. Некоторым недостатком сменных фильтрующих
элементов типа ЭТФ является их относительно пони-
женная грязеемкость, в связи с чем бумага марки В
с очень высокой тонкостью отсева механических при-
месей (1 мк) может иметь ограниченное приме-
нение.
На фиг. 7 и в табл. И представлены стандартизо-
ванные размеры ряда унифицированных одинарных
и сдвоенных фильтров.
Все сдвоенные фильтры имеют специальный кран,,
позволяющий осуществить их промывку без остановки
двигателя.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
323
Типоразмеры 2ТФ-2; 2ТФ-3
Фиг. 7. Основные размеры унифицированных фильтров тонкой очистки топлива дизелей по ГОСТ 10357—63:
а — одинарных; 1 —слив отстоя; 2—выпуск воздуха или перепускной клапан; б—сдвоенных: 1 —выпуск
воздуха; 2 — кран для промывки фильтрующих элементов; з — слив отстоя.
Таблица 11
Основные данные унифицированных топливных фильтров по ГОСТ 10357—63
Типоразмеры фильт- ров Тонкость отсева в микронах, не более Коэф- фици- ент отсе- ва, о/ /о Пропускная способность (в не загряз- ненном со- стоянии при перепаде да- вления 0,02 кГ/см2), кГ/час Срок службы фильтрующе- го элемента (с соблюдением периодично- сти промыв- ки), ч Номинальные размеры, мм
Н в в2 * h 2 А •41 А di ds В1 h hi
не менее
ТФ-1 5 90 6 1000 185 130 102 190 76 98 40 50 И 6 М12Х 1,25 кл. 2а 60 150 190
ТФ-2 10 150 125 94 116 50 60 13 8 М14Х 1.5 кл. 2а 75
ТФ-3 15 230 230
2ТФ-2 20 235 .200 165 190 45 65 15 71 150
2ТФ-3 30 280 230 190
2ТФ-4 200 460 285 230 570 130 60 145 110 15 — — 330
2ТФ-5 400 620 900 490
• Габарит выемки фильтрующего элемента.
21*
324
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Топливоподкачивающие помпы
Назначение топливоподкачивающих помп состоит
в компенсации всякого рода гидравлических сопроти-
влений (трубопроводы низкого давлёния, топливные
фильтры) и обеспечении нормальной работы топлив-
ного насоса высокого давления. Конструкции топливо-
подающих помп весьма разнообразны.
В отдельных случаях топливоподкачивающие помпы
некоторых судовых и тепловозных дизелей приводятся
в действие посредством специального электромотора.
Технические условия на проектирование топливо-
подкачивающих помп должны оговаривать максималь-
ную производительность и пределы давления подкачки
топлива, обеспечивающие нормальную работу двига-
теля на любом режиме нагрузки. Одновременно дол-
6
1 — корпус; 2 —
Фиг. 8. Поршневая топливоподка-
чивающая помпа: I — ролик тол-
кателя; 2 — рабочий поршень; 3 —
выпускной автоматический клапан;
4 — поршневое устройство для
ручной прокачки топлива; 5—всасывающий клапан.
К фильтру
Фиг. 10. Шестеренчатая топливоподкачивающая помпа:
ведомая шестерня; з — ось; 4 — шестерня с приводным валиком; 5 — са'льник;
6 — нажимной фланец; 7 — пружина; 8 — регулировочный клапан; А —
подвод топлива; Б —отвод топлива.
жна быть предусмотрена также возможность предва-
рительной прокачки топлива — ручной или механи-
ческой — перед пуском двигателя.
В ряде случаев топливо используется для охлажде-
ния форсунок (например, насос-форсунка автомобиль-
ного двигателя типа БАЗ), в связи с чем производи-
тельность топливоподкачивающей помпы должна быть
соответственно увеличена.
В обычном случае ориентировочная производитель-
ность помпы должна не менее чем в 3—3,5 раза превос-
ходить суммарную максимальную производительность
топливного насоса высокого давления.
Давление подкачки реально колеблется в широких
пределах — от 0,5 до 6 кГ/см?.
Наиболее употребительны помпы поршневого типа
(фиг. 8) с приводом от кулачкового вала топливного
насоса высокого давления, коловратные (фиг. 9) и ше-
стеренчатые (фиг. 10), обычно приводимые в действие
от силовых передач двигателя.
Фиг. 9. Коловратная топливоподкачивающая помпа: 1 —регулировочный болт;
2 — накидная гайка; з — гайка; 4 — крышка; 5 — пружина редукционного клапана;
в — мембрана; 7—редукционный клапан; 8 — заливочный клапан; 9 — корпус на-
соса; 10 и 11 — гайка сальника; 12 — манжета; 13 — промежуточный валик; 14 —
подпятник правый; 15 —стакан; 16 —ротор; 17 —подпятник левый; 18 —
i палец ротора; 1S — пластина ротора.
2. ВЫБОР ТИПА ТОПЛИВОПОДАЮЩЕЙ СИСТЕМЫ
Топливные насосы с механическим приводом плунжера
Топливные насосы с механическим приводом плун-
жера^ наиболее распространены в практике. Их преи-
муществом, несмотря на труд-
ность обеспечения качественного
распыливания в широком диапа-
зоне цикловых подач и чисел оборо-
тов, является относительная прос-
тота и сравнительная легкость до-
стижения необходимых параметров
впрыска на заданном режиме работы
двигателя.
По данной причине, за исключе-
нием случаев, связанных с высоким
наддувом двигателей и длительной
работой на переменных режимах, осо-
бенно на холостых ходах и малых
нагрузках, использование насосов
с механическим приводом суще-
ственно облегчает доводку теплово-
го процесса двигателя.
В настоящее время топливные на-
сосы данного типа устанавливаются
на подавляющем большинстве дви-
гателей. Благодаря этому дополни-
тельным преимуществом таких насо-
сов является наличие большого экс-
Фиг. 11. Топливный насос двигателя Д-6.
а — поперечный разрез: а — всасывающее окно; б — всасывающее и отсечное окно; в — отсечная кромка на плунжере; г — перепускная канавка плунжера; д — топливоподводящий rfanan; 1 — кулачковый вал; 2 —
толкатель; з —плунжер; 4 —втулка плунжера; 5 —стопорный винт; в —седло клапана; 7 —нагнетательный клапан; 8 —пружина клапана; 9 —ограничитель хода; 10 —нагнетательный штуцер; 11 —прокладка;
12—поворотная втулка; 13—зубчатый венец; 14—регулирующая рейка; 15—верхняя тарелка пружины; Iв — пружина плунжера; 17—нижняя тарелка; 18—регулирующий болт толкателя; 19—контргайка;
20 — ролик толкателя, 21 — иглы ролика; 22 — ось толкателя; 23 — корпус насоса; 24 — прилив для крепления насоса.
б — продольный разрез: е —гнездо стопорного кольца кронштейна; ж — направляющая прорезь поворотной втулки; и—выступ на хвостовике плунжера; к — паз для пальца ролика толкателя; 25 —заглушка;
26 —корпус регулятора; 27 —винт для выпуска воздуха; 28 —щуп уровня масла; 29 —стопорный штифт; Зо —штуцер подвода топлива; 31 —корпус ограничителя подачи; 32 —пробка ограничителя; 33 —втулка
регулирующей рейки; 34 —торцовая крышка; 35 —гильза; 36—сальник с пружиной; 37 —кулачковая полумуфта; 38 —маслоотражатель; 39 — крышка; 40 —подшипник скольжения; 41 —стопорный винт под-
шипника; 42 — пробка; 43 — войлочная подушка.
Заказ 1630.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
325
плуатационного опыта и хорошая изученность их
основных свойств.
Сказанное выше в первую очередь относится к то-
пливным насосам с плунжером-золотником, харак-
терной особенностью которых является одновременное
отмеривание плунжером вполне определенного, коли-
чества топлива и впрыск последнего в цилиндр двига-
теля.
Второй разновидностью топливных насосов с меха-
ническим приводом плунжера являются насосы с кла-
панным распределением:
В этом случае плунжер изготовляется гладким,
демонтажа кулачкового вала. Механизм поворота
плунжера показан отдельно на фиг. 12. При регули-
ровании секций на одинаковую подачу зубчатый венец
2 поворачивается относительно втулки 3 и зажимается
на ней винтом 4. Фиксация осуществляется по устано-
вочным рискам а на втулке и венце.
Зубчатая рейка 1 действует одновременно на поворот-
ные втулки всех плунжеров.
Подобное устройство не создает помех для возврат-
но-поступательного движения плунжера и в зависи-
мости от положения зубчатой рейки фиксирует строго
определенное угловое положение плунжера, а следо-
Фиг. 12. Механизм пово-
рота плунжера.
а его производительность ре-
гулируется открытием и закры-
60°t1°
нагнетательного клапана; homc —
отсасывающий ход клапана.
Фиг. 13. Типы нагнетательных клапанов: dK—диаметр
тием специальных клапанов,
приводимых в действие обычно
посредством особого эксцентрико-
вого устройства.
В общей оценке рабочих свойств топливных насосов
с механическим приводом необходимо отметить сравни-
тельно резкое уменьшение давления впрыска, а сле-
довательно, и ухудшение качества распыливания
с уменьшением числа оборотов двигателя.
По данной причине для получения удовлетвори-
тельных эксплуатационных показателей дизелей с не-
разделенными камерами в расширенном диапазоне чи-
сел оборотов и нагрузок приходится существенно уве-
вательно, и цикловую производительность плунжер-
ного элемента.
Нагнетательный клапан (фиг. 13, б) снабжен отса-
сывающим пояском. Такой клапан, кроме выполнения
функции запорного органа, отключающего трубопро-
вод высокого давления и форсунку от рабочей камеры
плунжерного элемента в процессе наполнения послед-
ней топливом, также обеспечивает разгрузку трубо-
провода от остаточного давления в конце впры-
личивать давление впрыска на номинальном режиме
работы — в отдельных случаях до давления свыше
1000 кГ[см2. Подобное обстоятельство создает некото-
рые трудности в части обеспечения достаточной жест-
кости, механической надежности и долговечности си-
стемы впрыска.
Топливные насосы е плунжером-
золотником. Типичным представителем зо-
ска.
Достигается это за счет указанного выше отсасыва-
ющего пояска, который, входя в цилиндрическую на-
правляющую корпуса, при дальнейшей посадке кла-
пана на седло как бы увеличивает объем внутренних
полостей линии высокого давления.
В связи с этим процесс впрыска топлива в камеру
сгорания дизеля заканчивается резко, без подтекания
лотникового топливного насоса является топ-
ливный насос двигателя Д-6, поперечный и
продольный разрезы которого представлены на
фиг. 11.
Насос шестиплунжерный, с ходом плунжера 10 мм
и диаметром плунжера 10 мм, имеет собственней ку-
лачковый вал, опирающийся на два шариковых под-
шипника и один подшипник скольжения из алю-
миниевого сплава. На насосе установлен механический
регулятор. Каждый насосный элемент состоит из ро-
ликового толкателя, плунжера со втулкой, на-
гнетательного клапана и механизма поворота плун-
жера.
Толкатель монтируется через нижнее отверстие Для
пробки при вынутом кулачковом вале, а плунжерная
пара может быть установлена в корпус насоса без
топлива, продолжительность периода некачественного
впрыска уменьшается, что, в свою очередь, уменьшает
вероятность закоксования сопловых отверстий распы-
лителя . и способствует улучшению экономических по-
казателей работы дизеля.
Отсасывающий ход нагнетательного клапана опре-
деляетсй размером home, который для дизеля Д-6 равен
1,9+0,15 мм при диаметре отсасывающего пояска 8 мм
Примером конструкции топливного насоса фланце-
вого типа может служить односекционный насос дви-
гателя типа 48,5/11 (фиг. 14).
В принципе нагнетательные клапаны могут выпус-
каться в различных конструктивных вариантах —
с отсасывающим пояском (фиг. 13, а, б, в, г) и без
отсасывающего пояска (фиг. 13, Э).
326
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Ряд из них обеспечивает повышенную точность из-
готовления (фиг. 13, в) и исключает обрыв хвостовика
в процессе работы (например, по фиг. 13, г).
Для повышения надежности работы (поломки пру-
жины клапана) и срока службы (износ седла) нагнета-
тельные клапаны нередко снабжаются ограничителями
подъема (фиг. 13, б, д).
ltd*
Отсасывающий объем qoma = ——home обычно
подбирается так, чтобы разгрузка нагнетательного
Фиг. 14. Фланцевый топливный насос двигателя 148,5/11:
1 — стакан; 2 — корпус насоса; з — плунжерная пара; 4 —
поворотная втулка; 5 — уплотнительная прокладка; в — шту-
цер высокого давления; 7 —• нагнетательный клапан.
трубопровода осуществлялась до давления порядка
10—50 кГ/см?.
Полная разгрузка трубопровода, вплоть до образо-
вания в нем вакуума, неблагоприятно сказывается на
устойчивости работы двигателя при малых оборотах.
Нагнетательные клапаны, особенно с отсасывающим
пояском, являются источником нежелательных коле-
баний давления в нагнетательном трубопроводе, кото-
рые могут быть устранены применением двухсторон-
1
2
3
Фиг. 15. Двусторонний на-
гнетательный клапан.
него нагнетательного кла-
пана, аналогичного изо-
браженному на фиг. 15.
При впрыске топливо,
поднимая пластину 1 кла-
пана, проходит в нагнета-
тельный трубопровод. Пос-
ле отсечки подачи сжатое
топливо осуществляет по-
садку пластины 1 на место
и, отжимая затем обратный
клапан 2, разгружает на-
гнетательный трубопровод
от давления. Пружина 3
регулируется на открытие
клапана 2 при определен-
ном перепаде давления —
порядка 5—35 кГ/см*.
Обычно винтовые распределительные кромки на
плунжере выполняются в нижней части головки плун-
жера, что при неизменном моменте начала впрыска
обеспечивает регулировку подачи топлива только по
концу подачи (фиг. 16, а).
Такой способ удобен при начальной регулировке угла
опережения впрыска, однако для получения наилуч-
ших эксплуатационных показателей работы дизелей
на переменных режимах в отдельных случаях прихо-
дится осуществлять регулировку подачи по началу
подачи или одновременно по началу и концу. Это до-
стигается аналогичным наклоном кромки, определя-
ющей момент начала подачи топлива (фиг. 16, б, в)
Фиг. 16. Способы выполнения распределительных кромок на
плунжере-золотнике: а — регулирование концом подачи; б —
регулирование началом подачи; в — смешанное регулирование.
или путем введения в систему привода топливного на-
соса особой муфты опережения, ручной или автомати-
ческой.
В последнем случае принцип регулировки опереже-
ния впрыска заключается в угловом смещении кулач-
кового вала топливного насоса относительно коленча-
3
Фиг. 17. Автоматическая (центробежная) муф-
та опережения впрыска: 1 —ось грузов; 2 —
соединительный фланец; з — корпус; 4 — фла-
нец; 5—груз регулятора; А—сухарь пружи-
ны; В — кулачки для привода топливного насоса.
того вала двигателя, влекущем за собою относительное
смещение фаз начала и конца впрыска.
Автоматические муфты опережения бывают центро-
бежные (фиг. 17), пневматические, реагирующие на
величину разрежения воздуха во всасывающем коллек-
торе двигателя, или гидравлические, связанные со
специальными гидравлическими помпами.
С целью улучшения технологичности конструкции
и увеличения долговечности плунжерных пар, при их
производстве реализуется целый ряд практических
мероприятий.
Так, нередко плунжерная пара изготовляется без
обычного продольного паза на головке плунжера
(фиг. 16), затрудняющего достижение цилиндричности
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
327
головки при отработке диаметра плунжера на доводоч-
ных станках.
Пример модернизированной конструкции плунжер-
ной пары, обладающей существенно большей гидра-
влической плотностью и износоустойчивостью, пред-
ставлен на фиг. 18. В эксплуатации сравнительно ши-
Фиг. 18. Плун-
жерная пара
золотникового
типа с отсеч-
ным каналом.
Фиг. 19. Топливный насос тепловозного двигателя 2Д-100:
1 — кольцо стопорное; 2 — тарелка; з — пружина; 4 — тарелка
нижняя; 5—корпус насоса; в—-шестерня; 7—плунжер;
8 —втулка плунжера; 9 —-место подвода топлива; ю —седло
клапана; 11 —уплотнительное кольцо; 12—клапан; 13—
пружина клапана; 14 —штуцер; 15 —упор клапана; 16 —фла-
нец; 17 — штуцер слива утечек топлива; 18 —стопорный винт.
роко применяются плунжерные пары с одпим и двумя
отверстиями во втулке.
Исследование гидравлической плотности и сравни-
тельные ускоренные испытания на износ таких пар
показали, что при одинаковом радиальном зазоре
в прецизионном сопряжении гидравлическая плот-
ность плунжерных пар с одним окном во втулке зна-
чительно выше, а износ их первоначально менее ин-
тенсивен.
Таким образом, при относительно малых исходных
зазорах плунжерная пара с одним окном во втулке
создает благоприятные условия для обеспечения ста-
бильной и равномерной подачи топлива в течение дли-
тельного срока эксплуатации.
В части технологических мероприятий, увеличива-
ющих долговечность плунжерных пар, следует упо-
мянуть об азотировании и. хромировании трущихся
поверхностей плунжерной пары.
С целью увеличения срока службы иногда за плун-
жером сохраняются функции золотника лишь при
отсечке топлива.
Всасывание топлива при этом осуществляется через
клапан, расположенный на торце плунжера, и осевой
канал плунжера, сообщающийся с питающей насос
магистралью (фиг. 23).
В приблизительной оценке производительности на-
сосов с плунжером-золотником за рабочий ход можно
ориентироваться на 1/3 полного объема, описываемого
плунжером.
Продолжительность подачи топлива должна быть
подобрана согласно техническим условиям на проекти-
рование путем подбора необходимого диаметра плун-
жера.
Существует большое количество конструктивных мо-
дификаций топливных насосов, отличающихся габари-
тами и весами и целым рядом других признаков.
Широко используемая в практике топливная аппа-
ратура фланцевого типа тепловозного двигателя 2Д-100
(фиг. 19) с диаметром плунжера 13 мм
отличается от обычной наличием одно-
го отверстия во втулке плунжера, от-
сутствием отсасывающего пояска у
нагнетательного клапана и своеобраз-
ным профилем топливного кулачка,
при котором средние скорости плун-
жера при впрыске резко отличаются в
зависимости от цикловой подачи.
Типичными для мощных судовых ди-
зелей являются топливные насосы с
плунжером-золотником для двухтактных
двигателей фирмы «Вурмайстер и
Вайн» с диаметром цилиндра 500 и
740 мм.
На фиг. 20 представлен продольный
разрез насоса для первого из указанных
двигателей марки VTF50/110 с цилин-
дровой мощностью 580 л. с.
Недостатком топливных насосов с
плунжером-золотником является отно-
сительно малый срок службы плунжер-
ных пар, обычно достигающий для
быстроходных дизелей величины до
3—-5 тыс. мото-ч, для тихоходных
дизелей он равен примерно 10—
30 тыс. мото-ч.
Топливные насосы с глад-
ким плунжером. Топливные на-
сосы высокого давления с впускными
и отсечными клапанами применяются
на сравнительно малооборотных двигателях.
На фиг. 21 приведен разрез топливного насоса с кла-
панным распределением двухтактного судового ди-
зеля типа ДР30/50 с диаметром плунжера 18 мм и хо-
дом 10 мм. В данной конструкции в процессе рабочего
хода плунжера 1 топливо первоначально перепускается
через открытый впускной клапан 3. Затем, по мере
поворота рычага 5, связанного с толкателем плунжера
7, опускается толкатель 4 и клапан 3 закрывается.
После этого подаваемое плунжером 1 топливо подни-
мает нагнетательный клапан 2 и поступает через на-
гнетательный трубопровод к форсунке.
Момент закрытия впускного клапана 3, одновремен-
но регулирующего и момент начала впрыска топлива,
изменяется смещением оси 6 посредством эксцентри-
кового устройства. Для обеспечения возможности ре-
версирования двигателя топливный кулачок имеет
симметричный рабочий профиль.
Конструкция топливного насоса с регулированием
по началу и концу подачи для двухтактного дизеля
Зульцер МН-42 с цилиндровой мощностью 257 л. с.
представлена на фиг. 22. Диаметр плунжера топлив-
ного насоса 18 мм, ход — 15 мм. При ходе плунжера
вниз всасывание топлива производится через всасы-
вающий клапан 19. При ходе плунжера вверх топливо
подается к форсунке через нагнетательный клапан
9 (отсасывающего пояска не имеет) и канал 11. Впрыск
топлива в цилиндр дизеля прекращается в момент
открытия отсечного клапана 20, осуществляемого через
толкатель 22 и шпиндель, конец которого опирается
на рычаг 27. Необходимые фазы подачи топлива пер-
328
СИСТЕМЫ Й ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
воначально устанавливаются регулировочными бол-
тами 24, а в процессе работы двигателя автоматически
регулируются качающимися рычагом 21 и соответству-
ющей установкой эксцентрикового валика 28.
Топливные насосы с клапаппым распределенпем
конструктивно„ сложнее пасосов с плупжером-золот-
ником. Применение
их оправдывает себя па
тельно мощных
лях с большим
сурсом.
сравни-
двигате-
моторе-
двигателя
«Я
Фиг. 20. Топливный насос судо-
вого дизеля мБурмайстер и
Вайи» VTF50/110: I —кулач-
ковый вал; 2 —толкатель; 3 —
поворотный механизм для регу-
лировки производительности;
4 — корпус топливного насоса;
5 — штуцера высокого давле-
ния; 6 — плунжер; 7 —фла-
нец подвода топлива; 8 — воз-
вратная пружина; 9 — трубо-
провод для смазки узла ро-
лика толкателя; 10 —ролик
толкателя.
Фиг. 21. Топливный насос
ДР30/50.
Топливные насосы специального типа
Компенсация недостатков топливных систем обыч-
ного типа в части резкого снижения давления впрыска
и ухудшения качества распиливания по мере умень-
шения числа оборотов и нагрузки двигателя в опре-
деленной мере может быть достигнута применением
топливных насосов с аккумулирующими свойствами.
В большинстве случаев аккумулирующие свойства
обеспечиваются топливными системами с пружинным,
газовым пли пневматическим (воздушным) приводами.
Целый ряд систем указанного типа уже нашел практи-
ческое применение, хотя конструктивно, по сравне-
нию с обычными системами, они являются более слож-
ными.
На фиг. 23 приведен разрез топливного насоса с пру-
жинным приводом плунжера двигателя «Ганц». Впрыск
топлива в цилиндр двигателя в данном случае осущест-
вляется рабочей пружиной 14, действующей на плун-
жер 10. Взвод пружины производится специальным
механизмом, состоящим
вращающегося против
плунжера вниз
охватывающего
жора, подается
жера в падплунжёрное пространство. Полез-
ный ход плунжера изменяется с помощью-
клина 4, перемещаемого регулятором в направ-
лений, перпендикулярном плоскости чертежа.
Недостаточная надежность рабочей пру-
жины и ряд других недостатков сдержива
ли распространение подобных систем. Одна-
ко тенденция развития свободнопорпшевых
дизель-компрессоров газа, в которых чисто-
механический привод не обеспечивает бла-
гоприятные характеристики топливоподачи,
снова поднимает вопрос применения пасосов
с пружинным приводом.
В насосах с газовым толкателем впрыск
топлива осуществляется за счет давления
газов в рабочем цилиндре дизеля, действу-
ющих на поршень насоса, связанный с плун-
жером. В зависимости от быстроходности ди-
зеля отношение площадей газового поршня
и плунжера может колебаться в пределах
от 10 : 1 до 18 : 1 и более.
На фиг. 24 представлен типичный насос
с газовым толкателем для малооборотногб
судового дизеля (отношение указанных выше
площадей — порядка 11 : 1). Газ из рабоче-
го цилиндра двигателя поступает через
штуцер 3 и давит на поршень 4, связанный о
плунжером 1. Первоначально топливо пере-
пускается через впускной клапан 6', а после
закрытия последнего подается к форсунке до.
момента упора верхней тарелки возвратной
пружины 2 в торец втулки плунжера. Регу-
лировка подачи топлива производится ры-
чажным механизмом с эксцентриковой осью 5.
С целью исключения ударов в конце хода
всасывания па поршне 4 предусмотрен ци -
линдрический выступ, образующий воздуш-
ный буфер.
В рассматриваемой системе давление рас
пыливания особенно возрастает в период
сгорания топлива, что создает предпосылки
для обеспечения .благоприятного для рабоче-
го процесса дизеля закона топливоподачи.
Опыт эксплуатации топливных систем с
из рычага 13 и кулачка 12,
часовой стрелки. При ходе
топливо из кольцевого объема,
среднюю часть втулки плуп-
через клапан 9 па торце плун-
газовым приводом плунжера выявил ряд органиче-
ских дефектов, особенно заметных в случае исполь-
зования их па быстроходных двигателях.
В общем для топливных систем с газовым приводом
практически нерешенными являются проблемы общей
надежности и достаточного срока службы конструк-
ции, регулирования угла опережения впрыска и обес-
печения идентичности работы отдельных секций па
многоцилиндровом двигателе.
На мощных тихоходных (87—138 об/мин) двухтакт-
ных судовых дизелях «Доксфорд» применяются акку-
мулирующие топливные системы с гидравлическими
аккумуляторами большой емкости.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
329
Фиг. 22. Топливный насос судового двигателя МН-42: 1 —
кулачная шайба; 2 — ролик; 3 — толкатель; 4 — корпус
привода; ,5 —пружина; 6 —плунжер; 7 —втулка; 8 —гайка;
9 — нагнетательный клапан; 10 —пружина; 11 —канал отвода
топлива к форсунке; 12 — проставка; 13 — кольцо; 14—пробка;
15 — капал; 16 —пробки; 17 —кольцо; 18 —проставка; 19 —
всасывающий клапан; 20 — отсечной клапан; 21 — канал отвода
топлива при отсечке; 22—толкатели верхние; 23 —пружина;
24 — болт регулировочный; 25 — контргайка; 26 — шпиндель;
27 — рычаг; 28 — валик эксцентриковый.
Фиг. 23. Топливный насос «Ганц»: 1 — ограничительная
втулка; 2 — толкатель; з — шток; 4 — регулирующий
клин; 5 — тяга; 6 — клиповой сухарь; 7 — регулиро-
вочный винт; 8'—шариковый клапан; 9—впускной
клапан; 10—плунжер; 11 —пружина плунжера; 12 —
кулак; 13—рычаг; 14—рабочая пружина.
:330
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Фиг. 24. Топливный насос с газовым приводом
для тихоходного дизеля.
_ „„ , . душным приводом плунжера для
Фиг. 26. Аккумулирующая форсун- J спгг
ка ЦНИДИ: 1 — корпус форсун-
ки; 2 — клапан выпуска воздуха;
3 —уплотнительная прокладка; 4—
шариковый клапан; S — вытесни-
тель; в — колпачковая гайка; 7 —
пружина; 8 — обратный клапан;
9 —седло клапана; 10 —пружина
клапана; 11 — аккумулирующий
объем; 12—толкатель; 13—на-
кидная гайка; 14—распылитель.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
331
Индивидуальные на каждый цилиндр двигателя си-
стемы состоят из топливного насоса, аккумулятора
и двух форсунок, размещаемых по обе стороны двига-
теля.
Давление, создаваемое насосами в аккумуляторах,
обычно ограничивается 250—500 кГ/см2.
На фиг. 25 представлена конструктивная схема то-
пливной системы «Доксфорд» с гидравлическим акку-
мулятором 2 и механически управляемым клапаном 3,
обеспечивающим подачу топлива к форсунке 5.
Значительно более простыми представляются топлив-
ные системы с аккумуляторами малой емкости, запа-
сающими топливо только па одни рабочий впрыск.
На фиг. 26 дан разрез аккумулирующей форсунки
конструкции ЦНИДИ.
При работе насоса топливо через обратный клапан 8
нагнетается в аккумулирующий кольцевой объем 11
форсунки и одновременно через косое сверление в кор-
пусе поступает в полость пружины 7, препятствуя
тем самым открытию иглы распылителя.
Впрыск топлива начинается в момент отсечки то-
плива (нагнетательный клапан — с полной разгрузкой
трубопровода от давления, например двусторонний по
фпг. 15).
При этом давление топлива в верхней части форсунки
падает, п игла форсунки поднимается под давлением
сжатого топлива, заключенного в кольцевом объеме.
В подобной системе давление топлива за период
впрыска существенно уменьшается — от максималь-
ного, характерного для заданной цикловой произво-
дительности, до остаточного.
По данной причине вероятная область применения *
рассмотренных систем — высокооборотные двигатели
малой мощности с разделенными и полуразделеннымп
камерами сгорания, не предъявляющими особо высоких
требований к закону топливоподачи.
Топливный насос с воздушным приводом типа Пес-
кара, применяемый на свободпопоршневых генераторах
газа GS-34, представлен па фиг. 27.
Прп его работе топливо плунжером 5 подается через
клапан 3 под плунжер 1 воздушного аккумулятора,
а затем — прп подъеме торцом плунжера внешнего
клапана 4 — перепускается к штуцеру 2, связанному
с трубопроводом высокого давления и форсункой.
Подобный насос позволяет получить оптимальные
фазы топливоподачи независимо от своеобразного
кинематического закона движения приводного механиз-
ма свободпопоршневых дизель-компрессоров и генера-
торов газа (качательное движение), при котором угло-
вые скорости системы привода к моменту начала впрыс-
ка прогрессивно падают.
Топливные насосы распределительного типа
В последнее время в мировой практике дизелестрое-
пия стали получать распространение на маломощных
иысокооборотпых двигателях распределительные топ-
ливные системы с одним (двумя) плунжером и распре-
делителем. Их основным преимуществом, примени-
тельно к мпогоцилпндровым двигателям, является
простота конструкции, малогабаритность и относи-
тельно малая трудоемкость в изготовлении.
С этим связаны и некоторые эксплуатационные преи-
мущества, такие как практическое отсутствие необхо-
димости в подрегулировке системы в процессе работы
и сравнительно высокая равномерность топливоподачи
ио отдельным цилиндрам двигателя.
Существующие насосы указанного типа весьма раз-
нообразны по конструкции и выполняются по принци-
пиально различным схемам.
Последнее обстоятельство объясняется тем, что поиск
наиболее рациональной конструктивной схемы подоб-
ных насосов не завершен и еще имеют место опреде-
ленные трудности в обеспечении их надежности и до-
статочного срока службы.
На фиг. 28 в качестве одной из типичных предста-
влена конструкция сдвоенного распределительного на-
соса марки PSB 12 ВТ с механическим регулятором,
Фиг. 28. Сдвоенный распределительный топливный насос PSB12ВТ
с механическим регулятором «Америкен Бош»: 1 — кулачковый
вал; 2—механический регулятор; 3—корпус насоса; 4—
штуцер высокого давления; 5 —плунжер; 6 —нагнетательный
клапан; 7 — отсечная муфта; 8 — пружины; О — узел толкателя.
выпускаемая фирмой «Америкен Бош» для быстроход-
ных 12-цилиндровых двигателей «Континенталь»
(Л’е = 750 л. с., п = 2500 об {мин).
Такие насосы выпускаются с ходом плунжера 6
и диаметром 10—15 мм и максимальной цикловой по-
дачей до 500 мм3.
При этом, по данным фирмы, фактическая продолжи-
тельность впрыска, применительно к двигателям с не-
посредственным способом смесеобразования, соста-
вляет 8—15° по углу поворота коленчатого вала и 14—
21° для двигателей с предкамерой.
Насос может быть использован на многотопливных
двигателях (бензины и другие топлива), для чего уве-
личенная по диаметру до 17 мм плунжерная пара снаб-
жается дренажной полостью и смазывается от цирку-
ляционной смазочной системы двигателя.
Принцип работы насоса по фиг. 28 определяется
тем, что каждый его плунжер, обслуживающий шесть
цилиндров двигателя, совершает одновременно воз-
вратно-поступательное и вращательное движение. Пер-
вый вид движения обеспечивает обычный процесс
впрыска топлива (регулировка подачи производится
специальной отсечной муфтой), а второй — распреде-
ление впрыскиваемого топлива по цилиндрам двига-
теля.
В порядке модернизации рассмотренной конструкции
фирма выпустила новую модель PSH с ходом плунжера
3,5 дал, диаметром плунжера 8—10 мм и производи-
тельностью до 100 .и3 при сохранении па номинальном
режиме работы прежнего значения максимального да-
вления впрыска — 490 кГ/см2.
Одной из наиболее прогрессивных конструктивных
схем распределительных насосов является схема
332
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
с оппозитным расположением парных плунжеров по
фиг. 29, позволяющая существенно уменьшить механи-
ческую нагрузку на привод и исключить всякого рода
промежуточные силовые передачи.
Фиг. 29. Принципиальная конструктивная схема распредели-
тельного топливного насоса с оппозитным расположением плун-
жеров: а — фаза всасывания; б—фаза впрыска; 1—кулачко-
вое кольцо; 2 — узел ролика толкателя; 3 — плунжер; 4 —
распределитель.
Принцип ее действия несложен и заключается в том,
что при вращении распределителя кинематически свя-
занные с ним роликовые толкатели обкатывают кулач-
ковое кольцо с внутренними кулачками и обеспечивают
возвратно-поступательное движение парных плунже-
ров.
При этом в определенной фазе движения всасыва-
ющие и нагнетательные каналы распределителя попере-
менно совпадают с соответствующими каналами кор-
пуса насоса, в связи с чем осуществляется наполнение
межплунжерного объема топливом и впрыск топлива
поочередно во все цилиндры двигателя.
Количественная регулировка производится дроссе-
лирующим устройством на линии всасывания или за
счет отсечной муфты, аналогичной имеющейся в кон-
струкции распределительного насоса, описанного выше.
Преимущества последней конструктивной схемы рас-
пределительного насоса связаны с возможностью умень-
шения диаметра парных плунжеров и относительного
увеличения срока службы агрегата в целом.
В принципе распределительные топливные насосы,
безусловно, имеют будущее, однако наличие дополни-
тельных подвижных соединений на линии высокого
давления не во всех случаях обеспечивает возможность
удовлетворения ими всех многообразных требований
дизелей.
По этой причине в настоящее время применение рас-
пределительных насосов наиболее эффективно для дви-
гателей с разделенными и полуразделенными камерами
сгорания.
Форсунки
В зависимости от типа примененного распылителя
форсунки делятся на открытые и закрытые; последние
являются наиболее употребительными.
На фиг. 30 и 31 представлены типичные закрытые
гидравлически управляемые форсунки двигателей Д-6
и 2Д-100.
Впрыск топлива в таких форсунках начинается с мо-
мента подъема иглы распылителя под давлением то-
плива, действующего на дифференциальную площадку
иглы снизу и уравновешивающего затяг регулировоч-
ной пружины.
Форсунки снабжены щелевыми фильтрами (вообще
могут и не быть), смонтированными непосредственно
перед распылителем и предохраняющими сопловые
отверстия от засорения.
На многих двигателях устанавливаются форсунки,
размеры которых получили характер международного
стандарта [11].
Это обстоятельство учтено в утвержденном отечест-
венном ГОСТ 10579—63 на форсунки.
Фиг. 30. Форсунка
двигателя Д-6; 1 —
уплотняющая про-
кладка; 2 — игла
распылителя; з —
корпус распылителя;
4 —внутренняя втул-
ка щелевого фильтра;
5 — наружная втулка
щелевого фильтра;
6 — гайка крепления
распылителя и щеле-
вого фильтра; 7 —
штанга; 8 — корпус
форсунки; 9 — пру-
жина; ю —контргай-
ка; 11 — регулиро-
вочная гайка.
Фиг. 31. Форсунка двигателя 2Д-100:
1 — винт регулировочный со штуцером
слива утечек топлива; 2 — контргайка;
з — стакан; 4 — пружина форсунки;
5 — тарелка; 6 — шток; 7 — уплот-
нительное кольцо; 8—щелевой фильтр;
9—корпус форсунки; 10—сухарик;
11 —игла; 19—направляющая иг-
лы; 13 — сопло; 14 и 15 — проклад-
ки.
Важнейшим элементом форсунки является распыли-
тель, представляющий собой прецизионный узел.
В большинстве случаев корнус распылителя или
направляющая иглы неохлаждаемых форсунок изго-
товляется за одно целое с соплом.
Зазор в сопряжении иглы распылителя с корпусом
очень мал и составляет величину примерно от 2 до
5 мк. По данной причине на практике нередки случаи
потери легкоподвижности и зависания иглы из-за
монтажных и эксплуатационных дефектов.
Во избежание зависания иглы из-за перегрева, в от-
дельных случаях применяются так называемые длин-
нокорпусные распылители, у которых прецизионное
сопряжение отнесено от наиболее нагреваемой зоны
по месту уплотняющего корпуса. Пример форсунки
с длиннокорпусным распылителем и специальной фик-
сирующей пружиной, предохраняющей распылитель
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
333
от перекосов при монтаже в крышке цилиндра, пред-
ставлен на фиг. 32.
Для обеспечения надежной работы на более крупных
двигателях применяются форсунки, охлаждаемые во-
дой, топливом или маслом (фиг. 33).
В группе закрытых форсунок особое место занимают
штифтовые форсунки, широко применяемые на двига-
Фиг. 32. Форсунка двигателя МАН с длиннокорпусным распы-
лителем: 1 — уплотнительная наставка; 2 — игла; 3 — корпус
распылителя; 4 — крепежная гайка, 5 — фиксирующий штифт;
6 — фиксирующая пружина; 7 — нажимной фланец; 8
фиксатор; 9—тарелка пружины; 10—ретуширующий винт;
11— колпак; 12— пружина; 13—корпус форсунки; 14 —
штуцер слива топлива; 15 —корпус щелевого фильтра.
телях''малой мощности с предкамерами, вихревыми
камерами и камерами в поршне.
В свою очередь, штифтовые распылители делятся на
нормальные и дросселирующие.
Во-первых, штифт входит в центральное отверстие
корпуса распылителя (фиг. 34) со сравнительно боль-
шим зазором порядка 0,1—0,2 мм, в связи с чем рас-
ход топлива является значительным даже при неболь-
ших подъемах иглы.
Во-вторых, указанный зазор составляет величину,
меньшую 0,015 мм, и расход топлива резко возрастает
только после подъема нижней кромки штифта с диа-
метром выше верхней кромки отверстия с диаме-
тром da. Такое дросселирование в начале подачи бла-
гоприятно сказывается на законе топливоподачи.
Особенностью штифтовых форсунок является изме-
нение эффективного сечения соплового аппарата в за-
висимости от расхода топлива, что делает целесообраз-
ным их применение, в первую очередь, на автомобиль-
ных и тракторных двигателях, работающих в широком
диапазоне чисел оборотов и нагрузок.
Фиг. 33. Форсунка с охлаждаемым распылителем двигателя
VTF50/110 «Вурмайстер и Вайн»; 1 —сопло; 2— соплодержа-
тель; 3 — игла; 4 — направляющая иглы; 5 — колпак; 6 — упор
иглы; 7 —шток; S —тарелка пружины; 9 —пружина; 10 —
фланец крепления стакана форсунки; 11 — фланец крепления
форсунки; 12 — винт регулировочный; 1 з — проставочное
кольцо; 14 —болт длн выпуска воздуха; 15 —тарелка пружины;
16 —кольцо резиновое; 11 —щуп; 18 —стакан для установки
форсунки; 19—нижняя часть винта; 20—кольцо резиновое;
21 — корпус форсунки; 22 — крышка корпуса; 23 — щелевой
фильтр; 24 — сердечник щелевого фильтра; 25 — наконечник
трубопровода высокого давления; А — топливный канал; Б —
канал для выпуска воздуха; В и Г — каналы подвода и отвода
охлаждающего топлива.
В табл. 12 приведены размеры штифтов ряда практи-
чески используемых распылителей применительно
к обозначениям по фиг. 34.
В табл. 13, в соответствии со схемой на фиг. 35,
представлены габаритные размеры некоторых из вы-
пускаемых в настоящее время распылителей.
Многодырчатые и штифтовые распылители определен-
ным образом маркируются. В частности, штифтовые
распылители обозначаются буквами РШ и цифрами,
первая из которых соответствует диаметру штифта, а
вторая — углу конуса струи распыленного топлива.
334
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица Б}
Основные размеры штифтов распылителей
Обозначение распылителя ММ а ₽ V
dl d2 d3 do h ^2 1з it
РШ1Х4 0,876 0,984 3,0 1,022 0,29 0,112 0,168 0,33 56° 30' 66° 5°
РШ1 хб 0,866 0,978 3,0 1,02 0,31 0,126 0,200 0,34 60° 67° 30' 8° 25'
РШ1 х8 0,862 0,998 3,0 1,03 0,30 0,164 0,220 0,34 60° 64° 15° 30'
РШ1.5Х 15 1,43 л г — 0,003 1,э— 0,009 3,0 i г + 0,038 0,018 0,56 0,19 0,24 1,26 60° 70° 20°
РШ2 X 30 1,936 1,484 3,52 2,008 0,492 0,28 0,264 0,62 58° 67° 33' 31° 35'
DN12SD12 0,87 1,006 2,49 1,018 0,648 0,228 0,53 0,95 57° 30' 65° 16°
Таблица 13
Габаритные размеры распылителей, мм
Размерная группа Тип распылителя А b С / g h I 1 u К l B1
Штифтовой 21 2,9 16 6 8 19 27 12,9 13 —
А Штифтовой 25 2,9 17 6 8 19 27 13,9 13 —
б' Штифтовой 32 2,9 22 6 10 30 40 17,8 22
А Нормальный 25 2,9 17 6 8 24,5 32,5 13,9 — 18,5
Б Нормальный 32 3,8 22 6 10 33 43 17,8 25
Г Нормальный 45 4,5 30 8 24 49,5 73,5 24,8 — 26,5
д Нормальный 65 5 42 8 30 62,5 92,5 35,8 — 32,5
А Удлиненный 25 2,9 17 6 25 28,5 33,5 99,0 21 —
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
335
На свободнопоршневых дизель-компрессорах, работа-
ющих в узкой области числа рабочих циклов в минуту
и имеющих короткий нагнетательный трубопровод,
применяются открытые форсунки. Пример такой фор-
сунки с пересекающимися каналами прямоугольного
Фиг. 34. Схема распиливающего ап-
парата штифтового распылителя.
сечения 0,3 X 0,3 мм для дизель-компрессора типа
ДК-2 приведен на фиг. 36.
Такая форсунка дает струю распыленного топлива
с эллиптическим сечением, соответствующую плоской
камере сгорания, образованной днищами сходящихся
поршней дизель-компрессора.
Фиг. За. Схема габаритных размеров штифтовых и многодырча-
тых распылителей.
Аналогичные форсунки, особенно ценные нечувст-
вительностью к перегреву, применяются и на авиаци-
онных дизелях типа «Юнкере».
В отдельных случаях на высокооборотных двигателях
автотракторного типа с разделенными камерами сго-
рания применяются отличающиеся чрезвычайной про-
стотой и компактностью клапанные форсунки (фиг. 37).
Насос-форсунки
Создание насос-форсунок, в которых насос высокого
давления и форсунка объединены в одном агрегате,
4 обусловлено увеличением быстроходности дизелей.
; В разделенных системах обычного типа с относитель-
но длинными нагнетательными трубопроводами уве-
Фиг. 36. Форсунка открытого
типа для дизель-компрес-
сора: 1 — корпус форсунки;
2 — вставка; з — крепежная
гайка; 4 —щелевой фильтр;
.5 —штуцер; в —игла; 7 —
гнездо.
Фиг. 37. Клапанная форсунка: 1 — стяжная гайка; 2—гайка
крепления форсунки в крышке цилиндра; з — корпус форсунки;
4—фильтр; 5—корпус распылителя; 6—игла распылителя
(клапан); 7—пружина клапана; 8—упор; 9—фланец.
личение числа оборотов отрицательно сказывается из-за
упругих колебаний топлива на процессе впрыска.
Это обстоятельство проявляется в дополнительном
подъеме иглы форсунки и подтекании топлива, в ре-
зультате чего может иметь место повышенное нагаро-
образование в двигателях, увеличение износа поршне-
вой группы и втулок рабочих цилиндров.
Упругие колебания топлива существенно искажают
закон подачи, заданный профилем кулачка, и
снижают возможности в части управления этим
336
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
законом. Насос-форсунки в значительной мере свобод-
ны от указанных недостатков, конструктивно весьма
компактны.
На фиг. 38 представлена типичная насос-форсунка
АР-20 для автомобильных двухтактных двигателей
ЯАЗ-204.
Плунжер 7 насос-форсунки АР-20 (диаметр плун-
жера — 6,35 мм) приводится в действие посред-
ством специального толкателя 1 и коромысла. В ниж-
ней части плунжер имеет распределительный вырез,
Фиг. 38.г Насос-форсунка АР-20: 1 —толкатель; 2 —пружина
з — штифт; 4 — паз толкателя; .5 — стопор; в — корпус насос
форсунки; 7—плунжер; 8—шестерня; 9—прокладка стяж-
ной гайки; 10 —основной обратный клапан; 11 —пружина
обратного клапана; 12 — упор; 13 —распылитель; 11 —штуцер;
15 — пружина фильтра; 16 — прокладка штуцера; 17 — фильтр;
18 —регулировочная рейка; 19 —дистанционная втулка; го —
стяжная гайка; 21 — втулка плунжера; 22 — отражатель; 23 —
седло пластинчатого обратного клапана; 21 — пластинчатый
обратный клапан; 25 — седло основного обратного клапана.
а в верхней цилиндрической части — лыску, позволя-
ющую поворачивать плунжер шестерней 8 для регули-
ровки подачи. Конструкция насос-форсунки включает
распылитель 13 с шестью отверстиями диаметром
0,153 мм, и два обратных клапана — пластинчатый
24 и тарельчатый 10, причем последний открывается
при перепаде давлений порядка 35—52 кГ/см*. Во из-
бежание кавитационной эрозии внутренней стенки
стяжной гайки 20 при отсечке топлива втулка плунжера
21 охватывается отражателем 22 из закаленной стали,
который может поворачиваться под действием струи
топлива, вылетающей с большой скоростью из отсеч-
ного окна втулки. Подвод и отвод топлива под давле-
нием 1,5 кГ/см? производится через два одинаковых
штуцера 14, снабженных фильтрами 17 из спеченной
латунной дроби диаметром 0,2—0,3 мм.
В насос-форсунке АР-20 при поминальной подаче
и числе оборотов двигателя 2000 об/мин максимальное
давление распыливания составляет около 1500 кГ/см1
и при уменьшении числа оборотов до 500 об/мин па-
дает до 250 кГ/см*.
Относительно повышенные давления распыливания
предъявляют высокие требования к качеству изгото-
вления плунжерных пар (зазор в прецизионном со-
пряжении плунжера со втулкой составляет 0,75—
1,5 мк) и создают значительные нагрузки на привод.
Недостатком насос-форсунки АР-20 следует считать
подтекание топлива в конце впрыска, в определенной
мере связанное с упругой деформацией привода.
В принципе существуют насос-форсунки самых раз-
нообразных конструкций с распылителями закрытого
типа, с газовым приводом и т. д.
Однако сложность и повышенная требовательность
в квалифицированном изготовлении и обслуживании
насос-форсунок сдерживают их повсеместное рас-
пространение.
3. НОВЫЕ ТЕНДЕНЦИИ
В ПРОЕКТИРОВАНИИ ТОПЛИВОПОДАЮЩИХ
СИСТЕМ
Основные прогрессивные тенденции развития дизе-
лестроения в целом связаны с форсированием дизелей,
особенно путем наддува, с улучшением их экономич-
ности, с увеличением надежности и срока службы ди-
зельных установок.
В этом комплексе общих задач, стоящих перед со-
временным дизелестроением, немаловажным является
также вопрос использования в дизелях различных
сортов топлив с целью обеспечения равномерного
баланса их потребления.
Указанные обстоятельства ставят перед топливной
аппаратурой вполне определенные требования, прежде
всего заключающиеся в существенном увеличении
ее производительности и обеспечении качественного
впрыска топлива в широком диапазоне чисел оборотов
и цикловых подач.
Известно, что индикаторные показатели рабочего
процесса дизеля в значительной степени определяются
законом топливоподачи и, прежде всего, так называе-
мым фактором динамичности цикла, представляющим
собой отношение количества топлива, поданного за
первый период сгорания, ко всему количеству топлива,
поданному за рабочий цикл.
По данным А. И. Толстова [6], с увеличением фак-
тора динамичности цикла максимальное давление
сгорания, а также жесткость работы дизеля резко
возрастают, что способствует ускоренному износу
основных деталей и узлов дизеля.
Таким образом, закон топливоподачи, наравне с дру-
гими обстоятельствами, является фактором надежности
и моторесурса дизелей.
Естественно, что широкую проблему создания про-
грессивных конструкций дизелей следует решать ком-
плексными путями, в которых топливная аппаратура
должна играть роль лишь одного из важнейших эле-
ментов.
По данной причине все мероприятия по улучшению
рабочих свойств топливной аппаратуры для получения
должного эффекта должны сочетаться с мероприятиями,
относящимся к дизелю в целом (улучшение рабочего
процесса и т. д.).
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
337
Форсирование топливоподающей системы
Форсирование топливной аппаратуры обычного типа
по числу оборотов и производительности связано с рос-
том максимальных давлений впрыска, создающих усло-
вия для дополнительного подъема иглы форсунки после
впрыска. Этот подъем иглы возникает по причине
гидравлических колебаний
Фиг. 39. Нагнетательный
клапан с гидравлической
подушкой: dK—диаметр
клапана; 1) —диаметр
головки; с — дросселиру-
ющий вазор; s — вели-
чина дросселирующего
хода клапана; homc —
отсасывающий ход г
топлива в системе высокого
давления при отсечке, вызван-
ных резкой посадкой нагнета-
тельного клапана на седло.
Осуществляется он при плохом
качестве распыливания из-за
относительно низких давлений
впрыска и в несоответствующие
фазы по процессу сгорания —
на линии расширения, что спо-
собствует дымлению двигателя
и росту удельного расхода
топлива.
С целью исключения вред-
ных последствий повышения
давления впрыска, в последнее
время наметился путь приме-
нения нагнетательных клапа-
нов с гидравлическим тормо-
жением при посадке.
На фиг. 39 представлена кон-
структивная схема подобного
клапана, у которого заверша-
ющая фаза посадки клапана
па седло возможна только при гидравлическом тормо-
жении за счет выдавливания топлива через зазор,
образуемый головкой клапана и специальным ворот-
ником корпуса.
Подобные клапаны реально опробованы на дизелях
с высоким наддувом и показали хорошие результаты.
В случае их применения необходимо учитывать осо-
бенность, связанную с относительным увеличением
фактической продолжительности впрыска на 3—4
по углу поворота коленчатого вала двигателя.
Стабилизация процесса впрыска на режимах холостых
ходов и малых нагрузок двигателя
Данный вопрос является составной частью общего
вопроса обеспечения качественной работы топливной
аппаратуры в широком диапазоне цикловых подач
и чисел оборотов.
ц Побьем иглы
'J Услобная отметка
Фиг. 40. Осциллограмма процесса впрыска топливной аппара-
туры дизеля типа 2Д-100 (Д20,7/2 х 25,4) на режиме малых
подач и чисел оборотов; gy = 0,077 г/цикл; пк = 402 об/мин.
Он особенно актуален, когда речь идет о дизелях
транспортного назначения и газодизелях.
Одним из наиболее возможных дефектов работы то-
пливвой аппаратуры в зоне малых подач является
нестабильность впрыска от цикла к циклу.
На фиг. 40 представлена осциллограмма неста-
> бильного процесса впрыска малых порций топлива
' 22 Заказ 1630.
с характерными колебаниями подъема иглы форсунки
и давления впрыска.
Причина данного явления заключается ь конструк-
тивной несоразмерности,применительно к рассматривае-
мому режиму работы, отдельных элементов топливной
аппаратуры, геометрические и регулировочные пара-
метры которой не соответствуют поставленным требова-
ниям в части производительности.
В конкретно рассматриваемом случае объем внутрен-
них полостей системы высокого давления и давления
открытия иглы форсунки таковы, что подаваемая плун-
жером малая порция топлива в силу сжимаемости по-
следнего лишь несколько повышает давление топлива
в системе и только последующая порция оказывается
достаточной для осуществления впрыска.
Таким образом, непременным условием проектиро-
вания топливной аппаратуры, особенно для тепловозных
дизелей и газодизелей, является максимальное умень-
шение объема внутренних полостей системы высокого
давления и уменьшения упругих свойств последней
за счет применения нагнетательных трубопроводов
возможно меньшего внутреннего диаметра и длины.
Стабилизация процесса впрыска топлива в зоне малых
подач в определенных пределах возможна также и пу-
тем правильного выбора величины отсасывающего
объема нагнетательного клапана.
Так, в рассмотренном выше примере (фиг. 40) нагне-
тательный клапан не имеет отсасывающего пояска.
В то же время введение отсасывающего пояска при
соответствующем увеличении производительности плун-
жерного элемента изменением положения регулировоч-
ной рейки, повлечет за собою следующее.
Во-первых, впрыск топлива, осуществляемый при
относительно повышенной производительности плун-
жерного элемента, будет регулярным, поскольку созда-
ваемые при этом повышенные давления обеспечат
систематический подъем иглы форсунки.
Во-вторых, «задаваемая» плунжером топливного на-
соса цикловая подача в процессе каждого единичного
впрыска будет уменьшаться на величину отсасывающего
объема нагнетательного клапана и действие отсасыва-
ющего пояска с неизменностью прервет начавшийся
впрыск на фазе необходимой минимальной производи-
тельности.
Фактическое увеличение в указанном выше опытном
варианте топливной аппаратуры двигателя типа
Д-20,7/2 X 25,4 отсасывающего объема нагнетательного
клапана до 100 лглг3 с параллельным уменьшением вну-
треннего диаметра нагнетательного трубопровода
с 3,5 до 2 мм позволило примерно в 1,6 раза или на
57 % уменьшить предел устойчивых минимальных подач.
Коррекция скоростных характеристик топливоподающей
системы
Коррекция скоростных характеристик имеет важное
значение для улучшения эксплуатационных свойств
дизелей всех назначений.
В соответствии со сказанным в разделе 1, она должна
способствовать расширению диапазона рабочих нагру-
зок дизелей и стабилизации их работы на заданном
скоростном режиме»
Обычный, падающий с уменьшением числа оборотов
характер кривых единичной производительности в зоне
малых подач создает объективные условия для неустой-
чивой работы дизеля на режимах холостых ходов и ма-
лых нагрузок.
При неблагоприятных скоростных характеристиках
топливной аппаратуры любой случайно начавшийся
338
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
процесс незначительного торможения или разгона дви-
гателя вынужденно прогрессирует и двигатель как бы
сам себя тормозит или разгоняет.
Не менее важную роль играет рассматриваемый во-
прос применительно к газодизелям, для которых оче-
видное стремление
кон-
2 —
Фиг. 41. Нагнетательный
клапан-корректор
струкции ЦНИДИ: 1 —
корпус клапана;
клапан; з —дросселиру-
ющий канал; 4—отса-
сывающий поясок.
сократить расход жидкого топлива
обязывает регулировать то-
пливный насос на граничную
подачу запальной порции то-
плива, еще обеспечивающую
воспламенение рабочей смеси
в цилиндрах.
При этом нормальная работа
газодизелей на режимах малых
оборотов по необходимости
влечет относительный пере-
расход жидкого топлива на
всех других режимах работы,
дополнительно усугубляемый
резким увеличением неравно-
мерности подачи в зоне малых
подач.
Коррекция скоростных ха-
рактеристик практические воз-
можна, в частности, за счет
применения нагнетательного
клапана-корректора (фиг. 41), высота подъема кото-
рого, а следовательно, и величина отсасываемого
объема изменяются в зависимости от скоростного ре-
жима топливного насоса.
На фиг. 42, по данным ЦНИДИ, приведен конкрет-
ный пример коррекции скоростных характеристик
топливной аппаратуры для 12-цилиндрового тепловоз-
ного дизеля М-751 и газодизеля ГД-700 мощностью
700 л. с. при п — 1500 об/мин, выполненных на базе
дизеля типа 12418/20 (сплошные кривые); там же
для сравнения приведены исходные характеристики
серийной топливной аппаратуры упомянутого дизеля
с обычным нагнетательным клапаном (штриховые кри-
вые).
Следует отметить, что применение клапана-коррек-
тора одновременно позволило вдвое снизить неравно-
мерность подачи на режиме работы по газодизель-
ному циклу, которая в серийном случае доходила до
150%. '
Данное обстоятельство объясняется относительно
большей стабилизацией процесса работы клапанов-
корректоров, осуществляемого на малых подачах при
небольших абсолютных подъемах клапанов.
В то же время в серийном варианте клапаны, неза-
висимо от цикловой подачи, должны подняться на ве-
личину, всегда большую высоты отсасывающего пояска,
в связи с чем малая цикловая подача, получающаяся
как разность двух больших чисел (производительность
плунжерной пары за вычетом отсасываемого объема),
не может быть достаточно стабильной в количествен-
ном отношении.
Применительно к рассмотренному примеру опытного
газодизеля ГД-700, топливная аппаратура с клапана-
ми-корректорами при средней цикловой подаче, не
превосходящей в диапазоне заданных чисел оборотов
от 800 до 1500 об/мин величин порядка 0,025 г/цикл,
позволила обеспечить нормальный рабочий процесс
газодизеля с расходом жидкого топлива в переводе
на эквивалент не более 12% от общего количества
тепла, потребляемого двигателем на номинальном
режиме.
Аналогичные клапаны-корректоры, испытанные на
тепловозных вариантах дизелей типов Д-6 (6415/18),
М-50 (124Н18/20), судовых типа 436/45 и некоторых
других, позволяют снизить минимально устойчивое
число оборотов двигателя на 25—30%.
Фиг. 42. Скоростные характеристики топливной
аппаратуры тепловозного дизеля М751 и газрди-
зеля ГД-700: серийные —штриховые кривые; кор-
ректированные — сплошные кривые.
Двухфазный впрыск топлива
Как было сказано выше, динамические показатели
рабочего цикла дизеля в существенной степени зависят
от закона топливоподачи.
Данное обстоятельство особенно принципиально па
современном этапе развития дизелестроении, когда
одним из прогрессивных направлений в области совер-
шенствования дизелей является применение наддува,
позволяющего резко увеличить мощность силовых
установок и, в определенной мере, их экономичность.
С точки зрения обеспечения паилучшнх динамических
показателей рабочего цикла дизеля (минимальные да-
вления сгорания и жесткость работы), является жела-
тельной подача относительно малого количества топли-
ва в цилиндр дизеля в течение первой фазы единичного
впрыска, соответствующей периоду задержки воспламе-
нения, и основного количества топлива в последующей
фазе.
Подобного рода подача топлива называется двухфаз-
ной.
По данным И. В. Астахова, двухфазный впрыск
топлива при высоком наддуве быстроходных двигателей
(рк = 2 ат) реально позволяет снизить максимальное
давление сгорания на 6,5%, а жесткость работы на 23%.
В отдельных случаях двухфазный впрыск дает воз-
можность увеличения среднего эффективного давления
до 30% без интенсификации указанных выше динами-
ческих показателей рабочего цикла.
Практически двухфазная топливоподача может осу-
ществляться в виде двойной или ступенчатой подач,
отличающихся друг от друга относительным распре-
делением во времени запальной и основной порции
топлива в единичном впрыске.
В первом случае подача этих порций производится
через определенный промежуток времени, во втором —
следует одна за другой непосредственно.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
339
Примером топливной аппаратуры со ступенчатой
подачей может являться топливная аппаратура двух-
тактных дизелей типа «Поляр».
При этом ступенчатая подача осуществляется за счет
корректирования профилей топливных кулачков и ряда
конструктивных мероприятий по форсункам, позволя-
ющим относительно снизить скорость плунжера то-
пливного насоса и давление впрыска в первый период
впрыска.
На фиг. 43 для указанного примера, по данным
В. А. Хромых, представлены результаты количествен-
ной оценки закона подачи па поминальном режиме
работы дизеля.
Фиг. 43. Закон топливоподачи двигателя «Поляр»: в. м. т. —
отметка верхней мертвой точки; — количество то-
плива, поданное в цилиндр двигателя за период задержки
воспламенения Г;', gy — количество топлива, поданного за
период основного впрыска.
По опытным данным, доля топлива, поданного за
период задержки воспламенения па номинальной мощ-
ности двигателя, составляет всего лишь 9,6% от сум-
марной величины цикловой подачи.
Данное обстоятельство, в частности, создает благо-
приятные условие для использования пизкоцетаповых
топлив, обладающих повышенным значением перпода
задержки воспламенения.
На фиг. 44 представлен конструктивный вариант
плунжерной пары для двойной подачи, разработанный
Пражским дизельным институтом (ЧССР).
Принцип действия данной пары заключается в том,
что начавшийся впрыск при закрытых головкой 3 плун-
жера 2 отверстиях втулки временно прерывается на
период соединения пазом плунжера 5 продольного
кармана 4 во втулке плунжера 1 с отсечным
отверстием 6.
В момент перекрытия кармана 4 и отверстия 6 упомя-
нутым пазом, поджимаемое движущимся плунжером
топливо, вместо форсунки, подается в отсечную полость,
а затем, процесс впрыска продолжается до момента
окончательной отсечки топлива винтовой кромкой го-
ловки плунжера.
С целью обеспечения достаточного срока службы плун-
жерной пары, всасывающее и отсечное отверстия во
втулке разнесены по высоте.
Это обстоятельство дает возможность несколько уве-
личить начальную гидравлическую плотность плунжер-
ной пары за счет некоторого увеличения высоты пере-
мычки плунжера от торца до верхней кромки его
паза.
По результатам испытания опытного двухтактного
двигателя «Шкода» Д110/130 при замене обычной плун-
жерной пары, указанной выше парой и подборе опти-
мальных фаз впрыска, максимальное давление сгора-
ния дизеля на номинальном режиме работы понизилось
22*
па 15—16 кГ/смг, а жесткость работы резко уменьши-
лась.
При этом, за счет уменьшения теплоотвода в воду
(около 7%) и относительного увеличения механического
к. п. д. двигателя, удельный расход топлива снизился,
примерно на 6 г/,л. с. ч.
В рассматриваемом случае объем
первой фазы впрыска составлял,
примерно, 14—15% от всего объема
впрыскиваемого топлива.
По данным ЦНИДИ, плунжерные
пары по фиг. 44 могут дать практи-
ческий эффект только при условии
корректирования профилей топлив-
ных кулачков и применения нагнета-
тельных клапанов-корректоров.
Топливоподающая система для
свободно-поршневых генераторов
газа (СПГГ)
В последнее время в значительной
степени усилились работы в области
создания свободно-поршневых гене-
раторов газа для газотурбинных
3 4
установок.
Интерес к подобного рода уста-
новкам обусловлен целым рядом их
положительных технических особен-
ностей, из которых главными явля-
ются максимальная динамическая
уравновешенность, сравнительно
Фиг. 44. Плун-
жерная пара для
двухфазного
впрыска.
хорошая экономичность и относи-
тельно большая мощность, приходя-
щаяся на единицу объема установки
в целом. Специфичность требований,
предъявляемых СПГГ к топливной’ _______х..._
зана со своеобразностью кинематики движения его
аппаратуре, свя-
синхронизирующего механизма, которая к моменту
необходимости осуществления впрыска обеспечивает
лишь близкие к пулевым значениям скорости плунжера.
Колебательное движение приводного устройства
в СПГГ (пли СПДК— свободпопоршпевых дизель-ком-
ирессорах) существенно затрудняет использование то-
пливных систем обычного типа с механическим приво-
дом плунжера, вынуждая производить впрыск топлива
полностью задолго до внутренней мертвой точки
(в.м.т.).
По данной причине в процессе работы СПГГ или
СПДК имеют место повышенное значение максималь-
ного давления сгорапия и жесткость работы, заведомо
превосходящие практические нормы дизелей обычного
типа.
С целью исключения данного обстоятельства, в свобод-
нопоршневых дизелях нередко применяются более
сложные аккумуляторные системы.
В подобных системах механический привод осущест-
вляет лишь «взвод» топливной аппаратуры и определяет
момент начала ее действия, которое совершается за
счет энергии, аккумулированной в процессе упомя-
нутого «взвода».
Однако стремление к дальнейшему улучшению
рабочего процесса свободнопоршневых дизелей на-
талкивается на дополнительные трудности, связанные
с регулировкой фаз впрыска на различных режимах
нагрузки.
На фиг. 45 представлена разработанная в ЦНИДИ
принципиальная конструктивная схема аккумулятор-
340
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ного топливного насоса с двумя плунжерами, в макси-
мальной степени удовлетворяющая условиям работы
топливной аппаратуры на СПГГ.
Принцип действия рассматриваемой конструктивной
схемы заключается в том, что механически приводи-
мый в движение плунжер 1 за счет сжатия топлива под-
Фиг. 45. Конструктивная схема топливного насоса для СПГГ:
1 —нижний плунжер; 2 —регулировочная рейка для измене-
ния момента начала впрыска топлива; 3 — корпус насоса; 4 —
верхний плунжер; 5—регулировочная рейка для изменения
производительности топливного насоса; 6 — воздушный пор-
шень; 7 — обратный клапан; 8 — кольцевая пружина; 9 — втул-
ка плунжеров; 10 —пружина; А —перепускной канал; Б —
дросселирующий зазор; В —наполнительный канал; Г —отсеч-
ной канал; Д — канал.
нимает плунжер 4 на величину, зависящую от положе-
ния его скошенной кромки относительно перепускного
отверстия А втулки 9.
Тем самым отмеривается вполне определенная пор-
ция топлива, которая подается в форсунку через канал
В в момент открытия скошенной кромкой нижнего
плунжера 1 перепускного отверстия Д. Регулировка
производительности и фаз подачи осуществляется рей-
ками 5 и 2.
Пневмогидравлические топливоподающие
системы
Создание надежных высокофорсированных дизелей
в достаточной мере определяется возможностью усиле-
ния системы привода и уменьшения ее упругой дефор-
мации, нарушающей исходные параметры впрыска.
Так, по данным ЦНИДИ, максимальное давление
впрыска топливной аппаратуры при постановке ее на
форсированный путем наддува одноцилиндровый дви-
гатель 1ЧН23/30 снизилось на номинальном режиме
работы на 150—200 кГ/см2 по сравнению с данными,
полученными на безмоторном стенде.
За счет же различия в упругости привода фактическое
начало впрыска на шестицилиндровом форсированном
двигателе 6ЧН23/30 осуществлялось на 6° по углу по-
ворота коленчатого вала ранее, чем на одноцилиндро-
вом двигателе того же типа.
Для исключения резкого роста механических нагру-
зок в системе привода при наддуве и увеличения надеж-
ности работы двигателя в целом Британская исследо-
вательская ассоциация по двигателям внутреннего
сгорания предложила пневмогидравлическую систему
привода, представленную на фиг. 46.
Принцип ее действия сравнительно прост и заклю-
чается в том, что движение связанного с рабочим плун-
жером 8 поршня 7 осуществляется за счет выдавлива-
ния из полости 1 гидравлической жидкости, на кото-
рую действует упругая мембрана 22, «подпружиненная»
сжатым в полости 20 воздухом.
При этом нагнетание гидравлической жидкости
(обычное дизельное топливо) под давлением порядка
70 кГ/см2 для целей «взвода» системы производится
автономным шестеренчатым насосом, а управление по-
током жидкости — гидравлически уравновешенным зо-
лотниковым механизмом со сравнительно легким
кулачным приводом 2.
Момент впрыока топлива соответствует положению
золотника, при котором гидравлическая жидкость пере-
пускается из полости 1 под поршень 7, из щели 16 в
щель 14, а возврат плунжера в исходное положение —
при перепуске топлива из-под поршня на слив из щели
14 в щель 18 с одновременным заполнением полости 1
от автономного насоса через щель 16. Сливаемое топливо
направляется обратно в расходный бак через холодиль-
ник и фильтр. Клапан 21 предохраняет упругую мем-
брану из синтетического материала от прорыва силами
сжатого в полости 20 воздуха при полностью выдавлен-
ной гидравлической жидкости.
Количественная регулировка подачи в рассматри-
ваемой конструкции осуществляется обычным поворо-
том плунжера, сопровождаемым одновременным по-
воротом поршня 7, регулирующим за счет косого паза
9 момент начала гидравлического торможения плун-
жера после впрыска.
В момент, соответствующий концу процесса впрыска,
косой паз 9 выходит из соприкосновения со специаль-
ным карманом в направляющей поршня 7, и гидравли-
ческая жидкость, будучи замкнута в кольцевом объеме
4, тормозит плунжер.
Подпитка полости 20 сжатым воздухом производится
через штуцер 19 с обратным клапаном.
Непосредственный впрыск сжиженного газа
Особенно в последнее время, в связи с увеличением
производство дизелей, становится актуальным вопрос
обеспечения равномерного баланса потребления различ-
ных топлив нефтяного происхождения м уменьшения от-
носительной потребности в обычном дизельном топливе.
В группе легких топлив сжиженный пропанбутано-
вый газ, при примерно одинаковой весовой калорий-
ности, является «крайним» по своим физическим свойст-
вам (см. табл. 14). Получается он как отход нефтяного
производства и как непосредственный продукт газокон-
денсатных месторождений.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
341
22 21 ю
Масштабы производства сжиженного газа увеличива-
ются по мере развития нефтеперерабатывающей про-
мышленности, что в перспективе дает возможность
широко использовать его как моторное топливо.
Принципиально новый путь непосредственного впры-
ска сжиженного пропанбутанового газа в цилиндр
дизеля сулит громадные преимущества по сравнению
с обычным путем использования этого газа, когда
Фиг. 46. Экспериментальный топливный насос пневмо-
гидравлического типа для двигателей с высоким над-
дувом: 1 — аккумулирующая гидравлическая полость;
2 — кулачковый вал; 3 — кулачок; 4 — гидра-
влическая буферная полость для торможения плун-
жера после впрыска топлива; 5 — рабочая полость;
с — подвижная пластина конденсатора; 7—рабочий
поршень; 8 — плунжер топливного насоса; 9 — регу-
лировочный паз; 10 —соединительный карман; 11 —
неподвижная кольцевая пластина конденсатора
(емкостного датчика) для записи процесса движения
плунжера на осциллографе; 12—державка; 13 —
заплечики рабочего поршня 7 для гидравлического
торможения; 14—щель, соединяющаяся с рабочей
полостью 5; 15—гидравлический уравновешенный
золотник; 16 — перепускная щель для подачи гидра-
влической жидкости от специального насоса в по-
лость 1; 17 —пружина золотника; 18 —перепускная
щель (слив); 19 — штуцер подвода сжатого воздуха
с обратным клапаном; 20 — воздушная полость; 21 —
клапан, предохраняющий мембрану 22 от разрыва
под действием перепада давлений в процессе впрыска
топлива; 22 — разделительная мембрана из синтети-
ческого материала.
Фиг. 47. Конструктивная схема топливной аппаратуры
для непосредственного впрыска сжиженного пропанбута-
нового газа в цилиндр дизеля: 1 — форсунка; 2 — мано-
метр; з —редуктор давления; 4 —баллон со сжатым воз-
духом; 5 — расходный бак; 6 — запорный крап; 7 —
фильтр; 8 — топливный насос.
оказывается необходимой существенная конструктив-
ная переделка дизеля (уменьшение степени сжатия,
установка газосмесителя, системы электрозажигания
и др.), и теряется его универсальность.
При нормальной температуре пропанбутановый газ
находится в жидком состоянии в зависимости от фрак-
ционного состава при давлении около 6—9 кГ1смг,
его объемная теплотворность сравнительно невелика,
а смазывающие свойства незначительны.
Для улучшения воспламенительных и смазывающих
свойств, к сжиженному газу целесообразно приме-
шивать дизельное топливо (5—7% по объему).
Для исключения перебоев при впрыске подкачива -
ющая система должна обеспечивать повышенное давле-
ние (дополнительно на 1,5—2 кГ/см*), исключающее
возможность образования паровых пробок.
Данное давление, предусматривающее и прокачку
сжиженного газа через обычные фильтры, может
быть создано либо за счет дополнительного поджа-
тия газа в баллоне сжатым воздухом, либо за счет
обычных подкачивающих помп.
На фиг. 47 представлена принципиальная схема то-
пливной аппаратуры для непосредственного впрыска
сжиженного газа, реально опробованная в ЦНИДИ на
двигателях типа 48,5/11 и 410,5/13 с вихревыми каме-
рами и типа 418/22 с камерой в поршне.
Учитывая физико-химические свойства сжижеипого
газа (повышенная испаряемость и др.) при испытании
указанных двигателей приходилось относительно уве-
личивать опережение впрыска по углу поворота колен-
чатого вала двигателя да 4—6° (вихревые камеры)
и 10—12° (камера в поршне), а давление затяга пружи-
ны иглы форсунки для вихрекамерных двигателей для
загрублепия распыла регулировать на давление начала
впрыска, на 40—50 кИЧсм1 меньше установленного для
дизельного топлива.
Топливоподающая система для маломощного
высокооборотного двигателя
В отдельных случаях возникает необходимость со-
здания компактных одиночных дизель-генераторных
342
СИСТЕМЫ II ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
установок небольшой мощности с числом оборотов до
6000 об! мин.
Топливная аппаратура такого двигателя, естествен-
но, должна обеспечить большое число подач весьма
малых порций топлива и качественное распиливание
топлива в широком диапазоне чисел оборотов.
Этим требованиям в максимальной степени удовле-
творяет малогабаритная топливная аппаратура аккуму-
лирующего типа, которая одновременно позволяет об-
легчить условия работы топливного насоса и соз-
дать предпосылки для увеличения срока его
службы.
На фиг. 48 представлены поперечные разрезы опыт-
ного топливного насоса с плунжером-золотником и ак-
кумулирующей форсунки конструкции ЦНИДИ. На-
сос выполнен без нагнетательного клапана, что увели-
чивает надежность его работы. В основные функции
насоса входит отмеривание топлива и зарядка гидра-
влического аккумулятора форсунки.
При рабочем ходе плунжера топливо попадает в ак-
кумулирующий объем форсунки через специальное
дросселирующее отверстие А в корпусе 5 форсунки
(рис. 48, б).
При этом игла 8 форсунки прижимается к седлу да-
влением топлива, что исключает какие-либо утечки
топлива из форсунки.
В момент разгрузки нагнетательного трубопровода
от давления путем обычной отсечки топлива, созда-
ющаяся разность давлений приподнимает иглу, которая,
с одной стороны, перекрывает дросселирующее от-
верстие и препятствует обратному перетеканию топлива
из форсунки, а с другой стороны, обеспечивает возмож-
ность распыливания топлива через сопловые отвер-
стия вставки 1 за счет упругих сил сжатого
топлива.
В процессе стендовых испытаний опытного варианта
топливной аппаратуры в границах рабочих цикловых
подач 0,003—0,015 г/цикл была обеспечена стабильность
Фиг. 48. Топливный насос и форсунка для высокооборотного
маломощного дизеля.
а—насос: 1 — корпус насоса; 2—регулировочная рейка;
з — штуцер подвода топлива; 4 — уплотнительное кольцо;
5 — вытеснитель; В — штуцер высокого давления; 7 — плунжер-
ная пара; 8—зубчатый венец; 9—тарелка пружины; 10—
пружина; 11 —тарелка плунжера; 12—стопорный штифт;
13 — толкатель;
б — форсунка: 1 —сопловая вставка; 2—корпус форсунки;
з — пружина иглы; 4 — гайка; -5 — корпус иглы; 6 — накид-
ная гайка; 7 — прокладка; 8 — игла; 9 — шайба; А — дроссе-
лирующее отверстие.
Физико-химические свойства различных топлив
Таблица 14
Топливо Удельный вес у Теплотворная способность Q Температура самовоспламенения °C (а* = 1) Кинематиче- ская вязкость V Сжимаемость р Давление насыщенных (паров рнас «=20° С)
пг/л ккал/л ккал/кг 1 ати 30 ати ест 10вСм2/кГ КГ/СЛ12
Дизельное 0,83-0,86 9 000 10 000 260—370 180— 200 2,5-6,5 80 0
Керосин 0,816 8 400 10 300 340—360 210 93 0
Бензин 0,72—0,75 8 000 10 500 415-500 275 0,6—0,9 250 0,15-0,25
Сжиженный пропанбутаповый газ 0,5—0,55 6 600 11000 490—550 300 0,3 900—1 200 6-9
* а — коэффициент избытка воздуха.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
343
впрыска в пределах до 6000 об!мин с изменением чисел
оборотов в отношении 11 : 1.
Испытания осуществлялись при диаметре плунжера
5 мм его ходе 6 мм, емкости аккумулятора форсунки
0,64 см3 и затяге пружины иглы форсунки 4 кг, что со-
ответствовало давлению начала впрыска 170 кГ!см3.
Следует сказать, что стабилизация подачи при ис-
пользовании рассмотренной системы в силу большого
числа подач требует организации проточной системы
питания топливом под давлением не менее
2,0 kFIcm3.
Сама система сравнительно чувствительна к относи-
тельному осевому положению плунжера и величине
внутреннего объема нагнетательного трубопровода.
Саморегулирующиеся топливные насосы
В соответствии со сказанным выше, в настоящее вре-
мя стали получать сравнительно широкое рас-
пространение распределительные топливоподающие
системы.
При этом общие прогрессивные тенденции в части со-
здания топливных пасосов принципиально нового
тина находят свое завершение в дальнейшем их упро-
щении, касающемся регулятора. Следует заметить, что
насосы с регулированием подачи методом дроссе-
лирования па всасывании потенциально обладают
свойством саморегулирования в силу характерной
Фиг. 49. Распределительный топливный насос с гидравлическим
регулятором (конструктивная схема): 1 — штуцер высокого
давления; 2 — дросселирующая игла для регулировки подачи
топлива; 3 — корректор пружины гидравлического устройства;
I — рычаг управления; 5 — перепускная игла; 6 — поршень
гидравлического устройства; г — пружина; 8 — корпус насоса;
9 — кулачковое кольцо; 10 —плунжер; 11 —топливоподкачи-
вающая шестеренчатая помпа; J2—распределитель.
особенности, при которой цикловая подача является
функцией времени — сечения распределительных
всасывающих органов.
Однако эти свойства недостаточны для качественного
регулирования и требуют «усиления».
На фиг. 49 представлена конструктивная схема про-
грессивного саморегулирующего распределительно о
топливного насоса с гидравлическим усилителем, раз-
работанная ЦНИДИ совместно с Челябинским трактор-
ным заводом для тракторных двигателей типа Д-108
и Д-130.
Принцип работы системы регулирования в данном
случае очень прост.
Во-первых, он обусловлен тем, что изменение скорост-
ного режима работы благоприятно влпяет на величину
времени — сечения органов всасывания насоса. Во-
вторых, при этом благоприятно изменяется и давление,
создаваемое шестеренчатой помпой 11 (фиг. 49) и дей-
ствующее на поршень гидравлического усилителя 6,
связанный с дросселирующей иглой 2.
При такой системе регулирования, например, при
росте оборотов двигателя (сброс нагрузки), подача то-
плива, определяемая уменьшением времени открытия
всасывающих распределительных органов и прикрытием
дросселирующей иглы, резко надает, что восстанавли-
вает первоначально заданный скоростной режим ра-
боты двигателя.
Параметры регулирования обеспечиваются пружиной
7, первоначальный затяг которой для получения необ-
ходимых регуляторных характеристик в широком диа-
пазоне чисел оборотов изменяется посредством кинема-
тического устройства в процессе регулировки рычагом
управления 4 скоростного режима двигателя измене-
нием осевого положения перепускной иглы 5.
Стендовые испытания насоса по представленной на
фиг. 49 схеме показали удовлетворительные результаты,
позволяющие рекомендовать насос в качестве конст-
руктивной базы для разработки промышленного об-
разца.
4. РАСЧЕТ ТОПЛИВОПОДАЮЩИХ СИСТЕМ
Расчет топливоподающпх систем, в первую очередь,
касается выбора основных геометрических размеров
топливного насоса высокого давления, соплового аппа-
рата форсунки и топливного кулачка, обеспечивающих
получение заданных техническими условиями па проек-
тирование параметров впрыска.
Детальный расчет топливоподающих систем дополни-
тельно включает также анализ закона топливоподачи
и характеристик подачи (скоростной характеристики
и других).
Выбор основных размеров топливного насоса
и форсунки
В предлагаемой методике расчета исходным является
выражение, устанавливающее величину единичной про-
изводительности g4 секции топливной аппаратуры,
приходящейся на ход впрыска
где Ne. ц — номинальная мощность цилиндра двигате-
ля, обслуживаемого одной рабочей секцией
топливной аппаратуры;
ge — удельный расход топлива;
пк — поминальное число оборотов кулачкового
вала.
Основные геометрические параметры плунжерного
элемента топливного насоса в зависимости от требуемой
производительности определяются по соотношению
(6)
г лут he T]u
где dn — диаметр плунжера;
he — геометрический полезный ход плунжера;
Ут —• удельный вес топлива;
i]u — коэффициент подачи топливного насоса, ха-
рактеризующий собой величину относитель-
ного использования геометрического полезного
хода плунжера при впрыске топлива.
344
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Практически имеющие место значения коэффициента
подачи для номинального режима работы топливной
аппаратуры целого ряда отечественных двигателей при-
ведены в табл. 15.
Строго говоря, коэффициент подачи топливного
насоса является функцией целого ряда переменных и
конкретно зависит от геометрического полезного хода
плунжера, диаметра плунжера и зазора в прецизионном
сопряжении, числа оборотов насоса, конструкции
нагнетательного клапана, величина отсасывающего
хода и многого др,.
Однако анализ фактических данных (см. табл. 15)
показывает практическую возможность, в первом при-
ближении, свести все многообразие рассматриваемых
зависимостей к условной оценке коэффициента подачи
Цщ топливной аппаратуры обычного типа с плунжером-
золотником только от диаметра плунжера.
При этом в процессе конкретного расчета, естест-
венно, должны быть учтены и всякого рода индиви-
дуальные особенности топливной аппаратуры.
Так, папример, по табл. 15 исключением из общего
правила является топливная аппаратура двигателей
2Д-100 и Т-62, нагнетательные клапаны которых не
имеют отсасывающего пояска (коэффициент подачи от-
носительно велик).
Выпадает из общего правила и топливная аппаратура
двигателей Д-50 (сравнительно длинные нагнетатель-
ные трубопроводы, относительно велик отсасывающий
объем нагнетательного клапана) и Д-6 (малая гидра-
влическая плотность плунжерной пары).
На фиг. 50 представлена ориентировочная зависи-
мость г|г> от диаметра плунжера 'dn для номинальных
величин цикловых подач и соответствующее ей анали-
тическое выражение.
Фиг. 50. Ориентировочная зависимость коэффи-
циента подачи от диаметра плунжера dn.
Несколько более частной является зависимость для
коэффициента подачи, определяемая выражением
где /п — площадь поперечного сечения плунжера;
?отс — отсасывающий объем нагнетательного клапана.
В соответствии с табл. 15 фактическое отношение диа-
метра плунжера к его геометрическому полезному ходу
колеблется в пределах примерно от 2,1 до 6.
Следует заметить, что большая величина данного-
отношения создает предпосылки для уменьшения ко-
Таблица 15-
Некоторые данные топливных систем различных двигателей
Заводское обозначение или марка двигателя ’Мощность дви- • гателя ]Ve, л. с. Число оборотов кулачкового вала пк, об/мин Число оборотов п, об/мин Удельный рас- ход топлива ge, г/л. с. ч Цикловая пода- ча* g^, г/цикл Ход плунжера йп, Л1Л1 Диаметр плун- жера dn, мм Отсасывающий объем нагнета- тельного клала- на Чотс< Л1м3 Средняя ско- рость плунжера Ст, м/сек 1 Коэффициент подачи Геометрический полезный ход плунжера h2, мм 'О II е Si W II £
44 8,5/11 20 750 1500 >. Лч , 225 0,025 7 5 26 0,82 0,62 2,39 2,09 2,93
44 10,5/13 40 750 1500 ~210 0,045 10 6,5 49 1,3 0,67 2,35 2,76 4,26
К-150 80 750 1500 210 0,062 10 8,5 49 1,2 0,78 1,63 5,21 6,14
Т-62 13 600 1200 210 0,076 10 9 0 0,85 0,92 1,51 5,96 6.62
Д-6 150 750 1500 185 0,10 10 10 95 1,12 0,57 2,6 3,9 3,9
М-50 1000 850 1700 185 0,30 12 13 85 1,5 0,85 3,09 4,2 3,88
14 18/22 (опытный) 25 375 750 170 0,18 10 10 35 0,8 0,82 3,25 3,08 3,08
2Д-100 2000 850 850 176 0,35 15,8 13 0 1,4 0,93 3,30 3,94 5,1
64 23/30 (опытный) 450 500 1000 175 0,43 12 16 120 1,2 0,87 2,86 5,6 4,2
64 25/34 300 250 500 175 0,59 12 14 100 0,72 0,87 5,13 2,73 2,34
Д-50 1000 375 750 180 1,24 20,7 20 430 1,05 0,65 7,10 2,81 2,92
64 36/45 • Для дизс 600 льного 187,5 топлива с 375 удельн 175 ым весе 1,56 м vm= 26 =0,86 г/ 20 с.«з. 340 1,1 0,87 6,63 3,02 3,92
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
345'
эффициента подачи из-за меньшей гидравлической плот-
ности плунжерных пар, характерной для малых актив-
ных ходов плунжера.
Меныпая же величина связана с нежелательным
ростом скорости плунжера, долженствующей обеспе-
чить заданную продолжительность впрыска при
относительно увеличенном активном ходе плунжера.
В связи с этим, при расчете геометрических соотно-
шений плунжерного элемента по формуле (6), для
дизелей малых и средних мощностей следует рекомендо-
вать отношение равным 3,0—4,5.
«г
В таком случае выражение (6) можно представить
в значительно упрощенном виде:
dn =(1,55-М ,79) (8)
где T]D уточняется по данным фиг. 50 или выражению
(7) после предварительного приближенного опреде-
ления dn при ориентировочно выбранном значе-
нии
При этом выбор отношения т = в каждом кон-
«г
кретном случае должен осуществляться на базе общих
конструктивных тенденций в части геометрических
размеров плунжерного элемента (относительно малый
ход плунжера при относительно повышенном значении
его диаметра или наоборот).
Представляя г|„ для удобства расчета dn в виде за-
висимости т]„ = 0,775<7®’^), окончательно будем иметь
с ошибкой, не превышающей для диаметров плунже-
ров от 5 до 20 мм ±2%:
3,27/-—
dn (сл,) = d-63 = 1,84) yg-, О)
где g4 — в г/цикл, а ут—в г!см3.
В конечном итоге, расчет диаметра плунжера’можно
производить по выражениям (8) или (9) с выбором по
dfy
’ заданному отношению т = -г— численных коэффициен-
та
тов, соответственно, обозначаемых в выражениях
(8) и (9) через R и 7?х по табл. 16 или фиг. 51. Для
топливной аппаратуры мощных дизелей — с цилин-
дровой мощностью более 200 л. с. — расчетным может
являться выражение (6).
Таблица 16
Значения коэффициентов R и для заданного
dn
отношения -г—
he
S II СО 3 3,0 3,25 3,5 3,75 4,0 4,25 4,5
(СМ) — R~l/ ~RV ы 1,55 1,60 1 । 1,65 1,68 1,72 1,76 1,79
dr \ = п (сл) 3.27г— = Я1 1/ -£к- 1 Ут 1,63 1,67 1,71 1,75 1,79 1,82 1,84
Следует обратить внимание на то, что, в связи с ку-
бическим корнем в выражении (8), в оценке численного-
значения коэффициента т]„ можно допускать сравни-
тельно большую погрешность без заметного искажения,
конечного результата вычислений.
Данное обстоятельство расширяет границы примени-
мости выражений (8) и (9), несмотря на условность опре-
деления T]v.
Геометрический полезный ход плунжера, обеспечи-
вающий необходимую производительность плунжер-
фиг. 51. Величины расчетных коэффи-
циентов R и Я1 в зависимости от от-
ношении т = ——
dn—диаметр плун-
жера; hg — геометрический полезный
ход плунжера.
ного элемента, с очевидностью устанавливается по
отношению
^=4- • (10>
При конкретном проектировании плунжерного эле-
мента расчетная величина he должна быть принята
с запасом в 30—40%, в связи с чем
he. зап — (1,3 4-1,4) hg. (11).-
В случае возможного форсирования топливной аппа-
ратуры по производительности с целью дальнейшего
увеличения мощности дизеля, данный запас должен
быть соответственно увеличен и гарантирован выбран-
ными размерами.
Проектирование золотниковой части плунжера и
определение полного хода плунжера йп следует произ-
водить, исходя из условия обеспечения необходимых
запасов по производительности, а также из условий
обеспечения наполнения надплунжерного объема топли-
вом, совершающегося на части хода плунжера,
и осуществления отсечки топлива при еще достаточных
скоростях плунжера. 1
С учетом последних обстоятельств и фактических
соотношений между hn и he (см. табл. 15), можно
принять
^=-^-=3,0 4-4,25,
he
откуда
hn = m1hg. (12)
1 По данным соображениям, полный ход плунжера не можег
быть меньше двукратной величины полезного геометрического
хода.
346
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
При этом численное значение коэффициента т^,
учитывающее некоторое снижение удельного расхода
топлива двигателем по мере наддува и практическую
возможность относительного увеличения продолжи-
тельности впрыска , рекомендуется выбирать в соот-
ветствии с табл. 17.
Таблица 17
Рекомендуемые значения коэффициента znj
Двигатели
без наддува с наддувом
25% 50% 75% 100%
3—3,25 3,25—3,5 3,5-3,75 3,75-4,0 4,0—4,25
Окончательно выбранный в процессе конкретного
расчета полный ход и диаметр плунжера должен соот-
ветствовать основным параметрам, установленным
табл. 1.
Определение величины требующейся средней скоро-
сти ст плунжера на участке его геометрического по-
лезного хода производится по заданной продолжитель-
ности впрыска (рг, выбираемой из условия наилучшей
организации рабочего процесса двигателя, примени-
тельно к данному его типу, способу смесеобразования,
быстроходности и т. д.
В соответствии с обычными нормами, фактическая
продолжительность впрыска <р по углу поворота колен-
чатого вала топливного насоса
или
<р = (1,34-1,7) <ps
ф
4)3 = (1,3 4-1,7) ’ (13)
откуда, по очевидному соотношению,
(in^hg
ст— —~—
фа
-или, с учетом выражений (5) и (6),
0,127 Ne. ц ge
(14)
(15)
В выражении (13) меньшие значения численного
коэффициента соответствуют более спокойным усло-
виям работы топливной аппаратуры по давлению
впрыска.
Конкретные значения <р для ряда серийно выпускае-
мых двигателей приведены в табл. 5.
Средняя скорость плунжера ст на номинальном числе
оборотов двигателя обычно выбирается в пределах
0,7—1,5 м//сек для четырехтактных и 1,0—2,0 м/сек
для двухтактных двигателей.
В отдельных случаях — на высокооборотных дви-
гателях — ст достигает значения до 3—3,2 м/сек.
В первом приближении, суммарное живое сечение
сопловых отверстий распылителей /с можно оценить
по данным (3J:
где /п — площадь поперечного сечения плунжера то-
пливного насоса;
р — плотность впрыскиваемого топлива (для ди-
зельного топлива р = 0,88 10~3 г • сек2/см4);
pi — активный перепад давления, равный давлению
затяга пружины иглы форсунки pQ за вычетом
давления рс в цилиндре двигателя в конце
хода сжатия; “
N — безразмерный критерий, равный, по данным
[3], 1,5 -;- 2,1 (меньшие значения принимаются
для более напряженных условий топливной
аппаратуры).
Окончательно эффективное сечение распылителей
ц/с1, диаметр и число отверстий выбираются в про-
цессе доводки рабочего процесс двигателя.
Пример. .Рассчитать основные геометрические па-
метры топливной аппаратуры 6-цилиндрового 4-такт-
ного двигателя типа 6425/34 мощностью 300 л. с.
при 500 об/мин, допускающие двукратное форсирова-
ние двигателя по мощности путем наддува.
Удельный расход дизельного топлива (ут =
= 0,86 г/см3) двигателем — 175 г/л. с. ч.
В соответствии с выражением (5),
_ Ne4ge
ёц 60 пк
50-1/5
6^250 =0’59 г^икл-
По табл. 16 при т = = 4,25 и = 1,82,
= 1,823’2^0,687 = 1,82 -0,829 = 1,51 см ж lb мм;
he = ~- = ~^- = Z,77 мм.
т 4,25
Принимая, с учетом возможности дальнейшего уве-
личения цикловой производительности топливного на-
соса, nii = 4,25, имеем по выражению (12) /гп = 4,25 х
X he = 4,25 3,77 = 16,0 мм.
Этот ход плунжера, а также принятый выше диаметр
плунжера соответствуют размерности (исполнению)
Г по табл. 1.
Следует заметить, что размерность плунжерного
элемента с ходом плунжера 16 мм и диаметром 16 мм
полностью совпадает с той, которая, по данным экспе-
римента, рекомендуется для форсирования двигателя
6425/34 путем наддува до мощности 600 л. с.
При фактической продолжительности впрыска на
номинальном режиме двигателя со 100%-ным наддувом
порядка <р = 30° по углу поворота коленчатого вала
двигателя (15,0° по углу поворота кулачкового вала)
и коэффициента «продолжительности впрыска» 1,50
m __ Фк _ 1^ —; 4Q ПО
1,50 ~ 1,50 10,0 ’
откуда в случае наддува требуемая средняя скорость
плунжера при полезном ходе he <=& 7,5 мм (ga =
= 1,1 г/ цикл):
Cm = ^ = 6125010W5 = li.12м/сек.
фг 10,0
1ц — коэффициент расхода сопловых отверстий распылите
лей в обычных случаях, численно равный 0,55—0,70.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
347
Живое сечение сопловых отверстий распылителя
при значении критерия JV = 1,9, силе затяге пружины
иглы форсунки Р = 200 кг/см2, давлении в камере сго-
рания двигателя с наддувом в конце сжатия рс =
= 62 кг!см2 (pi = 200 — 62 = 138 кг/см2) и площади
поперечного сечения плунжера fn = 2,02 см2
. _ 2,02-112 , /~0,88-10~3
'с 1,9 |/ 138 • 103
9,5 а г, Г, Г о
= -Jgg- СМ2 = 0,95 Л4Л42.
Эта величина соответствует фактическому живому
сечению сопловых отверстий распылителя с десятью
отверстиями диаметра 0,35 мм.
Выбор профиля топливного кулачка
Выбор профиля топливного кулачка осуществляется
на базе предшествующих расчетов основных геометри-
ческих размеров топливной аппаратуры й кинемати-
ческой характеристики плунжера топливного насоса
(средней скорости плунжера ст на участке геометри-
ческого полезного хода плунжера).
При этом расчетными являются основные геометриче-
ские размеры рабочего профиля топливного кулачка —
собственно впрыска топлива, что создает определенные
удобства при регулировке топливной аппаратуры на
двигателе по опережению впрыска; второй (фиг. 52, б)
позволяет получить наибольшую среднюю скорость
плунжера на участке его геометрического полезного
хода и в максимальной степени использовать заданный
полный подъем профиля топливного кулачка.
Случай 1 — профиль топливного кулачка с тра-
пецеидальным законом скорости плунжера. Схема
геометрических фаз процесса впрыска топлива и вели-
чина хода плунжера топливного насоса для рассма-
триваемого профиля кулачка в зависимости от угла
поворота ак представлены на фиг. 52, а.
По данной схеме заданной геометрической продол-
жительности впрыска фг соответствует неизменная
скорость плунжера сх.
Основные соотношения по профилю топливного кулач-
ка определяются из условия равенства фактической
площади трапеции в координатах «скорость плун-
жера — угол поворота кулачка» и некоторой условной
площади, характеризуемой неизменной скоростью сх
плунжера на протяжении всего подъема плунжера.
В соответствии с принятыми обозначениями
1
сх и = ст (фг ф2) cmtps.
б) б)
С С U
Фиг. 52. Типичные характеристики профилей топливных кулачков: с—Скорость плунжера; h — подъем плунжера; ак—угол
поворота кулачкового вала; стах — максимальная скорость плунжера; ст—средняя скорость на участке хода плунжера Д3;
с0 — скорость, соответствующая началу геометрического полезного хода плунжера (началу подачи); сх—средняя скорость за
период полного хода плунжера hn; hn — полный ход плунжера (подъем профиля топливного кулачка); ^—геометрический
полезный ход плунжера; а — угол подъема профиля топливного кулачка; <рг — продолжительность фазы подъема плунжера до
момента геометрического начала подачи топлива; срг — геометрическая продолжительность впрыска; ф2 — продолжительность
фазы отсечки топлива; а—трапецеидальный закон скорости плунжера; б—треугольный закон с равными скоростями плунжера
в начале и конце впрыска; в — треугольный закон с использованием участка восходящей ветви скорости.
угол подъема и величина полного подъема профиля,
обеспечивающие заданные параметры впрыска топлива
по продолжительности йодачи.
На практике наиболее часто используются профили
топливных кулачков, определяющие трапецеидальный
и треугольный, или близкие к ним законы изменения
скорости плунжера в зависимости от угла поворота
кулачкового вала (фиг. 52).
Первый из указанных профилей (фиг. 52, а) характе-
ризуется неизменной скоростью плунжера в процессе
Поскольку по выражению, связывающему скорость
плунжера сх с числом оборотов кулачкового вала пк,
Сх~—а— °ТКуДа Сх а = &JlKhn'
то
1
&nKhn = -g- ст (фг -J- ф2) -j- ст фг.
348
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ИЛИ
[1 1
—g- №1 Ф») 4" Фэ =
Г 1 11
= Ст "2*(а—фа) + фг = ~2~ ст (аН~фг)•
1
2
Таким образом,
_____12пк^п
Ст~'а+<ра ’
12пк/гп
а = —---------фг-
ст
(17)
(18)
Полученные выражения (17) и (18) весьма удобно
применять для численной оценки практических возмож-
ностей конкретных топливных кулачков модернизи-
руемых двигателей или, с учетом равенства (15), для
расчета угла подъема профиля кулачка а, гарантиру-
ющего получение необходимой средней скорости плун-
жера ст без предварительных графо-аналитических
построений профиля.
В отдельных случаях выражения (17) и (18) целе-
сообразно использовать для уточнения величины пол-
ного хода плунжера hn по заданным другим величинам.
Вполне очевидно, что рассчитанный по приведенным
формулам профиль топливного кулачка надлежит про-
верить по величине создаваемых им ускорений плун-
жера, которые не должны выходить за пределы, до-
пускаемые по условиям надежности и механической
прочности системы привода топливного насоса в це-
лом.
Значения ускорений плунжера на участках срх и
ф2 (фиг. 52, а) будут равны:
ст _
ti ~ Ф1 ’ 2“' фз ’
откуда
/1 1 '
Ф1 + Фа — 6 • пк • ст ——|- ——
или, поскольку
Ф1 + Фа = « —фг, то
/ 1 1 \
а — фг = 6лк • ст / —— -J-- I .
Для максимального использования профилей ку-
лачков целесообразно принимать ускорения ш, и иъ
постоянными и равными по абсолютной величине,
что обычно
В связи
имеет место и на практике,
с этим,
„ m 12пкст
(X — <р8 ---------
и,
откуда
12пкСт
а —<ра
“’Son-
(19)
ш =
Допускаемые ускорения плунжера u,gon обычно со-
ставляют 150—400 м/секг; jsjia высокофорсированных
двигателей они в отдельных случаях достигают вели-
чины до 500 м/сек2 и' более.
При фактических ускорениях плунжера, превыша-
ющих допустимые нормы, расчет профиля топливного
кулачка должен быть повторен для увеличенных значе-
ний диаметра и хода плунжера с соблюдением всех
требований, изложенных выше.
Следует заметить, что в расчетных формулах (17)
и (18) значение геометрической продолжительности
впрыска фа против исходной ее величины в выражении
(14) или (15) следует принимать, примерно, с 15—20%
запасом, учитывающим возможную перегрузку двига-
теля, закономерное увеличение активного хода, по мере
износа топливной аппаратуры, а также обстоятельства,
связанные с регулировкой опережения впрыска на дви-
гателе изменением осевого положения плунжера.
Построение профиля топливного кулачка с основны-
ми размерами и а легко осуществляется, так назы-
ваемым, «обратным» построением профиля по заданной
кривой скорости.
При этом в рассчитанных границах угла поворота
кулачка строится заданная кривая скорости плунжера
и соответствующая ей кривая пути плунжера (центра
ролика толкателя) на чертеже профиля кулачка.
Для обеспечения достаточной точности графическое
построение профиля производится в увеличенном мас-
штабе.
Собственно, профиль топливного кулачка предста-
вляет собою огибающую дуг, вычерченных из произволь-
ных точек кривой пути центра ролика толкателя радиу-
сом, равным принятому радиусу ролика толкателя
(см. фиг. 55).
В случае получения у вершины кулачка малого ра-
диуса закругления (менее 2—2,5 .кл), определяющего
повышенные отрицательные ускорения плунжера, или
даже отрицательного значения того же радиуса, расчет
кулачка следует повторить при увеличенных значениях
диаметра dn и хода hn плунжера.
Случай 2. Профиль топливного кулачка с тре-
угольным законом скорости плунжера (фиг. 52, б).
В результате математических операций, аналогичных
приведенным выше, для случая равных скоростей плун-
жера в начале и конце впрыска
6щЛп (2<Х — фг) t
Ст---------- ч
бЛяЛпЧ” (б^кЙ-п — ст ф3)
ст
(20)
(21)
Для симметричного треугольного закона скорости
24“кСт
2а—фг '
(22)
Практически весьма частыми являются случаи, ког-
да в качестве рабочего используется только участок
восходящей ветви скорости 1(фиг. 52, в).
По данной причине для возможности использования
для впрыска топлива средней части хода плунжера
приходится заведомо нарушать симметричность за-
кона скорости,
Естественно, что ускорения плунжера на различных
ветвях скорости при этом не могут быть одинаковыми
по абсолютной величине.
По аналогии с предыдущим
_ (2ф1Н~фг)
т~ а(Ф1 + фг)
(23)
где — угол поворота кулачка от нулевого положе-
ния до момента начала активного хода плунжера..
Вводя обозначения К = — и учитывая, что а =
— Ф1 + фа + фг, нетрудно получить иное выражение!
6nKhn ^2--2^-2#)
Cm= a(l_K) ’ (24)
ТОПЛИВОЙОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
349
откуда
бЛкЙ-п (1-/Г) -|“
__-|-У^б01— К) [б^к^п (i—К)— ст фг] *
““ Ст (1-Ю
Для фактически выполненных профилей кулачков
г. <Ръ
топливных насосов отношение К = -=- лежит в пре-
а
делах 0,32 4- 0,42.
По фиг. 52, в нетрудно видеть, что наибольшее ус-
корение плунжера и>2 соответствует нисходящей ветви
скорости.
Это ускорение является исходным для расчета плун-
жерной пружины, долженствующей обеспечить неиз-
менный контакт ролика толкателя с профилем топлив-
ного кулачка, и равно
Таблица 18
Значение коэффициента К для реальных соотношений
Фа а ('21 у \ а ) _1_ ( М 2 \ а / чт1 я=2ли ст 1
0 0 0 0 1
0,1 0,01 0,05 —0,005 1,045
0,2 0,04 0,10 —0,020 1,080
0,3 0,09 0,15 —0,045 1,105
0,4 0,16 0,20 —0,080 1,120
0,5 0,25 0,25 -0,125 1,125
Зависимости (17) и (20) позволяют осуществить
сравнительную оценку профилей различного т^па.
Так, если взять отношение
%._Ст. г__бДк^п (2я—ф3) (а -|- фа)
Ст 1 а212
то после преобразований
2 а 2 а
В табл. 18 и на фиг. 53 приведены данные по величине
Фа
К в зависимости от отношения которое для топлив-
ной аппаратуры дизелей лежит в пределах 0,12 -? 0,4.
Фиг. 53. Отношение К средних скоростей плунжера для профи-
лей топливных кулачков с треугольным и трапецеидальным.
<Рв
ааконами скорости в зависимости от отношения <р3—угол
поворота кулачкового вала, соответствующий геометрическому
полезному ходу плунжера Да; а — угол полного подъема профиля
топливного кулачка.
Как видно по табл. 18, средние скорости плунжеров
для профилей топливных кулачков с треугольным за-
коном скорости при прочих равных условиях на 6—
12% выше.
Это обстоятельство следует учитывать при форси-
ровании топливной аппаратуры.
* Знак «минус» перед корнем в формулах (21) и (25) опущен
из-за нереальности получаемого при этом значения угла а.
Пример 1. Определить угол подъема а профиля
топливного кулачка для двигателя типа 423/30 по
фиг. 54, соответствующий заданным исходным усло-
виям и необходимый для построения профиля.
Фиг. 54. Характеристики профиля топливного ку-
лачка двигателя типа 423/ 30: h — величина
подъема плунжера; с — скорость плунжера; ак —
угол поворота кулачкового вала; пк = 500 об/мин.
Заданные величины
Полный ход плунжера hn, мм.......... 12
Средняя скорость плунжера на участке
активного хода ст, м/сек............ 1,0 2
Номинальное число оборотов кулаякового
вала пк, об/мин ................... 500
Продолжительность участка постоянной
скорости плунжера <р3» град...... 15,5
Ускорение плунжера w, м/секг ...... 155
По формуле (18)
12 • 500 • 0,012
“ 1,02
15,5 = 55°,
350
. СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ИСКО-
менее
опыт-
8
1,28
что тождественно равно фактическому значению
мого угла по фиг. 54.
По формуле (19)
12-500-1,02 ... , .
= —ее—ге~е— = 155 м сек* 2 * 4,
55 —15,5
что также равно фактическому значению w и
предельно допустимой величины ускорения.
Пример 2. Определить основные размеры
ного топливного кулачка для унифицированного то-
пливного насоса, разработанного заводом им. С. М. Ки-
рова в г. В. Токмак для двигателей типов 48,5/11,
410,5/13 и 412/14 (фиг. 55).
Заданные величины
Полный ход плунжера Дп, мм .......
Средняя скорость плунжера на участке
активного хода ст, м/сек..........
Номинальное число оборотов кулачкового
вала пк, об/мин ..................
Геометрическая продолжительность впрыс-
ка <ра, град .....................
Максимальное (отрицательное) ускорение.
плунжера w2, л1/сек2..........s . .
<Р2
Отношение К=-Х±_..................
а
750
8,5
415
0,32
По формуле (25)
6 • 750 • 0,008 (1 — 0,32) + /6 • 750 • 0,08 (1 — 0,32) [6 • 750 • 0,08 (1 —0,32) —128 • 8,5] _
1,28(1 — 0,32)
25,4+/25,4 (25,4—104)) 25,44118,3
а, с учетом некоторого отклонения
на
по
Это значение
закона скорости
прямолинейного,
(52°).
По формуле (26)
72nj? hn
Wc> —--------=
0,87
0,87
восходящей ветви по фиг. 55 от
существу равно действительному
72^ hn 72.7502 • 0,008
К а2 ~ 0,32 • 49,42
= 417 м/сек*,
что по существу не отличается от величины, указанной
выше.
Гидродинамический расчет процесса топливоподачи
Гидродинамический расчет процесса топливоподачи
базируется на волновых уравнениях, общий интеграл
которых имеет вид:
Р =
1
с—----
a q
Fit- — + —
I а \ а
(28)
с —
t —
X —
Ро —
где р — давление топлива;
скорость;
текущее значение времени;
текущая координата длины трубопровода;
начальное
воде;
скорость
в топливе
плотность
(остаточное) давление в трубопро-
а —
распространения волны давления
(обычно 1200—1600 м/сек);
топлива.
е-
Таким образом, по уравнениям (28) величины давле-
ний и скоростей движения топлива в топливной си-
стеме в процессе впрыска рассматриваются как алге-
браические суммы прямых и обратных волн, соответ-
ственно представляемых функциями F И —иг
W
Применительно к определенным этапам впрыска,,
уравнения (28) решаются совместно с граничными усло-
виями для двух крайних сечений нагнетательного-
трубопровода высокого давления I— I и II—II
(фиг. 56).
В общем случае граничные условия связаны законами
движения плунжера, нагнетательного клапана и иглы
форсунки и, естественно, непосредственно зависят и.
от геометрических параметров топливной аппаратуры —
объемов VH, v'H, V& (фиг. 56) и т. д.
Из-за относительной сложности аналитических вы-
ражений конкретный расчет процесса топливоподачи!
производится методом конечных разностей.
Для сечения I—I в общем случае рассматриваются'
этапы: 1) от начала движения плунжера до открытию
нагнетательного клапана; 2) от конца предыдущего эта-
па до полного пере-
крытия впускных
окон торцовой кром-
кой плунжера; 3) до-
выхода разгружа-
ющего пояска из на-
правляющей седла;
4) до начала откры-
тия отсечного окна;
5) до входа пояска-
клапана в направляющую седла; 6) до посадки нагне-
тательного клапана и полного окончания впрыска.
Для сечения II—II процесс впрыска разбивается
на этапы: 1) от начала повышения давления до начала-
движения иглы форсунки; 2) до момента упора иглы
в ограничитель; 3) до начала ее посадки; 4) до посадки1
ее на седло.
Для сечения I— I в первом этапе расчетное уравнение,
составляемое на базе уравнения сплошности движения
топлива в конечных разностях, имеет вид:
= 49,4°.
F Рн РК1
“н де
где
2
— (Рн— Рве) 1 (29)'
а — коэффициент сжимаемости топлива (сГ=
= 0,00008 см2/кг);
Phi Рн1 — конечное и начальное давления в камере
гнетания насоса на границах участка
Af — выбранный промежуток времени.
Искомой величиной в уравнении (29) является
значения
клапана:
вление рн, рассчитываемое до численного
давления открытия Рн. к нагнетательного
4
Рн. к—~1—(Ро+Рк)>
Jk
на-
Д1;.
да-
(30)' ,
радиусом
где /к — площадь, определяемая средним
уплотнительного конуса клапана;
Во втором этапе, начинающемся с момента начала
открытия нагнетательного клапана, к форсунке пойдет
волна давления.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
35f
Для сечения I—I основные волновые уравнения (28)
принимают форму:
p'H = P0 + F(t)-W(t)-, '
1 (31)
c' = T^tF(<)+^ (01-
уравнением сплошности для объема VH
aV
' dp'H =
« dt
1k dt Tt
(34)
В конкретном расчете представленные выше диффе-
ФИГ. 55. Характеристики профиля экспе-
риментального кулачка унифицированного
топливного насоса для двигателей типов
48,5/11, 410,5/13 и 412/14: h— величина
подъема плунжера; с—скорость плунжера;
ак — угол поворота кулачкового вала;
пк — 750 об/лит.
Фиг. 56. Принципиальная расчетная
схема топливоподающей аппаратуры:
сп — скорость плунжера; fn — площадь
поперечного сечения плунжера; VH —.
объем камеры нагнетания насоса; ри —.
давление топлива в камере нагнетания
насоса; ц0 — коэффициент расхода
топлива через впускные (отсечные) окна втулки плун-
жера; /о —площадь открытия впускных окон; р—давле-
ние во всасывающей полости насоса; м — приведенная масса
нагнетательного клапана; hK—величина подъема нагнета-.
тельного клапана; dK — диаметр нагнетательного клапана;
б — жесткость пружины нагнетательного клапана; V —
объем штуцера насоса; рн — давление в штуцере насоса (сечение
I—I нагнетательного трубопровода); с' —скорость топлива
в сечении I— I трубопровода; /р — площадь проходного сечения
трубопровода; L —длина трубопровода; с" —скорость топлива
в сечении II—II нагнетательного трубопровода; р" —давление
топлива в сечении II—II трубопровода (объем камеры распы-
лителя); Л — подъем иглы форсунки; d—диаметр иглы;
/ — площадь поперечного сечения иглы форсунки;
Ро — давление начала подъема иглы форсунки; б' — жесткость
пружины иглы форсунки; — коэффициент расхода топлива
через конусное уплотнение иглы; fu — проходная площадь по
Граничные условия второго этапа определяются:
дифференциальным уравнением движения нагнета-
тельного клапана
>^г+^к+/л=/к ; (32)
конусу иглы; си — скорость движения топлива в проходном сече-
нии под конусом иглы; р$—давление топлива за конусным уплот-
нением иглы форсунки; цс —коэффициент расхода сопловых
отверстий распылителя; /с — суммарная площадь поперечного
сечения сопловых отверстий; сс — скорость истечения топлива
из сопловых отверстий; Уф — объем камеры распылителя; т —
приведенная масса движущихся частей форсунки; рс — давле-
ние среды, в которую осуществляется впрыск топлива; —
секундный расход впрыскиваемого топлива.
уравнением сплошности (баланса расходов топлива)
для объема VH
а ~о" Рвс^
dkK
~‘к~аГ ’
(33)
Третий этап отличается от предыдущего отсутствием
обратного перетекания топлива на линию всасывания,
что требует лишь частичной корректировки предыдущих
уравнений граничных условий (исключается члец
Но /о (Рн ~ Рве) в выражении 33).
В четвертом этапе топливо поступает непосредст-
венно в объем FH.
352
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
При обычном угле конуса седла нагнетательного
клапана в 90° проходная площадь /*' под пояском кла-
пана с достаточной точностью определится выражением
/к л* 2,22 drhK, в связи с чем уравнения граничных усло-
вий примут вид:
М^А+д/1к+4рк=/к(рн-Рн) - (35)
где f*. — площадь поперечного сечения направляющих
перьев нагнетательного клапана;
dpH
Ct Ин =fnCn 2,22 dft (йк ^отпс) Р-к X
X /4 (рн~ рн) ~fK СК - (36)
г у
где home — высота отсасывающего пояска;
— коэффициент расхода в проходном сечении
под конусом клапана;
, dp'u
ct VH = 2,22 dK (hft home) x
x У “4 (p«—Pm)+4c»s—frc (37)
Аналогичным образом составляются уравнения гранич-
ных условий и для других этапов.
Расчет процесса топливоподачи у форсунки (сечение
II—II на фиг. 56) в принципе исходит из того, что
поступающее в сечение II—II и вытекающее через
отверстия распылителя форсунки топливо частично
остается в камере распылителя в сжатом состоянии
и заполняет объем, освобождаемый иглой форсунки
при ее движении вверх.
Граничное условие первого этапа записывается в оче-
видной форме
аГ93^- = /тс'. (38)
Уравнения (28) для сечения II—II имеют вид
(39)
(40)
После определения давления р" из системы уравне-
ний (38) и (40), решение уравнений (39) дает практиче-
скую возможность определения величины отраженной
волны w( t 4- —.
\ а /
Второй этап характеризуется подъемом иглы фор-
сунки и впрыском топлива через сопловые отверстия.
При этом граничные условия определяются уравне-
ниями сплошности и движения иглы форсунки:
aV^=fTe’~^efe^~f^ (41)
-где си — скорость движения иглы;
т = (/“Ро)+^ (РДРа) ’ <42)
где РА — атмосферное давление.
Величина р&, необходимая для решения уравнений
(41) и (42), находится из условия
fuCu — fccc
или
U-ufu у -4 (p"-p^)=pc/c У ~г (р^-Рс) • (43)
' У 'У
Примерная зависимость от величины подъема
иглы h представлена на фиг. 57.
Фиг. 57. Зависимость коэффициента истечения
от подъема иглы h форсунки.
В процессе третьего этапа, когда игла прижата к
упору, граничные условия определяются только одним
уравнением:
fe сс- (44)
CIS
В четвертом этапе граничные условия аналогичны
таковым во втором этапе.
Представленная выше принципиальная схема гидро-
динамического расчета процесса топливоподачи более
подробно рассмотрена в работе [1].
На фиг. 58 и 59, по данным [1 ], приведены результаты
конкретного расчета по представленной выше методике
процесса впрыска топлива топливной аппаратуры
с плунжером-золотником и нагнетательным клапаном
с отсасывающим пояском для быстроходного дизеля;
там же для сравнения приведены экспериментальные
данные.
Проведенные исследования показывают, что до 85—
90% топлива впрыскивается при закрытых всасы-
вающих и отсечных окнах втулки плунжера, поднятом
нагнетательном клапане и игле форсунки, отжатой
до упора.
Эти обстоятельства позволяют упростить расчетную
методику и распространить почти на весь процесс
впрыска обобщенные выражения.
Так, по И. В. Астахову [2], при условии, что отра-
женная волна не достигает насоса до момента открытия
отсечных окон, для скорости плунжера, изменяющейся
по линейному закону
/т ак 4
F т fnCn пп nnfnCnl с 6”К“ С“ 'СР
= -—aq — aQ—i—г —
J р J р
/ /т ая \
_ t бп^а Са Уи. сру /пЬа2 82 ак У». ср (45)
fr
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
353
где ст — скорость плунжера в начальный момент
рассматриваемого периода;
VH. ср — средний объем VH за период от полного
перекрытия всасывающих до открытия отсеч-
ных окон;
ак — угол поворота кулачкового вала насоса;
пк — число оборотов кулачкового вала;
Ь — угловой коэффициент при t в формуле для
выражения скорости плунжера.
Фиг. 58. Расчетная и эксперимен-
тальная кривые изменения давле-
ния р" в форсунке быстроходного
дизеля в зависимости от угла пово-
рота ак кулачкового вала топлив-
ного насоса.
воподачи топливной аппаратуры быстроходного дизеля.
5. КОНСТРУИРОВАНИЕ ПРЕЦИЗИОННЫХ
ДЕТАЛЕЙ ТОПЛИВОПОДАЮЩИХ СИСТЕМ
Плунжерные пары
Нормальная работа топливной аппаратуры в значи-
тельной степени зависит от качества изготовления
плунжерных пар, долженствующего обеспечить свобод-
ное движение плунжера во втулке и исключение уте-
чек топлива в процессе впрыска.
Выполнение этих условий возможно только при вы-
сокой точности и чистоте рабочих поверхностей плун-
жера и втулки. Типовые технические Требования,
предъявляемые к плунжерным парам топливных на-
сосов дизелей, устанавливаются ГОСТ 9927—61.
23 Заказ 1630.
Указанный ГОСТ предусматривает оптимальные за-
зоры между плунжером и втулкой в поперечном сече-
нии, проходящем через отсечное окно втулки, в соот-
ветствие с табл. 19.
Таблица 19
Диаметральные зазоры между плунжером н втулкой
по ГОСТ 9927—61
Диаметр плунжера, мм Зазоры, juk, не менее
до 6,5 1,5
более 6,5 до 8,5 1,8
» 8,5 » 12 2,0
» 12 » 16 2,5
» 16 » 20 2,8
» 20 » 28 3,0
» 28 » 36 3,3
» 36 4,0
При этом величина гидравлической плотности плун-
жерной пары, определяемая путем опрессовки послед-
ней профильтрованной смесью дизельного топлива с
маслом вязкостью 9,9—10,9 ест при 20° С и давлении
в надплунжерном пространстве 200 + 10 кГ/см2 при
положении плунжера, соответствующем максимальной
подаче, должна быть не менее 15 сек.
В качестве материала плунжера и втулки выбираются
стали ШХ15 по ГОСТ 801—60 или ХВГ по ГОСТ 5950-51
с последующей термообработкой для стабилизации
микроструктуры (рекомендуется обработка глубоким
холодом) и придания необходимой твердости (HRC
не менее 58).
Допускается изготовлять плунжерные пары из стали
марки 25Х5М с последующим азотированием.
Класс чистоты сопрягающихся поверхностей плун-
жера и втулки принимается не ниже V12 по
ГОСТ 2789—59, а для пары с гладкими плунжерами не
ниже \?11.
Распределительные кромки доведенных поверхностей
пары (торцовая и наклонная кромки на головке плун-
жера и у окна на втулке) должны быть острыми, без за-
валов, фасок, забоин, выкрашивания и заусенцев.
Отклонение отсечной кромки от заданной геометри-
ческой формы должно быть не более 0,02 мм по длине
рабочей поверхности кромки.
Конусность плунжера и втулки допускается не более
0,6 мк на 20 мм длины рабочей поверхности плунжера
или втулки при условии, что наибольший диаметр плун-
жера и наименьший диаметр втулки будут находиться
со стороны пространства сжатия топлива в насосе.
Корсетность, бочкообразность и овальность цилинд-
рических поверхностей плунжера и втулки (по внут-
реннему диаметру) допускается не более 0,5 мк.
Плоскостность уплотнительного торца втулки долж-
на проверяться стеклянными пластинками для интерфе-
ренционных измерений, причем при диаметре втулки
до 20 мм допускается не более двух интеференционных
полос, а свыше 20 мм — не более трех.
Допускается проверять плоскостность уплотнитель-
ного торца втулки по эталонному образцу, который,
будучи приложен к уплотнительному торцу, должен
удерживаться силами атмосферного давления при лю-
бом положении втулки.
354
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
-Притереть
Фиг. 60. а — плунжер-золотник и
втулка плунжера топливного насоса
двигателя Д-6; б — гладкий плунжер и
втулка плунжера двигателя M6V40/46.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
355
Поверхности соприкосновения при этом должны
быть сухими и обезжиренными.
Плавность перемещения плунжера во втулке прове-
ряется при тщательно промытых и смоченных дизель-
ным топливом деталях. Плунжер, выдвинутый из втул-
ки на */з своей длины, должен свободно перемещаться
во втулке под действием собственного веса при любом
угле поворота (вокруг своей оси) относительно втулки,
установленной в вертикальном положении.
Для плунжера диаметром до 7 мм допускается при-
менять добавочный груз до 10 г.
В соответствии с ГОСТ 9927—61, гарантийный срок
службы плунжерных пар, при условии надлежащего
их хранения и соблюдения правил эксплуатации, опре-
деляемых инструкцией завода-изготовителя, соста-
вляет 2500 ч для быстроходных и 4000 ч работы для
остальных дизелей в течение 12 месяцев со дня отгрузки
потребителю.
Плунжер и втулка должны иметь возможно более
простую, симметричную и жесткую конструкцию, сво-
дящую до минимума возможность поводки при термо-
Простейшим по конструкции является шариковый
нагнетательный клапан, применяющийся преимущест-
венно в открытых форсунках и нередко в сдвоенном
варианте.
Коническое седло под шарик (стандартный для
шарикоподшипников) выполняется с углом при верши-
не конуса 90° или несколько меньше.
Твердость седла должна быть на 10—15 единиц
HRC ниже твердости шарика, что позволяет получить
уплотняющий поясок простым пристукиванием шарика
без притирки.
Пружины клапана — сравнительно слабые, в связи
с чем клапан прижимается к седлу преимущественно
давлением топлива.
В насосе на фиг. 23 шариковый клапан вообще не
имеет пружины, а уплотняющая поверхность образо-
вана пристукиванием шарика к выходной кромке ка-
нала с диаметром 0,75—0,8 от диаметра шарика-.
Практически более надежными в работе и весьма
широко применяемыми являются клапаны с конической
уплотняющей поверхностью, на которых распвостпа-
няется ГОСТ 8334-57. F
б
Фиг. 61. Нагнетательный клапан топливного насоса Д-6:
а —клапан; б — корпус клапана (направляющая).
обработке, а также под действием монтажных и рабо-
чих нагрузок, нагрева при работе двигателя.
На фиг. 60 а а б приведены примеры конструктивного
выполнения плунжеров и втулок для насосов с плунже-
: ром-золотником и гладким плунжером.
Нагнетательные клапаны
Нагнетательные клапаны в системах с открытыми
форсунками препятствуют проникновению газов из
рабочего цилиндра в форсунку, а в системах с закрыты-
ми форсунками стабилизируют процесс топливоподачи.
Особенно для быстроходных дизелей нагнетательные
клапаны следует снабжать ограничителями подъема,
иоторый должен быть достаточным для открытия про-
ходного сечения, на 30—50% превышающего проход-
5 ное сечение нагнетательного трубопровода.
I 23*
• Детали такого клапана (клапан и седло) с отсасыва-
ющим пояском для топливного насоса Д-6, типичные
для топливных систем с плунжером-золотником, пред-
ставлены на фиг. 61. , ’
В соответствии с указанным выше стандартом, клапан
и корпус клапана должны изготовляться из стали марки
ШХ15 по ГОСТ 801—60 и в обоснованных случаях —
из стали ХВГ по ГОСТ 5950—51, а клапаны, кроме
того, — из стали 18ХНВА по ГОСТ 4543—61 с последу-
ющей цементацией на глубину 0,5—0,8 мм (готовый
клапан) или цианированием на глубину 0,25—0,4 мм.
Твердость термически обработанных деталей должна
быть в пределах: для клапана HRC = 56 — 62, для
корпуса HRC = 60 — 64.
Клапаны и седла комплектуются с диаметральным
зазором по отсасывающему пояску 2—5 мк, контроли-
руемым гидравлической или пневматической опрессов-
кой при приподнятом клапане (должно быть исключено
356
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
влияние зазора под запорным конусом на результат
контроля).
Проверка запорного конуса нагнетательного кла-
пана на герметичность осуществляется опрессовкой
воздухом под давлением 4—5 кГ/см’1 в течение 15 сек
или 5—7 кГ{см? — 10 сек.
При этом пропуск воздуха через запорный конус не
допускается.
Класс чистоты обработки уплотнительного торца кор-
пуса клапана должен быть не ниже vll по ГОСТ
2789—59, запорных конических поверхностей и напра-
вляющих цилиндрических поверхностей для клапана
с разгрузочным (отсасывающим) пояском V10, а на-
правляющих цилиндрических поверхностей клапана без
разгрузочного пояска и его корпуса v9.
Размеры отсасывающего пояска обычно устанавли-
ваются экспериментальным путем, так чтобы остаточ-
ное давление в нагнетательном трубопроводе обеспе-
чивало стабильную работу топливной аппаратуры,
особенно на режимах холостого хода и малых обо-
ротов.
В первом приближении, величину отсасываемого
клапаном объема можно считать равной изменению
объема топлива в нагнетательном трубопроводе и фор-
сунке при уменьшении в них давления от давления
закрытия иглы до желаемого остаточного давления.
Распылители
В отличие от других прецизионных элементов распы-
лители работают в условиях повышенных темпера-
тур.
Это обстоятельство обязывает с особой вниматель-
ностью относиться к вопросам правильного выбора мате-
риала распылителя, зазоров между иглой распылителя
и ее цилиндрической направляющей, обеспечения долж-
ного качества изготовления, правильного монтажа фор-
сунки на двигателе и т. д.
На распылители закрытых форсунок дизелей распро-
страняется ГОСТ 9928—61.
* Детали распылителя должны изготовляться: корпус
распылителя (или направляющая игла) — из стали
марки 18Х2Н4ВА по ГОСТ 4543—61; для распылителей
с приставным сопловым наконечником (пластиной)
допускается корпус изготовлять из стали марок ШХ15
по ГОСТ 801—60 или ХВГ по ГОСТ 5950—51 с последу-
ющей термообработкой; сопловый наконечник (пласти-
на) — из стали ХВГ, ШХ15 или Р18 по ГОСТ 5952—51;
игла распылителя — из стали Р18.
- Корпус распылителя (или направляющая иглы) из
стали марки 18Х2Н4ВА должен подвергаться цемен-
тации с глубиной слоя на рабочих поверхностях в пре-
делах 0,5—0,9 л«л1.
• Детали распылителя должны быть подвергнуты тер-
мообработке, стабилизирующей размеры.
Твердость деталей, изготовленных из стали
18Х2Н4ВА, должна быть не менее HRC5& (на уплот-
нительных торцах корпуса распылителя допускается
ЯЛ С 54).
Твердость корпуса распылителя, соплового нако-
нечника (пластины) и иглы распылителя, изготовлен-
ных из сталей ХВГ, ШХ15 или Р18, — не менее HRC 60.
Отклонения от правильной геометрической формы
деталей распылителя пе должны превышать указанных
в табл. 20.
Класс чистоты обработанных поверхностей по ГОСТ
2789—59 должен быть не ниже:
V12 — внутренней сопрягающейся с иглой цилиндри-
ческой поверхности, корпуса распылителя, на-
правляющей иглы и самой иглы;
v9 — уплотняющих конических поверхностей кор-
пуса распылителя и направляющей иглы;
v 10 — уплотняющей конической поверхности иглы
на ширине притертого пояска;
v 11 — уплотняющих торцов деталей распылителя.
С целью устранения зависания иглы при работе, ве-
личина зазора в нижней части сопряжения иглы с на-
правляющей выбирается не менее 1,5 мк.
Таблица. 20
Отклонение от правильной геометрической формы
деталей распылителя по ГОСТ 9928—61
Наимено- вание деталей Наименование отклонений Величина допускаемого отклонения в мм, не более
Корпус распы- лителя илп направ- ляющая иглы К онусность внутренней ци- линдрической поверхности,со- прягающейся с иглой 0,002
Корсетность и бочкообраз- пость внутренней цилиндри- ческой поверхности, сопряга- ющейся с иглой 0,001
Граненность отверстия под иглу в пределах чувствитель- ности измерительных прибо- ров с ценой деления 1 мк пе допу- скается
Овальность внутренней ци- линдрической поверхности, сопрягающейся с иглой 0,0005
Биение уплотняющего ко- нуса относительно внутренней цилиндрической рабочей по- верхности 0,004
Игла Биение уплотняющего ко- нуса относительно цилиндри- ческой рабочей поверхности 0,002
Корсетность и бочкообраз- ность цилиндрической рабочей поверхности 0,001
Граненность цилиндрической поверхности иглы в пределах чувствительности измеритель- ных приборов с ценой деления 1 мк не допу- скается
При этом плотность распылителей, контролируемая
посредством гидравлического испытания профильтро-
ванной смесью дизельного топлива с маслом вязкостью
9,9—10,9 ест. при 20°, должна соответствовать указан-
ной в табл. 21.
Плотность в запорном конусе иглы для распылите-
лей, пе проверяемых на стенде с аккумулятором, опре-
деляется путем создания в форсунке давления топлива
на 15—25 кГ’.см2 меньше, чем давление подъема иглы
форсунки; в течение 20 сек не должно наблюдаться
образования капель.
ТОПЛИВОПОДАЮЩИЕ СИСТЕМЫ
357
Таблица 21
Величина плотности распылителей
Типы распылителей Плотность в сек, не менее Падение давления кГ/см2
Многодырчатый 15 от 350 до 300
Штифтовый, бес- штифтовый и много- дырчатый удлинен- ный 5 от 200 до 180
Если разность между наибольшим и наименьшим
суммарными расходами топлива через сопловые отвер-
стия распылителя, отнесенная к их полусумме, соста-
вляет величину более 10%, то распылители разбиваются
на группы.
Запорный конус иглы имеет угол при вершине, при-
мерно, на 1° больший, чем конус седла в корпусе рас-
пылителя.
Такое выполнение обеспечивает достижение плот-
ности после незначительной притирки или даже сов-
сем без притирки конуса.
Ширина притертого пояска на уплотняющем конусе
новых игл не должна превышать 0,4 мм.
Гарантийный срок службы распылителей составляет
1500 ч работы для быстроходных и 2000 ч для остальных
а
$17 Ш3
$13+0-3 _
$11,3^
М,9±0,1
у 10
R0,2
УШ
1— CD
СТ
Контроль
$9±0,
$5,610,15
59°±Ю"
$5,3
$1,7 - о’,2
Фиг. 62.
я 7отв. $0,25 сверлить,
на равном расстоянии,
отклонение угла между
смежными отверстиями
не более 15 °
Распылитель двигателя Д-6; а — корпус
распылителя, б — игла.
Суммарный расход топлива через распиливающие
отверстия проверяется проливкой распылителя при
постоянном перепаде давлений на специальной установ-
ке, обеспечивающей турбулентное истечение топлива,
или па пневматическом приборе с ротаметром.
в течение 12 месяцев со дпя отгрузки продукции по-
требителю.
На фиг. 62 представлены детали распылителя дви-
гателя Д-6, в принципе типичные для большинства
отечественных двигателей.
358
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ГЛАВА II
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕИ
1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ВОЗМОЖНОСТИ
ГАЗОТУРБИННОГО НАДДУВА
При газотурбинном наддуве дизеля возможны два .
основных способа использования энергии.
1. Энергия потребляемая компрессором равна энер-
гии, вырабатываемой турбиной; в этом случае турбо-
компрессор (ТК) представляет собой автономный аг-
регат, механически не связанный с двигателем. Такая
схема обеспечивает высокие экономические показатели
при максимально возможной простоте конструкции
и имеет наибольшее распространение..
2. Энергия, вырабатываемая турбиной, не равна
энергии, потребляемой компрессором. Небаланс энер-
гии передается от двигателя к ТК (или наоборот) за
счет применения механической связи ротора ТК с колен-
чатым валом двигателя, что ведет к существенному
усложнению конструкции. Эта схема применяется, как
правило, при наддуве двухтактных дизелей в тех
Р
3
8
2 d
•о 5
12
11
V
Vc
13
и энергия, срабатываемая в турбине, определяется
площадью 5—6—7—9—5 (Т2). Энергия, соответству-
ющая площади 9—10—Ь'—9 (Li) в этом случае почти
полностью теряется на завихрения при перетекании
газов из цилиндра в выхлопной трубопровод. Исполь-
зуется лишь незначительная часть энергии, идущая
па повышение температуры газов перед турбиной.
Энергетический расчет для этого случая изложен
в п. 5. При таком способе использования энергии до-
вольно трудно осуществить продувку камеры сжатия,
так как получение рк > рт возможно только при до-
статочно высоком к. п. д. турбокомпрессора и малых
сопротивлениях всасывающего и выхлопного трактов,
что не всегда удается обеспечить. Отсутствие продувки
ведет к существенному снижению цикловой подачи
воздуха. Кроме того, площадь d—И—12—8—d являет-
ся потерей индикаторной мощности двигателя и ведет
к росту расхода топлива. В целях улучшения коэффи-
циента наполнения и снижения работы насосных ходов
желательно снизить давление в трубопроводе в период
выхлопного хода за счет использования энер-
гии Li. Использование этой энергии возможно
за счет снижения потерь на перетекание в на-
чальный период выхлопа и уменьшения завих-
рений, что достигается правильным профили-
рованием выхлопного канала в пределах головки
цилиндра и скорейшим выравниванием давле-
Vh(<PnpJ>
Фиг. 63. Область малых давлений диаграммы р—Удля четырехтактного двигателя.
случаях, когда не удается обеспечить баланс мощно-
стей турбины и компрессора, не ухудшая существенно
продувку и наполнение цилиндра. Иногда эта схема
применяется для передачи избыточной энергии от
турбины к двигателю, что может иметь место при вы-
соких температурах и высоких давлениях наддува.
При оценке энергетических возможностей выхлоп-
ных газов удобно пользоваться диаграммой процесса
расширения газов в координатах р — V.
Для случая наддува четырехтактного двигателя эта
диаграмма имеет вид, приведенный на фиг. 63.
Кривая 1—2 представляет процесс сжатия воздуха,
поступившего в цилиндр, кривая 3—4 учитывает затра-
ты на сжатие воздуха, прошедшего через цилиндр в пе-
риод продувки, а площадь!—2—3—4—1 представляет
работу, затраченную на сжатие воздуха, потребляемого
на один цикл.
В том случае, если при умеренной длине выхлопного
трубопровода его объем достаточно велик, то в нем
устанавливается примерно постоянное давление ртр
ний в цилиндре и выхлопном трубопроводе при пре-
дельно осуществимом уменьшении объема выхлопного
трубопровода. Подробнее особенности проектирования
выхлопных систем рассмотрены в п. 2.
При правильно подобранных фазах газораспределе-
ния и достаточном интервале между выхлопами из
цилиндров, объединенных одним трубопроводом, кри-
вая давления в цилиндре будет проходить через точки
10, 13, 8, что обеспечит значительный перепад давле-
ний на продувку в период нахождения поршня вблизи
в. м. т. при одновременном существенном снижении
потерь энергии на насосных ходах.
Подбор фаз газораспределения играет в этом случае
существенную роль. Так малое опережение открытия
выхлопного клапана может повести к повышению ра-
боты насосных ходов (при некотором увеличении
давления наддува), что поведет в итоге к росту ртр
И ge-
В случае наддува двухтактного двигателя диаграмма
имеет вид, приведенный на фиг. 64. Все обозначения
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
359
аналогичны фиг. 63. Давление рт соответствует уста-
новившемуся давлению в период продувки и практи-
чески мало меняется как в системе постоянного, так
и в системе переменного давления. Перепад давления
Др Рк Рт
—-------------, необходимый для качественного осу-
Рк Рк
ществлепия продувки определяется здесь применяемой
р
4
V
Vl
М~<Рлр)
Обозначим отношение, определяющее предельный
возможный энергетический выигрыш при использова-
нии системы переменного давления через KL.
Li
£2 '
Допустим, что отношения ра1рк, рг1рк, рт!рк и показа-
тель политропы расширения п2 не зависят от давления
наддува. В этом случае в принятых координатах ин-
дикаторные диаграммы для различных давлений над-
дува совпадают по всем участкам, кроме линии р0,
так как pjpK падает с ростом рк. Тогда энергия Li
для всех давлений наддува изображается одной и той
же площадью, а площадь, изображающая энергию L2,
растет при росте давлениия наддува. Следует заметить,
К
Фиг.64. Область малых давлений диаграммы р—V для двухтактного двигателя.
системой наддува и совершенством органов газораспре-
деления. В системе наддува постоянного давления,
из-за низкой температуры выхлопных газов, баланс
энергий при необходимой величине Др/рк, как правило,
что энергия Li растёт при росте рк, однако при этом од-
новременно изменяется масштаб диаграммы и графиче-
ское изображение Li остается неизменным. Из графика
фиг. 65 легко получается зависимость KL от рк; при
этом с ростом рк, KL стремится к единице (фиг. 66).
Практически никогда не удается использовать энер-
гию Li полностью. Полное использование Li имело бы
место в том идеальном случае, если выхлоп из цилиндра
производился непосредственно на сопла турбины. Меж-
ду цилиндром и турбиной всегда имеется трубопро-
вод большего или меньшего объема и сечения, поэтому
всегда имеют место потери части энергии Li, и к турбине
подводится энерги kLi, где к колеблется в пределах
Vh300
>4
V
Фиг. 65. Область малых давлений в координатах —— V для двухтактного двигателя.
Рн
не имеет места и приходится применять кинематически
связанный ТК, подводя недостающую энергию от дви-
гателя. В системе с переменным давлением часто удает-
ся обеспечить баланс энергий даже при работе на ча-
стичных нагрузках. Это существенно упрощает систему
наддува и улучшает экономичность дизеля. Для оценки
энергетических возможностей системы с переменным
давлением построим диаграмму в относительных коор-
динатах р/рк и V, применительно к наиболее интерес-
ному случаю наддува двухтактного дизеля (фиг. 65).
0,2—0,6 и составляет чаще всего 0,2—0,3 для четырех-
тактных двигателей и 0,35—0,45 для двухтактных.
Диаграмма в координатах р/рк — V удобна для ана-
лиза влияния на баланс энергий величин Тт/рк и Др
продувки.
Как следует из фиг. 66 энергетические преимущества
системы с переменным давлением уменьшаются при
повышении рк. Из этого однако не следует, что такие
системы нецелесообразно применять при давлениях
наддува выше 1,4—1,5 ат.
360
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЙ АГРЕГАТЫ
При работе двигателя на частичных нагрузках всегда
имеет место снижение рк и в этом случае применение
импульсной системы наддува обеспечивает баланс
энергии турбины и компрессора, несмотря на снижение
2 4 5 6Р^
Фиг. 66. Зависимость Kj, от рн для различ-
ной степени использования энергии Li.
температуры выхлопных газов, что делает возможным
наддув двухтактного двигателя свободным турбоком-
прессором без каких-лцбо других продувочных средств.
При сравнительной оценке систем постоянного и
переменного давления применительно к четырехтакт-
ным двигателям необходимо иметь в виду, что приме-
нение раздельной выхлопной системы ведет к некото-
рому повышению рт ср надрт про9 в период хода выхло-
па и энергетический выигрыш определится отношением
Фиг. 67. Влияние ттрд- на экономичность двигателя.
действительной мощности потока к мощности соответ-
ствующей расширению газов от давления рт про9 до
давления рг. Сравнение действительной энергии с энер-
гией, определяемой перепадом рт ср — р2 дает зани-
женное значение прироста мощности.
При применении свободного турбокомпрессора для
наддува четырехтантного двигателя влияния общего
к. п. д., т]тк и рк на удельный расход топлива ориенти-
ровочно может быть оценено по фиг. 67. В настоящее
времи общий к. п. д. турбокомпрессора лежит в преде-
лах 0,55—0,64 и его изменение в указанных пределах
не оказывает существенного влияния на ge при малых
рк. Определяющим при выборе системы наддува являет-
ся влияние т]ткна наполнение двигателя. Если вели-
чины т]тк и Тт таковы, что высокий коэффициент на-
полнения уже обеспечен, то их дальнейшее повышение
существенно не изменяет экономичности двигателя.
Последнее относится к умеренным давлениям наддува.
При вйсоких рк<==>2 — 2,5 влияние т]тк на ge достаточ-
но значительно и при высоких значениях
Применение кинематически связанного ТК чаще
всего имеет место при наддуве двухтактных двигате-
лей с существенным перепадом давления на продувку,
где свободный ТК не обеспечивает нормальной работы.
Часто в таких случаях применяются свободный ТК
и приводной компрессор, работающие последовательно
119].
При наддуве четырехтактного двигателя применение
кинематически связанного ТК е передачей энергии от
турбины на коленчатый вал может обеспечить сущест-
венное снижение удельного расхода топлива. Приме-
нение турбины постоянного давления с давлением перед
турбиной рт > рк обеспечивает использование на тур-
бине значительной доли энергии (фиг.168).
Перепад давлений рт — рт бал (тдерт 6ал — давле-
ние перед турбиной, обеспечивающее баланс энергий
турбины и компрессора) обеспечивает использование
энергии определяемой площадью, ограниченной конту-
ром 1—2—3—4—1, с к. п. д. т]т;(пусть =т]т) , (
\ кз /
в то время как двигатель теряет при этом энергию,
определяемую площадью, ограниченной контуром' i
5—6—7—8—5, а энергия, определяемая контурами
6—7—9—6, представляет дополнительно использо- •
ванную энергию. За счет применения такой схемы
можно иметь существенное снижение расхода топлива. ;
на номинальных режимах. ;
Существенным недостатком последнего способа •
является неизбежное снижение коэффициента наполне-
ния двигателя. Кроме этого, применение кинематически
связанного ТК ведет к большим затратам энергии i
на сжатие воздуха на частичных нагрузках. Удовлет- ,
верительная экономичность на частичных нагрузках
может быть получена при применении двух агрегатов: ,
свободного турбокомпрессора и турбины, отдающей
энергию на коленчатый вал двигателя; это решение-
поведет к существенному усложнению конструкции j
и может быть оправдано только для двигателей, рабо- >
тающих значительное время на нагрузках, близких а
к номинальной. .1
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
361
2. ВЫХЛОПНЫЕ СИСТЕМЫ ДИЗЕЛЕЙ
При проектировании выхлопных трубопроводов не-
обходимо учитывать характер ' изменения давления
в них с тем, чтобы полнее использовать энергию выхлоп-
ных газов и повысить коэффициент наполнения дизеля.
Изменение давления в выхлопном трубопроводе за-
висит от числа цилиндров, объединяемых одним трубо-
проводом, объема и длины трубопровода и других фак-
торов.
Можно представить два идеальных граничных случая:
1) выхлоп в трубопровод бесконечно большого объема;
2) выхлоп в турбину без выхлопного трубопровода.
В первом случае .давление в трубопроводе будет
постоянным
р
и равным рт, во втором —давление перед
турбиной будет переменным и
равным давлению в цилиндре
двигателя. Все реальные выхлоп-
ные системы являются промежу-
точными между этими крайними
случаями.
Для случая выхлопа из одного
цилиндра в трубопровод конеч-
ного объема изменение давления
т(<р1
Фиг. 69. Влияние объема трубопровода на импульс давления
перед турбиной: 1-— давление в цилиндре; 2—давление в вы-
хлопном трубопроводе; 3 — давление наддува; ------•— обыч-
ный объем трубопровода; -------очень малый объем; —-------
большой объем.
в трубопроводе имеет вид, приведенный на фиг. 69. Чем
меньше объем трубопровода, тем раньше происходит
выравнивание давлений в цилиндре и трубопроводе
(полное выравнивание давлений не имеет места, однако
перепад давлений между цилиндром и трубопроводом
становится незначительным) и полнее используется
энергия. Период выхлопа из одного цилиндра длится
около 240° поворота коленчатого вала для четырех-
тактных двигателей и около 120° поворота коленчатого
вала для двухтактных двигателей.
В системе с использованием энергии потока постоян-
ного давления один трубопровод объединяет выхлоп
из многих цилиндров и выхлопы из отдельных цилин-
дров накладываются один на другой, однако, полного
выравнивания давления, как правило, пе происходит
и пики давления в начальный период выхлопа домини-
руют над колебаниями давления, вызванными волно-
выми явлениями. В качестве примера на фиг. 70 приве-
дена осциллограмма давления в выхлопном трубопро-
воде двигателя 6ЧН10, 5/13 при его работе с объеди-
нением выхлопа пз всех цилиндров. Имеющие место
подъемы давления в данном случае совпадают с перио-
дами перекрытия фаз выхлопа и наполнения и могут
существенно снизить коэффициент наполнения двига-
теля. Даже при весьма большом объеме выхлопного
трубопровода эти подъемы могут быть существенными
и превышать 0,2—0,3 кПсмг. Поэтому при подборе фаз
газораспределения двигателя с неразделенным выхлоп-
ным трубопроводом полезно произвести осциллогра-
фирование выхлопной системы. В тех случаях, когда
при работе на установках возможно высокое противо-
давление, применение значительного перекрытия фаз
выхлопа и наполнения ведет к существенному снижению
T|v и целесообразна работа с минимальным перекрытием
без продувки.
Прп организации разделенной выхлопной спстемы
группировку цилиндров следует производить таким
Фиг. 70. Давление в объединенном выхлопном трубопроводе
шестицилиндрового четырехтактного двигателя: 1 — р давление
в выхлопном коллекторе; 2 —среднее давление перед турбиной.
образом, чтобы импульсы не накладывались друг на
друга, т. е. интервал между вспышками цилиндров,
объединяемых трубопроводом, был не менее 240° для
четырехтактных дизелей и не менее 120° для двухтакт-
ных.
При проектировании выхлопных систем следует
учитывать целый ряд требований, выполнение которых
обеспечивает более полное использование энергии £1.
При проектировании новых двигателей желательно учи-
тывать предполагаемую систему наддува и организовать.
Фиг. 71. Благоприятная форма выхлопных каналов:
а — двухтактного и б — четырехтактного двига-
телей.
соответствующим образом поток выхлопных газов
в головке цилиндра (тоже в выхлопных окнах двух-
тактного двигателя с контурной продувкой или проти-
воположно движущимися поршнями), например так,
как это показано на фиг. 71.
Как уже отмечалось выше, основные потери энергии
Z/j (см. фиг. 63, 64) имеют место в начальный период
выхлопа, до момента выравнивания давлений в ци-
линдре и трубопроводе. Сокращение потерь будет
иметь место в том случае, если удастся снизить расход
газов, перетекающих из цилиндра в трубопровод, в на-
чальный период выхлопа. Для этого необходимо сокра-
щать объем трубопровода и предельно резко открывать
выхлопные органы. Сокращение объема трубопровода,
лимитируется компоновочными соображениями и ско-
ростными потерями энергии.
362
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Импульс давления в целом определяют следующие
безразмерные величины [9]:
Фр = —-----отношение давления в цилинд-
Рг
ре в момент открытия выхлоп-
zT-. ав!кл. эф. max
Фо'ц-~Ук н/60
ного клапана и давления за
турбиной;
— характеристика пропускной
способности выхлопного кла-
пана;
Фвл = ^кл' 8£й~ тек — закон открытия выхлопного
1кл. эф. шах
клапана;
-г
Фт_ —-------------относительное сечение выхлоп-
р !кл. эф. max
ного трубопровода;
2£т 6п
фе =-----Р.-----время пробега трубопровода
атр „ „ ,
звуковой волной в оба конца,
измеренное по углу поворота
коленчатого вала;
Фт = ат ?т — характеристика пропускной
Ид /60 способности турбины.
Для двухтактного двигателя кроме перечисленных
"величин следует ввести
наполнение цилиндра:
,гт> апр fnp. эф. max
Фк-^-—и^Тбб---------
,Т, /пр. эф. тек
1пр — 7---~------
1пр. эф. max
-Здесь: ре — давление в
клапана;
параметры, характеризующие
характеристика пропускной
способности продувочных окон;
закон открытия продувочных
окон.
цилиндре в момент открытия
ав — скорость звука, соответствующая парамет-
рам газа в точке в (фиг. 63 и 64);
Vh. — объем цилиндра;
п — число оборотов двигателя в минуту;
/кл. эф. max — максимальное эффективное сечение
выхлопного клапана;
/кл. эф. тек — текущее эффективное сечение выхлопного
клапана;
/тр ~ площадь трубопровода;
£Тр — длина трубопровода;
аТр — скорость звука, соответствующая пара-
метрам газа в трубопроводе;
аТ — скорость звука, соответствующая пара-
метрам газа перед турбиной;
fT — эквивалентное отверстие для турбины;
«пр — скорость звука, соответствующая пара-
метрам воздуха в продувочном рессивере;
fnp. эф. max — максимальное эффективное сечение про-
дувочных окон.
/пр. эф. тек — текущее эффективное сечение продувоч-
ных окон.
Эти величины являются критериями подобия; при их
равенстве импульсы давления в выхлопных трубопрово-
дах одинаковы. Последнее обстоятельство дает возмож-
ность при расчете турбокомпрессоров и подборе фаз
газораспределения использовать кривые давления, полу-
ченные при исследовании двигателей, имеющих подоб-
ные критерии выхлопа. Влияние отдельных критериев
ла характер импульсов изложено в работах [15, 23].
3. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ ДВИГАТЕЛЕМ
К ТУРБОКОМПРЕССОРУ
Существующие дизели можно разбить на три основ-
ных типа: а) дизели, работающие по винтовой характе-
ристике; б) дизели, работающие на генератор (по на-
грузочной характеристике); в) транспортные дизели,
работающие во ,всей области нагрузок и оборотов,
ограниченной внешней характеристикой.
В соответствии с назначением двигателя требования,
которым должен удовлетворять турбокомпрессор, уста-
навливаемый на этот двигатель, оказываются различ-
ными.
В этой связи необходимо рассмотреть следующие
вопросы:
1) требования, предъявляемые двигателем к общему
к. п. д. турбокомпрессора;
2) требования, предъявляемые двигателем к компрес-
сору, определяемые режимами совместной работы,
3) требования, предъявляемые двигателем к турбине.
Требования, предъявляемые двигателем к к. п. д.
турбокомпрессора
Получение высокого к. п. д. турбокомпрессора всегда
является желательным, однако получение высоких
к. п. д. иногда ведет к удорожанию двигателя или уве-
личению габаритов агрегата, что не всегда приемлемо.
В таком случае необходимо знать нижний предел т]тй.,
обеспечивающий удовлетворительную работу двигателя
с наддувом. Поскольку влияние цтя на расход топлива
(особенно при умеренных давлениях наддува) незначи-
тельно, то минимальные значения к. п. д. следует при-
нять исходя из обеспечения удовлетворительного на-
полнения цилиндра, т.е. значение Цуд., обеспечивающее
возможность продувки в момент нахождения поршня
вблизи в. м. т. для четырехтактных дизелей и к. п. д.,
обеспечивающий работу без дополнительных проду-
вочных средств, для двухтактных дизелей. Величина
к. п. д., отвечающая поставленным выше требованиям,
зависит от организации продувочно-выхлопного тракта,
температуры выхлопных газов, сопротивления на вы-
ходе из турбины, разрежения на входе в компрессор
и давления наддува. Наиболее не требовательным
к к. п. д. ТК является четырехтактный дизель с разде-
ленным выхлопным трубопроводом. В связи с сущест-
венным улучшением использования энергии при
низких рк удается осуществить продувку* и иметь удо-
влетворительные г]у при умеренных значениях г|тк.
В этом случае, при ТТ = 500—550° С удовлетворитель-
ная продувка камеры сжатия еще обеспечивается при
следующих значениях
Рк. ат.............. 1,35—1,4 1,6-1,7 1,8—2,0
Т]Т1(............... 0,40—0,45 0,45—0,5 0,52—0,55
При наддуве малооборотных двухтактных дизелей
с прямоточной продувкой, с малыми перепадами давле-
ний на продувку цилиндра, при средней температуре
за цилиндром 350—420° С и хорошо организованной
разделенной выхлопной системе, обеспечивающей ис-
пользование 40—50% энергии £х, работа без дополни-
тельных продувочных средств возможна при значениях
общего к. п. д.:
Рк. ат..........................1,25-1,3 1,4-1,5 1,7-1,8
Т]Т1г.......................... 0,45—0,5 0,5—0,55 0,58-0,6
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
363
Для обеспечения продувки в двигателях с контурными
схемами из-за большого объема выхлопных трубопро-
водов снижаетсй степень использования энергии вы-
хлопных газов и растет перепад давления на продувку,
что резко повышает требования к общему к. п. д.,
поэтому, как правило, в таких двигателях пока при-
ходится применять дополнительные продувочные
средства.
Приведенные выше значения являются нижним
заградительным пределом. Более высокие к. п. д.
ведут к улучшению наполнения и некоторому снижению
потерь насосных ходов для четырехтактных двигателей;
и то и другое дает снижение расхода топлива. Как
правило, достаточно легко удается получить т]тя =
= 0,55-0,57.
Требования, предъявляемые двигателем к компрессору
Требования, предъявляемые дизелем к компрессору,
определяются назначением двигателя. На фиг. 72, а
показаны рабочие режимы судового 1, стационарного 2
л транспортного 3 двигателей, а также режим «идеаль-
Фиг. 72. Кривые мощности и крутящего момента для дви-
гателей различных назначений:---------судовой режим;
— — дизель-генераторный; транспортный;
------идеальный транспортный.
него» транспортного двигателя 4, приближающегося-
к сериесному электродвигателю в довольно широком
диапазоне чисел оборотов.
Такое изменение мощности определяет изменение
крутящего момента по оборотам, представленное на
•фиг. 72, б. Здесь даны кривые крутящего момента
.дизель-генератора, судового двигателя и характери-
•стики транспортных двигателей обычного и «идеаль-
. лого».
Для первых групп дизелей осуществление наддува
I, ие вызывает особых затруднений, так как повышение
л крутящего момента, а, следовательно, и повышение
f среднего эффективного давления, требуется в очень
(небольшой зоне оборотов и мощностей. Значительно
сложнее обстоит дело с транспортным дизелем, где
необходимо иметь высокий крутящий момент в широком
диапазоне оборотов. И наиболее трудной задачей
; является обеспечение характеристики идеального транс-
1 портного двигателя, где необходимо иметь весьма вы-
i сокий крутящий момент на малых оборотах.
J . Величина крутящего момента ограничивается цикло-
вой подачей воздуха.
» Изменение цикловой подачи воздуха в функции от
j давления наддува в ат показано на фиг. 73. Эта вели-
L чина существенно зависит от к. п. д. компрессора и
! наличия промежуточного охлаждения, особенно при
высоких степенях сжатия. Верхняя кривая построена
удля работы при промежуточном охлаждении и с про-
I
дувкой. В последнем случае мы получаем рост цикло-
вой подачи почти пропорционально давлению. Этот
случай, по существу говоря, является оптимальным
и относительно легко может быть получен в дизелях
больших мощностей, особенно судовых, но трудно
осуществим в дизелях транспортных, так как ввести
Фиг. 73. а— влияние irft, аЭ промежуточного охлаждения воз-
духа и продувки камеры сгорания на рост удельного веса надду-
вочного воздуха: 1 — температура воздуха за холодильником;
б — влияние як и ад на величину воздушного заряда посту-
пающего в цилиндр; 1 —без охлаждения и без продувки; 2 —
без охлаждения с продувкой; 3 —с охлаждением без продувки;
4 — с охлаждением и продувкой.
промежуточное охлаждение при отсутствии холодной
воды достаточно трудно.
Таким образом и с этой точки зрения транспортные
двигатели оказываются в наиболее неблагоприятных
условиях.
Если от зависимостей крутящего момента от оборотов
перейти к зависимостям между степенью сжатия ком-
прессора и расходом воздуха через него, то получится
сетка, показанная на фиг. 74.
Прямые линии (условно прямые) — это линии посто-
янных оборотов двигателя. Стопроцентным оборотам
соответствует нагрузочная характеристика при посто-
янном числе оборотов дизель-генератора, далее идут
80% оборотов от номинала, затем 60% и 40%. Высокое
значение крутящего момента транспортного двигателя
должно быть сохранено примерно до 50% оборотов.
1 — характеристика судового дизеля, 2 — транспорт-
ного с удовлетворительным протеканием зависимости
крутящего момента от оборотов и 3 — характеристика
идеального транспортного двигателя.
Совместим эти требования двигателя по расходам
и давлениям воздуха с возможностями, предоставля-
емыми компрессорами различных типов.
Идеальным является компрессор объемный. Он мо-
жет подавать практически любое количество воздуха
любого давления.
364
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
На графике (фиг. 74) совмещены поля расходов вин-
тового компрессора и перечисленных типов дизелей.
Винтовой компрессор выбран как один из лучших объем-
ных компрессоров. Как видно из графика, этот компрес-
сор удовлетворяет требованиям, предъявляемым всеми
дизелями. Он обеспечивает к. п. д. компрессора на но-
минальном режиме 80%. Некоторое падение к. п. д.
при снижении давления наддува для судового дизеля
не имеет существенного значения. Внешняя характе-
низких оборотов, но до 50% оборотов использование
этого компрессора возможно, особенно если сместить
характеристики влево, несколько снизив к. п. д. на
номинальном режиме, что очень часто делается для луч-
шего протекания кривой Мкр.
Некоторое усложнение в компрессоре получается при
введении лопаточного диффузора. На фиг. 74, в совме-
щены характеристики компрессора с лопаточным диф-
фузором и дизелей различных назначений. Компрессор
Фиг. 74. Совмещение расходных характеристик двигателя и различных компрессоров: а — винтового;
б —центробежного с безлопаточным диффузором; в —то же с лопаточным диффузором; г —осевого;
1 — винтовая характеристика; 2 — внешняя; S — идеального транспортного двигателя.
ристика обычного транспортного дизеля идет через
зону к. п. д. от 80% до 75%. Внешняя характеристика
идеального транспортного двигателя проходит через
зону к. п. д. выше 80%. Здесь показан случай, когда
компрессор отвечает наиболее тяжелым требованиям.
Можно было бы иметь характеристики более благоприят-
ные для обычных требований, сместив максимум к. п. д.
влево вниз соответствующей настройкой компрессора.
Таким образом винтовой компрессор в состоянии
удовлетворить требованиям двигателя любого назначе-
ния. Однако винтовые компрессоры сложны в произ-
водстве и, что самое главное, эти компрессоры неудобны
для спаривания с газовой турбиной, так как их обороты
существенно ниже оборотов газовых турбин.
На фиг. 74, б совмещены поля расходов дизеля и наи-
более дешевого из современных компрессоров (и при-
годного для спаривания с газовой турбиной) центро-
бежного компрессора с безлопаточным диффузором.
Взята реальная характеристика компрессора, предна-
значенного для наддува дизеля Д-6.
Требования дизелей, работающих на генератор,
судового и обычного транспортного легко удовлетво-
ряются этим компрессором, причем легко удается полу-
чить удовлетворительный к. п. д. для всех типов дви-
гателей. Этот компрессор в принципе может удовлетво-
рить также и требованиям идеального транспортного
двцгателя. Правда, несколько падает к. п. д. в зоне
с лопаточным диффузором в диапазоне степени сжатия
до двух удовлетворяет требованиям почти всех дизелей.
В данном случае также взяты реальные характеристика
применительно к дизелю Д-6.
Осевой компрессор, фиг. 74, г, для малых расходов
обычно не применяется. Он удовлетворяет требованиям
только двух потребителей — дизель-генераторпой уста-
новки и судового дизеля. Если сдвинуть характеристики
вправо, этот компрессор идеально удовлетворяет тре-
бованиям судового двигателя. Из приведенного анализа
следует, что требованиям дизелей всех типов удовлетво-
ряют объемный винтовой компрессор и центробежный
компрессор с безлопаточным диффузором. Достаточно
универсальным является центробежный компрессор
с лопаточным диффузором. В связи с .тем, что объемный
компрессор непригоден для спаривания с газовой тур-
биной, он применяется сравнительно редко. Примене-
ние этого компрессора по-видимому будет иметь место
в тех случаях, когда необходимо обеспечить относи-
тельно высокие давления на очень малых оборотах
и пусковых режимах.
Требования., предъявляемые двигателем к турбине
Основными показателями турбины являются к. п. д.
и пропускная способность. К. п. д. правильно спрофи-
лированной турбины, как правило, лежит не ниже
0,75—0,78 (если по компоновочным условиям не слиш-
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
365
ком «пережаты» сечения подводящих и отводящих тру-
бопроводов и каналов в корпусах турбины). При этом
высокий к. п. д. имеют как осевая, так и радиальная
центростремительная турбины.
Для турбокомпрессоров судовых и дизель-генератор-
пых установок, имеющих напряженные условия работы
только в области номинального режима, турбина долж-
на обеспечивать высокий к. п. д. только в расчетной
точке. В случае применения разделенных выхлопных
трубопроводов, даже при работе на расчетном режиме,
турбина работает в достаточно широком диапазоне
однако, и в этом случае при правильном выборе
расчетного режима к. п. д. турбины остается доста-
точно высоким.
В случае применения наддува для дизель-генератор-
ных установок предъявляется требование быстрого при-
ема нагрузки после холостого хода, что в свою очередь
приводит к требованию быстрого разгона турбокомпрес-
сора до номинальных оборотов. Для обеспечения сле-
дования ТК за двигателем, т. е. высокой приемистости
турбокомпрессора, ротор ТК должен иметь незначи-
тельный момент инерции. Это же требование предъ-
является и к установкам транспортного типа. Таким
образом турбокомпрессоры для дизель-генераторных
и транспортных установок должны иметь минимальный
из возможных запас кинетической энергии ротора.
Для транспортных двигателей, кроме обеспечения
высокой приемистости, необходимо обеспечить удовле-
творительное протекание кривой крутящего момента
(см. фиг. 72). Обычно предъявляется требование полу-
чения максимального крутящего момента на (0,4—0,6)
п от номинального.
Получение такой кривой крутящего момента может
быть обеспечено за счет регулирования пропускной
способности турбины.
Введение регулирования наиболее просто осущест-
вляется в радиальной центростремительной турбине.
Поэтому для быстроходных дизелей транспортного
назначения целесообразно применять радиальные цен-
тростремительные турбины.
4. КОНСТРУКЦИИ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
Конструкция турбокомпрессора определяется типом
примененных турбин и компрессоров, расположением
л типом подшипников.
В турбокомпрессорах применяются почти исключи-
тельно центробежные компрессоры. Имевшие ранее
некоторое распространение осевые компрессоры в на-
стоящее время практически не применяются, так как
к. п. д. современных центробежных компрессоров доста-
точно высок, а простота конструкции оказывается ре-
шающей.
Турбины осевые и радиальные (центростремительные)
имеют широкое распространение. Первые применяются,
как правило, для дизелей крупных и средних мощно-
стей, вторые — в основном для дизелей автотрактор-
ного типа.
Конструктивная схема турбокомпрессора определяет-
ся взаимным расположением турбины, компрессора и
подшипников. Возможны пять схем взаимного располо-
жения турбины и компрессора (фиг. 75).
Турбокомпрессоры, выполненные по схеме а, имеют
наибольшие габариты и вес, однако они имеют наиболее
удаленные подшипники и их диаметр — наименьший.
Это определяет высокую надежность таких агрегатов.
По схемам б и в выполняют, как правило, турбоком-
прессоры, встроенные в многоцилиндровые двигатели.
Они получаются конструктивно сложными, так как име-
ют достаточно развитые подшипники, большое коли-
чество уплотнений, а по весу и габаритам почти равно-
ценны ТК, выполненным по схеме а.
Схема г конструктивно проста, обеспечивает возмож-
ность получения умеренных габаритов и веса агрегатов
и широко применяется для наддува дизелей автотрак-
торного типа.
Схема д имеет предельно простую конструкцию,
наименьшие габариты и вес, однако, из-за трудности
Фиг. 75. Возможные схемы рас-
положения опор турбокомпрес-
, соров.
осуществления надежной теплоизоляции компрессора,
широкого распространения эта схема не получила.
Турбокомпрессоры с расположением опор по концам
ротора выпускаются в большом количестве как специа-
лизированными, так и дизелестроительными фирмами
(«Броун — Бовери», «Непир», «Браш», «Брно», ГДР,
«Эльсинор», «Зульцер», «Бурмайстер и Вайн» и др.).
Эти агрегаты отличаются удобством в эксплуатации
и исключительно высокой надежностью. На фиг. 76,
77 приведены конструкции этого типа на подшипниках
качения и скольжения. Агрегаты состоят из трех основ-
ных корпусных деталей, ротора, разделительной стенки
и узлов подшипников. Они снабжаются либо глуши-
телем всасывания, либо подводящим патрубком. В агре-
гатах крупных размеров корпус компрессора часто
выполняется из двух частей. Такие ТК отличаются
универсальностью, их корпуса могут собираться в раз-
личных взаимных положениях. Подводящие газ корпуса
выполняются с 1, 2, 3 или 4 подводами в соответствии
с количеством выхлопных турбопроводов дизеля,
подводимых к одному ТК. Для установки на V-образных
двигателях часто применяются двухзаходные улитки
компрессора.
Полости узлов подшипников, как правило, раз-
виты. Это обеспечивает возможность размещения доста-
точного количества масла в случае автономной смазки
подшипников качения и обеспечивает падежную работу
уплотнений.
Конструкция корпусных деталей оказывает сущест-
венное влияние на показатели турбокомпрессора.
Вход в компрессор должен быть плавным, без резких
поворотов, с нарастанием скорости потока по мере его
приближения к колесу компрессора. Форма подводя-
щего патрубка или глушителя всасывания не должна
366
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
искажать поле скоростей на выходе, в противном слу-
чае к. п. д. компрессора будет снижаться. Ребра,
поддерживающие подшипник, должны быть удалены
от входной кромки колеса не меньше, чем на (0,12—
0,15) выходная кромка не должна быть чрезмерно
толстой. Невыполнение указанных мероприятий ведет
к повышению высокочастотного шума всасывания и
может вызвать вибрации лопаток вращающегося напра-
Это имеет место при достаточной осевой протяженности
подвода. Чрезмерное зажатие ТК по длине приводит
к снижению к. п. д.
На фиг. 79 приведена конструкция турбокомпрессо-
ра, выполненного по схеме фиг. 75, 6.
Турбокомпрессоры, выполненные по схеме фиг. 80, г,
достаточно просты и имеют относительно малые габари-
ты и вес. Такие турбокомпрессоры выпускаются рядом:
Фиг. 76. Турбокомпрессор большого срока службы на подшипниках скольжения (ТК-30).
вляющего аппарата (ВНА) и колеса компрессора,
ведущие к их разрушению. Компрессоры выполняются
как с безлопаточным, так и с лопаточным диффузором.
Применение лопаточного диффузора повышает к. п. д.
компрессора на 4—6%, однако сужает область его ра-
боты и повышает уровень шума. Удовлетворительные
результаты получаются при достаточной радиальной
протяженности щелевого диффузора.
Особенно существенное влияние на к. п. д. турбины
оказывает отводящий газы корпус турбины. Здесь имеет
место крутой неорганизованный поворот, поэтому
сечения каналов должны быть достаточно развиты.
Установка в центральной части обтекателя без развитых
сечений на периферии ведет к снижению к. п. д. турбины
(фиг. 78)
Корпус, подводящий газы к турбине, должен обеспе-
чить плавный переход потока к осевому направлению.
специализированных фирм. Чаще всего они имеют
радиальную центростремительную турбину. Конструк-
ция компрессорного и турбинного корпусов достаточно
ясна из иллюстраций и не требует пояснений. Обеспе-
чение надежной работы подшипников и уплотнений
в этой конструкции является задачей достаточно слож-
ной. Подшипники имеют относительно большие диа-
метры и расположены в непосредственной близости
от компрессорного и турбинного колеса. Для размеще-
ния уплотнений остается исключительно мало места;
подшипник со стороны турбины подвергается сильному
нагреву, особенно при резких остановках нагружен-
ного двигателя. При создании таких агрегатов следует
особое внимание уделять обеспечению теплоизоляции
корпуса подшипников и корпуса компрессора от кор-
пуса турбины. Часто средний корпус выполняется
с водяным охлаждением, однако температура в зоне
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
367
Фиг. 78. Турбокомпрессор с «пережатым» выходом из турбины.
Фиг. 79. Турбокомпрессор с консольным расположением колеса компрессора.
368
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
подшипников при работе под нагрузкой в ТК с охла-
ждаемым и неохлаждаемым корпусом изменяется не-
значительно. В неохлаждаемых корпусах необходимо
правильно учесть деформации при определении зазоров
в подшипниках.
Наиболее ответственным узлом турбокомпрессора
является ротор. Совершенство профилирования рабочих
колес и качество изготовления ротора в значительной
Фиг. 80. Турбокомпрессор ряда ТКР (ТКР-11Н) с консольно
расположенными колесами центробежного компрессора и ради-
альной центростремительной турбины.
• степени определяют к. п. д. ТК и его надежность.
При проектировании и изготовлении ротора необходимо
обеспечить стабильность его геометрии. Нарушение
линии вала (вызванное, например, неправильной кон-
струкцией сварных соединений) поведет к нарушению
балансировки ротора и выходу из строя подшипников.
Фиг. 81. Сварной ротор с цельнолитым турбинным колесом тур-
бокомпрессора ТК-23.
На фиг.'81, 82 показаны конструкции роторов с опо-
рами по концам и опорами, расположенными между
колесами турбины и компрессора. Обе конструкции
сварные, причем конструкция, приведенная на фиг. 81,
в эксплуатации не разбирается. Это обеспечивает
стабильность балансировки. В том случае, если кон-
струкция ТК такова, что при переборках ротор разби-
рается, посадка колеса компрессора должна быть до-
статочно плотной, а торцы всех затягиваемых деталей
перпендикулярны оси и должны собираться в одних
и тех же положениях. Конструкции роторов со съемпым
колесом турбины встречаются достаточно редко и их
следует избегать, особенно при повышенных давлениях
наддува.
При применении приварных колес турбин необходимо
обеспечить стабильность сварного шва при нагревах
и охлаждениях, имеющих место при работе дизеля
на переменных режимах. Это достигается за счет воз-
можного удаления зоны шва от турбинного диска,
а если это невозможно, то за счет создания податливого
упора, в зоне сварного шва, обеспечивающего снятие
напряжений при термообработке после сварки.
Колеса компрессоров изготавливаются как путем
фрезерования, так и отливкой. В настоящее время в
Фиг. 82. Сварной ротор с цельнолитым турбинным
колесом турбокомпрессора ТКР-11.
ТК почти исключительно применяются полуоткрытые
колеса с радиально направленными лопатками.
Фрезерованные колеса, как правило, состоят из двух
частей: колеса с радиальными лопатками и приставного
профилированного вращающегося направляющего аппа-
рата.
Колесо изготовляется из кованого алюминиевого
сплава; ВНА иногда изготовляются и из стали.
Хорошие результаты достигаются при применении
цельнолитых алюминиевых колес, в которых ВНА и
радиальная часть объединены в одно целое (фиг. 83).
Такие колеса профилируются с учетом литья их в ко-
киль. В этом случае обеспечивается получение совершен-
ных аэродинамических форм в сочетании с высокой
прочностью, достаточной чистотой поверхности и низ-
кой стоимостью. Литые колеса могут изготовляться
любых, нужных для ТК, диаметров.
Турбинные колеса изготовляются как составными,
так и цельнолитыми. Колеса радиальных центро-
стремительных турбин (ЦСТ) изготовляются, как
правило, литыми по выплавляемым моделям. Их
профилировка аналогична профилированию колеса
центробежного компрессора. На фиг. 84 приведен чер-
теж колеса ЦСТ.
Колеса осевых турбин применяются трех видов:
со вставными лопатками, с приварными лопатками и
цельнолитые. В составных турбинных колесах турбо-
компрессоров, как правило, применяется елочный
замок. Его конструкция и расчеты подробно освещены
в литературе по турбостроению [6].
На фиг. 85 приведена конструкция сварпого соеди-
нения лопаток с диском; па фиг. 86 цельнолитое колесо
турбины. Выбор типа соединения определяется ниже-
следующими соображениями. Для лопаток турбин,
работающих при высоких температурах, применяются
дорогостоящие сплавы, часто плохо свариваемые;
в этом случае применяются составные колеса. Для тем-
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
369
Фиг. 83. Цельнолитое колесо компрессора ТКР-23.
Фиг. 84. Цельнолитое колесо турбины ТКР-23.
24 Заказ 1630.
370
системы и вспомогательные агрегаты
ператур 600—650° С предпочтительным является сварное
соединение. Для ТК, предвазначенных для наддува
двухтактных и малофорсировапных четырехтактных
дизелей целесообразно применение, цельнолитых дисков.
Фиг. 85. Соединение лопаток с диском при помощи
елочного замка.
Надежность и моторесурс работы ТК существенно
зависит от совершенства узлов подшипников.
Подшипники качения обеспечивают при правильной
смазке высокий механический к. п. д. однако имеют
Фиг. 86. Цельнолитое турбинное колесо перед
механической обработкой В-2 — 350 мм.
ограниченную долговечность. При расположении опор
по концам ротора диаметр подшипников обычно соста-
вляет около 0,1 Di, а температура в зоне турбинного
подшипника невысока; в таких условиях подшипники
качения, установленные в ТК, рассчитанных на степени
сжатия лк = 1,4—1,8, работают достаточно длительное
время (до 3000—8000 ч). Они не требуют большого ухода
и достаточно удобны в эксплуатации. Однако, как пра-
вило, требуются специальные масла.
Подшипники скольжения имеют больший срок слу-
жбы, достигающий 20 000—30 000 ч и применяются
в большинстве современных конструкций. Потери на
трение в подшипниках скольжения в 2—3 раза пре-
вышают потери в подшипниках качения; поэтому при
расположении подшипников между колесами турбины и
компрессора (см. фиг. 80), когда подшипник имеют
значительные размеры, приходится мириться с по-
ниженным механическим к. п. д.
Подшипники скольжения изготовляются с заливкой
Б-83 или из оловяпистых бронз. В последнем случае
обязательна закалка шеек до твердости не ниже
HRC=35 — 40. При применении баббитовой заливки
надо исключить прогрев подшипника при неожиданных
остановках машины. Если подшипники расположены
в непосредственной близости от турбинного диска
(см. фиг. 80), то может иметь место выплавление под-
шипника после остановки двигателя. Во время работы
машины тепло отводится в масло, подводимое к подшип-
нику.
При проектировании компрессора следует согла-
совать диаметры лабиринтных уплотнений, степень
реакции и противодавление за турбипой с целью обеспе-
чения умеренных значений осевого усилия. При зна-
чительных осевых усилиях приходится развивать упор-
ный подшипник, что приводит к росту механических
потерь.
Одной из трудных задач при создании турбокомпрес-
соров малых размеров является задача обеспечения на-
дежной работы уплотнений. Так в малых турбокомпрес-
сорах типа ТКР расстояние от подшипника до диска
турбины составляет обычно 10—20 мм. На этом корот-
ком участке, имеющем высокую температуру, приходит-
ся организовывать лабиринтные уплотнения. Их при-
менение связано с протечкой значительных количеств
воздуха и газов в полость подшипников и оттуда в
картер двигателя. Следует особое внимание обращать
на тот факт, что при изменении режимов работы двига-
теля от холостого хода до полных нагрузок давление
за компрессором растет медленнее, чем давление перед
турбиной, поэтому возможно перетекание газов через
подшипниковую полость в сторону компрессора на
холостых ходах и в сторону турбины на полных на-
грузках. Во избежание такого дефекта целесообразно
объединение полостей между уплотнениями со стороны
турбины и компрессора и сброс газов из этой полости
в атмосферу или на выхлоп за турбину.
В турбокомпрессорах по фиг. 76, 77 необходимо
исключить засасывание масла из подшипника со стороны,
компрессора. Для этого необходимо иметь объем между
полостью подшипника и всасыванием в компрессор
или надежно сообщить этот участок с атмосферой.^ to
“5.ТЕОРИЯ. РАСЧЕТ И ПРОФИЛИРОВАНИЕ
ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
Выбор давления наддува и других параметров, свя-
занных с двигателем, не рассматривается в настоящем
разделе. Считаются заданными на основании расчетных
или экспериментальных данных следующие вели-
чины:
Расход воздуха через компрессор............. GK, кГ/сек
Давление воздуха за компрессором............ рк, кГ/с.«2
Давление окружающей среды................... Во, кг/см*
Разрежение на всасывании ................. Дрвс, кТ/с-и2
Температура воздуха на всасывании....... t0, °C
Температура газов перед турбиной............. ty ,°С
Противодавление за турбиной................. р2> кГ/с.и2
Схема наддува, геометрические размеры и
схема трубопровода.
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
371
Система с постоянным давлением газов перед турбиной
На основании имеющихся экспериментальных данных
по подобным конструкциям пли расчета принимаются
величины коэффициентов полезного действия турбины
и компрессора и В настоящей работе потери
в подшипниках и уплотнениях относятся к турбине,
значения к. п. д. турбин, приводимые в расчетах и на
графиках это учитывают. К. п. д. компрессора прини-
мается адиабатический, без учета потерь на утечки и
потерь в подшипниках.
Рассмотрим свободный турбокомпрессор. Из баланса
энергий турбины и компрессора имеем
=С Я п
Т)К. ад 1 1
откуда
G'p
Ят ^каЭ-
(46)
Величину
К
HK=-—-RTa
Л- 1
Рк \ й _ 1
Ро /
удобнее определять с помощью табл. 22.
Таблица 22
Вспомогательная таблица для расчета
характеристик компрессора и турбины
е
8 к = 1,4 к=1,134
Д'К Д/j Д/
1,00 0,000 0,00000 0,000
1,01 0,003 0,00283 0,0026
1,02 0,006 0,00564 0,005
1,03 0,008 0,00842 0,0075
1,04 0,011 0,01115 0,0099
1,05 0,014 0,01383 0,0122
1,06 0,017 0,01650 0,0145
1,07 0,020 0,01914 0,0175
1,08 0,022 0,02175 0,0200
1,09 0,025 0,02432 0,0219
1,10 0,028 0,02686 0,0238
1,11 0,030 0,02938 0,026
1,12 0,033 0,03186 0,0282
1,13 0,036 0,03432 0,0307
1,14 0,038 0,03675 0,0327
1,15 0,041 0,03915 0,035
Продолжение табл. 22
к = 1,4 К = 1,34
8 AiK Д/
1,16 0,043 0,04152 0,0370
1,17 0,046 0,04387 0,0390
1,18 0,048 0,04619 0,0411
1,19 0,051 0,04848 0,0431
1,20 0,054 0,05075 0,0451
1,21 0,056 0,05300 0,0472
1,22 0,058 0,05523 0,0492
1,23 0,061 0,05743 0,0512
1,24 0,063 0,05961 0,0531
1,25 0,066 0,06176 0,0551
1,26 0,068 0,06390 0,0570
1,27 0,071 0,06602 0,0587
1,28 0,073 0,06810 0,0607
1,29 0,076 0,07017 0,0629
1,30 0,078 0,07222 0,0645
1,31 0,080 0,07425 0,0662
1,32 0,083 0,07627 0,0680
1,33 0,085 0,07826 0,0698
1,34 0,087 0,08022 0,0717
1,35 0,090 0,08217 0,0734
1,36 0,092 0,08410 0,0751
1,37 0,094 0,08602 0,0768
1,38 0,096 0,08792 0,0785
1,39 0,099 0,08980 0,0802
1,40 0,101 0,09166 0,0809
1,41 0,103 0,09350 0,0836
1,42 0,105 0,09533 0,0853
1,43 0,108 0,09714 0,0869
1,44 0,110 0,09894 0,0884
1,45 0,112 0,10071 0,0901
1,46 0,114 0,10248 0,0916
1,47 0,116 0,10423 0,0932
1,48 0,118 0,10596 0,0949
1,49 0,121 0,10768 0,0964
1,50 0,123 0,10940 0,0979
1,51 0,125 0,1111 0,0994
1,52 0,127 0,1128 0,1009
1,53 0,129 0,1144 0,1024
1,54 0,131 0,1161 0,1040
1,55 0,133 0,1177 0,1055
24*
372
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Продолжение табл. 22
8 к=1,4 к=1,34
д/к At j Atj1
1,56 0,136 0,1193 0,1069
1,57 0,138 0,1209 0,1083
1,58 0,140 0,1225 0,1098
1,59 0,142 0,1241 0,1112
1,60 0,144 0,1257 0,1126 •
1,61 0,146 0,1272 0,1141
1,62 0,148 0,1288 0,1155
1,63 0,150 0,1303 0,1169
1,64 0/52 0,1318 0,1181
1,65 0,154 0,1333 0,1196
1,66 0,156 0,1348 0,1210
1,67 0,158 0,1363 0,1221
1,68 0,160 0,1378 0,1234
1,69 0,162 0,1392 0,1248
1,70 0,164 0,1407 0,1262
1,71 0,166 0,1435 0,1271
1,72 0,168 0,1435 0,1285
1,73 0,170 0,1450 0,1300
1,74 0,172 0,1464 0,1315
1,75 0,174 0,1481 0,1325
1,76 0,176 0,1495 0,1338
1,77 0,177 0,1505 0,1350
1,78 0,179 0,1519 0,1361
1,79 0,181 0,1532 0,1375
1,80 0,183 0,1546 0,1385
1,81 0,185 0,1559 0,1400
1,82 0,187 0,1573 0,1410
1,83 0,188 0,1586 0,1420
1,84 0,190 0,1599 0,1434
1,85 0,192 0,1612 0,1445
1,86 0,194 0,1625 0,1458
1,87 0,196 0,1638 0,1470
1,88 0,198 0,1650 0,1480
1,89 0,200 0,1663 0,1491
1,90 0,201 0,1676 0,1501
1,91 0,203 0,1688 0,1515
1,92 0,205 0,1700 0,1525
1,93 0,207 0,1713 0,1539
1,94 0,208 0,1725 0,1547
1,95, 0,210 0,1737 0,1559
Продолжение табл. 22
8 к = 1,4 х-= 1,34
Д1к At j At j
1,96 0,212 0,1749 0,1572
1,97 0,214 0,1761 0,1581
1,98 0,216 0,1773 0,1595
1,99 0,217 0,1785 0,1603
2,00 0,219 0,1797 0,1606
2,01 0,221 0,1808 0,1625
2,02 0,223 0,1820 0,1634
2,03 0,225 0,1832 0,1642
2,04 0,226 0,1843 0,1658
2,05 0,227 0,1854 0,1662
2,06 0,229 0,1866 0,1675
2,07 0,231 0,1877 0,1685
2,08 0,233 0,1888 0,1700
2,09 0,234 0,1899 0,1710
2,10 0,236 0,1910 0,1721
2,11 0,238 0,1921 0,1728
2,12 0,240 0,1932 0,1740
2,13 0,241 0,1943 0,1749
2,14 0,243 0,1954 0,1760
2,15 0,245 0,1964 0,1768
2,16 0,246 0,1975 0,1776
2,17 0,247 0,1986 0,1787
2,18 0,249 0,1996 0,1795
2,19 0,251 0,2007 0,1805
2,20 0,252 0,2017 0,1815
2,21 0,254 0,2027 0,1825
2,22 0,256 0,2038 0,1835
2*23 0,257 0,2048 0,1842
2,24 0,2.э9 0,2058 0,1852
2,25 0,261 0,2068 0,1862
2,26 0,263 0,2078 0,1871
2,27 0,264 0,2088 0,1880
2,28 0,266 0,2098 0,1889
2,29 0,267 0,2108 0.1898
2,30 0,269 0,2118 0,1907
2,31 0,271 0,2128 0,1915
2,32 0,272 0,2137 0,1925
2,33 0,274 0,2147 0,1932 '
2,34 0,275 0,2156 0,1940
2,35 0,276 0,2166 0,1953
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
373
П родолжсние табл. 22
8 к= 1,4 к= 1,34
AiK Д/^1 Д(
2,36 0,277 0,2176 0,1961
2,37 0,279 0,2185 0,1965
2,38 0,281 0,2194 0,1975
2,39 0,282 0,2204 0,1985
2,40 0,284 0,2213 0,1995
2,41 0,285 0,2222 0,2004
2,42 0,287 0,2231 0,2012
2,43 0,289 0,2241 0,2020
2,44 0,290 0,2250 0,2028
2,45 0,292 0,2259 0,2036
2,46 0,293 0,2268 0,2044
2,47 0,295 0,2277 0,2051
2,48 0,296 0,2286 0,2058
2,49 0,298 0,2294 0,2062
2,50 0,299 0,2302 0,2067
2,51 0,301 0,2312 0,2083
2,52 0,302 0,2321 0,2089
2,53 0,304 0,2330 0,2095
2,54 0,305 0,2338 0,2105
2,55 0,306 0,2346 0,2111
2,56 0,308 0,2355 0,2120
2,57 0,310 0,2363 0,2128
2,58 0,311 0,2372 0,2136
2,59 0,312 0,2381 0,2142
2,60 0,314 0,2390 0,2147
2,61 0,315 0,2398 0,2163
2,62 0,317 0,2406 0,2176
2,63 0,318 0,2414 0,2181
2,64 0,319 0,2422 0,2184
2,65 0,321 0,2430 0,2189
2,66 0,322 0,2438 0,2193
2,67 0,324 0,2446 0,2203
2,68 0,325 0,2454 0,2215
2,69 0,327 0,2463 0,2220 •
2,70 0,328 0,2471 0,2225
2,71 0,330 0,2479 0,2233
2,72 0,331 0,2487 0,2239
2,73 0,332 0,2494 0,2253
2,74 0,334 0,2501 0,2255
2,75 0,335 0,2510 0,2264 I
Продолжение табл. 22
8 к = 1,4 к=1,34
д«к Д/у Д/J»
2,76 0,337 0,2518 0,2273
2,77 0,338 0,2525 0,2278
2,78 0,339 0,2533 0,2283
2,79 0,341 0,2541 0,2293
2,80 0,342 0,2549 0,2300
2,81 0,342 0,2556 0,2305
2,82 0,345 0,2565 0,2316
2,83 0,346 0,2572 0,2323
2,84 0,347 0,2578 0,2326
2,85 0,349 0,2585 0,2335
2,86 0,350 0,2593 0,2343
2,87 0,351 0,2600 0,2345
2,88 0,353 0,2608 0,2353
2,89 0,354 0,2616 0,2361
2,90 0,355 0,2623 0,2368
2,91 0,357 0,2630 0,237
2,92 0,358 0,2637 0,2381
2,93 0,360 0,2644 0,2388
2,94 0,361 0,2651 0,2395
2,95 0,362 0,2658 0,2398
2,96 0,363 0,2665 0,2411
2,97 0,365 0,2673 0,2417
2,98 0,366 0,2680 0,2422
2,99 0,367 0,2687 0,2428
3,00 0,369 0,2694 0,2433
В таблице приведены значения выражения
к—1
(„ \ к
— I —1, для к= 1,4.
Р» /
В этом случае адиабатическое увеличение темпера-
туры воздуха при сжатии
Д<а§ = Д1В 7\,
а величина ——- R = 102,5, тогда
к — 1
Нк= 102,5 Т.Д«В. (47)
Величины т]к оэ и т|т можно принять на основании
характеристик имеющихся модельных турбин и ком-
прессоров, или, если таковых не имеется по табл. 23.
Примеры характеристик компрессоров и турбин приве-
дены на фиг. 87 и 88.
374
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица 23
Средние значения т]к и Нк компрессоров
для турбокомпрессоров по ГОСТ 9658—61
DK, мм безлопаточный диффузор лопаточный диффузор
чк. ад В* Чк. ад Нк
85-110 0,65—0,72 1,15-1,25 0,7-0,76 1,30—1,35
140—180 0,7—0,75 1,25—1,3 0,75-0,80 1,32—1,36
230—300 0,73-0,77 1,25-1,3 0,77—0,82 1,35-1,40
340-380 0,75—0,77 1,28—1,32 0,77—0,83 1,35-1,42
500-650 0,75-0,78 1,3—1,35 0,78—0,84 1,40-1,45
— Рт
Величины Д<т для различных значений ---- и к =
Рг
= 1,34 приведены в табл. 22.
В этом случае
Ят115ГтД<7- (48)
При этом искомой величиной является величина
___ Нт
= Ид Гт •
— Рр
По величине Д/т по табл. 22 определяем —- и на-
Рг
ходим значение давления перед турбиной рт. В случае
применения выхлопной системы с потоком газов посто-
янного давления эта величина определяет действитель-
ное давление газов перед турбиной рт.
Фиг. 87. Безразмерная
характеристика компрес-
сора ТК-61 при иг =
= 225 м/ctn: сплошные
кривые для диффузора
лопаточного; штриховые
кривые для диффузора
безлопаточного.
Из выражения (46) определяется величина тепло-
перепада, срабатываемого в турбине
о- Нк Gk
а гр — ----- ——
т)тк GT
здесь
Нт = —RTr
1 «1 — 1
обозначив
«1-1 ~
/М К1
\ Т’т /
«1-1
«1
— Д
получаем
^ад— ТТ '
Величина рт может быть как ниже, так и выше давле-
ния рк. Это зависит от г]тй, р2, рвс, Тт, То. В ряде
случаев по тем или другим причинам приходится при-
менять повышенные значения и значительные разре-
жения на всасывании; это, как правило, ведет к
превышению рт над рк и существенно ухудшает условия
работы цилиндро-поршневой группы, так как исключает
возможность продувки камеры сжатия и снижает ко-
эффициент наполнения. В таких случаях особенно
целесообразно применение раздельной выхлопной си-
стемы.
Система с переменным давлением газов перед турбиной
Для расчета турбины, работающей в потоке перемен-
ного давления, надо иметь кривые изменения по вре-
мени температуры и давления газов перед и за турби-
ной. Допустим, что такие кривые имеются (фиг. 89).
Тогда для любого момента времени т можно определить
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
375
рт, р2 и Тт. По этим значениям по формуле (48) для
каждого момепта времени определяется величина Нт
расход через турбину
GT=[iF Y2]/2gfl7, (49)
где и F — эквивалентная пропускная способность тур-
бины, на начальной стадии расчета неизвестная и могу-
щая быть, как это будет видно из дальнейшего, принятой
Фиг. 89. Характеристика выхлопных газов в трубопроводе мощ-
ного судового дизеля с установкой одной полнолопаточпой тур-
бины на два цилиндра: 1 — изменение давления; 2 — изменение
температуры; 3 — давление наддувочного воздуха.
за единицу. Тогда перепад, срабатываемый на венце
турбины за цикл изменения давления будет:
dx
ti
J GT dx
о т
Расчет удобно вести в табличной форме.
Для получения высокого к. п. д. турбины необходимо
правильно выбрать расчетный режим.
Мгновенная мощность турбины
NT =НТ^ GT^ ,
где Нт^ GT^ — располагаемая мощность, которая за-
висит от выбора расчетного режима.
На фиг. 88, а и 88, б приведены кривые изменения
„ - НТ
[х FT и т]т в зависимости от Н = -.-у для осевой и
м*/zg
радиальной центростремительной турбин. Задаваясь
различными значениями Нт ч (например, Ятах,
0,8 #тах и 0,6 #тах) находим значения 7Уги цТи для
различных значений Нт ч, строим зависимость и
от Нт расч (фиг. 90). По этой зависимости выбирается
значение Нт ч, обеспечивающее получение макси-
мального к. п. д. срабатывания импульса .
При проведении расчета необходимо правильно оце-
нивать к. п. д. импульсной турбины. Импульсная тур-
бина в общем случае имеет несколько подводящих .
трубопроводов, давление в каждом из которых в данный
момент времени отличается от давлений в соседних
трубопроводах. В этом случае имеют место потери
от перетекания.
С учетом потерь от перетекания на соседние участки
соплового венца зависимость к. п. д. турбины от Нт
и отношения давлений в соседних трубопроводах имеет
вид, приведенный на фиг. 91 [18].
Фиг. 90. Зависимость к. п. д. срабатывания им-
пульса от расчетного значения Ир.
После выбора расчетного значения Нт по зависимости
т]и; = f (ffT) необходимо окончательно определить рас-
четное значение Нт и GT. Дело в том, что при работе
турбины в потоке переменного давления большая часть
энергии срабатывается при повышенных давлениях
(50)
0 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 5 5,5 5 5,5 6 Нт
0 0ft 0ft Oft 1ft 1ft 1ft 1ft 1ft 2,0 2,2 2ft Ik.
kp
Фиг. 91. Влияние перетекания газа на к. п. д. ицГ турбины при
двухканальном подводе газа и отношениях теплоперепадов
в патрубках 1; 1,5; 2 и 4.
газов, причем мгновенные расходы в этот период
значительно отличаются от среднего действительного
расхода; поэтому расчетному значепию Нт (отвечающе-
му условию получения т)и. тах) соответствует расход, от-
личающийся от Нт определенного по формуле (48).
Для упрощения расчета введем поправочные коэффи-
циенты
„ НТ. расч
Кн=~~Н~т—’
„ @Т. расч .
G~ G~ ’
376
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
тогда расчетные значения теплоперепада и расхода
будут
^Т. расч — Кн^Т ’
(51)
GT. расч — KgGt. (52)
Как показано в п. 2 импульсы давления газов в тру-
бопроводах определяются критериями подобия и для
подобных систем одинаковы, а значит в подобных си-
стемах будут одинаковы и значения Кн и KG.
Величины Кн и KG, определенные на основании об-
работки значительного количества экспериментальных
данных по четырехтактным двигателям, приведены
на фиг. 92.
При проведении практических расчетов можно поль-
зоваться этими значениями Кн и KG и не проводить
Фиг. 92. Значение Kg и Кн для четырехтакт-
ного двигателя в случае объединения одним
трубопроводом выхлопа из трех цилиндров.
громоздких расчетов, связанных с определением r]u. max-
При этом получение высоких значений г]м будет обеспе-
чено, так как зависимость от Нт росч достаточно
полога и для четырехтактных двигателей не имеет
резко выраженного максимума.
При расчете турбины двухтактных двигателей опре-
деление Нрасч по T)u. тах следует проводить, так как
импульс давления в этом случае имеет два резко выра-
женных участка: кратковременный выпуск с высокими
давлениями и выпуск во время продувки. Количества
располагаемой энергии для этих двух периодов пример-
но одинаковы, а величина располагаемого перепада
отличается в 2—3 раза; поэтому даже небольшое от-
клонение режима работы турбины от оптимального
может привести к существенному снижению к. п. д.
турбины; по полученным из формул (51) и (52) значени-
ям Нт и GT расч ведется дальнейший расчет тур-
бины, как турбины постоянного давления.
6. РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА
В турбокомпрессорах для наддува дизелей в пода-
вляющем большинстве случаев применяются центро-
бежные компрессоры. По этой причине ниже рассматри-
вается расчет центробежного компрессора. Осевые
компрессоры не рассматриваются.
При расчете центробежного компрессора могут
выбираться основные размеры и ориентировочно опре-
деляются потери на отдельных участках и к. п. д.
компрессора в целом. Определение к. п. д. компрессора
расчетным путем является весьма сложной задачей.
Обычно для упрощения решения задаются большим
количеством опытных коэффициентов, величина кото-
рых принимается в достаточно широком диапазоне,
что в значительной степени обесценивает расчет. Ниже
приводится такой расчет центробежного компрессора,
проводимый с целью определения углов и размеров,
необходимых для правильного профилирования про-
точной части и приводятся рекомендации по тем или
другим соотношениям, обеспечивающие получение до-
статочно высоких к. п. д. компрессоров, отвечающих
требованиям ГОСТ 9658—61 (табл. 24, 25). Приводится
также описание метода профилирования цельнолитых
колес компрессоров. Весь расчет приведен примени-
тельно к случаю применения полуоткрытых колес
с радиально направленными лопатками. Предполагается
возможность умеренного развития компрессора по
габаритам. Приводятся данные по различным элементам
проверенные в ЦНИДИ с цельнолитыми колесами диа-
метром от 85 до 620 мм.
По формуле (47) определяется напор развиваемый
компрессором.
По табл. 23, составленной на основании эксперимен-
тальных данных, оценивается коэффициент напора
компрессора
(53)
Ц2
2g
Величины Нк, приведенные в табл. 23, могут быть
получены при проектировании компрессора по приве-
денным в настоящей работе рекомендациям.
Определяется окружная скорость на периферии ко-
леса компрессора
м2=1 f м/сек. (54)
як
Выбирается относительная скорость потока на входе
в колесо компрессора
Величина cm колеблется в пределах 0,25—0,35 и даже
до 0,40. Максимальные значения к. п. д. компрессора
обычно достигаются при ст = 0,28—0,32.
Подсчитывается скорость потока на входе в колесо
компрессора
С1 — сти^ м/сек. (55)
По расходу и tj определяется площадь входа в колесо
компрессора
Л = —— м*. (56)
Y1Q
Выбираются размеры колеса на входе Do и (фиг.93).
Их величины зависят от принятой конструктивной
схемы турбокомпрессора.
Для консольного колеса компрессора
Do = (0,2 ч- 0,25) D2; (57)
для случая расположения подшипника на входе в колесо
Do = (0,28 ч- 0,33) D2. (58)
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
377
Таблица 24
Техническая характеристика турбокомпрессоров
Параметры Типоразмер
ТКР-8,5 ТКР-11 ТКР-14 ТКР-18 ТКР-23
Диаметр колес компрессора и турбины, .и-и 85 ПО 140 180 230
Степень повышения давления 1,35—1,6 1,35-2,0 1,35—2,5
Допустимая длительная температура газов перед турбиной, °C 600°
Максимальная часовая температура газов перед турбиной, °C 650°
Адиабатический к. п. д. турбокомпрессора, не ниже: с лопаточным диффузором с безлопаточиым диффузором 0,72 0,68 0,74 0,7 0,76 0,72 0.76 0,72 0,78 0,74
Эффективный к. п. д. турбины, не ниже 0,74 0,76 0,76 0.78 0,78
Габаритные размеры, не более, мм 240 X 200 X X 200 280 X 260 X X 260 350 X 320 X ' X 320 450 X 380 X Х380 520 X 460 X Х460
Полный вес, не более, кг 15 20 40 70 105
Таблица 25
Техническая характеристика турбокомпрессоров
Параметры Типоразмер
ТК-23 тк-зо ТК-34 ТК-38 ТК-50 ТК-64
Диаметр колес компрессора и турбины, мм 230 300 340 380 500 640
Степень повышения давле- ния 1,35-2,5 1,35—2,0
Допустимая длительная тем- пература газов перед турби- ной, °C 600° 550°
Максимальная часовая тем- пература газов перед турби- ной, °C 650° 600°
Адиабатический к. п. д. ком- прессора, не ниже: с лопаточным диффузором с безлопаточиым диффузо- ром 0,78 0,74 0,78 0,74 0,8 0,74 0,8 0,74 0,8 0,75 0,8 0,75
Эффективный к. п. д. тур-, бины, не ниже 0,76 0,76 0,77 0,78 0,78 0,8
Габаритные размеры, не более, juju 780 X X 580 X 580 900 X X 700 X 700 1000 X X 800 X 800 1150 X X 900 X 900 1500 X X 1150X1120 2000 X X 1500 X 1500
Полный вес, по более, кг 180 350 510 700 1500 2900
378
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Величина D± обычно лежит в пределах
At = (0,45-*-0,67) Р2. (59)
Величина D± находится из выражения
По принятым отношениям определяется величина Z)2.
В случае использования унифицированного турбоком-
прессора D2 должно соответствовать ГОСТ 9658—61.
Фиг, 93. Схема размеров к расчету компрес-
сора (схема проточной части компрессора).
Температура воздуха на входе в колесо компрессора
2__ 2
Г1 = Г.+ \с* • (61)
2g —— R
к—1
Для обеспечения равномерного поля скоростей на
входе в колесо па участке 0—1 не должно быть резких
поворотов и диффузорных участков.
Потеря энергии на входе
2
(62)
колеблется в пределах от 0,03 до 0,05 для осевого входа
и от 0,1 до 0,15 для входа с поворотом.
Показатель политропы
1
Lr
п = к_______________0
п-1 к-1 Я (Л-7,) ’ { >
Давление на входе в колесо компрессора
rt
• (64)
Закрутка потока на входе в колесо в турбокомпрес-
сорах для наддува дизелей не применяется.
Потери энергии в колесе компрессора складываются
из:
потерь на входе, зависящих от
(65)
где gx = 0,1—0,3;
потерь на поворот в колесе
4
£г2=12“. (66)
где |2 = 0,1—0,2;
потерь на трение в радиальном участке Л2з, которыми
можно пренебречь;
потерь на трение диска
^=«4* (б7)
где а = 0,03—0,05;
2
Ьг= Lri+Lr^ +L2g-,
показатель политропы сжатия в колесе
2
LT
п __ к 1
п-1 к-1 В(Т2-Т.) ’ 1 !
Температура воздуха на выходе из колеса
Величина ц зависит от числа лопаток, относительных
размеров колеса на входе и профилирования каналов.
Для колес с радиально направленными лопатками
где z — число лопаток;
7)ср — средний по площади диаметр входа в колесо.
По Тг и п определяется давление на выходе из колеса
п
{ Л \n—1
Р2 = Р1\^-] (71)
и удельный вес
?2 = -Д (72)
Радиальная скорость потока на выходе из колеса
^ = (1,04-1,3)^ (73)
Большие относительные значения с2г следует принимать
при меньших значениях ст, это способствует большей
равномерности потока на выходе из колеса.
Ширина канала на выходе из колеса
Ь2=—--------- (74)
Л 2?2 Уз с2г
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
379
Для уменьшения потерь и улучшения работы диффу-
зора нигде не следует допускать резких переходов
(скачков кривизпы), т. е. следует применять величину
Ьз < Ьг. Это подтверждается экспериментально.
В центробежных компрессорах применяются как ло-
паточные, так и безлопаточные диффузоры.
При применении безлопаточных диффузоров их ради-
альная протяженность должна быть достаточно развита
D3 = (1,6-=-1,8) Z)a. (75)
На участке, составляющем переход до 1,27)2, должно
быть уменьшение ширины щели от &2 до Ьз. Дальше
целесообразно применять параллельные стенки с плав-
ным выходом в улитку.
Для щелевого диффузора
Отвечающая расчетному расходу величина /з будет
иметь место при различных углах а3, зависящих от
толщины лопаток и кривизны профиля лопатки.
Задаваясь предварительно величиной удельного веса
на выходе из диффузора у4 (должен быть близок к по-
лученному по формуле 84) определяют скорость на вы-
ходе из диффузора
с4=----%- . (81)
У 4 z§/4
Температура на выходе из диффузора
2 2
с —с.
температура на выходе из диффузора
2__ 2
Уз = Уг+ С\Сз -• (77)
давление
п
/ Тл
Р4 = РзНЛ) 5 (83)
показатель политропы п = 1,6—1,7.
Удельный вес
Давление воздуха на выходе из диффузора
п
Рз = Р2(-^-)П_1’ (78)
где п можно принимать равным 1,6—1,8.
По этим же формулам могут быть рассчитаны пара-
метры потока на безлопаточном участке в случае приме-
нения лопаточного диффузора. При применении лопаточ-
ного диффузора безлопаточный участок от Т)2 до D3 дол-
жен быть достаточно развит. Это успокаивает поток,
делает характеристики более пологими и существенно
снижает уровень шума компрессора при практически
сохраниющемся значении т)к. При zK = 16—20 можно
рекомендовать
D3^ (1,2 4-1,25) D2. (79)
Лопаточный диффузор должен обеспечить более рез-
кое снижение скорости, чем безлопаточпый на коротком
пути. Применение больших значений угла уширения
канала допустимо только при низких лк(1,2—1,4).
При повышении лк, а значит и скоростей, поток стано-
вится жестким и имеют место срывы потока в каналах
диффузора, ведущие к резкому снижению к. п. д.
компрессора. Угол уширения канала не следует делать
в этих случаях больше 7—8°.
Большое значение имеет вход в канал диффузора.
Для получения пологих характеристик компрессора
при дозвуковых скоростях необходимо применять
достаточно толстые лопатки со скругленной входной
кромкой. Переход от скругления к профильной части
лопатки не должеп иметь скачков кривизны. При до-
статочном отношении Di/D3 форма каналов не является
решающей — хорошо работают как диффузоры, образо-
ванные специально профилированными лопатками,
так и диффузоры, очерченные дугами окружности пли
прямыми линиями. Положение расчетной точки опре-
деляется, в основном, величиной сечения на входе
в диффузор
G = 2э/зсз Уз* (80)
Центробежный компрессор, как правило, заканчивается
улиткой.
Скорость воздуха в коллекторах дизелей обычно
невелика. Между коллектором и компрессором могут
располагаться холодильники, имеют место повороты,
все это ведет к тому, что скоростной напор на выходе
из компрессора не используется. По указанным причи-
нам скорость в улитке должпа быть умеренной. Как
правило, скорость в улитке с6 < q.
Чаще всего улитка выполняется в форме сборника
с нарастанием сечения пропорционально углу обхода.
Начальное сечение чаще всего составляет 5—8% от
конечного.
Температура на выходе из компрессора
2 2
с,— с
TK = T6=Ti-\-----4—
2g-----г R
к — 1
Давление
п
(
Рк—Рь—А I — /
\ 1 4 /
(85)
(86)
Величина п составляет 1,8—2,0.
Адиабатический к. п. д. компрессора
„ ?к. ад — Tt
Од гр гр *
1 К—
Мощность, потребляемая компрессором
По окончании расчета следует сравнить полученный
Т]аэ с привитым в начале расчета. Большое отличие
(выше 3—4%) будет говорить о неудачном выборе
коэффициента потерь на отдельных участках. В этом
случае целесообразно произвести повторный пересчет.
380
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
7. РАСЧЕТ ТУРБИНЫ ПОСТОЯННОГО
ДАВЛЕНИЯ
На основании рассмотренных выше расчетов баланса
энергии турбокомпрессора и определения расчетных
значений GT и Нт, а также расчета компрессора, при
расчете турбины являются заданными следующие ве-
личины:
расход газов через турбину Gy
Давление газов перед тур-
биной ..................... Ру
Температура газов перед
турбиной .................. Ту
Давление газов за турбиной р
Число оборотов ротора ... п
В случае применения унифицированного турбоком-
прессора расчет турбины не производится. По величи-
нам рт и Тт находится Нт (Нт расч в случае импуль-
сной турбины) и определяется величина р. FT
GT
p.FT = ---7='
y,Y2gHT
(89)
определяющая пропускную способность турбины.
Здесь
Ь = <9°)
/_1\2
"L = 0,57—0,67 или Нт = I =2,2—3,0. Мень-
шим значениям g соответствуют меньшие иг и DT.
Как правило, имеет место равенство диаметров турбины
и компрессора. В импульсных турбинах с высокими
значениями Кн диаметр турбины увеличивается и до-
стигает DT = 1,1 DK.
Расчет осевой турбины ведется по среднему сечению:
gcP = 0,3—0,35.
Перепад в соплах
ЯС = ЯТ (1-g).
Скорость истечения из сопел
C1 = <p]/2gH7. (92)
Величина скоростного коэффициента <р зависит от
совершенства профилирования, чистоты поверхности
и размеров, сопел. Для малых турбокомпрессоров
(DK = 80—140 мм) <р = 0,93—0,95, для крупных до
0,97—0,98. Длина лопаток оценивается по углу вы-
хода из сопел ai и относительному значению выходной
потери. Скорость выхода из турбины при осевом напра-
влении потока
GT
2 Yjit Оср1л
Потеря энергии на выходе из турбины
удельный вес газов за турбиной.
По величине р, FT подбирается нужная модифика-
ция стандартной турбины.
В случае создания новой турбины или необходимости
проверки существующей проводится приведенный
ниже расчет.
Выбирается степень реакции турбины g. Для ради-
альных центростремител'ьных турбин g мало изменяет-
ся и лежит в пределах 0,45—0,55. Для осевых турбин
возможно изменение g в довольно широких пределах,
однако диапазон встречающихся в турбокомпрессорах
значений g также невелик.
Как правило, турбины имеют достаточно длинные
лопатки (-рг— 0,16 — 0,2б\ лопатки закручены и
\ '-'ср )
имеют переменную по высоте степень реакции. Ве-
личина g существенно влияет на суммарное осевое
усилие, причем, как правило, желательно уменьше-
ние g. Снижение g также предпочтительно по сообра-
жениям прочности: при меньших g падают окружные
скорости на турбине и2т и, следовательно, снижаются
напряжения в лопатках.
По указанным причинам степень реакции у корня
лопатки обычно близка к 0 и колеблется в пределах
0,00—0,15 (реже до 0,2—0,25). Отрицательная степень
реакции нежелательна, так как может вести к засасы-
ванию масла из уплотнения в турбину. При принятой
степени реакции у корня и обычных длинах лопаток,
степень реакции на периферии турбинного колеса обыч-
но равна 0,55—0,65, т. е. несколько иыше, чем у ради-
альных- турбин. Степенью реакции определяется ди-
апазон отношений в котором к. п. д. турбины
со
имеет максимальное значение. Для турбин турбоком-
прессоров (см. фиг. 88, а и б) эта зона соответствует
гт _ 2
еых 2g
Относительное значение Неых =
(94)
Неых
нт
Неых не должно превышать 0,06—0,08 (до 0,15 в ис-
ключительных случаях).
Параметры газа за соплами рс и Тс определяются
из выражения
кт—1 -|
(95)
Обозначим
кт —1
тогда
__ Рт
По Д tc по табл. 22 находится отношение ---- и рс.
рс
Температура за соплами
Тс = Тт — Д<с;
= ТТ ^с‘
Удельный вес газа за соплами
v = Рс
Yc RTC ’
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
381
Осевая составляющая скорости а (радиальная для
ЦСТ)
Cla~ yc^Dcplc ’
1Г ул Dbr
Угол потока за соплами
• cia
(Xi = arc sin —-—
ci
не должен быть меньше 10—12° для корневого сечения
лопатки. Угол в среднем сечении на 3—4° выше.
Окружная скорость
По a, ai и ui определяются скорость и угол входа по-
тока на лопатки рабочего колеса
— Q COS Ctj — UG « С1а
₽i = arctgi (98)
“’lu
Для центростремительной турбины с радиально распо-
ложенными лопатками колеса (J 90°.
Скорость газа и>2 на выходе из лопаток рабочего
колеса
\ 2
Рср. вых \ Ц!
Р’р. вх / 2g
w
1
(99)
где член | 1— —ср'вых М1 определяет срабатывание
\ £>ср. вх / 2g
энергии за счет падения окружной скорости при движе-
нии потока к центру колеса в ЦСТ и равен 0 для осе-
вой турбины.
Величина ip для осевых турбин в зависимости от
размера, профиля, чистоты поверхности и степени
реакции колеблется в пределах от 0,92 до 0,98; для
радиальных ЦСТ малых размеров — 0,9—0,92.
Осевая составляющая на выходе
С.
Н’аа — Сга — д j
i2Jl ср. вых вых
(100)
Угол выхода потока с колеса
(J2 = arc sin . (101)
Окружная составляющая выходной скорости ш2
H’»u= И’2 COS ра. (102)
Окружная составляющая абсолютной скорости вы-
хода
С2ц = Ш2и— u2i (ЮЗ)
где
_ 71 ^2 ср, выхп
Угол выхода потока из турбины
a2 = arctg —(104)
C2U
должен быть близок к 90°, т. е. поток должен выходить
из турбины вдоль оси, не закручиваясь. Если угол а2
отличается от прямого более чем на 10—15°, необхо-
димо произвести пересчет, изменив g или Dcv. вх.
В случае применения осевой турбины проводится
расчет закрутки лопаток, который не рассматривается
в настоящей работе [17 и 21].
8. ОСОБЕННОСТИ ПРОФИЛИРОВАНИЯ
ЦЕЛЬНОЛИТЫХ КОЛЕС ЦЕНТРОБЕЖНЫХ
КОМПРЕССОРОВ И РАДИАЛЬНЫХ
ЦЕНТРОСТРЕМИТЕЛЬНЫХ ТУРБИН
Основные требования при профилировании радиаль-
ных колес: прочность и жесткость лопаток и диска;
форма профиля, обеспечивающая высокие аэродина-
мические качества; разборность формы. Эти требования
противоречивы, и не всегда удается их выполнить.
Необходимо исключить изгибные напряжения, т. е.
иметь радиальное направление лопаток в сечениях пло-
скостями, перпендикулярными осп колеса, а также ма-
лую толщину на периферии при значительной толщине
лопаток у корня. На фиг. 94 показаны сеченин колеса
рядом плоскостей, перпендикулярных оси вращения.
Отсутствие изгибных напряжений обеспечивается за
счет того, что средняя линия любого сечения лопатки
(фиг. 94, а, б) проходит через ось колеса. Выпу пая
и вогнутая поверхности лопатки представляют собой
винтовые поверхности переменного шага с центрами
в точках 01 и Ог соответственно. Углы поворота: для вы-
пуклой поверхности cpi, для вогнутой — ср2. Изменяя
взаимное расположение центров Oj и О2 можно изме-
нять прочность и жесткость лопатки в широких преде-
лах. Перемещение центров Oi и О2 от центра колеса
О (фиг. 94, а) увеличивает толщину лопаток у корня
по всей длине, начиная от входа. В этом случае при
большой толщине лопаток резко увеличивается загро-
мождение на входе у корня, поэтому приходится резко
увеличивать диаметр ступицы колеса. Малое расстоя-
ние между центрами Oi и О2 резко снижает жесткость
лопатки и может привести к разрушениям ее от вибра-
ций.
Прочная и жесткая лопатка получается при смеще-
нии центров Oi и О2 не только по горизонтали, но и по
вертикали (фиг. 94, б). В этом случае расстояние по го-
ризонтали определяется, исходя из желаемого измене-
ния толщины лопаток на входе в колесо, а необходимое
утолщение центральной части основания лопатки по-
лучается за счет смещения этих центров по вертикали.
Толщина лопатки па периферии выбирается минималь-
ной и ограничивается технологическими возможно-
стями литья (0,8—2,5 ЛЛ1 для турбинных колес и 0,5—
1,5 Л1Л для колес компрессоров).
При обеспечении прочности (т. е. при радиальном
направлении лопаток) требования аэродинамики и раз-
борность пресс-формы (кокиля) не всегда удается сов-
местить. Разборка пресс-формы производится путем
растаскивания вытеснителей, заполняющих межлопа-
точные каналы, по радиальным направлениям. Вытес-
нитель будет выниматься без поворота только в том
случае, если межлоиаточный канал (в направлении
по оси вытеснителя) не имеет невидимых участков
поверхности (фиг. 95, а, в).
Если часть поверхности лопатки будет невидима
(фиг. 95, б), то форма разбираться не будет. В этом
случае можно обеспечить разборность формы, выпол-
нив вытеснитель из двух частей, вынимаемых по раз-
личным направлениям, или введя поворот вытеснителя,
что сильно усложняет процесс разборки. Для обеспече-
382
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Фиг. 94. К выбору положения центров Oi и Ог для обеспечения
прочности лопатки.
а) | в)
Фиг. 95. Влияние «нахлеста» лопаток на разборность кокиля.
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕИ
383.
ния высокого к. п. д. компрессора поверхность ло-
патки в цилиндрическом сечении должна иметь форму
с переменным радиусом кривизны. При величине от-
носительной скорости входа с — 0,25—0,35 и выполне-
нии лопатки по фиг. 95, а угол уширения па входе
в межлопаточный канал (угол сужения на выходе
для турбин) будет иметь величину ау = 20—15°,
что обеспечит высокие значения к. п. д. лишь при уме-
ренных значениях окружных скоростей м2 (т. е. при
низких степенях сжатия в одной ступени компрессора).
Высокие к. п. д. компрессора при и2 = 280—300 м/сек
могут быть получены при аи = 8—10°, чего не может
быть при обеспечении требований прочности и разбор-
ности и неразъемном вытеснителе. Малый угол уши-
рения на входе может быть получен при отступлении
от требований прочности — при некотором отклоне-
нии лопатки от радиального направления. В этом
случае центры Oi и О2 располагаются несимметрично
относительно центра О (рис. 94). Положение центров
определяется следующим образом:
1) в цилиндрическом сечении по наибольшему диа-
метру входа подбирается профиль параболы и «нахлест»
лопатки, обеспечивающий необходимый угол ушире-
ния межлопаточного канала;
2) проводятся линии через точки а и Ь, параллельные
направлению выема вытеснителя и обеспечивающие
необходимую толщину лопаток на входе, и через точки
с и d, обеспечивающие необходимую, по соображениям
жесткости, толщину средней части лопатки.
Линии, проходящие через точки а и с, ограничивают
выпуклую поверхность лопатки, центр Oi находится
на их пересечении; пересечение линий, проходящих
через точки b и d, определяет центр вогнутой поверх-
ности О2. Взаимное расположение центров О, Oi и О2
может обеспечить большую или меньшую величину из-
гибных напряжений в корневом сечении на входе или
выходе из колеса. Чем меньше уголы Pi и ау, тем
больший требуется нахлест лопаток и тем больше
изгибные напряжения,
Малые углы уширения следует применять для колес
компрессоров с высокой степенью сжатия. Угол су-
жения на выходе из колеса турбины может быть доста-
точно большим. В то же время вследствие большого
удельного веса материала для турбин на первом месте
стоит требование прочности, поэтому проточную часть
турбин следует профилировать согласно фиг. 95, а.
и б. Для колес центробежных компрессоров, отливае-
мых в кокиль, могут быть допущены существенные из-
гибине напряжения, так как запас прочности полу-
чается достаточным, поэтому колеса компрессоров
предпочтительнее профилировать с нахлестом
(фиг. 95, в).
Применение описанной методики профилирования
позволяет получать дешевые колеса совершенной
формы.
Колеса компрессоров и турбин представляют собой
довольно сложные отливки с резким переходом от тон-
кой лопатки к диску относительно толстого сечения.
Радиальное (или близкое к нему) направление лопаток
обеспечивает свободную усадку отливок к центру ко-
леса. Кокиль для отливки колеса с лопатками, идущими
по радиусам (без нахлеста), допускает усадку к оси
отливки (по параллельным сечениям) и препятствует
усадке вдоль оси колеса, что может привести к появле-
нию трещин при литье колес компрессоров из малопла-
стичных сплавов. Кокиль для отливки колеса с нахле-
стом обеспечивает усадку к центру отливки, и с этой
точки зрения колеса с нахлестом являются предпоч-
тительными.
9. ИСПЫТАНИЕ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
Испытания собранного турбокомпрессора и раз-
дельно турбин и компрессоров производятся с целью
проверки совершенства профилированпя турбин и ком-
прессоров и качества их изготовления.
Измерительная аппаратура
Число оборотов ротора как правило замеряется ин-
дукционными или фотоэлектрическими датчиками, по-
дающими импульсы на специально созданные и стан-
дартные пересчетные схемы. Точность замера зависит
от стабильности режима и продолжительности замера
и составляет около 0,3—0,5%.
Значительно реже применяется замер механиче-
скими тахоскопами, непосредственно или через пони-
жающий редуктор.
Давления воздуха и газов замеряются ртутными
и водяными U-образными манометрами и точными
барометрами других конструкций класса 0,5 и выше.
Следует отметить, что замер давлений U-образными
ртутными манометрами весьма точен, но как правило
ведет к загрязнению помещения ртутными парами,
поэтому применяется все реже и реже. Весьма удобно
использование регистрирующих приборов типа ГРМ,
которые при тщательной настройке и уходе обеспечи-
вают высокую точность замеров.
Весьма ответственным является замер температуры
воздуха, особенно перепадов температур. Для этой
цели можно рекомендовать многоспайные термопары,
соединенные с потенциометром. При тщательной та-
рировке и хорошей теплоизоляции может быть
обеспечена точность замера перепада температур
в 0,2—0,3°.
Расходы воздуха и газов следует производить в соот-
ветствии с правилами 27—54.
Испытания компрессора
При проведении испытаний компрессора необходимо
получить зависимости лк (Нк) и цаа от расхода (или
ст) и проверить соответствие этих величин принятым
в расчете. Испытания проводятся на различных чи-
слах оборотов при изменении расхода воздуха от пом-
пажного до максимально возможного. По результатам
испытаний строятся зависимости,
Лк- ад = f (ст)! = <р (ст) и itK = F (Qi).
Число оборотов ротора турбокомпрессоров для над-
дува дизелей колеблется от 7000. до 60 000 об/мин
и мощности от 6 до 2000 л. с. Высокие обороты соот-
ветствуют относительно малым мощностям.
Для испытаний различных ТК могут быть применена
несколько типов стендов.
Компрессоры самых малых ТК могут испытываться
без разборки агрегатов. Приводом может служить
штатная турбина ТК, причем она может работать как
на сжатом воздухе, так и на горячих газах или паре.
На фиг. 96 приведена схема стенда и замеров, прово-
димых при таких испытаниях.
Для испытаний средних и крупных ТК такая схема
неприемлема, так как связана с большими расходами
воздуха. В таких случаях предпочтительно применение
стендов с механическими приводом через мультипли-
катор. В этом случае возможен также замер потребляв-'
мой компрессором мощности непосредственно, за счет,
применения балансирного мультипликатора. На
384
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
фиг. 97 показан общий вид такого стенда с дизельным
приводом (-V.. max = 500 л. с., Птах = 20 000 —
28 000 об/.чин). На фиг. 98 приведена схема замеров,
на фнг. 99 дан продольный разрез мультипликатора.
При испытании турбин па воздухе моделирующий
режим выбирался по равенству чисел М
М=
Фиг. 96. Схема замеров при пс.пытапии турбокомпрессора в сборе (температуры (0; д;К(); д,Та:
tj-; t? измеряются многослойными термопарами).
Есе замеры при испытании турбин и компрессоров
следует проводить дистанционно с пульта управления,
находящегося в звукоизолированном помещении.
Фиг. 97. Общий вид компрессорного стенда с приводом от дизеля.
Испытания турбины
При испытаниях турбины производится проверка рас-
четных значений nfj и Лт, определение механиче-
ского к. п. д. турбокомпрессора и пропускной
способности турбины р. F.
где индекс г относится к работе турбппы па газе, а ин-
декс в к работе па воздухе.
Мощность па валу турбины поглощается и замеряется
гидротормозом (фиг. 100). Набор сменных дисков и
проставочных колец позволяет использовать один и
тот же гидротормоз для испытания турбин различных
размерностей (от диаметра колес 110 м.ч и до диаметра
колес 300 мм) и типов (осевые п радиальные центро-
стремительные).
Диск гидротормоза насаживался па шлицы, предна-
значенные для посадки колеса компрессора (малые
типоразмеры ТК), или па шлицевой конец специально
удлиненного вала ротора.
Момент, возникающий на статоре гидротормоза, за-
меряется обычными рычажными весами.
Воздух для испытания турбины удобно подавать от
компрессорной станции или компрессорного стенда.
В ряде случаев целесообразно провести испытания
собранного турбокомпрессора по схеме, представлен-
ной па фиг. !).>. Сопоставление результатов испытаний
турбины совместно с компрессором и па турбинном
стенде может служить контролем для испытаний ком-
прессора.
Обработка результатов испытаний
Испытание компрессора. Для спятия
всего поля характеристик выбирается несколько ре-
жимов по оборотам.
На каждом режиме расход воздуха (пли ст) регули-
руется положением дроссельной заслонки. Характе-
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
385
25 Заказ 1630.
386
СИСТЕМНЕЙ ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ристики следует снимать, начиная от помпажа в'сторону
больших расходов и наоборот.
Замеряются величины pi, h, р%, ti, рд, Ард, tg,
пк. По этим данным определяются лк, т)аэ, Нк, G,
Qo, Нк, Ст-
Степень сжатия
Лв = 2^+1,
где Ргк — избыточное давление за компрессором,
мм рпг. ст;
В — барометрическое давление, мм рт. ст.
Адиабатический напор компрессора
/ к—1
Як =102,5-^-ЯГДлкк -1
где
R = 102,5
кГм
кг °C
К
к— 1
К —1
А = Бк к — 1 — относительное адиабатическое
приращение температуры воздуха
берется по табл. 22.
Таким образом
Нк— 102,5 7\
Скорость звука в воздухе
а, = 20,1 /7?.
Необходимая окружная скорость
ие = Мав
и обороты
60а в
пе = _ г,' ‘
Л L)
Температура воздуха после турбины
Т2в = Т1в-102^Пт. ад-
Расход воздуха
с ~с Т2т 1 /~ Нв
Ue ~ иг ~тр I / Лг—
1 2В у аТ
Коэффициент напора, до которого снимается характе-
ристика, может быть принят
н’т= (1,3-ь 1,5) нт.
Срабатываемый теплоперепад в турбине при h’T
Адиабатический к. п. д. компрессора
„ _А<аэ
“9_"Д4Г’
не=нт^.
Необходимый расход воздуха
где Д tag = Д tK Ti — адиабатическое приращение
температуры;
ДМ — действительное приращение темпе-
ратуры.
Расход воздуха замеряется мерной^диафрагмой и об-
рабатывается по правилам 27—54.
Объемный расход
Мощность турбины
,г '-'е в
NT. в-------jg- Лг-
Коэффициент напора
Коэффициент расхода
-___2_
Ст~ ’
Испытание турбины. Для выборй модель-
ного режима производится ориентировочный расчет.
Известно пТ, Тт, Нт, Тг, То, т]т ав, т]т.
Число М для турбины при работе на газах в рас-
четном режиме
М=-^,
аг
Л DnT _____
где ма = —gg— и а3 = у KgRTiT .
Коэффициент напора турбины
. Н
т~ и*/2g
По полученной мощности подбирается гидротормоз.
При испытании замеряются pi, t, рг, М, Дра, рд,
tg, Psp и пт. По этим даннымщычисляются Лт, GT т,
Нт, NT, Т]т, т]т а9, Нт, р F, т]жех.
ргр — показания весов на гидротормозе;
NT — мощность на валу турбины.
Величина NT, GT, Нт, т]г а9, Нт вычисляется по фор-
мулам, приведенным выше.
Мощность на валу турбины
Нт = кРгрпТ’
к — коэффициент, зависящий от длины плеча рычага
гидротормоза.
К. п. д. турбины
NT
Т’Г=А7’
Grp Hrp
где Nn = ——-------мощность потока,
/о
Механический к. п. д. турбины
Н-п^ад. Т~Н т
Л .мех —----дг-------- •
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
387
Пропускная способность турбины
pF= г_______
Испытание турбокомпрессора.
При испытании турбокомпрессора замеряются пара-
метры воздуха по турбине и компрессору. Произво-
дится обсчет результатов и дополнительно находится
величина общего к. п. д. ТК ,
_ GKH к
По найденному значению т]гд. определяется т]т и
сравнивается с к. п. д., полученным при испытании
турбины с гидротормозом Т]т = -------.
т1я
Совпадение результатов служит доказательством
достаточной точности испытаний турбины и компрес-
сора.
10. ИСПЫТАНИЕ И ДОВОДКА ТУРБОКОМПРЕССОРА
НА ДВИГАТЕЛЕ
К испытаниям турбокомпрессора на двигателе сле-
дует приступить после проведения стендовых испыта-
ний турбины и компрессора. К моменту начала таких
испытаний необходимо иметь стендовые характери-
стики, в противном случае задача может быть значи-
тельно усложнена и будет потеряно большое количе-
ство времени.
При проведении испытаний на двигателе необхо-
димо уточнить:
1. Соответствие расходов воздуха компрессора и
двигателя.
2. Соответствие пропускной способности и рас-
четного режима турбины полученным на двигателе
давлениям, расходу и температуре газов.
По результатам испытаний производится корректи-
ровка проточной части турбины и компрессора.
После уточнения параметров проточной части в слу-
чае создания нового агрегата, необходимо провести
работы по доводке подшипниковых узлов, уплотнений,
устранению иозможных вибраций лопаток и другие
работы.
Рассмотрим работы по отдельным узлам.
Компрессор. Объем работ по компрессору
бывает различным в зависимости от давления наддува,
конструкции компрессора и числа цилиндров двига-
теля. При наддуве многоцилиндрового двигателя ком-
прессором с безлопоточным диффузором как правило
компрессор полностью отвечает требованиям, предъяв-
ляемым двигателям. Это объясняется равномерным
режимом работы компрессора и пологим протеканием
его характеристик.
При высоких давлениях наддува и лопаточном диф-
фузоре возможны уточнения в том случае, если рас-
ход воздуха через двигатель отличается от принятого
при расчете. Для ускорения этих работ при стендовой
доводке компрессора необходимо подготовить еще
2—3 диффузора, обеспечивающие работу компрессора
на меньших или больших расходах.
Если при проведении таких испытаний заранее ис-
пытанных диффузоров нет и доводка ведется непосред-
ственно на двигателе, то о соответствии диффузора дви-
гателю можно судить по измерению величины общего
25*
к. п. д. турбокомпрессора при изменении нагрузки
двигателя. В том случае, если компрессор настроев
на слишком малый расход воздуха, к. п. д. ТК на
малых ре очень низок, резко растет с ростом ре и не
достигает максимума в пределах всей нагрузочной
характеристики. В этом случае следует применить
более раскрытый диффузор. Если компрессор настроев
на слишком большой расход воздуха, на долевых
режимах достаточно высок, достигает максимума на
30—50% нагрузке и затем падает. На режимах полной
нагрузки возможен срыв в помпаж. При правильно
подобранном лопаточном диффузоре Т]тй. на малых
нагрузках составляет 20—40% и достигает максимума
при 70—90% рР. При наддуве транспортного двигателя,
в целях улучшения протекания внешней характери-
стики, компрессор должен быть настроен на наилучшие-
Фиг. 101. Изменение давления перед турбиной и за компрес-
сором при наддуве четырехтактного четырехцилиндрового
двигателя: J —pj- —давление газов в выхлопном коллекторе;
2 — рк —давление воздуха в ресивере; 3 —фазы выхлопного
клапана; 4 — фазы всасывающего клапана.
результаты при пониженных оборотах. На режиме пол-
ных оборотов двигателя т]тн. может в этом случае во-
обще не достигать максимума.
Весьма полезно при проведении такого рода испыта-
ний проводить замер числа оборотов ротора турбо-
компрессора. При наличии такого замера качество
компрессора и соответствие его характеристик про-
веряются по величине коэффициента напора Н-л
(см. табл. 23 и формулу 47).
Если величина Нк ниже величин, приведенных в та-
блице, то компрессор работает неудовлетворительно.
Это может быть как в случае несоответствия харак-
теристик компрессора и двигателя, так и при не'
удовлетворительном качестве самого компрессора.
В первом случае следует, как указано выше,
сместить характеристику компрессора, во втором про-
вести стендовые испытания и доводку компрессора,
возможно с существенной корректировкой колеса и
корпусных деталей.
Значительные погрешности могут иметь место при
наддуве малоцилиндрового дизеля (с числом цилин-
дров менее 5), так как в этом случае разрыв между пе-
риодами всасывания отдельных цилиндров при уме-
ренном объеме коллектора приводит к колебаниям да-
вления в нем, что влечет за собой работу компрессора'
с переменными давлением и расходом. Компрессор'
работает не в расчетном режиме, а по большой зоне ха-
рактеристики от помпажных режимов до режимов
максимальных расходов. На фиг. 101 в качестве при-
мера приведены осциллограммы давлений в коллекто-
рах четырехцилиндрового дизеля КДМ при его работе-
388
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
с ТКР-11 с компрессором, характеристика которого
представлена на фиг, 102. Имеющим место колебаниям
давления в подающем трубопроводе соответствует ра-
бота компрессора на режимах от помпажного до двой-
ного расчетного. Основное количество воздуха идет
через компрессор при низких к. п. д. (т]к. ад = 0,55—
0,65), что ведет к падению рв. Аналогичные явле-
ния имеют место при установке компрессора на двух-
тактный двигатель с поршневым продувочным насо-
сом, создающим неравномерный поток на всасывании.
Фиг. 102. Совмещение расходных характери-
стик компрессора ТКР-11 и дизеля 4ЧН14,5/20.
Для уменьшения влияния этих колебаний целесооб-
разно.
1. Увеличить до возможных разумных пределов
объем коллектора.
2. Увеличить перекрытие фаз выхлопа и наполне-
ния. Это ведет к увеличению фазы прохода воздуха
через цилиндр и делает поток через компрессор более
равномерным.
3. Установить компрессор с лопаточным диффузором,
с крутой характеристикой, обеспечивающий подачу
воздуха в коллектор в период роста давления в нем без
входа компрессора в помпаж.
В случае наддува двухтактного двигателя с поршне-
вым продувочным насосом целесообразно проработать
вопрос о замене поршневого насоса насосом с более
равномерным потоком. В том случае, если поток через
компрессор выравнять не удается всегда будет иметь
место снижение к. п. д. компрессора.
I-.- Турбина. Работы по согласованию турбины
- с двигателем как правило являются более трудоем-
кими, чем работы по согласованию компрессора. Это
является следствием того, что режим работы ТК
в большей степени определяется пропускной способ-
ностью турбины, чем настройкой компрессора. Оконча-
тельный выбор р. FT зависит от уточненных значений
рк и GK, поэтому для быстрого проведения доводочных
работ необходимо иметь возможность изменять р FT
в ходе работы. В случае применения радиальной центро-
стремительной турбины возможно применение для этой
цели повторного соплового аппарата, в случае осевой
турбины необходимо иметь возможность изменения
положения сопловых лопаток за счет сменных сопло-
вых венцов. В том и другом случае возможно примене-
ние сменных сопловых аппаратов. Относительное из-
менение ji FT должно быть в пределах 2—5% (чем выше
рк, тем точнее должна быть настройка). В случае до-
статочной подготовки эксперимента срок его проведе-
ния резко сокращается и удается обеспечить оптималь-
ные параметры наддуваемого двигателя.
При доводке турбины, работающей в потоке перемен-
ного давления, необходимо проверить правильность
режима работы турбины, по методике, изложенной
в п. 5. Чем выше импульсность потока, тем жестче тре-
бования к выбору режима турбины, так как в этом
случае суживается область работы турбины с высоким
к. п. д.
При существенном повышении максимальных давле-
ний импульса повышение к. п. д. турбины может быть
достигнуто за счет уменьшения диаметра колеса ком-
прессора. Это ведет к увеличению числа оборотов
ротора, увеличивает и? и повышает к. п. д. при ра-
боте на больших теплоперепадах.
Кроме согласования проточной части турбины и ком-
прессора при создании новых турбокомпрессоров,
большое впимани? приходится уделять надежности ТК
как механизма.
В связи с малой продолжительностью стендовых
испытаний механические неполадки обычно вы-
являются при более длительных испытаниях на дви-
гателе. Характерны следующие основные неисправ-
ности.
1. Выход из строя подшипников скольжения. Основ-
ная причина — недостаточно тщательная балансировка.
В этом случае имеют место односторонние натиры и
наволакивания антифрикционного сплава на шейки
вала. В случае несбалансированной силы оба подшип-
ника имеют наволакивание с одной стороны (или
выходит из строя один подшипник), в случае несбалан-
сированной пары натиры на подшипниках смещены
на 180°. В этом случае тщательная балансировка как
правило устраняет неисправность. При повышенных
осевых нагрузках, могущих возникнуть при непра-
вильном выборе диаметров уплотнений, имеет место
выход из строя упорного подшипника.
2. Выход из строя подшипников качения. Чаще
всего имеет место выход из строя подшипника со сто-
роны турбины из-за закоксовывания сепаратора.
Причина — перегрев подшипника и попадание вы-
хлопных газов. Уплотнение должно быть спроектиро-
вано таким образом, чтобы прорывающиеся через него
выхлопные газы, не попадали на подшипник.
В целях снижения требований к точности баланси-
ровки и уменьшения возможности выхода подшипни-
ков из строя при закоксовывании турбины следует
применять упругую подвеску ротора.
3. Выход из строя присоединения турбинпого диска
к валу. Как показывает имеющийся опыт разборные
соединения диска радиальной центростремительной
турбины с валом разбалтывает при tT > 550° и лк >
>1,5—1,6, поэтому необходимо применять сварное
соединение.
4. Недостаточная надежность уплотнений, ведущая
к повышению давления газов в картере. Одним из наи-
более кардинальных решений является применение
кольцевого уплотнения, однако мотресурс такого
уплотнения пока еще недостаточно проверен.
И. РЯДЫ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
Широкое внедрепие газотурбинного наддува дизе-
лей связано с наличием дешевых и надежных турбо-
компрессоров. Такие ТК могут быть изготовлены
только специализированным производством на основе
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
389
унификации. Специализированные производства вы-
пускают ряды турбокомпрессоров, обеспечивающие
наддув любого существующего или вновь создаваемого
двигателя в заданном диапазоне расходов, температур
и давлений воздуха и газов.
В настоящее время ряды турбокомпрессоров выпу-
скаются фирмами «Броун — Бовери», «Непир»,
«Браш» и многими другими.
В СССР выпускаются два ряда турбокомпрессоров
в соответствии с ГОСТ 9658—61.
Рады построены с таким расчетом, чтобы можно
было наддуть любой двигатель в диапазоне исходных
мощностей 40—3000 л. с. на один агрегат.
Изменение диаметра входа в компрессор и ст по-
зволяет обеспечить компрессором одного диаметра,
в одних и тех же корпусных деталях удовлетвори-
тельную работу с отношением.
@к. max _ „
„ «=« 3.
с'к. min
Максимальному уровню к. п. д. соответствует отно-
шение расходов около 1,6—1,8. Изменение углов уста-
новки лопаток и их длины позволяет в одних турбинных
корпусах изменение пропускной способности турбины
также примерно в 3—4 раза.
Расход воздуха через компрессор, при прочих рав-
ных условиях, пропорционален квадрату диаметра.
Принимая коэффициент отношения расходов соседних
типоразмеров 1,7 находим масштабный коэффициент
(отношение диаметров колес смежных типоразмеров
турбокомпрессоров) к = У1/7 1,3. Ряды турбоком-
прессоров подавляющего большинства специализиро-
ванных фирм имеют коэффициент к — 1,25—1,4.
В СССР приняты следующие диаметры колес ком-
прессоров: 85, 110, 140, 180,230, 300 , 380 , 500 , 640.
Размеры и вес турбокомпрессора в основном опреде-
ляются диаметром рабочих колес и несколько изме-
няются при изменении компановочной схемы. Диаметр
колеса определяет расход воздуха. Таким образом,
размеры и вес турбокомпрессора довольно точно опре-
деляются расходом воздуха.
У дизеля расход воздуха определяется литражом,
тактностыо, оборотами и давлением наддува. Расход
воздуха на единицу веса и объема двигателя у высоко-
оборотных двигателей выше, чем у малооборотпых,
поэтому относительные размеры и вес турбокомпрес-
соров на высокооборотных двигателях оказываются
значительными. Для наддува таких дизелей предпоч-
тителен выбор компактной схемы агрегата наддува.
Моторесурс высокооборотных дизелей несколько ниже
ресурса тихоходных машин, поэтому высокооборот-
ные дизели предъявляют меньшие требования к долго-
вечности ТК
По указанным причинам унифицированные турбо-
компрессоры выпускаются дНух типов.
1, Компактные турбокомпрессоры для наддува ди-
зелей автотракторного и близкого к ним типов, с рас-
положением опор между колесами турбины и компрес-
сора: ТКР-8,5; ТКР-11; ТКР-14; ТКР-18; ТКР-23.
2. Турбокомпрессоры для наддува дизелей большого
срока службы: ТК-23; ТК-30; ТК-34, ТК-38: ТК-50:
ТК-64.
Параметры турбокомпрессоров приведены в табл. 24
и 25. На фиг. 76 и 80 показаны турбокомпрессоры того
и другого ряда.
Каждый типоразмер ТК должен допускать настрой-
ку компрессора на требуемый режим во всем диапазоне
расходов и давлений.
По давлению наддува, на которое рассчитывается аг-
регат, турбокомпрессоры разбиты на 3 группы.
1. Низкого давления.
2. Среднего давления.
3. Высокого давления.
Агрегаты, рассчитанные на различные давления над-
дува, отличаются небольшим количеством деталей (рабо-
чие колеса, сопловые венцы, диффузор). Подавляющее
большинство их деталей унифицированы. Это обеспе-
чивает массовость производства.
Для обеспечения точного согласования характери-
стики турбокомпрессора и двигателя выпускаются раз-
личные модификации турбины и компрессора каждого
типоразмера.
Модификации получаются за счет различных сочета-
ний деталей, изготовленных из базовых заготовок.
Число модификаций компрессора может быть огра-
ниченным. В случае применения безлопаточного диффу-
зора весь диапазон расходов может быть перекрыт
двумя-тремя модификациями. Характеристики в этом
случае достаточно пологи и согласование полей расхо-
дов двигателя и компрессора не представляет особых
трудностей. На фиг. 103 в качестве примера показано
совмещение характеристик компрессора ТКР-14 и
двигателя 6415/18 (Д-6).
В тех случаях, когда давление наддува достаточно
высоко и предъявляются высокие требования к к. п. д.
компрессора, применяются компрессоры с лопаточным
диффузором, имеющие достаточно узкий диапазон
работы. Здесь требуется точная настройка компрес-
сора на заданный режим.
Выбирается компрессор, имеющий хорошее совпа-
дение при безлопаточном диффузоре и производится
экспериментальная проверка нескольких лопаточных
диффузоров, отличающихся по расчетному расходу
один от другого на 3—5%.
Как правило компрессор с лопаточным диффузо-
ром имеет 12—15 модификаций. На фиг. 104 и 105 по-
казаны в качестве примера зоны оптимальных расхо-
дов компрессора ТК-30 при различных ширинах
колеса и различных углах установки лопаток и харак-
теристик этого же компрессора для одного из положе-
ний лопаток диффузора.
Число модификаций турбины должно быть достаточ-
но большим. Для обеспечения требуемых параметров
двигателя пропускная способность турбины р FT
должна быть близка к оптимальному значению. При
малых лк могут быть допущены отклонения р FT в 4—
5%, при высоких лк этот допуск сокращается до 2—3%.
Для удовлетворения требуемого диапазона расходов
требуется 15—20 модификаций турбины по pjfT.
Наиболее дорогой частью турбины является рабсг-
чее колесо, поэтому выгодно получение модификаций
при неизменной заготовке колеса турбины. В этом
случае требуемый диапазон изменения р FT с доста-
точным число модификаций обеспечивается примене-
нием различной длины лопаток рабочего колеса при
различных углах установки сопловых лопаток. В ка-
честве примера на фиг. 106 показано изменение р FT
турбокомпрессора ТК-30 для трех длин лопаток при
пяти положениях сопел. В этом случае обеспечивается
изменение р FT в 2 раза. К. п. д. турбины во всем ди-
апазоне отклоняется от максимального значения не
более чем на 2—3%.
Наличие модификаций обеспечивает возможность под-
бора Ge и р F Т для любого существующего и вновь
создаваемого двигателя.
390
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Фиг. 104. Поля расходов, покрываемые двумя
вариантами колес ТК-30. Диффузор безлопа-
точный.
Фиг. 105. Пример характеристики ком-
прессора ТК-30. Лопаточный диффузор.
Фиг. 106. Зависимость р FT от Fc цлн турбин ТК-30.
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ ДЛЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЕЙ
391
В зависимости от числа цилиндров двигателя и спосо-
ба использования энергии выхлопных газов требуются
турбины с различным числом подводов, поэтому уни-
фицированные ТК имеют модификации турбинного
фиг. 107 в качестве примера показаны различные вза-
имные положения корпусов турбокомпрессора ТК-30.
В случае наддува двигателей массового производства
специализированные фирмы, как правило, идут на вы-
';хема положений корпусов (смотреть со стороны компрессора)
Корпус А (воздухоприемный патрубок)
Фиг. 107. Различные взаимные положения корпусов
турбокомпрессора ТК-30.
корпуса с 1, 2, 3 и 4 вводами в турбину. Компрессоры
выпускают с одним и двумя выводными патрубками;
корпуса подвода и отвода воздуха и газов могут соби-
раться в различных взаимных положениях. На
пуск ТК с корпусами, учитывающие максимальные
компоновочные удобства. Это уменьшает габариты дви-
гателей и снижает потери в воздушном и выхлопном
трактах.
392
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ГЛАВА III
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ
1. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ, ВЫБОР ТИПА;
НАСОСЫ, ТЕПЛООБМЕННИКИ
И АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
Задачей системы охлаждения является отвод тепла
от стенок цилиндра, головки, поршня и других дета-
лей, нагревающихся от соприкосновения с горячими
газами или вследствие трения, поддержания в них
допустимой температуры, ограничиваемой условиями
наполнения цилиндра, работой форсунки, а также
свойствами смазочных масел и жаростойкостью мате-
риалов.
Системы охлаждения по способу отвода тепла бывают:
1. Жидкостные: а) снабженные проточной системой
циркуляции охлаждающей жидкости (как правило,
пресной или морской воды); б) снабженные замкнутой
системой циркуляции охлаждающей двигатель жид-
кости (пресной воды, антифриза, эмульсии или воды
с добавкой замедлителей коррозии), которая в свою
очередь, охлаждается в теплообменнике проточной
водой или воздухом (в судовых условиях забортной
водой).
2. Испарительные.
3. Воздушные, получающие в последнее время ши-
рокое распространение для небольших стационарных
и транспортных дизелей.
Большинство стационарных и судовых дизелей снаб-
жено жидкостными системами охлаждения.
В табл. 26. приведены данные о количестве тепла,
отводимого системой охлаждения у некоторых дизе-
лей.
Количество тепла, отводимого системой охлаждения
зависит от размеров дизеля (диаметра цилиндра и
Таблица 26
Данные о количестве тепла
отводимого системой охлаждения
Марка двигателя Количество тепла отводимого системой охлаждения
в % от тепла подведенного при сгорании топлива в ккал/л. с. ч
44 8,5/11 33,8 765
64 12/14 27,2 580
124 15/18 25,0 500
124Н 15/18 21,0 400
64Н 25/34 20,2 390
124 Н 28/361 12ДА 28—С J 16,0 310
✓ 84 Н 36/45 18,2 350
6-ДР 30/50 26,6 510
ЮД-20,7/2 X 25,4 20,2 400
8Д К 22/125 19,4 365
хода поршня), форсировки по среднему эффективному
давлению (от коэффициента избытка воздуха а) и бы-
строходности, от его конструкции и тактности, а также
от температурного уровня в системе охлаждения.
Уменьшение количества тепла, отводящегося в охла-
ждающую систему ограничивается тепловым состоя-
нием основных деталей, но способствует повышению
экономичности дизеля и уменьшению размеров тепло-
обменников, а также потерь энергии на охлаждение
охлаждающей жидкости, что особенно важно для
транспортных дизелей.
В охлаждающую воду отводится от 12% (для форси-
рованных дизелей) до 34% (малых двигателей) тепла,
подведенного при сгорании топлива в случаях систем
охлаждения, находящихся под атмосферным давлением.
. В экспериментальных работах при высокотемпера-
турном охлаждении в герметичных системах получены
меньшие теплоотводы в воду однако при этом значи-
тельно повышаются теплоотвод в масло, а также оста-
точный член теплового баланса.
При повышении среднего эффективной!' давления
за счет наддува до рк 2,0 ат, в случаях работы с не-
изменным а, процент тепла, отводящегося системой
охлаждения, падает приблизительно обратно пропор-
ционально повышению ре- Повышение температуры
в системе охлаждения приводит к уменьшению тепло-
отвода в воду по линейной зависимости, но к повыше-
нию теплоотвода в масло.
Если за 100% взять тепло, передаваемое воде прв
60° С, то повышение температуры воды на каждые 10°
снижает количество тепла, передаваемого воде, при-
близительно на 4—5%.
Температурный уровень в системе охлаждения ока-
зывает существенное влияние на работу двигателя,
так как при повышении температуры выходящей воды
до 85—90° С:
1) повышается эффективная мощность двигатели и
снижается отнесенный к ней удельный расход топлива
за счет уменьшения количества тепла, отводимого
охлаждающей жидкостью; при этом лишь 8—9%
сэковомленного тепла идет на увеличение индика-
торной работы, остальное идет на увеличение тепло-
содержания отработавших газов. Повышение тем-
пературы воды с 60 до 85° С у двигателя 448,5/11
мощностью 20 л. с. дало снижение удельного рас-
хода топлива на полной мощности на 10 г/л. с. ч.;
2) за счет уменьшения коэффициента наполнения
т]„, вызываемого ростом температуры стенок цилиндра,
головки и поршня, индикаторная мощность несколько
уменьшается (для одного из случаев на 3,5% при по-
вышении температуры воды с 60 до 100° С);
3) по данныц ряда исследователей уменьшается из-
нос стенок цилиндра;
4) снижается разность температур внутренних и
наружных степок цилиндра, и, следовательно, сни-
жаются температурные напряжения.
Принимая во внимание изложенное выше, необхо-
димо поддерживать приблизительно постоянный тем-
пературный уровень в системе охлаждения вне зависи-
мости от того, на какой нагрузке работает двигатель.
При равной форсировке двигателей по удельной пор-
шневой мощности (характеризующейся произведе-
нием ст ре) тепловая напряженность поршневой группы
растет с увеличением диаметра цилиндра.
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ
393
В сравниваемых случаях принимается, что каждое
из значений ре достигался у различных дизелей
(одинаковой тактностп) при одинаковых а и коэффи-
циентах избытка продувочвого воздуха. Поэтому при
увеличении диаметра цилиндра по мере форсировки
дизеля все труднее сохранить приемлемое темпера-
турное состояние поршпя.
Переход на высокотемпературное охлаждение иногда
также сопровождается необходимостью интенсифика-
ции охлаждения поршневой группы, во избежание
загорания поршневых колец.
Жидкостные системы охлаждения
Проточная система охлаждения.
Схема проточной системы охлаждения приведена на
фиг. 108.
Вода нагнетается водяпым насосом в нижнюю часть
(у транспортных двигателей иногда в верхнюю) заруба-
Фиг/108. Схема проточной системы охлаждения: 1 —всасыва-
ющий трубопровод; 2 — нагнетательный трубопровод; 3 —слив-
ной трубопровод; t — перепускной трубопровод; 5 — кран;
6 — водяной насос.
шечного пространства цилиндров. После охлаждения
цилиндров вода перетекает в водяную полость головки
цилиндров, а затем паправляется в охлаждаемый вы-
хлопной коллектор и отводится в слив (за борт, в кана-
лизацию и т. д.).
Выше было указано о желательности применения вы-
сокотемпературного охлаждения.
В случае охлаждения мягкой пресной водой темпера-
тура выходящей нз двигателя воды (если позволяет те-
пловая напряженность поршня) должна быть <=» 853 С.
При охлаждении забортной морской водой или жест-
кой пресной, максимальная температура воды должна
быть не больше 55° С, во избежание интенсивного обра
зования накипи вследствие выделения солей.
Перепад температур входящей в двигатель и вы-
я брать не выше 15—
входящей
цилиндра
разъедине-
Фиг. 109. Втулка
с кавитационным
нием наружной поверхности.
ходящеи из него воды желательно
20° С. Необходимая температура
тель воды поддержи-
вается благодаря сме-
шиванию ее с водой,
отходящей от двигателя
и частично перепускае-
мой к входящей по об-
водной трубе. Регулиро-
вание постоянства тем-
пературы выходящей из
двигателя воды осуще-
ствляется автоматиче-
ски — терморегулятором
или вручную кранами
путем изменения коли-
чества горячей воды,
добавляемой к холодной,
входящей в двигатель.
Необходимая произво-
дительность водяного
насоса определяется
на основании разности
температур выходящей
из двигателя воды
и входящей в него и
количества тепла, отво-
димого в охлаждающую
воду.
Во избежание местных
перегревов система
охлаждения должна
быть спроектирована
так, чтобы не могли об-
разовываться скопления
пара и, так называемые
«воздушные мешки».
У многих двигателей i
повышенной быстроходности наблюдается интенсив-
ное разъедание омываемых водой стенок втулок ци-
линдров и иногда блоков, характеризующееся обра-
зованием скоплений раковин (фиг. 109).
У некоторых двигателей интенсивность разъедания
степок настолько высока, что скопления раковин глу-
биной 0,5 мм и диаметром 1 мм появляются на чугун-
ных втулках через 30—35 ч работы.
В большей части случаев втулки разъедаются в ре-
зультате совместного воздействия электрохимической
коррозии и кавитационной эрозии. Последняя
является следствием высокочастотных вибраций вту-
лок под воздействием ударов поршня о стенку ци-
линдра при изменениях знака сил бокового давления N.
На фиг. 110 приведена теоретическая диаграмма
сил N, совмещенная с осциллограммами давления га-
зов в цилиндре и вибраций втулки двигателя 44 10,5/13.
Чем больше диаметральный зазор между поршнем
и втулкой цилиндра, тем интенсивнее вибрации и разъ-
едание стенок.
У одного из двигателей при работе с алюминиевыми
поршнями частота колебаний стенки втулки цилиндра
составляла 950 пер)сек, максимальный размах коле-
баний 0,08 мм и максимальное ускорение вибрирующей
стенки 147 g.
fl двига-
облегченной конструкции и
394
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Вызванное ударом поршня перемещение стенки втул-
ки приводит также к существенным колебаниям давле-
ния в водяной полости. При увеличении проходных
сечений в водяной рубашке обычно кавитационное
разрушение втулок и блоков уменьшается.
В кавитационном разрушении, как видно, участвуют
механическое «выколачивание» (при чугунных деталях
Фиг. НО. Теоретическая диаграмма сил N, совмещенная с осциллограммами
давления газов в цилиндре и вибраций втулки двигателя 4410,5/t 3 (на-
грузка 75% при 1200 об/мин, сторона, по которой ударяет поршень при
«перекладке» в в. м. т.).
в первую очередь графита) и электрохимическое
разъедание анодов микроэлементов, возникающих под
воздействием местных пиков давлений при смыкании
кавитационной каверны, приводящих к деформациям
на микроповерхностях. Благодаря малому внутреннему
сопротивлению микроэлементов, возникающих при ка-
витационной эрозии, даже при небольшой разности
потенциалов могут иметь место большие токи.
Меры борьбы с разъеданием втулок:
1) уменьшение вибраций втулок путем: уменьшения
зазора между поршнем и цилиндром до возможно ми-
нимальных пределов; увеличения жесткости втулки;
увеличения опорной поверхности втулки при посадке
ее в блок; уменьшение высоты неподпертой части
втулки;
2) повышение стойкости поверхности втулки против
разъедания, в частности, путем хромирования (молоч-
ным или блестящим хромом толщиной 0,05 мм) омывае-
мой водой поверхности или ее азотированием;
3) уменьшение интенсивности кавитационной эро-
зии путем повышения температурного уровня в системе
охлаждения и переходом на замкнутое охлаждение;
4) расширение проходов в водяной рубашке;
5) применение добавок к охлаждающей воде (при
замкнутой системе охлаждения) замедлителей корро-
зии и, в частности, бихромата калия в количестве от 0,3
до 1% (хромпика К2Сг2О2), эмульсоидов ВНИИ НИ 177
и других, а также эмульсолов.
При чисто электрохимическом разъедании втулок
целесообразно применять цинковые протекторы.
Снижение интенсивности вибрации втулок, повышение
температуры охлаждающей воды и применение заме-
длителей коррозии уменьшают также разъедание бло-
ков.
Язвенное разъедание блоков вызывается теми же при-
чинами, что и втулок цилиндров. При этом язвы на бло-
ке появляются со стороны наибольшей вибрации втулки
в наиболее зауженных проходах в рубашке. Чем выше
стойкость поверхности втулки (хромирован-
ная, азотированная), тем при интенсивной
вибрации втулки, сильнее разрушается
блок. Блоки из алюминиевых сплавов не-
сколько более стойки чем чугунные.
Меры борьбы с разрушением блоков те
же, что и втулок цилиндров.
Этот вид разрушения омываемых водой по-
верхностей не следует смешивать с обще-
коррозионным разъеданием, которое в опре-
деленных условиях может являться и ме-
стным.
Замкнутая система охлаж-
дении (фиг. 111). Замкнутая система
охлаждения отличается от проточной тем,
что охлаждающая жидкость после выхода
из двигателя охлаждается в теплообменнике
и поступает обратно в двигатель. Тепло-
обмевник охлаждается проточной водой или
воздухом. Обычно на выходе охлаждающей
жидкости из двигателя в систему замкнутого
охлаждения включается расширительный
бачок с запасом охлаждающей жидкости для
компенсации испарившейся. В случаях, когда
расширительный бачок непосредственно сооб-
щается с атмосферой, температура охлаж-
дающей воды должна быть не выше 85—
90° С. При снабжении расширительного бачка
паровоздушным клапаном, поддерживающим
в системе повышенное до 1,2—1,3 кГ)см2
давление, температура воды увеличивается
до яИ05° С. Температура кипения при изме-
нении давления в системе (р кГ/см2) может ориен-
тировочно определяться по формуле t = 100 у'р.
Перепад температур выходящей и входящей охла-
ждающей жидкости должен быть не больше 10—15° С.
Насос, обеспечивающий циркуляцию в замкнутой
системе, целесообразно делать центробежным, так как
он обладает высоким к. п. д. Если двигатель устана-
вливается на судах выше ватерлинии, насос проточной
воды должен быть самовсасывающим.
Производительность водяного насоса определяется
по формуле
G^c(t tT кГ/Ч' (105)
С ((£ Г2)
где Q — количество тепла, отводимого в охла-
ждающую жидкость, ккал)ч (табл. 26);
с — теплоемкость охлаждающей жидкости,
ккал/кг0 С;
tj и i2 — температура охлаждающей жидкости
на входе в теплообменник и выходе из
него (при замкнутой системе охлажде-
ния) или на выходе из двигателя и на
входе в него (при проточной системе
охлаждения);
ti — t2 = 7—15° С при замкнутой системе охла-
ждения и 10—20° С при проточной.
Расчетная производительность GpaC4 насоса берется
на 15—20% больше, чем G.
Необходимый напор Н выбирается в зависи-
мости от сопротивления системы обычно в пределах
5—15 м вод. ст.
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ
395
Мощность, потребляемая насосом, определяется по
формуле
N =-----СрасчН------ с
75 • 3600Г|гГ|т
(106)
У геометрически подобных насосов, у которых линей-
ные размеры связаны зависимостью --пр = А. имеем:
1) подобие планов скоростей потоков:
где Т|3 — гидравлический к. п, д. насоса.
Фиг. Ш. Схема замкнутой системы охлаждения: 1—насос пресной воды; 2—насос забортной воды; 3—перепускная
труба; 4 — водо-водяной холодильник; 5 — корпус термостата; 6 — расширительный бачок.
Для большинства водяных насосов механический
к. п. д. может при ориентировочных расчетах при-
ниматься равным единице. Тогда потребляемая мощ-
ность ориентировочно определяется по формуле
д,____СрасчН
~ 75-360Ch]3 '
Центробежные насосы (фиг. 112 и ИЗ)
обладают высоким к. п. д. (55—78%) и обеспечивают
свободный проход воды при опорожнении системы.
Применение их целесообразно для замкнутых си-
стем охлаждения и тогда, когда не предъявляется тре-
бование самовсасывания. При проектировании центро-
бежных насосов обычно расчет элементов ведут по
теории подобия, ориентируясь на исходные характе-
ристики испытанного прототипа.
Пример рабочего колеса насоса приведен на фиг.
114, а. Характеристика насоса с этим колесом показана
на фиг. 114, б. Область рационального применения
ограничена кривой к. п. д., равного 65%.
Конструктивные размеры колес насосов дизелей (обо-
значения см.
= 0,065-0,25.
фиг. 114, а) 4^-= 1,4-1,95; ^-=
Do D„
спр
собр
П-пр
побр
где с — скорость;
п — число оборотов;
2) производительность
проектируемого насоса:
Gnp — Go6p А.8
ЛПО
Я-сбр
Ла» пр
обр
(107)
где т|о — объемный к. п. д. насоса;
3) напор проектируемого насоса:
2
побр / Лз» обр
(108)
где цг — гидравлический к. п. д. насоса.
Предельная высота всасывания ограничивается воз-
никновением кавитации, если давление во входной
части рабочего колеса упадет ниже давления насыщен-
ных паров при данной температуре.
Для воды наименьшие допустимые давления в за-
висимости от температуры составляют:
396
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
4=5 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100° С
Н£ = 0,09 0,12 0,24 0,43 0,76 1,27 2,07 3,25 4.97 7,41 10,78 лич вод. ст.
Средняя скорость поршня насосов лежит в пределах
0,2—0,9 м/сек. Например, водяной насос к двигателю-
M9V40/46 имеет D = 195 мм; S = 110 мм, п =
= 235 об/мин, ст = 0,86 м/сек.
Шестеренчатые насосы обычной кон-
струкции для перекачки воды применяются^редко
Поршневые насосы (фиг. 115) применя-
ются в большинстве случаев на тихоходных судовых дви-
гателях. Они обладают высоким к. п. д., хорошей вса-
сывающей способностью и худшей, чем центробежные,
износоустойчивостью. Скорость воды на всасывании
должна быть не более 1—2 м/сек, а на нагнетании 3—
5 м/сек.
Производительность
V = 60 —~ Sn мР/ч, (109)
где D — диаметр поршня, м;
S — ход поршня, м;
п — число оборотов вала насоса, об/мин',
т|в — объемный к. п. д. насоса.
Можно принимать:
для насосов с V от 0,5 до 20 м3/ч = 0,85—0,9;
для_насосов с V от 20 ма/ч и выше Т]в = 0,9—0,95.
вследствие плохой износоустойчивости. Встречаются
шестеренчатые водяные насосы (фиг. 116), у которых
насосные шестерни освобождены от трения путем
введения дополнительной пары шестерен, синхрони-
зирующих вращение ведущего и ведомого валов насоса.
Насосные шестерни часто делают с резиновыми зубьями,
навулканизированными на металлическую втулку.
Производительность шестеренчатого насоса опреде-
ляется по формуле
И = 60- 2nDHa4mbn r)B 10 6 л/ч, (110)
где DHa4 — диаметр начальной окружности на-
сосной шестерни, мм;
т — модуль зацепления, мм;
Ь — ширина насосной шестерни, мм;
п — число оборотов, мин;
т|в«»0,6—0,7 — коэффициент подачи насоса.
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ
397
характеристика^насоса.
Фиг. 115. Поршневой водяной насос.
398 СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ
399
Водокольцевые насосы получили в по-
следнее время большое распространение на отечествен-
ных дизелях. Водокольцевые насосы с боковыми кана-
лами и концентричным расположением колеса в кор-
пусе подразделяются на насосы
вихревого типа (фиг. 117) и само-
всасывающие, так называемые насосы
«сихи» (вихревой нАсос обладает худшей способностью
самовсасывать, что частично может быть устранено
установкой дополнительного колпака фиг. 118),
обеспечивающего постоянное заполнение насоса водой.
крышки. Принцип действия самовсасывающего насоса
(сихи) следующий. При частичном заполнении иасоса
водой и вращении рабочего колеса образуется водяное
кольцо. Вследствие увеличения в средней части сече-
ния боковых каналов водное кольцо образует в рабочем
колесе полость, расположенную эксцентрично относи-
тельно оси вращения. Благодаря этому замкнутые ме-
жду соседними лопатками объемы воздуха в зоне
всасывающего прохода постепенно увеличива-
ются за счет смещения водного кольца, вызы-
ваемого расширением бокового канала; в полости
между лопатками создается разряжение и заса-
сывается воздух.
В зоне нагнетательного прохода за счет суже-
ния бокового канала объем воздушного про-
странства между лопатками уменьшается, и воз-
дух подается в нагнетательный трубопровод.
Вследствие этого создается эффект, самовсасыва-
ния, и насос полностью заполняется водой.
На участке окружности, занимаемом всасы-
вающим проходом, в повышении давления воды
непосредственно участвуют центробежные силы,
но созданный цми напор теряется при переме-
щении воды от периферии к центру в области
нагнетательного прохода.
Напор в обоих типах водокольцевых*насосов со-
здается за счет того, что из-за разности давлений в ко-
лесе и боковом канале образуется вращательное движе-
ние воды, приводящее к переходу воды из колеса в бо-
ковой канал. Так как у частиц воды, переходящих и»
Фиг. 117. Вихревой насос.
Схема насоса типа «сихи» приведена на фиг. 119.
Сечение бокового канала у вихревого насоса постоянно
по окружности и иногда лишь незначительно сужено
на входе и выходе. У самовсасывающего насоса («сихи»),
колесо которого снабжено длинными лопатками, попе-
речное сечение боковых каналов в средней части по-
стоянно; в зонах же всасывающего и нагнетательного
проходов канал постепенно сходит на нет.
Всасывающий и нагнетательный проходы размещены
вблизи ступицы колеса в стенках корпуса и торцовой
полостей (расположенных между лопатками колеса)
в боковой канал, большая скорость (в направлении
вращения колеса), чем в канале, то их энергия (при
условии неразрывности потока в боковом канале)
приводит к повышению давления в канале.
Увеличение давления пропорционально длине боко-
вого канала. На коэффициент напора ф = 2g —
и к. п. д. насоса существенное влияние оказывают
форма и величина бокового канала.
400
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Наиболее высокие значения к. п. д. (до 0,46) и боль-
шие значения i|> удается получить, когда сечение бо-
кового канала и полости между лопатками образуют
круг. Для предотвращения боковых нагрузок колесо
такого типа следует делать симметричным с двумя бо-
ковыми каналами. Суммарный к. п. д. самовсасыва-
ющих насосов с длинными лопатками (сихи) 0,12—0,25,
а вихревых насосов 0,3—0,45.
Фиг. 118. Колпак к вихревому насосу для обеспечения
самовсасывания.
Характеристика самовсасывающего насоса двига-
тели 6423/30 показана на фиг. 119, б.
Напор, создаваемый насосом, составляет:
— — (111)
где Др = = у- (са. и — cv) — увеличение давле-
ния воды на длине канала Z;
у — средний удельный вес воды;
g — ускорение силы тяжести;
I — длина бокового канала;
а — интенсивность вращательного движения в бо-
ковом канале (объем воды, проходящий в сек
через единицу длины канала при вращении
потока);
са. и — касательная (в направлении вращения ра-
бочего колеса) составляющая средней ско-
рости потока при переходе от рабочего ко-
леса к боковому каналу (приближенно
равна окружной скорости колеса ит отне-
сенной к радиусу гт, равному расстоянию
от оси колеса до середины канала);
со — среднее значение скорости потока в боко-
вом канале (в его продольном направле-
нии),
V
Cv~T'
где V — объем нагнетаемой воды, м3/сек',
f — поперечное сечение бокового канала, л2.
Из приведенного уравнения видно, что дроссельные
кривые насоса — прямые липин.
При проектировании насоса вихревого типа для по-
строения характеристики (зависимости напора от про-
изводительности) можно принимать:
»/2
при V = о Яшах«*(54-6)—;
ори Я = 0 Ршах= (0,7-5-0,8) uf,
где и'— окружная скорость на наружном диаметре
колеса.
Наиболее высокие к. и. д. насоса получаются, когда
у
cv/u = 0,5. Поперечное сечение бокового канала / = —
и/ £
Ширина колеса при одностороннем канале выбирается
равной Z/2 и при двустороннем — равной Z (Z — ши-
рина бокового канала в радиальном направлении).
Число лопаток
л Z5cp
Z
где Dcp — диаметр колеса, соответствующий середине
бокового канала, мм.
Теплообменники
В систему водяного охлаждения включаются следу-
ющие теплообменники:
1) водо-водяные холодильники для охлаждения
проточной водой охлаждающей жидкости, циркули-
рующей в замкнутой системе;
2) водо-масляные холодильники для охлаждения
смазочного масла;
3) водо-воздушные холодильники для охлаждения
воздуха после нагнетателя.
Наибольшее распространение получили трубчатые
холодильники.
Количество тепла, отводимое холодильником равно:
Q— kF ход Д1
ккал
(И2)
где
к =
1
JL4.A4--L.
«В + % + «охл
— коэффициент теплопере-
дачи холодил ьника;
РХол — площадь поверхности холодильника, омы-
ваемая охлаждающей водой;
AZ—перепад температур охлаждающей холо-
дильник воды на выходе из холодильника
на входе в него;
ав — коэффициент теплоотдачи степки трубки
холодильника к охлаждающей воде;
«ожл — коэффициент теплоотдачи от охлаждаемой
среды к стенке трубки холодильника;
26 Заказ 1630.
Фиг. 119. Водокольцевой самовсасывающий насос: а—конструкция насоса; б — характеристика
насоса 6423/30, согласно схеме на фиг. 116.
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ
402
СИСТЕМЫ и вспомогательные агрегаты
1 — коэффициент теплопроводности материала
трубок;
б — толщина стенок трубок.
Величина к зависит, в основном, от термических
1 1
сопротивлений теплоотдачи — и ------, так как терми-
ну Похл
ческое сопротивление стенки оказывает весьма малое
влияние.
У водо-масляных холодильников основное влияние
, 1
на к оказывает -----.
СЬохл
Для увеличения а0Хл скорость масла обеспечивают
в пределах 0,5—0,7 м/сек, а также турбулизируют
поток. Скорость воды в холодильнике делают не ниже
0,4—0,3 м/сек.
Для увеличения теплоотвода от масла в водо-
масляных холодильниках поверхность холодильника,
соприкасающуюся с маслом, делают большей, чем
омываемую водой (установкой проволочных и других
турболпзаторов и рядом иных способов).
Количество тепла, отводящегося в масло, для двига-
телей средней мощности составляет приблизительно:
Для двигателей с неохлаждаемыми поршнями:
Тихоходных ... 30 ккал/л. с. ч.
Быстроходных . 60 ккал/л. с. ч.
Для двигателей с охлаждаемыми поршнями
от 80 до 100 ккал/л. с. ч. (см. табл. 27).
Коэффициент теплопередачи холодильника ориенти-
ровочно имеет следующие значения:
Трубчатый с трубками боль-
шого диаметра (10—15 мм)
Трубчатый с трубками мало-
го диаметра..............
С турбулизаторами в пло-
ских или круглых трубках
Водо-масляные Водо-водяные
холодильники холодильники
ккал/м2 град ч ккал/м2 град ч
60-250 1200
300—800 2500
до 1000 до 4300
Сопротивление водо-масляных холодильников по
маслу составляет обычно 0,5—0,8 кГ/см*. Сопротивле-
ние водомасляных холодильников по воде составляет
обычно 0,2—0,4 кГ/см*.
Таблица 27
Данные о теплоотводе в масло
Марка двигателя Мощность Число обо- ротов мин Теплоотвод в масло
В % ОТ подведен- ного тепла в ккал/л. с. ч
64 18/22 150 750 4 67,3
124 15/18 300 1500 3 57,5
64 25/34 300 300 3,5 62
6Д 30/50 * 600 300 12 217
84 36/45* 800 375 7,5 126
10Д-20,7/2X25,4* 1500 750 15 241
* Охлаждаемые поршни.
2. СИСТЕМА СМАЗКИ. МАСЛЯНЫЕ НАСОСЫ
И ФИЛЬТРЫ
Двигатель смазывается для уменьшения работы
трения, повышения износоустойчивости трущихся де-
талей и для охлаждения.
По способу подвода масла к трущимся элементам и,
в первую очередь, к шатунным, коренным и крейцкопф-
ным подшипникам и . цилипдро-поршневой группе
системы смазки разделяются на:
1. Принудительные (циркуляционные и с дозирован-
ной подачей смазки насосами высокого давления-
лубрикаторамп).
У крейцкопфных двигателей цилиндр отделен диафраг-
мой (имеющей сальник, через который проходит стержень
поршня) от кривошипной полости для предотвращения
попадания в последнюю продуктов недогоревшего сер-
нистого топлива. В связи с этим имеется возможность
применять различные масла для циркуляционной си-
стемы смазки трущихся элементов в кривошипной
камере и для лубрикаторной смазки цилиндро-пор-
шневой группы.
2. Разбрызгиванием;
3. Смешанные.
Системы смазки, при которых все элементы сма-
зываются только разбрызгиванием, в дизелях не
применяются.
У тронковых двигателей, как правило, шатунные и
коренные подшипники, подшипники распределитель-
ного вала, приводы вспомогательных агрегатов и ино-
гда поршневая головка шатуна смазываются принуди-
тельно. Втулка цилиндра, поршень, поршневые кольца,
ряд других деталей и иногда поршневой палец смазы-
ваются разбрызгиванием, а у некоторых двигателей —
системой высокого давления от плунжерных насосов
(лубрикаторов).
По месту расположения основной емкости для масла
двигатели бывают: с сухим и мокрым картером.
При сухом картере масло, стекающее в поддон,
сливается в один или два отстойника, откуда отсасы-
вается насосами в бак, стоящий отдельно от двигателя.
Сухие картеры применяются обычно для двигателей,
подвергающихся при работе значительным наклоном
(например, для авиационных, танковых и некоторых
типов судовых установок). Вследствие увеличения оки-
сления масло при сухом картере приходится менять
чаще, чем при мокром. При мокром картере необходи-
мый для нормальной работы двигателя запас масла
находится непосредственно в поддоне.
Потребное количество масла, которое должно прока-
чиваться через систему смазки в единицу времени
(«проток» или «прокачка») может быть подсчитано по
формуле
КГ14' <“3>
где £ — коэффициент запаса, учитывающий возмож-
ность перегрузки и дальнейшего форсиро-
вания двигателя нарушения плотности со-
единений, увеличения зазоров при износе
ит.д. £ = 1,5—3;
Ne — номинальная эффективная мощность дви-
гателя;
Д if — перепад температуры масла на выходе из
двигателя и входе в него в °C; Д t — ориен-
тировочно можно принимать для судовых
и тепловозных дизелей равным 5—15° С;
ст — теплоемкость масла равная0,4—Q/a ккал/кг-град;
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ
403
Q — количество тепла отводящегося маслом от
трущихся деталей в холодильник.
При циркуляционной системе смазки масляный
(обычно шестеренчатый) насос, под давлением, регули-
руемым редукционным клапаном перепускающим из-
лишек масла в картер, прокачивает масло ко всем тру-
щимся элементам, за исключением цилиндро поршне-
вой группы, которая смазывается разбрызгиванием
или от лубрикаторов. В системе смазки для очистки
Фиг. 120. Штуцеры
для смазки цилинд-
ров.
масла предусматриваются фильтры грубой и тонкой
очистки, а также, во многих случаях центрифуги.
Смазочные аппараты высокого давления (лубрика-
торы) обычно устанавливаются на кронштейнах блока
двигателя и приводятся в движение системой рычагов.
Подаваемое лубрикатором масло подается к не-
скольким точкам каждого из цилиндров двигателя.
Например у двигателей типа Д30/50 к четырем точкам
на каждый цилиндр (фиг. 120), а также к верхним под-
шипникам золотников продувочного насоса, цилиндру
компрессора, втулке промежуточного днища проду-
вочного насоса, механизму привода водяного васоса
и воздухораспределителю. У некоторых двигателей
в систему смазки включается также система масляного
охлаждения поршней. Способы подвода масла к пор-
шням для их охлаждения показаны в разделе V гл. III.
Охлаждение масла осуществляется в теплообмен-
никах (водо-масляных или воздушно-масляных холо-
дильниках). У судовых и стационарных дизелей при-
меняются, как правило, водо-масляные холодильники,
о которых см. в разделе «Охлаждение».
и
Допустимая температура масла зависит от его сорта
обычно должна быть не выше 75—80° С.
Агрегаты, входящие в систему смазки1
Масляный насос. На подавляющем боль-
шинстве двигателей устанавливаются шестеренчатые
масляные пасосы (фиг. 121). Насосы других типов,
на дизелях применяются чрезвычайно редко. Распро-
странение шестеренчатых насосов
объясняется их простотой, наде-
жностью в работе и равномер-
ностью подачи. У двигателей
с мокрым картером в боль-
шинстве случаев применяются
односекционные шестеренчатые
насосы, выполняющие функцию
нагнетающего.
Двигатели с сухим картером
снабжаются одним нагнетающим
насосом и одним или двумя отса-
сывающими (в зависимости от
количества отстойников в под-
доне двигателя).
Нагнетающий и отсасывающие
насосы компонуются на двигателе
как совместно в виде одного много-
секционного насоса, так и раз-
дельно.
Производительность нагнета-
ющего масляного насоса опреде-
ляется по формуле
= л/ч.
(114)
где q — удельная производительность, л/л. с. ч;
Ne — эффективная мощность двигателя, л. с.
q выбираются на основании опытных данных по дви-
гателям, аналогичным проектируемому; при этом не-
обходимо учитывать, что q не отражает потребности
подшипников в прокачке масла. Поэтому у двигателей
различных типов величина q сильно колеблется. Перед-
нем для двигателей 15—30 л/л. с. ч.
Для мощных легких высокофорсированных двига-
телей <?лз2—10 л/л. с. ч.
На основании найденного значения определяют
геометрические размеры шестерен по формуле
Ун—0,38 domb iqqq Пн (И5)
где </в — диаметр начальной окружности шестерен, мл;
т — модуль шестерни, лл;
b — длина зуба шестерни, лл;
пн — число оборотов насоса — желательно, что-
бы было меньше 2000 об/лим, так как при
повышении числа оборотов падает т)и;
Пн — объемный коэффициент наполнения насоса.
Производительность откачивающей секции масля-
ного насоса составляет обычно 1,3 VH.
Число зубьев шестерни масляного насоса следует
выбирать по возможности меньшим, так как в этом
случае увеличивается полезное сечение впадин при
одном и том же ввешнем диаметре шестерни. При этом
оказывается необходимым во избежание подреза
зубьев производить коррекцию профиля зубьев.
Данные о масляных насосах некоторых двигателей
приведены в табл. 28.
1 О холодильниках см. в разделе системы «Охлаждения».
26*
Фиг. 121. Масляный насос: 1 —нагнетательные клапаны; 2 — всасывающие клапаны; 3 —откачивающая секция; 4 —нагнетательная секция;
S — редукционный клапан.
404 СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ
405
Таблица 28
Данные о масляных насосах
Марка двигателя и его мощность
Параметры со’ Г© •’« СО Л CJ = ч Ез I 2ДСП19/3 0 80 л. с. 6423/30 1 450 л. с. с на- ! гнетательный I насос со и*о со © 6MV40/46 КВВ 2000 л. е. 9MV40/46 СВ 2200 л. с.
Число зубьев 13 13 16 18 9 15 12
Модуль, мм 3 3 3 4 7 8 10
Длина шестер- ни, мм 30 40 35 65 100 175 175
Число оборотов, мин 1100 1100 — 1300 750 780 705
Производитель- ность, л/мин 15,8 20 20 130 175 800 990
Удельная про- изводительность, л/л. с. ч 47 30 15 17,3 17,5 24 27
Давление масла, кГ/ сл»2 3 3 3 4 5 2,5 2,5
Редукционный клапан. У мелких дви-
гателей редукционный клапан, поддерживающий за-
данное давление в масляной магистрали путем пере-
пуска избытка масла в картер, размещается непосред-
нии к насосному элементу и с дозировкой количества
подаваемого масла путем изменения полезного хода
плунжера.
Пример лубрикатора первого типа приведен на
фиг. 122.
Масло, залитое в корпус лубрикатора, попадает в ка-
нал а и к регулировочным винтам 7. Вращением винта 7'
достигается изменение проходного сечения в трубке У,
Необходимое количество масла при регулировании от-
считывается по каплям, стекающим с трубки 9. Далее
масло через отверстие б поступает в насосный элемент и
плунжером 2 через шариковый нагнетательный кла-
пан 1 подается к местам смазки. Рукоятка 6 служит
для ручной прокачки масла перед пуском двигателя.
Пример лубрикатора второго типа с изменяемым
ходом плунжера (завода «Манометр») приведен на
фиг. 123.
В корпусе лубрикатора на неподвижной плите 1
укреплены насосные элементы, каждый из которых
имеет рабочий плунжер 5 и распределительный золот-
ник 6. Плунжеры приводятся в движение фигурной
шайбой 8. За один оборот шайбы каждый плунжер
делает два возвратно-поступательных хода. Золотни-
ки приводятся в движение фигурной шайбой 7, за один
оборот шайбы каждый золотник делает одно возвра-
тно-поступательное движение. Изменение хода плун-
жера производится регулировочным винтом 9.
Масляные фильтры
Современные двигатели снабжаются двойной систе-
мой фильтрации масла: все масло, поступающее в на-
гнетательную магистраль двигателя, проходит предва-
рительно через основной масляный фильтр (сетчатый,
Фиг. 122. Лубрикатор с дозировкой количества масла, поступающего к насосному
элементу: I — шариковый нагнетательный клапан; 2 — плунжер; з — пружина плунжера;
4—эксцентриковый вал; 5 —спускная пробка; к—рукоятка для ручной прокачки;
7 — регулировочный винт; 8 — общий вентиль; 9 — трубки.
ственно в масляном насосе. У крупных двигателей
редукционный клапан размещается на нагнетательной
магистрали отдельно от насоса.
Давление в масляной магистрали регулируется из-
менением затяжки пружины редукционного клапана.
Конструкция редукционного клапана ясна из фиг. 121.
Лубрикаторы являются многоплунжерными
насосами, служащими для подачи под высоким давле-
нием (до 100 кПсмг) дозированных порций масла к тру-
щимся элементам (в основном к втулкам цилиндров).
Лубрикаторы изготовляются с различными конструк-
тивными схемами: с дозировкой масла при поступле-
пластипчато-щелевой, проволочно-щелевой или вой-
лочный). Часть масла 10 — 15% через капиллярное
отверстие ответвлиется от основного потока и, пройдя
через фильтр тонкой очистки (бумажный, картонный
или набивной текстильный), сливается в емкость для
масла (поддон у двигателей с мокрым картером или
в масляный бак у двигателей с сухим картером).
В поддоне у некоторых двигателей устанавливается
в сливной пробке постоянный магнит для улавливавия
из масла мелких частиц черных металлов. В последнее
время получили распространение устанавливаемые
на двигатели реактивные масляные центрифуги.
406
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Сетчатые фильтры (фиг. 124) делаются двух
типов: цилиндрические и секционные (дисковые и др.).
Пример сетчатого фильтра приведен на фиг. 124.
Фильтрующие сетки имеют ячейки в свету, равные
0, 125, 0,15 и 0,18 мм и иногда более мелкие. Скорость
масла в сетчатом фильтре должна быть в пределах
2—2,5 см!сек.
Фиг. 123. Лубрикатор с дозировкой количества масла измене-
нием хода плунжера: 1 — рукоятка для ручного прокачивания
масла; 2 —горизонтальный валик; 3 — храповик; 4—плита;
5 —плунжер; в —золотник; 7 —фигурная шайба золотников;
8 —фигурная шайба плунжера; 9 — регулирующий винт;
10 —крышка; 11 —сетка; /2 —контрольное стекло; 13 —
конус нагнетательной трубки; 14 — вертикальный вал, 15 —чер-
вячная шестерня; А — трубка контрольного отвода, Б — трубка
рабочего отвода; В — всасывающий канал.
где
2
р 100 F ж
t = —к-----
кж
1006
кж
Необходимая поверхность сетки
где кж — коэффициент живого сечения сетки
(берется по табл. 29);
„ 1000 Уи ,
гж = —---------необходимое живое сечение фильтра,
60ш г
см2;
VH — расчетная производительность масля-
ного насоса, л/мин;
w — допускаемая средняя скорость масла,
см!сек.
Данные по фильтрам приведены в табл. 29.
Пластинчатые фильтры состоят из на-
бора круглых пластин, разделенных между собой про-
кладками (фиг. 125), определяющими высоту щелей,
осуществляющих фильтрацию масла. Фильтрующий
элемент собирается на валике, который может прово-
рачиваться вручную или от механического привода.
При этом щели очищаются скребками, укрепленными
на неподвижной стойке. Высота щелей составляет
0,05; 0,08 или 0,12 мм. Допускаемая средняя скорость
масла в фильтре 6—12 см/сек. Нормальное сопротив-
ление фильтра 0,2—0,5 кГ/см2.
Таблица 29
Характеристика фильтров
Размеры стороны ячейки, мм Диаметр проволоки, мм Число ячеек на 1 линию Коэффициент живого сечения, %
0,18 0,14 31,2 31,5
0,15 0,12 37,0 30,8
0,125 0,1 44,5 30,8
0,105 0,09 51,3 28,9
0,085 0,07 64,5 30,1
0,075 0,06 74,0 30,8
0,063 0,055 84,6 28,6
Высота фильтрующего элемента
/i=
100F
Л d
мм,
d =
средний диаметр пластинки мм;
поверхность фильтрации эле-
мента см2;
б
S
<р
„ _ 1000
Еж 60и>
V»
w
— коэффициент живого сечения
фильтра %;
— высота фильтрующей щели,
мм;
— высота пластинки, мм;
— центральный угол дуги филь-
трующего элемента, закрытый
скребками;
— необходимое живое сечение
фильтра, см2;
— расчетная производительность
насоса, л/мин;
— допускаемая средняя скорость
масла, см!сек.
Проволочно-щелевые фильтры со-
стоят из гофрированных стаканов, обмотанных лентой
(фиг. 126); между выступами одного витка и плоским
затылком следующего образуются щели, через кото-
рые проходит при фильтрации масло. Высота щели
делается 0,07 или 0,125 мм. Соответствующие коэффи-
циенты живого сечения 20,7 и 31,7%. Сопротивление
фильтра 0,2—0,5 кПсм2. Допускаемая средняя ско-
рость масла 2,5—5 см/сек при отсутствии и 9—18 см/сек
при наличии скребков.
Все типы основных масляных фильтров имеют пере-
пускной клапан, открывающийся при перепаде давле-
ний 0,8—1,2 кПсм2 для пропуска масла в магистраль
помимо фильтра при вязком масле. (непосредственно
после пуска двигателя) или при засорении фильтра.
Фильтр тонкой очистки масла удерживает, кроме
механических частиц, также и смолы. Поэтому он ча-
стично является регенератором масла. Наибольшее
распространение получили картонные фильтры типа
АСФО (фиг. 127) и позднее ДАСФО.
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ
407
Фиг. 124. Фильтр грубой очистки масла (сетчатый секционный): 1 —корпус фильтра^
2 —фильтрующая секция; з, 4 —сетки; 6 —каркас; 6 —коллектор.
Фиг. 125. Элемент пластинчатого фильтра: 1 —дистанционная
прокладка; 2 —скребок; 3 — пластинки; 4 — дистанционная
прокладка скребка; 5 — неподвижный штырь; 6 — подвижный
валик.
2
Фиг. 126. Элемент проволочно-щелевого фильтра:
1 — щели; 2 — выступ на ленте; ? — фильтрующая лента;
I — гофрированный стакан.
Фиг. 127. Фильтр тонкой очистки масла и его элемент.
408 . СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ
409
Применяются две схемы включения фильтров топкой
очистки:
1) корпус фильтра тонкой очистки включен в основ-
ную нагнетательную магистраль последовательно, весь
поток масла, идущий на смазку двигателя, проходит
через корпус фильтра; часть масла 10—15% проходит
Л-Л
трифугу поступает часть масла из
нагнетательного трубопровода. Вы-
ходящее из ротора масло попадает
Ротор центрифуги 7 под воздействием реакции
струи масла, вытекающей в корпус через фор-
сунки 2, вращается па центральной осп.
Нижняя опорная шейка на нейтральной оси имеет
больший диаметр, чем верхняя. Вследствие этого под
давлением масла создается направленная вверх осевая
сила, уравновешивающая вес ротора
и содержащегося в нем масла. В цен-
Фиг. 128. Реактивная масляная
центрифуга.
через фильтрующий элемент фильтра тонкой очистки
и сливается через капиллярное отверстие в трубку,
соединенную с основной емкостью масла (поддоном,
баком);
2) корпус фильтра тонкой очистки включен в ответ-
вление от основной магистрали, в системе этого ответ-
вления имеется калиброванное отверстие, пропуска-
ющее в корпус фильтра 10—15% общего количества
масла, нее масло, поступающее в корпус фильтра,
проходит через фильтрующие элементы и отводится в ос-
новную емкость масла.
Первый способ включения обеспечивает более бы-
стрый прогрев масла в фильтре топкой очистки и боль-
шую эффективность последнего, однако требует более
сложной схемы трубопроводов.
Реактивные масляные центрифуги
(РМЦ) предназначаются для топкой очистки масла
(фиг. 128).
В РМЦ Харьковского завода ХТЗ в роторе поддер-
живалось давление в пределах от 3 до 6 ат.
При давлении б кГ!см3, диаметре сверлений форсу-
нок 2 мм, емкости ротора 700 см3, пропускной способ-
ности ротора 12 л/мин и температуре масла 80° С,
ротор под влиянием реакций струй, вытекающих через
отверстия в форсунках 2, начинает вращаться с числом
оборотов около 6000 в мин. При давлении 2,9 кГ/см3
ротор развивает 3500 об/мин.
При вращении ротора под воздействием центробеж-
ных сил взвешенные в масле частицы механических
примесей и продуктов сгорания, имеющие удельный
вес больший, чем у масла, осаждаются на внутренних
стенках ротора, образуя плотный осадок. Установка
РМЦ требует увеличения производительности нагне-
тательного масляного насоса.
Применение РМЦ повышает срок службы масла и
приводит к уменьшению износа деталей двигателя.
410
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ГЛАВА IV
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
1. СИСТЕМЫ ПУСКА
Общие сведения
Для пуска двигателя внутреннего сгорания исполь-
зуются, главным образом, электрическая энергия (элек-
тропуск) и энергия сжатого воздуха (пневматический
пуск). В редких случаях используются также энергия
взрыва (пиротехнический пуск), кинетическая энергия
вращающихся масс (инерционный пуск) или энергия
деформированной пружины.
Минимальное пусковое число оборотов ппуск опреде-
ляется конструктивными особенностями двигателя.
Кроме того на процесс пуска значительное влияние
оказывают температурные условия. При более низких
температурах окружающей среды требуется более вы-
сокое значепие ппуск. Расчет следует вести на наихуд-
шие условия эксплуатации.
Лучшими пусковыми свойствами обладают дизели
с наименьшей поверхностью камеры сжатия и наи-
большей степенью сжатия. Практически наиболее
благоприятными в этом отношении являются дизели
с непосредственным впрыском; несколько хуже запу-
скаются дизели с вихревым смесеобразованием и наи-
более труден запуск предкамерных дизелей.
Для дизелей предварительное определение потреб-
ного ппус можно осуществить исходя из того, что сред-
няя пусковая скорость поршня при температуре окру-
жающей среды 4-10° должна лежать в пределах 0,5—
0,8 м/сек. При этом верхний предел относится к двига-
телям малых размерностей, имеющих большие отноше-
ния поверхностей к рабочему объему цилиндров.
В литературе [25] имеется указание на то, что для
быстроходных дизелей транспортного типа с номиналь-
ным числом оборотов 1500—2500 в мин могут быть ре-
комендованы следующие пусковые обороты при тем-
пературе окружающей среды не ниже 0° С и при исполь-
зовании обычных зимних сортов дизельных масел:
1) для дизелей с непосредственным впрыском —
125 об/мин',
2) для дизелей с вихревой камерой и предкамерных
со свечами накаливания — 150 об/мин;
3) для предкамерных дизелей без свечей накалива-
ния — 200 об/мин.
На условия пуска существенное влияние оказывают
также и условия топливоподачи. Чем выше давление
впрыска к моменту достижения пусковых оборотов,
тем лучше качество распыливания и легче пуск. С этой
точки зрения преимущество принадлежит закрытым
форсункам.
Угол опережения впрыска должен иметь некоторое
оптимальное значение. Поздняя подача, так же как
и ранняя, затрудняет пуск. Оптимальный пусковой
угол опережения впрыска зачастую отличается от ра-
бочего. Иногда предусматриваются соответствующие
устройства для подрегулировки.
Меньшие пусковые обороты имеют место при исполь-
зовании топлива с более низкой температурой самовос-
пламенения и более высоким цетановым числом.
Системы пуска можно разделить на два основных
класса.
К первому относятся системы, осуществляющие рас-
крутку коленчатого вала двигателя посредством при-
ложения к его выходному концу внешнего крутящего
момента. Устройства, с помощью которых выполняется
раскрутка, именуются пусковыми моторами или стар-
терами, а сам пуск называется «стартерным».
Ко второму классу относятся системы, осуществля-
ющие пуск путем раскрутки коленчатого вала внеш-
ними усилиями, приложенными к поршням двигателя.
Этот вид пуска в дальнейшем будет именоваться «ци-
линдровым».
Стартерный пуск
Стартерный пуск, имеет следующие основные разно-
видности: ручной, инерционный, пуск электростарте-
ром, пуск обратимым электродвигателем, пуск пне-
вматическим стартером, пуск вспомогательным дви-
гателем внутреннего сгорания.
Мощность пускового двигателя может быть ориенти-
ровочно установлена при помощи предварительного
расчета, в предположении, что определяющими силами
сопротивления являются силы трения, преодолеваемые
движущимися деталями. Ориентировочно потребная
мощность определяется из формулы [25]:
v Рт. тах^лппуск
Ne,nycK =----2^-^-, (И6)
где рт шах — максимальное значение давления трения,
кГ/см~;
Ел — рабочий объем двигателя, л;
Ппуск— минимально допустимое пусковое
число оборотов двигателя, мин;
а — число тактов двигателя;
т]п — к. и. д. пускового устройства.
При этом можно принять:
1) для четырехтактного двигателя
Рт. шах = Vе = 1,9 V * кГ/смг;
2) для двухтактного двигателя
4 , . 4 ,—
Рт. тах = 9'66 В =1,24 кГ/см2,
где Е — вязкость масла в градусах Энглера;
v — кинематическая вязкость масла в стоксах.
Значения Е и v берутся с учетом температурных ус-
ловий пуска.
Для двигателей с расходящимися поршнями значе-
ние рт тах берется на 50% больше.
Значепие nnyi-K или устанавливается эксперимен-
тально, или принимается ориентировочно в соответ-
ствии с приведенными выше рекомендациями (в интер-
вале от 80 до 200 об/мин). На практике пользуются
также и следующим эмпирическим правилом: па один
литр рабочего объема дизеля принимают потребную
пусковую мощность в 1,7 л. с. Здесь учитывается и
некоторый запас мощности на пуск в холодное время
года. При более благоприятных температурных усло-
виях пусковая мощность принимается меньшая —
1,5 л. с./литр.
Передаточное число от вала стартера к коленчатому
валу двигателя определяется потребным ппу<к- Соот-
ветствующим образом, с учетом параметров ведущей
шестерни стартера, проектируется зубчатый венец
маховика двигателя.
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
411
Ручной пуск
Для дизелей ручной пуск применяется редко, только
в двигателях малой мощности — до 25 л. с. в агрегате
при цилиндровой мощности не свыше 10 л. с. При на-
личии декомпрессионных устройств и свечей накали-
вания ручной пуск возможен при агрегатной мощности
до 40—50 л. с. В этом случае он обычно является ду-
блирующим (резервным) пуском, предусматриваемым
на случай выхода из строя основной пусковой си-
стемы.
Инерционный пуск
Процесс инерционного пуска состоит в том, что ко-
ленчатый вал двигателя раскручивается за счет на-
копленной кинетической энергии вращающихся масс
специального устройства.
Конструктивно инерционный пуск в стацирнарных
и судовых дизелях осуществляется в следующих разно-
видностях.
Тихоходный инерционный стар-
тер. В качестве инерционной массы используется
маховик, который не крепится, как обычно, к фланцу
коленчатого вала, а связан с последним фрикци-
онной муфтой. На период пуска муфта выклю-
чается, и маховик, свободно вращаясь на валу,
раскручивается от рукоятки. При достижении извест-
ного числа оборотов (обычно не свыше 300 об/мин)
включается муфта, и маховик начинает' увлекать за
собой коленчатый вал и всю подвижную систему.
Быстроходный инерционный стар-
тер. Представляет собой самостоятельный конструк-
тивный узел, который может быть установлен на дви-
гатель и связан с маховиком. Приводится в действие
рукояткой, которая может сообщить скорость враще-
ния до 10 000 об/мин небольшой инерционной массе
через многоступенчатую передачу. Накопленная мас-
сой энергия через вторую понижающую передачу мо-
жет быть передана коленчатому валу. Вместо ручного
привода такой стартер может иметь электромоторный
привод.
Пуск электростартером
Электростартерами именуются малогабаритные се-
риесные электромоторы постоянного тока, снабженные
специальным устройством для временного (па период
пуска) сцепления С зубчатым венцом маховика двига-
теля.
Стартеры рассчитаны на кратковременную работу
и в связи с необходимостью получения больших кру-
тящих моментов при низком напряжении питания
(6, 12, 24, 32 в) снабжаются обмотками весьма малого
сопротивления. Величина рабочего тока стартера до-
ходит до пескольких сот а.
Источниками питания стартеров являются аккуму-
ляторные батареи. Сопротивление внешних проводни-
ков, как показала практика, должно быть не более
0,001 ома для батарей 6 и 12 в и не более 0,002 ома
для батарей 24 и 32 в. Продолжительность непре-
рывной работы стартера не должна превышать 10—
20 сек.
Отечественная промышленность выпускает электро-
стартеры мощностью от 0,6 до 15 л. с. (табл. 30).
При выборе стартера, кроме мощности, существенное
значение имеют: потребное напряжение тока питания,
тип механизма привода, способ включения и параметры
шестерни (табл. 30). Механизм привода служит для
обеспечения кратковременного (на период раскрутки
двигателя) сцепления ротора электростартера с махо-
виком двигателя.
В настоящее время применяются следующие меха-
низмы привода.
1. Инерционный, с перемещением шестерни по вин-
товой резьбе («Г.енднкс» фиг. 129), его устройство сво-
дится к следующему: на валу 1 якоря стартера сво-
бодно сидит втулка 6, имеющая трехзаходную резьбу,
вдоль которой может перемещаться шестерня 7, с та-
кой же внутренней нарезкой; втулка 6 с помощью спи-
ральной пружины 4 вовлекается во вращение сов-
фиг. 129. Инерционный механизм привода стар-
тера с перемещением шестерни по винтовой
резьбе: I — вал якоря; 2 —кольцо; 3 —стопор;
4 — пружина; 5 —винт втулки; в —втулка;
1 — шестерня; 8 — венец маховика; 9 — грувик.
местное валом якоря, так как один конец пружины при-
креплен к жестко закрепленному на валу кольцу 2
и удерживается стопором 3, а второй закреплен бол-
том 5 на втулке; после пключепия стартера вал якоря
начинает разворачиваться, а шестерня благодаря инер-
ции (имеется добавочный грузик 9) совершает в начале
только продольное перемещение по резьбе; происходит
ее ввод в зацепление с венцом маховика 8; как только
двигатель запустится и число оборотов маховика зна-
чительно возрастет, шестерня, став ведомой, начнет
совершать движение по резьбе в обратном направле-
нии — на вывод из зацепления. Инерционный привод
не нуждается в специальном механизме включения,
который бы перемещал стартерную шестерню на ввод
в зацепление с венцом маховика.
2. С принудительным перемещением и муфтой свобод-
ного хода; в отличие от механизма инерционного типа
здесь стартерная шестерня перемещается по шлицам
вала якоря с помощью постороннего усилия, передавае-
мого через вильчатый рычаг, скользящее кольцо и муф-
ту свободного хода; шлицы вала, по которым скользит
ведущая часть муфты, в последнее время выполняются
винтообразными, что обеспечивает плавный ввод ше-
стерни в зацепление; в мощных стартерах вместо муфты
свободного хода роликового типа применяются фрик-
ционные муфты свободного хода.
3. С принудительным перемещением по спиральным
шлицам и самовыключением шестерни; этот тип при-
вода находит применение в мощных стартерах, исполь-
зуемых для быстроходных дизелей повышенной мощ-
ности; его принцип действия легко уясняется из
фиг. 130.
Преимущества и недостатки различных механизмов
привода сводятся к следующему.
Стартер с инерционным приводом конструктивно
проще, легко монтируется на двигателе, защищен
от повреждений при случайном включении, допускает
дистанционный пуск. Основной недостаток такого стар-
412
СИСТЕМЫ и вспомогательные агрегаты
Таблица 30
Сводные технические данные электрических стартеров
Стартер с реле или включателем на корпусе Напра- вление вращения Напряжение номиналь- ное, в Мощность при 20° Холостой ход Полное торможе- ние при 20° Шестерня привода Вес с реле включателем на корпусе, кг
О Ч при емкости акку- муляторной батареи об/мин потребляемый ток не более, а напряжение на клеммах не более, в скорость вращения не менее, об/мин тормозной момент, к Гм потребляемый ток, не более а напряжение на клеммах не более, в число зубьев модуль угол зацепления, град
СТ-4 с РС-32 12 0,6 42 1400 45 12 5000 0,9 285 8,5 9 2,5 15 6,7
СТ-06 с РС6-Б 12 1,34 70 1330 85 12 4500 2,6 600 8 9 25 15 13,5
СТ-8 с ВК-14 12 1,34 70 1500 75 12 5000 2,6 600 8 9 25 15 11,5
СТ-08-Б с ВК-14 12 1,34 70 1330 75 12 5000 2,6 600 8 9 2,5 15 11,5
СТ-010 с РС 5 6 1,15 135 470 80 5,5 2500 3,75 750 5 10 25 15 17,2
СТ-14 с РС-14-Б 12 1,4 68 960 80 12 3500 3 650 9 9 3 20 12,5
СТ-15 с РС-6 12 1.34 70 1330 85 12 4500 2,6 600 8 И 3 20 13,5
СТ-15-Г с РС-6 12 1,34 70 1330 85 12 4500 2,6 600 8 11 3 20 13,5
СТ-15 Б с ВК-14 12 1,34 80 1500 75 12 5000 2,6 600 8 11 3 20 11,5
СТ-15-Д с ВК-14 12 1,34 80 1500 75 12 5000 2,6 600 8 11 3 20 11,5
СТ-20 с ВК14-Б 12 1,2 54 1450 75 12 5000 2,6 600 8 9 2,5 15 11,5
СТ-20-В с ВК-14 Правое 12 1,2 54 1450 75 12 5000 2,6 600 8 9 2,5 15 11,0
СТ-20-Б с РС-9 12 1,34 70 1330 85 12 5000 2,6 600 8 9 2,5 15 13,5
СТ-21 с РС-14 12 1,50 54 1900 70 12 7500 1,6 525 6 9 2,5 15 85
СТ-25 с РС-25 24 8 112 1300 80 24 5500 4 650 6 И 4,25 20 28,8
СТ-26 с РС-26 24 11 224 1150 110 24 5000 6 900 12 11 4,25 20 34,0
СТ-28-Б с В К-28 6 0,6 60 1150 55 6 5000 1,2 500 3,5 9 2,5 15 7,2
СТ-50 с ВК-250 12 3,5 135 1200 120 11,5 5500 4 1200 7 10 3 20 18
СТ-50-Б с ВК 250 12 3,5 135 1200 120 11,5 5500 4 1200 7 10 3 20 18
СТ-100 с РС-1000 24 7 112 1500 90 24 5500 4 650 6,7 11 4,25 20 28
СТ-101 с РС-101 12 1,4 68 1100 80 12 5500 3 650 8 9 2,5 15 12,5
СТ-114 с ВК-П4 12 0,5 230 2500 45 12 8000 0,5 230 8 8 2,5 15 4,3
СТ-200 с В К-200 12 1,6 60 1500 80 12 5000 2,6 600 8 9 2,5 15 11,5
СТ-201 с ВК-201 Левое 12 2,1 68 1500 90 10 5000 2,2 800 5,5 9 2,5 15 11,5
СТ-204 с ВК-201 12 2,1 68 1400 90 10 5000 2,2 800 5,5 9 2,5 15 115
МАФ-31 12 1,3 80 1500 75 12 5000 2,6 600 8 И питч 8—10 20 10,5
МАФ-4006 Правое 6 0,8 80 800 70 55 2700 1,8 600 3,5 10 питч 8—10 20 9
МАФ-4006А 6 0,8 80 800 70 5,5 2700 1,8 600 3,5 10 питч 8—10 20 9
МАФ-4007 6 1,07 98 800 80 5,5 2700 1,8 600 3,5 10 питч 8—10 20 10,5
СТ-710 и СТ-712 24 15 256 1100 115 24 5500— 7500 11 4,5 48
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
413
тера — необеспеченное сцепление с маховиком па весь
период пуска (до принятия двигателем устойчивых
оборотов). Это особенно важно при пуске в холодное
время, когда отдельные вспышки вызывают соскаль-
зывание шестерни с венца. Кроме того, при пуске в хо-
лодное время возможны отказы в работе механизма
привода вследствие загустения его смазки.
Фиг. 130. Механизм привода стартера с принудительным пере-
мещением по спиральным шлицам и самовыключением шестерни:
J — вал якоря старпера; 2 —стакан; ч — рычаг; 4 — пружина;
6— шайба; 6 —гайка; 7 —тело шестерни; 8 —шестерня;
S — хвостовик со спиральными шлицами; ю — упорное кольцо;
11 —пружина; гг — уступ; 13 —ролик.
Стартер с механизмом привода, работающим по прин-
ципу принудительного включения с муфтой свободного
хода конструктивно сложнее. Дистанционный пуск
он допускает лишь при наличии соленоидного уст-
ройства. Муфта свободного хода не всегда защищает
вал якоря стартера от разноса. Преимуществом этого
вида является более плавный ввод шестерни в зацепле-
ние, следствием чего оказывается меньший износ венца,
а также более падежный запуск в холодное время.
Большинство отечественных стартеров оборудовано
приводом данного типа.
Мощные стартеры оборудуются приводом с прину-
дительным перемещением шестерни и самовыключе-
нием, как наиболее надежным, обладающим плавным
зацеплением.
По способу включения стартеры имеют следующие
разновидности:
1) с самовключепием — как это имеет место в инер-
ционном стартере;
2) с рычажным механическим включением, когда
рычаг принудительного перемещения шестерни полу-
чает усилие от тяги или педали, на которую оказывает
физическое воздействие челочек;
3) с рычажным электромагнитным включением, ког-
да рычаг получает усилие от специального электро-
магнита.
Первый п третий указанные способы позволяют
осуществлять дпет нционпый запуск двигателя и не
требуют приложения больших физических усилий.
Поминальная мощность электростартера и скорость
вращения, соотвегствующаи этой мощности, по ГОСТ
9944—62 должны устанавливаться па каждый тип стар-
тера, при условном напряжении U в в, определяемом
по формуле
U=UH (1-0,058(117)
где UH — номинальное напряжение, в;
I — ток стартера;
Q — емкость аккумуляторной батареи при
10 часовом режиме разряда, а ч.
П р и м е ч а н и е: Номинальной мощностью стар-
тера является наибольшая полезная мощность
(в л. с) в кратковременнохм режиме с продолжитель-
ностью не более 5 сек при напряжении, определенном
по вышеприведенной формуле.
Габаритные и присоединительные размеры старте-
ров регламентированы ГОСТ 9944—62 и указаны в спе-
циальных каталогах-справочниках [23].
Характеристики отечественных электрических стар-
теров сведены в табл. 30.
В табл. 31 приведены примеры использования элек-
тростартеров различной мощности, установленных на
ряде двигателей.
Зарядные генераторы. Двигатели, обо-
рудованные стартерным пуском, должны иметь спе-
циальные электрогенераторы, назначением которых
является систематическая подзарядка аккумуляторных
стартерных батарей.
Привод таких зарядных генераторов осуществляется
от коленчатого вала двигателя с помощью зубчатой
передачи через полужесткую муфту пли с помощью
ременной передачи (клиновидными ремнями).
В некоторых двигателях (В-2) генератор крепится
вертикально, однако наиболее часто встречающееся
решение — горизонтальная компоновка генератора
(двигателя ЗД-6, 4410,5/13 и др.).
Ниже приводятся данные по некоторым зарядным
генераторам отечественного производства (табл. 32).
Следует помнить, что генератор того или иного типа
должен быть использован совместно с предназначен-
ным для него реле-регулятором напряжения, данные
по которым приведены в табл. 33.
Габариты и присоединительные размеры приведены
в [23] и регламентируются ГОСТ 9943—62.
Для нужд дизелестроения, главным образом, исполь-
зуется автотракторное электрооборудование, общие
технические требования к которому содержатся в ГОСТ
3940-57.
Пуск обратимым электродвигателем
Дизели, применяемые в качестве привода для гене-
раторов постоянного тока и при наличии резервной
аккумуляторной батареи с общим напряжением, рав-
ным напряжению сети, могут запускаться с помощью
рабочего генератора, который на период пуска обра-
щается п сериесный электродвигатель благодаря на-
личию дополнительной сериесной обмотки.
После запуска дополнительная сериесная обмотка
шунтируется с помощью специального релейного уст-
ройства, и генератор начинает выполнять свои рабочие
функции.
Широкое применение в зарубежной практике пашел
еще один вид электропуска — с помощью постоянно
соединенных с коленчатым валом вспомогательных
электромоторов, переводящихся после запуска на ре-
жим зарядных генераторов.
Такой мотор связывается с коленчатым валом либо
с помощью ременной передачи, либо через муфту
в линию с основным генератором.
Пуск пневматическим стартером
Аналогично пуску электростартером, в дизелестрое-
нии находит применение пуск с помощью воздушных
двигателей. Ппевмостартеры устанавливаются так же,
как и электростартеры, и напоминают их внешней кон-
фигурацией. Как видно из фпг. 131, где пневмостартер
414
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица 31
Характеристики электростартеров, применяемых для некоторых отечественных и иностранных дизелей
Марка двигателя Тип двигателя .Мощность, Л с. Число оборотов, об/мин Число цилиндров Диаметр цилиндра, мм Ход поршня, мм Количество стартеров Мощность каждого стартера, л. с. Напряжение в системе электропитания, в Дополнительные пусковые устройства
2410,5/13 Четырехтактный, ряд- ный с разделенной камерой 20 1500 2 105 130 1 2,5 12 Декомпрессионное уст- ройство Дублирующий пуск от рукоятки
4410,5/13 Четырехтактный, ряд- ный, с разделенной каме- рой 40 1500 4 105 130 1 СТ-25 8 24 Декомпрессионное уст- ройство Свечи накаливания
448,5/11 Ч еты рехта ктн ый, ряд ный, с разделенной каме- рой 20 1500 4 85 110 1 СТ-15 1,34 12 Декомпрессионное уст- ройство Свечи накаливания Дублирующий пуск от рукоятки
К-150 Четырехтактный, ряд- ный, с разделенной каме- рой 80 1500 4 120 140 1 СТ-25 8 24 Свечи накаливания Дублирующий пуск сжа- тым воздухом
7Д-6 Четырехтактный, рядный, с неразделенной камерой 300 1500 12 150 180 186,7 1 СТ-712 15 24 Дублирующий пуск сжа- тым воздухом
Рено 517 Четырехтактный, V-об разный, с наддувом, с не- разделенной камерой 565 1500 12 140 179,5 1 15 24 —
Альбион 286 Четырехтактный, рядный, с неразделенной камерой 50 1500 4 108 133 1 24 Декомпрессионное уст- ройство
Грэф- Штифт Двухтактный, V-образ- ный, с неразделенной ка- мерой 185 2000 6 120 140 1 6 24 —
Заурер ВХ Четырехтактный, рядный, с разделенной камерой 172 1600 6 134 180 1 6 24 —
Заурер Четырехтактный, V-об- разный, с разделенной каме- рой, с наддувом 640 1400 12 160 200 2 6 24 —
Листер Четырехтактный, рядный, с неразделенной камерой 32 1500 4 95 114 1 12 Часть объема камеры сжатия при пуске отклю- чается
Дай- млер- Венц МВ-820 Четырехтактный, V-об- разный, с наддувом, пред- камерный 806 40( 12 172 205 1 1 15 или 25 25 110 —
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
415
Таблица 32
Сводные технические данные зарядных генераторов постоянного тока параллельного возбуждения
Генератор Направление вращения Мощность, вт Напряжение но- минальное, в Ток нагрузки номи- нальный, а Число полюсов Ток холостого хода в режиме двигателя не более, а Обороты начала возбуждения, не более, об/мин Максимальные обо- роты кратковремен- ной работы с номи- нальной нагрузкой, об/мин Скорость вращения без нагрузки, об/мин Вес, кг
беа нагрузки с номинальной нагрузкой
в холод- ном со- стоянии в горячем состоянии в холод- ном со- стоянии в горя- чем со- стоя- нии
Г8 440 12 35 4 12 1450 1600 1900 2000 3500 4200 14,5
Г8-В 440 12 35 4 12 1450 1600 1900 2050 7500 9000 11,8
ГН-А 45 6 7 2 4 1450 1600 2100 2400 7500 . 9000 3
Г12 250 12 20 2 5 940 940 1750 1850 7500 9000 11,0
Г12-Б 225 12 18 2 5 940 940 1500 1650 7500 9000 11,0
Г12-В 225 12 18 2 5 1000 1000 1600 1750 5500 6500 11,0
Г12-Г 225 12 18 2 5 1000 1000 1600 1750 5500 6500 11,0
Г12-Ж 225 12 18 2 5 1000 1000 1600 1750 7500 9000 11,5
Г12-К 225 12 18 2 5 1000 1000 1600 1750 5500 6500 11,0
Г16 Правое 230 - > 35 2 5 950 1000 2000 2200 7500 9000 12,5
Г20 225 12 18 2 5 825 900 1450 1700 7500 9000 12,1
Г20-У 225 12 18 2 5 825 900 1450 1700 7500 9000 12,1
Г21 225 12 18 2 5 825 900 1450 1700 7500 9000 12,6
Г21-В 225 12 18 2 5 825 900 1450 1700 7500 9000 12,1
Г21-В 225 12 18 2 5 825 900 1450 1700 7500 9000 12,1
Г21-Г 225 12 18 2 5 825 900 1450 1700 5500 6500 12,3
Г22 200 12 16 2 5 1550 1650 2400 2600 7500 9000 7,1
Г22-Б 130 6 20 2 5 1200 ’ 1300 2400 2600 7500 9000 7,1
Г22-В 130 6 20 2 5 1200 1300 2400 2600 7500 9000 7,1
Г36-М Левое 45 6 7 6 * 1200 * 1700 * 5000 * 3,5
Г42 225 12 18 2 7 1100 1300 1800 2200 4500 5500 12,0
Г54 350 12 28 2 7 1000 1100 1450 1750 5400 7500 14,5
Г54 В 350 12 28 2 7 1000 1100 1450 1750 5400 7500 14,5
Г55 Правое 350 12 28 2 7 1400 1500 2300 2600 6000 7200 13,5
Г56 350 12 28 2 7 1000 1100 1450 1750 5400 6500 14,5
Г56-Б 350 12 28 2 7 1000 1100 1450 1750 5400 6500 14,7
Г66 Левое 250 12 20 4 7,5 900 * 1100 2100 2500 3500 21
Г80 125 12 10 2 5 1700 1900 2300 2500 3700 4000 7,5
Г81 160 12 13 2 5 2100 2200 2500 2700 3700 4000 7,4
' Г81-Г Правое 160 12 13 2 5 2100 2200 2500 2700 3700 4000 7,6
Г81-Д 160 12 13 2 5 2100 2200 2500 2700 3700 4000 7,5
416
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Продолжение табл. 32
Генератор Направление вращения Мощность, вт Напряжение номи- нальное* в Ток нагрузки но- минальный, а Число полюсов Ток холостого хода в режиме двигателя, не более, а Обороты начала возбуждения, не более об/мин Максимальные обо- роты кратковремен- ной работы с поми- нальной нагрузкой, об/мин Скорость вращения без нагрузки, Вес, кг
без нагрузки с номинальной нагрузкой
в холод- ном со- стоянии в горячем состоянии В холод- ном со- стоянии в горя- чем со- стоя- нии
ПО! 400 12 32 2 7 1500. 1600 2350 2550 9500 1500 12,3
Г106 250 24. 10 2 3,5 1150 1200 1650 1750 3000 3600 ИД
Г112 225 12 18 2 5 1000 1000 1600 1750 5500 6500 11,0
Г112-В Правое 225 12 18 2 5 1000 . 1000 1600 1750 5500 9000 10,8
Г112-Г 225 12 18 2 5 1000 1000 1600 1750 5500 6500 ил
Г112-Д 250 12 20 2 5 940 940 1750 1860 5500 6500 11,0
Г114 160 12 13 2 5 1800 * 3000 * 6000 7200 4,8
Г214 190 12 15 2 5 1900 1900 2500 2700 4000 5000 7,5
Г215 Левое 190 12 15 2 5 1900 1900 2500 2700 4000 5000 7,4
Г402 Правое технически] 65 6 10 2 5 1350 1450 1950 2100 8000 9000 3,8
ГА08 • в 190 • уело в . 12 иях на 15 геператг 2 эр эта в 7 еличина 1050 не указан ♦ 1. 1550 * ♦ 3600 8,5
Таблица 33
Сводные технические данные реле-регуляторов, работающих с генераторами постоянного тока
Тип реле- регулятора Количество приборов Номи- нальные значения Реле обратного тока Регулятор напряжения Ограничитель тока допу- скает ток наг- рузки а, Вес, кг Тип генера- тора, с кото- рым работает реле
число пар контактов напряже- ние вклю- чения, в обратный .ток, а поддержи- ваемое на- пряжение при 20°, в Регулировка проверяется поддержи- ваемое на- пряжение при +70°, в
напряжения, в тока, а
при токе, а при об/мин генератора
РР8 4 12 35 2 12,2—13,2 0,5-8,0 13,8—15,2 18 3000 13,0-15,4 35±2 2,8 Г8
РРИ 3 6 35 2 6,4-6,8 0,5-6,0 7,2—7,5 17,5 3000 6.9—7,8 33-37 2,6 Г16
РР23 4 12 28 2 12,2-13,5 6, не более 13,7-15,1 14 3000 13,3-15,1 26,5-29,5 2,8 Г54 и Г54-Б
РР23-Б 4 12 28 2 12,2-13,5 6, не более 13,7—15,1 14 3000 13,3—15,1 26,5-29,5 2,6 Г53 и Г53-Б
РР24 3 12 20 1 12,2—13,2 0,5-6,0 13,8—14,6 10 3000 13,2-14,5 19-21 0,82
РР24-А 3 12 18 1 12,2—13,2 0,5-6,0 13,8-14,6 10 3000 13,2-14,5 17-19 0,9 Г12Б, Г15Б, Г21
РР24-Г. 3 12 16 1 12,2-13,2 0,5-6,0 13,8—14,8 10 3500 13,2-14,8 15-17 0,9 Г22
РР24-Г 3 12 18 1 12,2—13,2 0,5-6,0 13,8-14,8 10 3000 13,2—14,8 17-19 0,9 Г12, Г15, Г2Г
РР24-Д 3 12 15 1 12,2—13,2 0,5-6,0 13,8-14,8 10 3000 13,2-14,8 17-19 . 0,9 ГА08
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
417
Л родолжение табл. 33
Тип реле- регулятора Количество приборов Номи- нальные значения Реле обратного тока Регулятор напряжения Ограничитель тока допу- скает ток вагрузки,а Вес, кг Тип генера- тора, с кото- рым работает реле
число пар контактов! напряже- ние, вклю- чения в обратный ток, а поддержи- ваемое на- пряжение при 20°, в Регулировка проверяется поддержи- ваемое на- пряжение при 4-70°, в
напряжения в тока, а
при токе, а при об {мин генератора
РР24-Э 3 12 18 1 12,2—13,2 0,5-6,0 13,8-14,8 10 3000 13,2-14,8 17—19 1,45 Г112
РР27 4 12 35 2 12,2—13,2 0,5—8,0 14,0-14,8 18 3000 13,4—14,8 35-4-2 0,95 Г8-В
РР29-А 2 6 20 1 6—6,5 0,5-5,0 6,2—6,8 20 3000 — Отсутствует 0,85 Г22-Б, В, Г29
РРЗО-А 2 6 5,5 1 6,2—6,8 0,5-3,5 6,1-6,7 5,5 3000 6,1—7,3 То же 0,85 Г35
РР31-А 2 6 7 1 6,2—6,8 0,5-3,5 6,5-7,0 7 3000 6,0-7,5 » 0,85 Г11-А
ИЖ56 С632 2 6 6,5 1 6,2-6,2 0,5-4 6,3, не менее 6,5 1700 — » 0,32 Г36-М
РРЗЗ 3 12 18 1 12,0-13,0 0,5—6,0 13,8—14,8 10 3000 13,2-14,8 17-19 1,1 Г21В
РР52 3 12 80 4 12,5—13,5 1-10 12,6-13,4 80 2000 12,2—13.8 17-19 6,5 Г52-Б и В
Г66-908-77 1 12 20 Отсутст вует 11—12 20 1100— 2200 — 17—19 —
РР81 3 12 10 1 12,0—13,0 0,5-6,0 13,8—14,8 6 3400 13,2—14,8 9-11 1,1 Г80
РР81-Б 3 12 13 1 12,0—13,0 0,5-6,0 13,8—14,8 6 3400 13,2—14,8 12—14 1,1 Г81
РР81-Д 3 12 15 1 12,0—13,0 0,5—6,0 13 8—14,8 6 3400 13,2-14,8 14—16 1,1 Г214, Г215
РР1О1 3 12 32 2 12,2—13,2 0,5—6,0 13,8-14,6 16 3000 13,2-14,5 32t‘ 0,85 Г101
РР1О2 2 12 16 1 12,2—13,2 ОД—6,0 12,6—13,6 16 3500 12,0—13,6 Отсутствует 0,52 Г22
РР106 3 24 10 1 24,4—27,0 0,5-6,0 27,4-30.2 5 2500 26,6—30,2 9—11 0,85 Г106
РР1О9 2 12 13 1 12,2—13,2 0,5-6,0 12,5—13,5 13 3500 12,1—13,8 Отсутствует 0,52 Г114
РС28 1 6 17 1 7-8 0,5-3,5 — — 3500 — То же 0,2 Г28
показан в разобранном виде, он представляет собой
лопастной воздушный двигатель, В зарубежной прак-
тике используются пневмостартеры мощностью от 7
до 20 л. с. Расход пускового воздуха невелик и это
позволяет применять небольшие пусковые бал-
лоны.
Наиболее целесообразным следует считать примене-
ние пневмостартеров для запуска вспомогательных ди-
зелей, устанавливаемых совместно с главными ди-
зелями, оборудованными системами пуска сжатым воз-
духом. При этом используется лишь один вид энергии
и отпадает потребность в аккумуляторном хозяйстве,
нто в ряде случаев существенно.
Пневмостартеры обладают большим крутящим мо-
ментом, большой долговечностью. Однако уход за ними
несколько сложнее, чем за электростартерами.
Пуск вспомогательным бензиновым двигателем
Благодаря тому, что бензиновый карбюраторный дви-
гатель обладает лучшими пусковыми свойствами, ино-
гда его используют в качестве стартера для запуска
дизеля. В этом случае сам пусковой двигатель запу-
скается чаще всего с помощью рукоятки.
В табл. 34 приведены данные, характеризующие
некоторые дизели и предназначенные для них пуско-
вые двигатели.
27 Заказ 1630.
Фиг. 131 Пне-
вмостартер
в разобранном
виде: I — под-
шипник;
2 _ торцовые
крышки; 3 —
цилиндр; 4 —
лопасти; 5 —
ротор; 6 —
шпильки.
Вал пускового двигателя и вал дизеля сцепляются
лишь на период пуска с помощью специального переда-
точного механизма, обычно состоящего из: муфты
сцепления, позволяющей разобщать и плавно соеди-
нять валы двигателей, редуктора, позволяющего ме-
нять передаточное число механизма (что обеспечивает,
например, увеличение пускового крутящего момента
418
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица 34
Характеристика пусковых двигателей
Марка дизеля КД-35 К ДМ-4 6 ДТ-54
Тип Беском- прессор- ный с ви- хревой камерой, четырех- тактный Беском- прессор- ный, пред- камерный, четырех- тактный Беском- прессор- ный с ви- хревой камерой, четырех- тактный
Дизель Мощность, л. с. Число оборотов, об/мин Диаметр ци- линдра, мм Ход поршня, мм Число цилин- дров 37 1400 100 130 4 90 1000 145 205 4 54 1300 125 152 4
Тип Карбюра- торный двухтакт- ный МП-10 Карбюра- торный Карбюра- торный двухтакт- ный МП-10
Пусковой двигатель Мощность, л. с. Число оборотов, об/мин Диаметр ци- линдра, мм Ход поршня, мм Число цилин- дров 10 3500 72 85 1 .17 2600 92 102 2 10 3500 72 85 1
для пуска в холодное время), и включающего приспо-
собление, назначением которого, помимо облегчения
ввода ведущей шестерни в зацепление с венцом махо-
вика, является также и автоматический вывод ее из
зацепления после пуска. В данном случае автоматиче-
ское выключение достигается с помощью специального
центробежного устройства.
Преимуществами такого пуска являются:
1) неограниченный пусковой резерв, независимость
от специальных видов энергии;
2) возможность надежного использования при низ-
ких температурах; при этом перед пуском может быть
осуществлен подогрев дизеля горячей водой и выхлоп-
ными газами пускового двигателя. Данный вид пуска
нашел широкое применение в тракторных двигателях.
Цилиндровый пуск
К цилиндровым видам пуска можно отнести два со-
временных способа раскрутки вала: с помощью подачи
в цилиндр сжатого воздуха или газа (пуск сжатым воз-
духом) или с помощью взрыва в цилиндрах специаль-
ных патронов разового действия (пиротехнический
пуск). Последний вид цилиндрового пуска не получил
значительного распространения и далее рассматри-
ваться не будет.
Пуск сжатым воздухом
Пуск сжатым воздухом является основным для всех
стационарных и судовых тихоходных двигателей, для
всех двигателей большой мощности. В быстроходных
двигателях средней мощности (от 200 до 700 л. с.),
где еще наводит применение электропуск, пуск сжатым
воздухом часто используется в качестве резервного.
Существует два рода систем пуска сжатым воздухом:
с баллонами низкого давления (30—60 ати) и с балло-
Фиг. 132. Схемы пуска сжатым воздухом: а — с механическим
управлением пусковыми клапанами; б — с пневматическим
управлением пусковыми клапанами; е — с автоматическими
клапанами; г—с газоотбором; 1 —пусковые баллоны; г —
запорный вентиль системы; з — главный маневровый клапан
системы; 4 — воздухораспределитель; 6 — пусковые клапаны;
в — распределительный клапан; 7 — газоотборочный клапан;
I, II — цилиндры двигателя.
нами высокого давления (150—200 ати). В первом
случае при поступлении воздуха из баллона в систему
зачастую не требуется редуцирования давления, во
втором случае на выходе из баллона всегда ставятся
редукционные клапаны, обеспечивающие подвод воз-
духа к двигателю с пусковым давлением, равным
10—16 ати (давление на выходе из баллона поддержи-
вается в 25—30 ати, так как потери в трубопроводе
достигают 50%).
Типичные пусковые схемы приведены на фиг. 132.
По схеме (фиг. 132, а) осуществляется пуск двига-
телей, снабженных пусковыми клапанами с механиче-
ским приводом.
Подача воздуха в цилиндр при вполне определенном
положении поршня здесь обеспечивается распредели-
тельными кулачками аналогично механизму газо-
распределения.
По схеме (фиг. 132, б) осуществляется пуск с помо-
щью пусковых клапанов с пневматическим управле-
нием.
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
419
Нужный момент открытия обеспечивается с помощью
воздухораспределителя, открывающего доступ упра-
вляющего воздуха к клапану.
По схеме (фиг. 132, в) происходит
пуск с помощью автоматических кла-
панов, открывающихся в момент, опре-
деляемый воздухораспределителем, че-
рез который теперь поступает основной
пусковой воздух.
По схеме (фиг. 132, г) происходит
пуск отработавшими газами (через ци-
линдр /) и отбор газов для подзарядки
баллона (от цилиндра II). Процесс
пуска или отбора определяется поло-
жением распределительного клапана 6.
Назначение запорного вентиля 2 —
включать и выключать питание системы
сжатым воздухом. Через главный мане-
вровый клапан 3 осуществляется бло-
кировка с другими механизмами дви-
гателя (реверса и управления), бла-
годаря чему предотвращается опасность
несвоевременного пуска.
Процесс пуска. Для обе-
спечения возможности пуска при лю-
бом положении коленчатого вала (что
особенно важно для судовых двигате-
лей и двигателей, оборудуемых систе-
мой дистанционного запуска) подвод
воздуха должен осуществляться: у
двухтактных двигателей пе менее чем
к четырем цилиндрам, у четырехтактных
пе менее чем к шести цилиндрам.
Недостатком этого вида пуска яв-
ляется сопровождающий его эффект
охлаждения цилиндров, благодаря
происходящему расширению сжатого
воздуха. В связи с этим для устано-
вок, где ожидаются низкие наружные
температуры, следует предусмотреть
мероприятия по прогреву цилиндров
паром или горячей водой, либо по по-
догреву пускового воздуха. Для глав-
ных судовых двигателей в соответ-
ствии с правилами Регистра СССР
запуск должен быть обеспечен при
температуре машинного помещения
-|-8° С и выше.
Расход воздуха па один пуск зависит
от ряда факторов и прежде псего от
рабочего объема двигателя. Обычно
принимают средний расход в пределах
6—9 л воздуха, приведенного к атмо-
сферным условиям, на каждый литр
рабочего объема.
Повышенным расходом воздуха отли
чаются быстроходные двигатели с алю-
миниевыми поршнями.
Потребная емкость пусковых балло-
нов зависит не только от количества
расходуемого на пуск воздуха, но и
от потребления воздуха другими пнев-
матическими устройствами. Так, для
реверсивных двигателей, где воздух
расходуется на пневматические . устройства системы
реверса и пневматическое торможение, емкость бал-
лонов должна быть больше, чем для двигателей
нереверсивных.
Количество пусковых баллонов для судовых уста-
иовок должно быть не менее двух, для стационарных —
поставка осуществляется по условию заказа; возможна
Фиг. 133. Пусковые клапаны: а—с механическим приводом: 1 —опорная
втулка клапана с седлом; 2—воздушное пространство; 3—отверстие в штоке;
4 — опора приводного рычага; 5 — верхний колпак; в — ограничительная втул-
ка; 7 —втулка; 8 —приводной рычаг; 9 —сверление вдоль оси штока; ю —
возвратная пружина; 11 —уравновешивающий поршень; 12 — воздушная труб-
ка; 13—шток клапана; 14—клапан: б—с пневматическим приводом: 1 —
корпус; 2 — тарелка клапана; з — клапан; 4 — нагрузочный поршень клапана;
5 —канал для выхода воздуха; 6 —шайба опорная; 7 —колпачковая гайка;
8—тарелка пружины; 9—пружина; 10—канал для подвода воздуха,
открывающего клапан; 11 —штуцер; в — автоматический: 1 —корпус; 2 —
кольцевой возушпый коллектор; .3 — клапан; 4 — пружина; 5 — гайка с тарел-
кой пружины; в — шплинт; 7 — колпак.
поставка одного баллона на двигатель. Емкость бал-
лонов должна обеспечить 12 последовательных пу-
сков реверсивных двигателей, 4—6 последовательных
пусков нереверсивных дригателей- и СПГГ, 3—4 по-
следовательных пусков стационарных и вспомога-
27*
420
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
тельных судовых дизель-генераторов — без промежуточ-
ной подкачки.
Компрессоры, предназначенные для зарядки
баллонов, должны обладать производительностью, обес-
печивающей заполнение баллонов от давления 5 кГ/смг
до номинального давления в течение времени, не пре-
вышающего 1 ч.
Средний расход воздуха на один пуск может быть
определен по формуле
Р = -^- —(Рн —Рк) -и3, (118)
га р0
где Рн — начальное давление воздуха в баллоне,
кГ1см?\
рв — конечное давление воздуха в баллоне,
кГ1см3\
Ео — объем баллона, м3\
р0 — атмосферное давление, кГ/см? (к которому
приводится объемный расход V на 1 пуск);
га— число выполненных пусков.
Известны следующие способы пуска: последователь-
ный ввод пускового воздуха и топлива, одновременный
ввод пускового воздуха и топлива, последовательное
переключение на топливо отдельных групп рабочих
цилиндров, одновременный перевод на топливо всех
цилиндров (большинство двигателей).
Среднее индикаторное давление первой пусковой
диаграммы обычно лежит в пределах 3—7 кГ[см3.
Значение давления первой вспышки доходит до
1,5 Pz норм-
Рациональный выбор аккумулирующих емкостей
(что имеет особое значение для судовых установок,
где веса и габариты должны быть минимальными),
расчет пусковых и блокировочных устройств на быстро-
действие, расчет потребного энергетического ресурса,
выявление характера процесса раскрутки, определе-
ние минимально необходимого времени пуска и т. д.
могут быть сделаны на базе анализа динамики пуско-
вого процесса [24].
Конструкция устройств пуско-
вой системы. Пусковые клапаны размещаются
в крышке цилиндров. Имеются три основные разно-
видности пусковых клапанов (фиг. 133): с механиче-
ским приводом; с пневматическим управлением и авто-
матические.
На фиг. 133, а дан пример
с механическим приводом, на
с пневматическим управле-
нием.
Автоматический клапан, по-
казанный на фиг. 133, в, от-
крывается под давлением воз-
духа в основной пусковой
линии в момент, когда воздухо-
распределитель эту линию со-
общает с клапаном.
Основные конструктивные
размеры пусковых клапанов
(фиг. 133 и 134) — см. табл. 35.
Продолжительность откры-
тия клапана должна удовле-
творять условию непрерыв-
ного последовательного по-
ступления воздуха во все
пусковые цилиндры. Если их
количество обозначить через г,
то пусковые фазы:
для четырехтактного двига- 720
теля <₽4 ............. ——
для двухтактного двигателя 360
Фа ...................... —
Как указывалось, пуск с лю
бого положения достижим
в двухтактных двигателях
с числом цилиндров не менее
четырех, у четырехтактных —
не менее шести.
конструкции клапана
фиг. 133, б — клапав
Фиг. 134 Эскиз пуско-
вого клапана с пневма-
тическим управлением.
Практически угол выбирается несколько большим <р.
Момент открытия и закрытия пускового клапана
цилиндра четырехтактного двигателя обычно устана-
вливается следующим образом:
Тихоходные двигатели
Быстроходные двигатели
Открытие Закрытие
в. м. т. 70-80°
за в. м. т.
5-15° 60-70°
до в. м. т. за в. м. т.
Таблица 35
Основные конструктивные размеры пусковых клапанов
Параметр Обозна- чение (по фиг. 134) Для клапана с механическим приводом (фиг. 133, а) Для клапана с пневматическим приводом (фиг. 133, б) Для клапана автоматического (фиг. 133, в)
Диаметр проходного сечения седла кла- пана, мм _• ^2 (0,08-0,16) D * (0,08-0,15) £> (0,08-0,16) D
Диаметр тарелки клапана, мм ..... Dr (1,1—1,5) £>2 (1,1-1,15) £>з (1,1-1,15) £)2
Диаметр стержня клапана, мм .... d (0,35-0,40) D2 (0,40-0,70) О2 (0,40—0,70) £>2
Ход клапана, мм h (0,15-0,35) £>2 (0,20—0,30) D2 . (0,20-0,40) £>2
Диаметр разгрузочного поршня, лии . . Dz (0,7-0,9) D2 (0,9-1,0) £)2 —
Толщина тарелки клапана, мм .... 6 - (0,22—0,28) £>2 (0,22-0,28) £)2 (0,22-0,28) £>2
Угол образующей посадочного конуса клапана к горизонтали, град 0 30-45 30-45 30-45
Диаметр воздушного (управляющего) поршня, мм . . D6 — (1,1-1,4) £)2 —
Диаметр корпуса, лии . Ds (1,8-2,0) £>2 (1,55-1,85) £>2 (1,55-1,85) £)2
* D — диаметр цилиндра.
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
421
Для двухтактных двигателей продолжительность
фаз несколько уменьшается с тем, чтобы подвод пуско-
вого воздуха прекращался до открытия выпускных
окон.
Средняя скорость воздуха в пусковом клапане 50—
55 м/сек.
Для клапанов с пневматическим управлением суще-
ственное значение имеет величина давления подводи-
мого к клапану воздуха.
Так как давление сжатия, обусловливающее первые
вспышки, лежит в пределах 20—25 кГ/см2, то во избе-
жание проникновения горячих газов и пламени в воз-
душный тракт, уже при указанном противодавлении
клапан не должен открываться. Необходимый расчет
геометрических размеров клапана при заданном давле-
нии воздуха или определение предельного давления
при данных конструктивных размерах можно осуще-
ствить на основании уравнения статического равновесия
клапана
Peoa — А1~\-Вргаа’ (119)
причем
_ 4оД7г .
А1~^дГ’ в~7ц'
где Д1 = D22 — для автоматического пневмати-
ческого клапана;
Дг = D* — D2^ -|- D* — для пневматического кла-
пана с нагрузочным поршнем;
а — жесткость противодействующей
пружины, кГ/мм;
&h — предварительное сжатие пру-
жины, мм; (на фиг. 134 обозна-
чено рв03 = р4 = р6, а ргаа = р3).
При выводе данной зависимости предполагалось,
что давления пускового и управляющего воздуха равны
друг другу
Рг—Pi — Р-
Если условие своевременного закрытия клапана не
может быть соблюдено, следует переходить на пуск
с раздельным подводом воздуха и топлива.
Среднее ускорение пневматического клапана при
открытии может быть определено следующим образом
а>=^(рвоауД1-Рга8-|-П1-^) м/сек2, <120)
где h — ход клапана, мм;
G — вес клапана, кг;
g — ускорение силы тяжести, м/сек2’.
Давление в рабочем цилиндре в момент открытия
принято равным 1 ат.
Продолжительность открытия клапана
сек.
(121)
Ускорение клапана при закрытии:
«2 = ^[реоз^Д2 + Ргаз^П\—м/сек2, (122)
Время закрытия
«2 = Ъ/Г— сек. (123)
Г
Средняя скорость воздуха может быть подсчитана
ориентировочно
к = м/сек, (124)
с кл
где
1
F2 = F1( —) м3/сек; Vt = Fcm;
\ Рг /
?! — секундное изменение объема рабочего цилиндра;
F — площадь днища поршня, м2
ст — средняя скорость поршня, при которой начи-
нается открытие клапана (на основании опыт-
ных данных — 1 м/сек);
РКл — живое сечение клапана, м2.
Из прочностных расчетов при проектировании пуско-
вых клапанов следует произвести проверку:
1) величины давления на опорной поверхности диска
клапанов (для чугунных гнезд не должно превышать
300 кГ/см2);
2) толщины диска клапана 6:
6 = 0,5 см, (125)
Т пь
где d — наименьший диаметр диска, см;
Рг — давление вспышки, кГ/см2;
| 300 кГ/см2 — для чугуна;
/?„ < <600—800 кГ/см2— для углеродистых сталей:
1800—1200 кГ/см2 — для специальных сталей.
Края диска должны проектироваться с толщиной не
менее 0,5 6.
Фиг. 135. Газоотборочный вентиль и клапан:
1 — корпус; 2 — болт сальника; 3 — стер-
жень; 4 — маховичок; 5 — пробка; 6 — кла-
пан; 7 — корпус клапана; 8 — клапан;
9 — втулка.
где
& = а рга8«И,5 кГ/см2,
Материалом для пусковых клапанов могут служить
высококачественные легированные стали (ЭЯЗС, ЭЯ2,
ЭСХ8М, ЭСХ12), хромоликелекремнистые и сильхро-
422
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
мовые. Стаканы клапанов изготовляются из перлито-
вого чугуна СЧ28-48 или СЧ24-44.
Расчет пружины производится аналогично расчету
пружин впускных и выпускных клапанов двигателя.
Кулачковая шайба пускового клапана при механиче-
ском приводе (фиг. 132, а) профилируется по общим
правилам на основании кривой постоянного ускорения
И выбранной фазы открытия.
В случае применения клапана с механическим приво-
дом должно быть предусмотрено устройство, выклю-
чающее привод после запуска двигателя.
В маломощных двигателях, где пуск осуществляется
с помощью отработавших газов (фиг. 132, г) часть
цилиндров снабжается пусковыми клапанами (обычно
автоматическими), а другая часть цилиндров — газо-
отборочными клапанами (которые иногда исполь-
зуются и как декомпрессионные) и соответствующим
вентилем. На фиг. 135 дан пример такой конструкции.
Воздухораспределители. Воздухорас-
пределители могут быть плунжерного пли дискового
типа, что определяется конструкцией распределитель-
к пусковой магистрали, он именуется'«главным пуско-
вым клапаном».
На фиг. 137 представлен такой клапан, выполнен-
ный в одном корпусе с запорным вентилем системы
н блокирующийся с помощью пневматического упра-
вления.
Открытием запорного вентиля 6 сообщают пусковые
баллоны через трубопровод 7 с главным маневровым
клапаном 2. Сжатый воздух, окружая корпус этого кла-
пана снаружи, через отверстия 5 малого диаметра
проникает и внутрь, в полость В.
Открытие клапана произойдет тогда, когда блоки-
ровочный механизм сообщит стравливающую трубку 8
с атмосферой. При этом воздушное давление в полости
В окажется ниже давления в полости А, и, преодоле-
вая сопротивление пружины 1, клапан 2 опустится
и откроет доступ воздуха в полость Б и в магистраль-
ный трубопровод. После перекрытия блокировочным
устройством трубки 8 давления в полостях В и А вновь
сравняются, н под действием пружины 1 клапан за-
кроется. Оставшийся воздух в полости Б и связанном
Фиг. 136. Дисковый воздухораспределитель реверсивного двигателя: 1 —приводной валик с шестерней;
2 — корпус привода; з — корпус воздухораспределителя; 4 —реверсирующая рейка; 5 — штуцер трубки,
идущей на пусковой цилиндровый клапан; 6 — воздухораспределитель; 7 — вращающийся диск воздухо-
распределителя; 8—штуцер маслоотводящей трубки; 9—крышка корпуса; ю —штуцер трубо-
провода, подводящего воздух от главной пусковой магистрали.
ных золотников. Плунжерный воздухораспределитель
приводится в действие кулачками или эксцентриками,
сидящими на отдельном или общем распределительном
валике. Дисковый воздухораспределитель находится
в непрерывном зацеплении с коленчатым валом.
На фиг. 136 показан дисковый воздухораспредели-
тель, применяющийся в дизелях отечественной кон-
струкции.
Главный маневровый клапан. Ответ-
ственным элементом пусковой системы является глав-
ный маневровый клапан. При установке органа упра-
вления (рычага, маховика) в положение «пуск» глав-
ный маневровый клапан должен автоматически согласо-
вывать момент подачи воздуха в пусковую систему
с положением реверсивного механизма и механизма
топливоподачи.
В том случае, когда маневренная блокировка осуще-
ствляется другими средствами и на главный клапан
возлагается только задача разрешения доступа воздуха
с нею трубопроводе при этом стравится через пазы
штока клапана 2 и трубку 4. На линии магистрального
трубопровода установлен предохранительный кла-
пан 3.
На фиг. 138 показана конструкция главного манев-
рового клапана, скомпонованного в одном корпусе
с редукционным клапаном, причем блокировочная
связь здесь осуществляется механическим приводом.
Когда валик управления 9 окажется повернутым
в положение «пуск» посредством шайбы с серьгой 10,
тяги 8 н рычага 7, будет отжат вниз вначале внутрен-
ний (разгрузочный) клапан 4, а затем и сам маневро-
вый клапан 5. Благодаря открытию разгрузочного
клапана несколько уменьшается противодавление, пре-
пятствующее открытию основного клапана, так как
через клапан 4 начинается заполнение внутренней
полости клапана 5. Маневровый клапап 5 открывает
доступ пусковому воздуху в полость 1, откуда отжав
редукционный клапан 3, воздух проходит с понижен-
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
423
ным давлением в магистральный трубопровод в. Затяг
пружины 2 редукционного клапана может быть изме-
нен, что позволяет корректировать пусковое давление.
Фиг. 137. Главный маневровый клапан с пнев-
матическим управлением.
Фиг. 138. Главный маневровый клапан с меха-
ническим управлением.
Пред охранительные устройства.
В^пусковом трубопроводе крупных дизелей должны
быть предусмотрены предохранительные устройства,
предотвращающие разрушения от возможного взрыва
паров топлива п масла, проникающих сюда вместе
с компрессорным воздухом, под влиянием прорыва
горячих газов из цилиндра. В качестве таких устройств
применяются пластинчатые клапаны, нагруженные
пружиной, или разрывные диски-заглушки. Одпако
практика показала недостаточную эксплуатационную
надежность этих устройств. Пластинчатые клапаны
благодаря тому, что они редко вступают в действие
«прилипают» к седлу, а диски-заглушки, изгото-
вляющиеся весьма малых толщин, соприкасаясь с
влажным воздухом, быстро корродируют и ослабляются.
Не оправдали себя и пружинные предохранительные
клапаны с коническим седлом, так как щель, открыва-
емая таким клапаном, оказывается обычно недостаточ-
ной, чтобы мгновенно разгрузить трубопровод.
В связи с этим в последнее время стали применяться
предохранительные клапаны мгновенного действия,
один из которых изображен на фиг. 139.
Фиг. 139. Предохранительный клапан пуско-
вой магистрали.
Корпус 3 клапана с помощью фланца крепится
в торце магистральной трубы пускового воздуха (или
в ином месте системы). Внутри корпуса помещается
клапан 4, имеющий две посадочные фаски а и б. Через
отверстие 2 в крышке 1 подводится воздух, отбираемый
из безопасной точки пусковой системы. Воздух, про-
ходя через дросселирующие отверстия 5 крышки,
заполняет камеру А и прижимает клапан к седлам;
при этом проекция поверхности клапана В, на которую
действует воздух с внутренней стороны, составляет
50% проекции от внешней поверхности, и при устано-
вившемся пусковом процессе клапан остается закрытым.
Как только в трубе произойдет резкое повышение
давления, клапан 4 мгновенно переместится в левое
крайнее положение (верхняя часть фиг. 139), перекроет
отверстие 5 и в таком положении останется до тех
пор, пока газы не будут выброшены через окна 6 боль-
шого сечепия. Затем при новом пуске клапан окажется
вновь готовым к действию.
Детали воздушных пусковых устройств должны
изготовляться из антикоррозионных материалов (на-
пример, сталь 2X13).
Баллоны. Баллоны стальные для газов, вы-
пускаемые промышленностью по ГОСТ 949—57, обла-
дают емкостью от 0,4 до 55 л при условном давлении
100, 150 и 200 кГ1см2. Материал — углеродистая сталь
(типы 100, 150 и 200) и легированная сталь (типы
150 л и 200 л).
Размеры и конструкция баллонов указаны в
ГОСТ 949—57.
Баллоны большего литража выпускаются по между-
ведомственным техническим условиям.
424
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Вспомогательные средства, облегчающие пуск
Для облегчения пуска в холодное время года при-
меняются вспомогательные средства, с помощью кото-
рых удается повысить температуру конца сжатия
в дизелях. Такими средствами являются Свечи накали-
вания, увеличение степени сжатия в период пуска,
подогрев засасываемого воздуха и предварительный
прогрев всего двигателя. Для двигателей с разделен-
ными камерами (и прежде всего предкамерных) такие
вспомогательные средства применяются не только при
холодных запусках.
Из указанных средств известное распространение
в стационарных и передвижных дизелях с разделен-
ными камерами получили свечи накаливания. На
фиг. 140 показана одна из конструкций такой свечи.
В табл. 36 приведены технические характеристики
и габаритные размеры свечей накаливания, выпуска-
емых автотракторной промышленностью. В этой таблице
помещены также сведения по промышленным добавоч-
ным сопротивлениям, которые могут быть включены
последовательно со свечами накаливания для обеспече-
ния нужного падения напряжения на каждой свече.
В таблице содержатся также данные о контрольных
элементах ПД50-Б и ПД50-В, которые устанавли-
ваются на щитках управления и по накалу спиралей
которых механик может судить о степени накала
спиралей свечей в цилиндрах двигателя.
В транспортных быстроходных дизелях находит
применение подогрев воздуха с помощью специальной
форсунки с постоянным факелом пламени (двигатель
ЯАЗ-204), прогрев дизеля водой вспомогательного
пускового двигателя (КД-46). В транспортных и пере-
движных установках применяют также различного
рода подогревательные устройства, обеспечивающие
Фиг 140. Свечи накала: 1 —корпус; 2 —
серлечяик; 3 —спираль; 4, 10 —текстолито-
вые шайбы; 5 — гайка; 6, 7 — шайбы; 8,9 —
гайки. 11 —втулка; а — верхняя часть втулки;
б — нижняя часть втулки; в — слюдяная
изоляция.
при пуске подогрев и циркуляцию воды в системе
охлаждения. ?
В крупных дизельных установках судового типа
применяют прогрев двигателя с помощью пара или
горячей воды от других работающих двигателей.. На
Таблица 36
Технические данные свечей накаливания, добавочных сопротивлений к ним и контрольных элементов
Наименование и тип
Основные технические характеристики
Эскиз внешнего вида и габаритные размеры
Свеча накаливания
однопроводная СН-1
Номинальное напряжение 12 ±0,2 в
Номинальная сила тока 24—30 а
Температура нагрева спирали при
поминальной силе тока за 30 сек до
980° С
Вес ~0, И кг
Свеча накаливапия
однопроводная СР-65А
и СР-65
Номинальное напряжение 4 в
Номинальная сила тока 16—18 а
Температура нагрева спирали при
номинальной силе тока за 30 сек до
850° С
Вес ~0,06 кг
Свеча накаливапия
двухпроводная
СНД-100—В
Номинальное напряжение 1,4 в
Номинальная сила тока 50 а
Температура нагрева спирали при
номинальной силе тока за 30 сек
до 1050° С
Вес 0,07 кг
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
425
Продолжение табл. 36
Наименование и тип Основные технические характеристики Эскиз внешнего вида и габаритные размеры
Контрольные элемен- ты П Д-50—Б и П Д-50-В ПД-50—Б ПД-50—В Материал спирали ОХ25Ю5 Х20Н80 Диаметр проволоки 2 мм 1 мм Сопротивление спирали (в холодном состоянии) 0,28 ом Вес 0,165 кг 0,165 кг вз
4.5
Добавочное сопроти- вление СЭ-50 Материал спирали Х20Н80 Диаметр проволоки 3 мм Сопротивление спирали в холодном состоянии 0,06±0,002 ома Вес 0,168 кг П2
rffri tflh Ж J ж
J/
* О
Добавочное сопро- тивление СЭ-51 Материал спирали Х20Н80 Диаметр проволоки 3 мм Сопротивление спирали в холодном состоянии: а) между клеммами А и 50,12±0,002ома б) между клеммами А и В 0,06±0,002 ома Вес 0,206 кг П2
ей; ей ж > В,
/1
.<§>
А В В
фиг. 141 показана одна из схем пароподогрева, при-
меняемая на дизеле фирмы «Нордберг» (Ne — 718 л. с.;
п = 720 об/мин; 8 цилиндров; четырехтактный; размер-
ность — 227 x292 лип). Процессом прогрева управляет
специальный терморегулятор, поддерживающий тем-
пературу в зарубашечпом пространстве перед запуском
на уровне 50° С. Пар подводится с давлением 0,35 кГ/смг,
циркуляция воды в неработающем двигателе обеспечи-
вается специальным водяным насосом с электропри-
водом 3.
Кроме перечисленных средств, облегчающих запуск,
в некоторых конструкциях дизелей (преимущественно
транспортного типа)_ используется способ запуска на
бензине с последующим переводом на дизельное то-
пливо.
При пуске на бензине степень сжатия должна быть
снижена (до 4,0—4,8), что обычно достигается при-
соединением на период пуска дополнительного объема
к камере сгорапия. Кроме того, при этом должна
функционировать система электрического зажигания,
так как воспламенение может произойти только от
посторонней искры.
Пуск может быть облегчен также введением в поток
всасываемого воздуха этилового эфира. С этой целью
дизели фирмы «Заурер» снабжены специальным ручным
насосом, а на дизелях фирмы «Лейланд» установлены
426
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
специальные карбюраторы. Иногда эфир используется
в качестве присадки к дизельному топливу, что пони-
жает температуру самовоспламенения последнего
(смесь 1:1). Однако при температуре воздуха ниже
—18° С запуск с использованием эфира должного эф-
фекта не дает.
Фиг. 141. Схема системы охлаждения с прогревом резервного
автоматизированного двигателя «Нордберг»: 1—масляный холо-
дильник; 2 —водо-водяной холодильник; 3 —вспомогательный
водяной насос с электроприводом; 4 — наполнительный стояк;
6 — внутренний водо-водяной холодильник; в — терморегуля-
тор; 7 — пароподводящая труба; з — вентиль паропровода;
9 —двигатель; 10 — пульт аварийно-предупредительной сигна-
лизации; 11 —штатный водяной насос; 12 —вентиль внутрен-
него водо-водяного холодильника.
В крупных дизелях, работающих на тяжелых сортах
нефтяного топлива (М-4), запуск производится на более
легком дизельном топливе с последующим переводом
на тяжелое, по мере прогрева последнего.
2. МЕХАНИЗМ РЕВЕРСА
Общие сведения
Судовые двигатели оборудуются механизмом реверса,
позволяющим при маневре изменять направление
вращения коленчатого вала.
Реверсирование двигателя должно производиться
без нарушения установленных фаз газораспределения,
что обеспечивается специальной конструкцией распре-
делительного механизма и наличием дополнительных
устройств, призванных осуществлять правильное вза-
имодействие органов распределения в соответствии
с заданным направлением вращения.
Механизм реверса двухтактных двигателей обычно
осуществляется более простыми конструктивными сред-
ствами.
Порядок осуществления реверса сводится к следу-
ющему:
1) выключение подачи топлива, остановка двига-
теля;
2) подъем и отключение роликов клапанных толка-
телей и плунжеров топливных насосов с кулачных
шайб;
3) действие реверсирующего устройства;
4) опускание роликов толкателей на кулачные шайбы
соответственно новому направлению вращения;
5) пуск воздухом двигателя при его вращении в но-
вом направлении;
6) включение топливоподачи, начало работы.
Иногда некоторые из перечисленных операций начи-
наются несколько раньше, чем заканчивается предыду-
щая (торможение пусковым воздухом до остановки,
топливоподача одновременно с подачей воздуха на
раскрутку). При производстве реверса должны быть
обеспечены быстрота и надежность функционирования
всей системы управления; наличие соответствующей
блокировки должно исключить возможность ошибоч-
ных и несвоевременных манипуляций. Обычно время
реверса ограничивается 10—15 секундами.
Конструкция реверсирующих устройств
Реверсирующие устройства могут быть осуществлены
на базе следующих конструктивных принципов.
1. Распределительный вал имеет два ряда кулачных
шайб для переднего и заднего хода, а клапанные рыча-
ги снабжены перестанавливающимися роликами; кон-
струкция такого устройства показана на фиг. 142;
Фиг. 142. Реверсивный механизм с перестановкой роликов: 1 —
коромысло; 2—ролики; 3—тяга; 4—рычаг; 5—штурвал
реверса; 6 — указательный сектор; 7 — валик; 8 — червяк;
9—зубчатый сектор; Ю —кулачная шайба.
реверс здесь осуществляется перестановкой роликов
с помощью маховичка 5, сидящего на червяке 8; на
указательном секторе отмечается правильное положе-
ние механизма при полном включении.
2. Кулачные шайбы, заклиненные на особой втулке,
могут перемещаться вдоль распределительного вала
(фиг. 143).
Фиг. 143. Схема реверсивного механизма с перемещением кулач-
ных втулок: 1 —поршень; 2—цилиндр сервомотора; 3—
подводящая трубка; 4 — прорезь в цилиндре сервомотора; 4 —
поводок; в — скользящий валик; 7 — вилки; з — кулачные
втулки.
3. Кулачные шайбы заклинены непосредственно на
распределительном валу, и осевое перемещение сооб-
щается самому валу; конструктивная схема аналогична
предыдущей, с той лишь разницей, что сервомотор
осуществляет передвижку всего вала; указанная схема
находит широкое применение.
Фиг. 144. Механизм реверса с поворотом рычагов,
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
Фиг. 145. Конструктивная схема механизма,- ревер-
сирующего провертыванием распределительного
вала.
Фиг. 146.
1 --рычаг;
6
Система управления при безвальном распределении (двигатель фирмы «Веркспур»):
2 — поршень; з — рычаг; 4 — штанга; 5 — рычаг блокировки с машинным телеграфом;
— маховик управления; 7 — маховик запорного вентиля пусковой системы.
428
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
4. Распределительный вал с набором кулачных
шайб не перемещается, а клапанные рычаги поворачи-
ваются на эксцентричных шайбах, заклиненных на
реверсирующем валике под углом к его оси; на фиг, 144
приведена конструктивная схема такого устройства:
при повороте реверсирующего вала 5 на 180° рычаги
6 и 11 занимают новое положение, переводя свои роли-
ки с шайб 7 и 9 на 8 и 10 и подводя к штокам клапанов
вместо толкателей 1 и 4 толкатели 2 и 3; указанная
конструкция используется в четырехтактных дизелях
фирмы «Веркспур».
5. Распределительный вал не имеет вторых кулачных
шайб, но меняется заклинка на нем шестерни, связан-
ной с приводом от коленчатого вала (реверсирование
проворачиванием распределительного вала); принцип
такого устройства показан на конструктивной схеме
фиг. 145; приводная шестерня 1, выполненная заодно
с ведущей частью кулачковой муфты 2, сидит свободно
на распределительном валу в, на котором располо-
жены кулачные шайбы 4 и 5 и передает ему вращение
через заклиненную на нем ведомую часть кулачковой
муфты 3; при перемене направления вращения, вслед-
ствие зазора между кулачками, относительное поло-
жение двух половинок муфт несколько меняется, обес-
печивая нужное газораспределение; при этом способе
реверсирование осуществляется воздействием (иногда
вручную) лишь на воздухораспределитель для того,
чтобы заставить коленчатый вал провернуться в обрат-
ном направлении, после чего распределение автомати-
чески входит в новый режим работы; указанный прин-
цип находит применение в двигателях разных фирм
(«Бурмейстер и Байн», «Зульцер» и др.).
6. Распределение осуществляется без кулачкового
вала; привод клапанных рычагов связан непосредст-
венно с поршнем (безвальное распределение); кине-
матическая схема такого устройства показана на
фиг. 146: поршень 2 с помощью рычага 1, штанги 4,
рычага 3 приводит в движение клапан; таким образом,
начало и конец открытия клапана полностью согла-
суются с положением поршня по высоте; подобный
механизм используется в двухтактных двигателях
с прямоточно-клапанной продувкой фирмы «Веркепур».
Здесь, так же как и в предыдущем случае, реверс
осуществляется только воздействием на воздухораспре-
делитель.
3. СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ
Комплекс устройств, обеспечивающих пуск, останов-
ку, реверс, изменение количества подаваемого в цилин-
дры топлива и текущий контроль за работой,
составляет систему управления двигателем.
Органы управления, приводящие в действие систему
в целом или отдельные ее части, а также основные при-
боры текущего контроля и сигнализации сосредоточи-
ваются в едином конструктивном узле-посте управления.
Для обеспечения наибольшей маневренной способ-
ности система и пост управления должны иметь про-
стую и надежную конструкцию, обеспечивать быстрое
и безотказное действие всех элементов, не требуя при
этом приложения значительных физических усилий.
В конструкции поста управления должны быть преду-
смотрены автоматически блокирующие устройства,
исключающие возможность ошибочной последователь-
ности манипуляций или их неточное исполнение. В су-
довых двигателях должна быть предусмотрена блоки-
ровка с машинным телеграфом.
По виду энергии, используемой для исполнения опе-
раций управления, системы могут быть подразделены
на механические, пневматические, гидравлические и
комбинированные (где используются два или три вида
энергии). Электрические системы местного управления
в дизельной практике распространения не получили.
В ряде случаев возникает необходимость управления
двигателем на расстоянии — тогда местная система
управления дополняется устройствами дистанционного
управления.
В дистанционных системах управления наряду с пнев-
матическими и гидравлическими связями широко
используются электрические, а на ближних дистан-
циях еще находят применение и механические связи.
В конструкции поста управления двигателя должна
быть предусмотрена возможность подключения дистан-
ционных связей. В этом случае представляется возмож-
ным управлять двигателем как с местного, так и с ду-
блирующего дистанционного поста управления, причем
соответствующая блокировка должна обеспечить согла-
сованность их действий.
В соответствии с ГОСТ 10150—62 отечественные судо-
вые двигатели по требованию заказчика должны обору-
доваться выносными главными постами, которые могли
бы устанавливаться на некотором расстоянии от двига-
теля.
Ниже даются примеры конструктивного выполнения
некоторых характерных разновидностей систем ме-
стного управления.
Система управления с ручным приводом
На фиг. 147 представлена конструктивная схема такой
системы, применяемой на двигателях мощностью до
350 л. с.
Фиг. 147. Система управления с ручным приводом.
На посту управления имеются три органа управле-
ния: пусковой рычаг 23, маховик реверса и маховик
управления топливоподачей.
II у с к производится следующим образом: поворо-
том пускового рычага 23 назад можно опустить золот-
ник 24 главного маневрового клапана и открыть воз-
духу доступ к пусковой системе (магистрали) 28.
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
429
Главный маневровый клапан, а также стравливающий
клапан 27 с пусковым рычагом связаны при помощи
тяги 25 и скалки 26.
Реверс осуществляется поворотом маховика 8.
При этом с помощью червячной пары 7 вращается
вертикальный вал 6, который вначале через кониче-
ское зацепление 9 воздействует на коленчатый валик
10, отводящий штапгу 5 с роликами 9 от кулачных
шайб 1 и 2. При дальнейшем вращении вал 6 при по-
мощи рычажной системы 12, 13, 14 и 15 перемещает
вдоль оси распределительный вал 4, подводя под кла-
панные штанги новые кулачные шайбы. К моменту,
когда маховик (штурвал реверса) 8 займет конечное
положение, коленчатый валик 10 успеет опустить
ролики 3 штанги 5 на подвижные шайбы. Штанга 5
с валиком 10 связана при помощи тяги 11.
Регулирование подачи топлива
осуществляется маховичком 21 посредством червячной
пары 22, кулачка 19, сидящего на валу 18, толкателя
20 и остальной рычажной системы.
Блокировка, исключающая реверсирование
работающего двигателя, состоит в следующем: если
маховичок топливоподачи 21 не выведен в положение
«стоп», стопорный кулачок 17 не дает провернуться
валу 6, на котором сидит блокировочная шайба 16
с вырезом. При положении «стоп» кулачок 19 выклю-
чает топливо, а кулачок 17 освобождает блокировку
на реверс. Перевод пускового рычага в положение
«пуск» станет возможным лишь после завершения
реверса, когда шайба 16 повернется на 360°.
Некоторые двухтактные двигатели завода «Русский
дизель» также снабжаются системой управления с руч-
ным приводом реверсивных устройств. Благодаря щеле-
вой продувке двигателей можно обходиться только
реверсом воздухораспределителя, что осуществляется
с помощью тяги и рейки (воздухораспределитель ди-
скового типа). Реверс золотникового распределения
продувочного насоса достигается автоматически путем
провертывания приводного валика прн пневматическом
торможении валика золотников. Топливный насос не
реверсируется — кулачная шайба обладает симметрич-
ным относительно в. м. т. профилем. Все манипуляции
управления можно осуществлять с помощью одного
рычага.
Другой пример системы с ручным приводом предста-
вляет система, примененная фирмой «Веркспур» для
двухтактного двигателя с прямоточной клапанной
продувкой мощностью 3600 л. с. при 125 обIмин (D =
= 600 мм; S = 1100 мм; 6 цилиндров).
Несмотря на значительную мощность и габариты
двигателя, благодаря использованию принципа реверса,
основанного на безвальном приводе распределитель-
ного механизма, управление реверсом и топливопода-
чей оказалось возможным осуществить вручную
(фиг. 146).
Системы управления, использующие вспомогательную
энергию
Пневматическая система управления четырех-
тактного двигателя «Крупп». Примером одной из наи-
более сложных автоматизированных систем местного
управления с использованием пневматических сервоме-
ханизмов является система, применяемая на двигателях
«Крупп» (фиг. 148).
Несмотря на сравнительно сложную схему, данная
система имеет всего два органа управления (рычаг
управления А и рычаг реверса и пуска Б).
Пуск осуществляется следующим образом. Откры-
вается вручную запорный клапан системы, и воздух
из баллона 1 при давлении 50 кГ/см2 попадает в редук-
ционный клапан 11, где давление снижается до 18 кГ/см2,
далее основная часть воздуха направляется к пуско-
вому клапану 7, а другая часть идет по вспомогатель-
ной линии к коробке главного маневрового золотника
и затем к управляющему пневмо-поршеньку пускового
клапана 7. Пусковой клапан здесь выполнен с пневма-
тическим открытием, но с механическим управлением.
Рычаг тягой 7, приводящийся в движение кулачком 3,
снимая ограничитель с пневмопривода, разрешает кла-
пану открыться. Чтобы осуществить пуск, необходимо
рычаг Б перевести в пусковую позицию, вследствие
чего кулачки 15 блок-устройства подойдут под золот-
ники маневрового устройства — тем самым будет подан
воздух в управляющую линию пусковых клапанов
цилиндров. Одновременно с пусковым воздухом в систе-
ме предусматривается и начало подачи топлива —
рычаг А с помощью блокировки оказывается в положе-
нии пусковой подачи. При давлениях в цилиндре
свыше 20 кГ1см2 пусковой клапан цилиндра не откры-
вается.
Реверс осуществляется продольным перемеще-
нием распределительного валика с помощью пневмати-
ческого сервомотора (основного) или гидравлического
сервомотора (резервного).
Реверсирование с помощью пневматики происходит
следующим образом. Рычаг Б переводится в положе-
ние «реверс» (что становится возможным лишь при
предварительной установке на соответствующее поло-
жение диска 13 машинного телеграфа). Кулачок 15
на валике открывает золотник а в маневровом устрой-
стве 14, и воздух поступает к золотнику 10 сервомотора
8. Нижняя секция золотниковой коробки управляет
правым (пневматическим) поршнем сервомотора. Поло-
жение рычага 10 определяется положением диска теле-
графа. Пройдя золотник, воздух действует на поршень
сервомотора, заставляя его перемещаться в том или
ином направлении. Поршень через систему рычагов
при своем движении производит при операции: сна-
чала подъем роликов толкателей (поворотом вспомо-
гательного вала с рычагами), затем передвижку ра-
спределительного вала 4 и, наконец, опускание роли-
ков на новые кулачные шайбы.
Блокировка, кроме упомянутой с помощью
диска машинного телеграфа, осуществляется также
и с помощью валика 4 (воздействие на золотники мане-
врового устройства) и с помощью блокировочной си-
стемы тяг 9, которая, приходя в движение одновременно
с сервомотором, препятствует в процессе реверса мани-
пуляциям с рычагами А та. Б, предотвращая несвоевре-
менные топливоподачу и пуск.
Управление топливоподачей осуще-
ствляется рычагом А через систему тяг 12. воздействием
на валик 5 топливного насоса. Регулятор числа оборо-
тов имеет устройство, автоматически выключающее
шесть цилиндров из восьми в случае, если начинают
возрастать обороты сверх допустимого предела.
Резервный реверс осуществляется с по-
мощью гидравлического сервомотора (левый поршень
сервомотора 8). Подача масла производится вручную
с помощью ручного насоса 16. При этом направление
движения поршня определяется положением золот-
ника 10 в верхней, масляной, секции. Гидравлический
цилиндр сервомотора 8 при реверсе воздухом исполь-
зуется как тормозной.
Преимуществами системы являются полная автома-
тизация процессов управления и ускоренный запуск
вследствие одновременного ввода пускового воздуха
и топлива.
430
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Характеристики систем пуска, реверса и управления некоторых
Марка двига- теля Тип двигателя Мощность дви- гателя, л. с. Число оборотов, об/мин 1 Количество ци- линдров Диаметр ци- линдра, ММ Ход поршня, мм Система
Тип Привод пу- сковых клапанов Фазы открытия клапана Количе- ство кла- панов Количе- ство пу- сковых баллонов
открытие закрытие
4ДР30/50 6ДР30/50 8ДР30/50 Двухтакт- ный, ряд- ный 400 600 800 300 300 300 4 6 8 300 300 300 500 500 500 Сжатым воздухом Пневмати- ческий 5° до в. м. т. То же 98° после в. м. т. 90° после в. м. т. 65° после в. м. т. Во всех цилин- драх 2 (на 30 ат)
8ДР43/61 Двухтакт- ный, ряд- ный 2000 250 8 430 610 Сжатым воздухом Пневмати- ческий 5°40' до в. м. т. 99°20' после в. м. т. Во всех цилин- драх 3 (на 60 ат)
6423/30 Четырех- тактный, рядный 450 1000 6 230 300 Сжатым воздухом Пневмати- ческий 12—16° ДО в. м. т. 50-55° ДО и. м. т. Во всех цилин- драх 2 (на 200 ат)
Д-6* Четырех- тактный, рядный 150 1500 6 150 180 Сжатым воздухом Автомати- ческий 6±3° до в. м. т. 54+3° ДО н. м. т. Во всех цилин- драх 2 (на 150 ат)
Д-12* Четырех- тактный, V-образ- ный 300 1500 12 150 180 186,7 Сжатым воздухом Автомати- ческий 6+3° до в. м. т. 54+3° ДО н. м. т. Во всех цилин- драх 2 (на 150 ат)
18-Д Четырех- тактный, рядный 400 400 6 300 380 Сжатым воздухом Пневмати- ческий — — Во всех цилин- драх 2
Вортингтон, DDX Четырех- тактный, рядный 690 375 8 337 445 Сжатым воздухом Автомати- ческий 5° до В. м. т. 119° до и. м. т. Во всех цилин- драх
* Основной запуск электростартером
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
431
Таблица 37
отечественных и иностранных двигателей
пуска Система реверса и управления Автоматизация двигателя
Емкость бал- лона, Л Давление пу- скового воз- духа,' кГ/сл12 Порядок под- вода топлива 1 и воздуха Тип си- стемы ЙО виду энергии Способ' ре- версирова- ния Количество органов управления Сигнализация и защита Дистанцион- ное управле- ние А втоматиче- ское регули- рование температуры Автоматиза- ция пуска
410 30- 15 Одно- времен- но с воз- духом Механи- ческая Переста- новкой воз- духораспре- делителя Одна руко- ятка для всех опе- раций Аварийно -преду- предительная сигнализация Дистанци- онное авто- матическое управление (пневмати- ческое) ДАУ-7 Терморегу- лятор в си- стеме ох- лаждения (ТПД-60) Автомати- зирован- ный в моди- фикациях с ДАУ
410 30- 12 Одно- времен- но с воз- духом Пневма- тиче- ская Переста- новкой воздухо- распреде- лителя Один штур- вал для всех опе- раций Сигнализация по: температуре воды; темпера- туре масла; па- дению давления воды; падению давления масла; снижению уров- ня в топливном баке ДАУ пнев- матическое Терморегу- лятор не- прямого действия в спстемах охлажде- ния и смазки « Неавтома- тизирован- ный
80 30- 16 Одно- времен- но с воз- духом — — — Сигнализация по: температуре во- ды; температуре масла; падению давления масла — Терморегу- лятор в си- стемах ох- лаждения и смазки —
50 90— 30 Одно- времен- но с воз- духом — — — — Электро- мотор с ди- станцион- ной кноп- кой Терморегу- лятор в си- стеме ох- лаждения двигателя Имеются модифика- ции с авто- матическим пуском
50 90— 30 Одно- времен- но с воз- духом — __ — —
160 30- 12 Раз- дельно Пневмо- гидр а- вличе- ская Осевое пе- ремещение распреде- лительного вала Один штур- вал всех операций — — — —
— 14- 12 Раз- дельно — — — Сигнализация (может быть за- щита) по: темпе- ратуре воды; па- дению давления масла; темпера- туре масла; да- влению воды — В системе подготовки тяжелого топлива —
432
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Марка двига- теля Тип двигателя Мощность дви- гателя, л. с. Число оборотов, об/мин Количество ци- линдров Диаметр цилин- дра, мм Ход поршня, мм Система
Тип Привод пу- сковых кла- панов Фазы открытия клапана Количе- ство кла- панов Количе- ство пу- •сковых баллонов
открытие закрытие
Америкен— Локомотив М-539 Четырех- тактный, рядный 950 725 6 317 330 Сжатым воздухом Пневмати- ческий 3° после в. м. т. Во всех цилин- драх 1
Атлас— Империал 6HS Четырех- тактный, рядный 375 300 6 330 406 Сжатым воздухом Механи- ческий 5° до в. м. т. 45° до в. м. т. Во всех цилин- драх 1
Болдуин VD Четырех- тактный, рядный 590 500 6 324 394 Сжатым воздухом Автомати- ческий — Во всех цилин- драх 2
Шкода 6С275Л Четырех- тактный, рядный 323 400 412 550 6 6 275 275 360 360 Сжатым воздухом Пневмати- ческий 5±2° 3±2° ДО в. м. т. 120° 120° после в. м. т. Во всех цилин- драх 1 пуско- вой (50 ат); 1 упра- вления (12 ат)
Кларк DG-8 Двухтакт- ный, ряд- ный, стаци- онарный 1000 375 8 317 406 Сжатым воздухом Автомати- ческий в. м. т. Во всех цилин- драх 1
Купер- Бессемер, JS-8 Четырех- тактный, рядный, стационар- ный 600 375 8 330 406 Сжатым воздухом Пневмати- ческий 0-5° после в. м. т. 125-135° после в. м. т. Во всех цилин- драх 2
Миррлис, (серия К) Четырех- тактный, V-образный 3000 450 12 380 456 Сжатым воздухом Механиче- ский Во всех цилин- драх
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
433
Продолжение табл- 37
пуска Система реверса и управления Автоматизация двигателей
Емкость бал- лона, л Давление пу- скового воз- духа, кГ/смЪ Порядок под- вода топлива и воздуха Тип си- стемы по виду знергии Способ ре- версирова- ния Количество органов управления Сигнализация и защита Дистанцион- ное упра- вление Автоматиче- ское регули- рование температуры Автоматиза- ция пуска
— 14 Одно- времен- но Пневма- тиче- ская Осевое перемеще- ние распре- делитель- ного вала — — — Терморегу- лятор в системе ох- лаждения двигателя
530 17,5 ДО 8,8 Одно- времен- но Нереверсивный — Сигнализация по: температуре воды; падению Давления масла — —
425 21 до 14 — — — — Сигнализация по уровню топлива В системе подготовки тяжелого топлива —
250 250 25— 18 25— 18 Одно- времен- но Пневма- тиче- ская Осевое пе- ремещение распреде- лительного вала Одна руко- ятка для пуска Одна руко- ятка для топливо- подачи и реверса
560 17,5 ДО 11 Одно- времен- но Одна руко- ятка упра- вления то- пливопода- чей. Одна рукоятка для пуска Сигнализация по: температуре воды; падению давления масла; остановка по разносу
— 17 Одно- времен- но после рас- крутки — — Сигнализация по: температуре воды; падению давления масла; остановка по разносу — Терморегу- лятор в системе ох- лаждения двигателя —
21- 17 Одно- времен- но Сигнализация по; температуре воды; падению давления масла; прекращению циркуляции во- ды; перегрузке; разносу. Остановка по: температуре воды; падению давле- ния масла; разносу Дистанци- онный пуск и останов- ка Терморегу- лятор в си- стеме ох- лаждения двигателя Автомати- ческий пуск с вы- полнением всех пред- пусковых операций
28 Заказ 1630.
434
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Известным недостатком здесь является наличие
редуцирования воздуха, снижающего его температуру.
Система управления четырехтактного двигателя
Коломенского завода с пневмогидравлическим управле-
Реверс производится также после открытия
запорного вентиля 19. Рукояткой 35, управляющей
краном реверса 14, открывается доступ воздуха в бал-
лон 17 или в баллон 18. Кроме этого рукояткой 35
Фиг. 148. Система управления четырехтактного двигателя фирмы «Крупп».
нием. Система имеет три органа управления (фиг. 149):
рычаг пуска и остановки 21, маховик управления пода-
чей топлива 34 и рукоятку реверса 35.
Пуск. После того, как откроется запорный вен-
тиль 19 и рычаг 21 будет поставлен в положение «пуск»,
откроется также главный маневровый клапан 20, воз-
дух направится к воздухораспределителю и пусковым
клапанам (на схеме не показаны). Рычаг 21 укреплен
на валу 31, на котором имеется кулачок 22.
с помощью рычага 28 и серьги 27 можно воздействовать
на планку 26. Масло из баллона, в который поступает
сжатый воздух, начинает выдавливаться в одну из
полостей крыльчатого сервомотора 1, которым и пово-
рачивается валик 2, последний с помощью шестеренок
3 и 4 вращает реверсирующий вал 5, который связан
с распределительным валом. На первой трети поворота
производится подъем толкателей, рычаги которых
сидят на эксцентричных шейках вала 5, затем
СИСТЕМЫ ПУСКА, РЕВЕРСА И УПРАВЛЕНИЯ
28*
436
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
с помощью спирального паза (улитки) 11 на особом бара-
бане, вращающемся заодно с валом 5, и рычага 10 про-
изводится осевая передвижка распределительного вала
36, и наконец, па последней трети оборота осущест-
вляется опускание толкателей. С помощью рукоятки 35
можно привести в действие клапан 15 и редукционный
клапан 16.
Управление топливо подачей осуще-
ствляется маховичком 34, перемещающим тягу 25
рейки топливных насосов.
Блокировка. Для того, чтобы реверс можно
было производить лишь при положении рычага 21
в позиции «стоп», предусмотрен блокировочный меха-
низм: кулачок 30, толкатель 29 и планка 26, удержи-
вающая валик крана реверса в нейтральном положе-
нии. Чтобы предотвратить перевод крана реверса
в нейтраль до окончания маневра, предусмотрен сто-
пор 32, который приводится в действие кулачком 33.
Стопор 32 при реверсировании фиксирует планку 26
и валик крана реверса. Включение и отключение то-
пливных насосов производятся также рычагом 21 с по-
мощью секторов 23 и 24 и толкателем 6. На валике 5
имеется кулачок 7 и рычаг 8, а также шайба-фиксатор
13, которая связана со стопором 12.
Преимущества системы — надежная блокировка, па-
дежный пневмогидравлический сервомеханизм.
Недостаток — наличие трех органов управления.
Система управления двухтактного двигателя двой-
ного действия «Бурмейстер и Вейн» с пневматическим
управлением и реверсом при помощи провертывания
распределительного вала. Система спроектирована с уче-
том максимального сокращения времени маневра
(фиг. 150). В системе используется торможение сжатым
воздухом при реверсе.
Пуск осуществляется следующим образом. Откры-
вается запорный вентиль системы 1, вследствие чего
воздух подходит к главному мапевровому клапану 2
и по трубке а к вспомогательному клапану 6, а оттуда
по трубке б к управляющему поршню клапана 2. По-
следний оказывается прижатым к седлу, и пусковой
воздух в цилиндры не поступает. Рычаг управления
А, будучи перемещен в положение «пуск», передвинет
через блок-систему шток вспомогательного клапана,
перекрывая поступление воздуха по трубке а и откры-
вая атмосферное отверстие для стравливания воздуха
из трубки б. При этом разгружается управляющий
поршень клапана 2, и воздух начинает поступать по
трубке в к пусковым клапанам, а по трубкам г и д
к воздухораспределителю, через который (по труб-
ке е) и осуществляется управление пусковыми кла-
панами 3.
Реверс осуществляется при подготовленной
к действию пусковой системе. Рычаг управления А
переводится в положение «стоп», блокировка сни-
мается и реверсирующий рычаг Б переводится в новое
положение. При этом рычаг Б через систему тяг про-
изводит предельное перемещение кулачковых шайб
воздухораспределителя 4. Затем рычаг управления
переводят на «пуск» (дальнейшее движение рычага на
«работу» заблокировано до окончания реверса). Воздух
начинает поступать в цилиндры до остановки, притор-
маживая коленчатый вал и, наконец, заставляя ого
вращаться в обратном направлении.
Одновременно пусковой воздух проходит через вспо-
могательный клапан (по трубке ж) в цилиндр тормоз-
ного устройства 10. С помощью тормозного колеса 11
происходит фиксация распределительного вала 7. Когда
коленчатый вал начинает вращаться в обратную сто-
рону, цепная шестерня 9 привода вместе с ведущей
половиной кулачковой муфты 12 проворачивается до
встречи с новым выступом половины муфты, заклинен-
ной на распределительном валу (поворот на 120°).
Относительное вращение используется также для пово-
рота гильзы 8 с винтовым пазом, вследствие чего к кон-
цу реверса через систему тяг перемещается вспомога-
тельный клапан 5, и тормозной цилиндр разгружается.
Одновременно снимается блокировка и рычага упра-
вления — дальше он должен быть переведен в положе-
ние пусковой подачи.
Блокировка, таким образом, осуществляется
здесь с помощью двух вспомогательных пневматиче-
ских клапанов и системы механической блокировки
поста управления.
Управление подачей топлива через
систему тяг осуществляется рычагом А, после того как
он прошел пусковое положение.
Преимущества: система допускает ускорен-
ный маневр; реверсирование производится с исполь-
зованием энергии, развиваемой самим двигателем,
что исключает необходимость применения специального
сервомотора.
Недостаток системы — недостаточно пол-
ная автоматизация управления.
В табл. 37 приведены характеристики систем пуска,
реверса и управление некоторых отечественных и ино-
странных двигателей.
ГЛАВА V
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ
В общем случае при помощи регулятора устанавли-
вается (или ограничивается) скорость вращения двига-
теля и основной функцией регулятора является стаби-
лизация установленной скорости. Мерой скорости вра-
щения является число оборотов п (размерность об!мим)
( 1 \ гг
или угловая скорость <о размерность — . При рас-
смотрении вопросов регулирования учитываются изме-
нения скорости, вызываемые воздействиями со сто-
роны нагрузки, настройки и колебательными процес-
сами в системе регулирования; не учитываются изме-
нения, зависящие от цикличности работы двигателя.
Соответственно, скорость вращения всегда определен-
ным образом усредняется. Ниже, под числом оборотов
будем понимать скорость установившегося движения,
усредненную (в соответствии с интервалом отсчета по
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
437
тахоскопу) за период от 3-х до 60-ти секунд и, под
мгновенным числом оборотов — скорость для общего
случая движения (установившегося режима и переход-
ного процесса регулирования), усредненную за интер-
вал между вспышками.
Под номинальным (линейным или угловым) ходом
z* исполнительного органа регулятора будем пони-
мать ход, который для установленного на дизель
регулятора соответствует переходу от режима холостого
хода на режим номинальной мощности.
Зависимость между установившимися значениями
относительного хода (условной нагрузки z/z„) исполни-
тельного органа и числом оборотов п/пн двигателя или
регулятора, определенная во всем диапазоне регулиро-
вания при фиксированной настройке регулятора назы-
Фиг. 151. Характеристики всережимного регулятора: 1 — мини-
мальная статическая характеристика; г — ограничительная
характеристика; 3 — максимальная статическая характеристика;
4 — номинальная статическая характеристика; 5 — промежу-
точные статические характеристики; 6 — характеристика холо-
стого хода; 7 — винтовая характеристика.
Аналогичная зависимость, связывающая относитель-
ный крутящий момент М[МН дизеля (или другой пара-
метр режима) с п]пн называется регуляторной харак-
теристикой дизеля (фиг. 152 и 153).
Фиг. 152. Регуляторная характеристика двигателя с однорежим-
ным регулятором.
Для дизель-генераторов, под величиной М'.МН сле-
дует здесь понимать относительный эквивалентный
момент
М ___ w Пу
Мн ~ шн п '
где w — электрическая мощность генератора, пу —
см. формулу (130).
На фиг. 151 и 153 цифрой 2 обозначены ограничи-
тельные характеристики регулятора и дизеля, соответ-
1 Здесь и ниже индексом н будут обозначаться номиналы
аеличин.
ственно, заданные устройством для ограничения на-
грузки. Ограничение нагрузки вводится с целью огра-
ждения от снижающих ресурс дизеля перегрузок
на неполных оборотах. Программа ограничения долж-
на учитывать требования потребителя мощности.
Статизм регулятора при рассмотрении вопросов ста-
тики оценивается наклоном ф (средним) его статиче-
Фиг. 153. Регуляторные и ограничительная характеристики
двигателя с всережимным регулятором: 1 — минимальная регу-
ляторная характеристика; 2 — ограничительная характери-
стика; 3 — максимальная регуляторная характеристика; 4 —
номинальная регуляторная характеристика; 5 — промежуточные
регуляторные характеристики; 6 — характеристика холостого
хода.
ской характеристики или, что то же, регуляторной ха-
рактеристики дизеля
0= . (127)
«н
где пх и пп — числа оборотов при z = 0 и z = zH,
соответственно.
При динамических расчетах удобнее пользоваться
степенью неравномерности 6J
6 = 2 Пх~Пп_
пх~\~ пп
(128)
Величины б' и 6 обычно выражаются в процентах.
При экспериментальном определении & или 6 на ди-
зельном стенде в том случае, когда (Л7)г=0 < 0 режим
отвечающий z = 0 не может быть зафиксирован и
число оборотов пх не может быть замерено непосред-
ственно.
В этом случае следует замерять число оборотов
холостого хода пх (при М = 0) и, при необходимости,
уточнить значение перепада пх — пп экстраполяцией
по формуле
пх — пп
— п„
X п
ZH zo
(129)
где zQ = (з)м = 0, т. е. соответствует холостому ходу
дизеля.
Пользуясь средствами настройки регулятора можно
смещать регуляторные характеристики дизеля и из-
менять их наклоны.
Среди множества характеристик выделяется одна,
номинальная характеристика, с оговоренным в техни-
ческих условиях наклоном = йн, к которой относятся
основные, регламентируемые этими условиями, показа-
тели системы регулирования.
Номинальная характеристика должна включать
режим номинальной мощности при определенном,
438
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЙ АГРЕГАТЫ
зависящим от назначения дизеля, числе оборотов пу.
Для транспортных и других дизелей, работающих
в широком диапазоне скоростей: пу — пн (точка А
на фиг. 151 и 153).
Для дизель-генераторов переменного тока постоян-
ной частоты
”y=(1-'Y') (130)
где п" иге' — наибольшие и наименьшие возможные
значения чисел оборотов дизеля при указанных выше
условиях.
Для параллельно работающих двигателей существен-
ное значение имеет точность распределения нагрузки
между ними — пропорционально их номинальным мощ-
ностям. Эта точность оценивается степенью рассогласо-
вания нагрузки
точка А на фиг. 152).
Для дизель-генераторов постоянного тока может
быть принят любой из указанных способов задания nv.
е = 2
Ni
(132)
Фиг. 154. Характеристики настройки: А —
для полной нагрузки; Б—для холостого
хода; В — по винтовой характеристике;
1 — координаты настройки; 2 — номинал.
Отклонение формы регуляторной характеристики
дизеля и статической характеристики регулятора от
прямолинейной оценивается степенью непрямолиней-
ности у, равной расстоянию по оси п/пн между парал-
лельными прямыми, имеющими наклон действитель-
ной характеристики и описывающими последнюю на
участке номинального хода исполнительного органа
регулятора.
где Ni и У, Ni — фактическая нагрузка двигателя и
силовой установки;
Ni. в и J Ni: н — номинальные мощности двигателя
и силовой установки.
Характеристика настройки ско-
рости — зависимость относительного числа оборо-
тов от координаты органа настройки скорости при
фиксированной настройке статизма И определенной
условной нагрузке z/zK (фиг. 154).
Различаются характеристики настройки для полной
Z л
условной нагрузки — = 1, при условном холостом
ZH
Z - „ „
ходе •— =0, по условной винтовой характеристике
ZH
z / п \2
— = — и др., что соответствует точкам А, Б, В
ZH \ пн /
на фиг. 154.
Работоспособность (номинальная) регу-
лятора
В = ЕН.
(133)
п_
Пн
Допустимая неста-
бильность числа
оборотов холостого
хода
Время переходного
проиесса при набросе
полной, нагрузки
Заброс числа, оборотов при
сбросе полной нагрузки
Степень нерав-
номерности
Заброс числа оборотов
при набросе полной нагрузки
того хода
Число
оборотов холос-
число
— оборотов при полной нагрузке
'Допустимая нестабильность
числа оборотов на полной
нагрузке
время переходного процесса^
пои сбросе нагрузки
teen
Фиг. 155. Тахограмма переходного процесса регулирования.
’. Статическая точность (остаточная ошибка) системы
регулирования оценивается степенью нечувствитель-
ности е, равной наибольшему диапазону изменений
относительных чисел оборотов дизеля при установив-
шейся нагрузке и фиксированной настройке регулятора
п"—п'
пн
(131)
Для регуляторов прямого действия:
Е — средняя поддерживающая сила на муфте изме-
рителя скорости;
Н — номинальный ход муфты.
Для регуляторов непрямого действия:
Е — средняя за ход сила, действующая на поршне
сервомотора;
Н — номинальный ход сервомотора.
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
439
Динамические показатели системы регулирования
оцениваются:
1) степенью нестабильности числа оборотов яр — раз-
махом колебаний относительного мгновенного числа
оборотов дизеля в установившемся режиме;
2) забросом, числа оборотов <р — равному наиболь-
игему отклонению относительного мгновенного числа
оборотов в переходном процессе регулирования от
относительного числа оборотов предшествовавшего
установившегося режима;
3) длительностью переходного процесса регулирова-
ния т — равной промежутку времени от начала пере-
ходного процесса регулирования до момента, начиная
с которого отклонения мгновенных чисел оборотов
от их нового установившегося значения не будут
выходить за пределы, оговоренные допуском на неста-
бильность (фиг. 155).
Иногда дополнительно вводится понятие колебатель-
ность переходного процесса, оцениваемая числом полу-
волн процесса за период т.
2. ТИПЫ РЕГУЛЯТОРОВ, КЛАССИФИКАЦИЯ
По источнику энергии исполнительного органа раз-
личаются регуляторы: прямого и непрямого действия.
Во-первых, источником энергии является измеритель
скорости, во-вторых — исполнительный сервомотор,
обычно гидравлического типа.
Регуляторы прямого действия применяются в основ-
ном на двигателях малой и, частично, средней мощ-
ности. Они наиболее просты в изготовлении и, при
определенных условиях, обеспечивают хорошие дина-
мические показатели однако по статической -точности
уступают регуляторам непрямого действия. К тому же
эта точность в зависимости от случайных причин может
у них сильно колебаться.
В последнее время все более широкое, а в мощных
двигателях исключительное применение, получают регу-
ляторы непрямого действия, обладающие лучшими
и более стабильными характеристиками и, в силу
своей универсальности, наиболее пригодные для специа-
лизированного производства. Регуляторы непрямого
действия весьма гибки по схеме и удобны для комплек-
тования дополнительными автоматическими устрой-
ствами, требующимися для организации систем авто-
матизированного управления.
По принципу регулирования различаются: одно-
импулъсные регуляторы с импульсом по скорости и
двухимпульсные регуляторы с дополнительным импуль-
сом на нагрузке или др.
По роду измерителя скорости различаются регуля-
торы: с механическим и немеханическим измерителем.
В дизелях рассматриваемого в данном справочнике
класса почти исключительно применяются механиче-
ские измерители центробежного типа. В зарубежной
практике известны, впрочем, отдельные типы регуля-
торов с гидравлическими измерителями.
По способу стабилизации различаются регуляторы:
неизодромные и изодромные.
Под неизодромными понимаются регуляторы, обла-
дающие только остаточным статизмом (статические
регуляторы); под изодромными — имеющие изодром-
ное устройство, характеризуемое исчезающим статиз-
мом, в том числе чисто изодромные (астатические)
регуляторы, обладающие только исчезающим статиз-
мом. В общем же случае изодромные регуляторы могут
обладать остаточным статизмом.
h По способу настройки остаточного статизма разли-
чаются регуляторы: с постоянным (нерегулируемым)
статизмом и с регулируемым статизмом. Современные
регуляторы, предназначенные для параллельной ра-
боты, как правило, имеют регулируемый статизм.
По конструкции различаются: автономные регуля-
торы в виде отдельного узла; навешенные на блочный
топливный насос; встроенные в двигатель.
Выпускаемые в настоящее время регуляторы в основ-
ном являются автономными, реже навешенными. Встро-
енные регуляторы применяются на некоторых мало-
мощных дизелях с пониженными требованиями и регу-
лированию.
По способу питания различаются регуляторы непря-
мого действия: с собственной системой масляной цирку-
ляции и питаемое от масляной системы двигателя.
Первые регуляторы, питаемые более чистым маслом
более надежны; автономные регуляторы относятся
обычно к этому типу.
По направлению вращения различаются регуляторы:
реверсивные и с ориентированным направлением вра-
щения. Наиболее распространены реверсивные регуля-
торы, безразличные к направлению вращения и, по-
этому, более универсальные.
По назначению и, соответственно, по предъявляемым
техническим требованиям, различаются однорежимные,
всережимные, предельные и двухрежимные регуляторы.
Однорежимные регуляторы предназначаются для
дизелей, нормально работающих при постоянной ско-
рости вращения — в основном стационарных, передвиж-
ных и вспомогательных транспортных дизель-генера-
торов.
Всережимные регуляторы предназначаются для дизе-
лей, работающих в широком диапазоне скоростей —
в основном главных транспортных: судовых, тепловоз-
ных и др.
Предельные регуляторы предназначаются для огра-
ничения и стабилизации режима наибольшей скорости
главных судовых дизелей с неразобщаемой передачей
на гребной винт фиксированного шага, управляемых
непосредственно через органы регулирования подачи
топлива. Двухрежимные регуляторы предназначаются
для ограничения и стабилизации экстремальных по ско-
рости режимов главных судовых дизелей с разобщаемой
или неразобщаемой передачей на гребной винт фикси-
рованного шага и для тепловозных дизелей с гидро-
передачей, управляемых на промежуточных режимах
непосредственно через органы регулирования подачи
топлива.
Двухрежимные регуляторы последнее время выходят
из употребления и заменяются всережимными регуля-
торами, более пригодными для автоматизации упра-
вления. По той же причине предельные регуляторы,
имеющие пока преимущественное распространение,
постепенно заменяются всережимными.
Во всех ответственных случаях дизели большой и
средней мощности, особенно с дистанционным управле-
нием, снабжаются помимо режимного регулятора еще
и предельным или аварийным выключателем, называ-
емым также иногда регулятором безопасности, остана-
вливающим дизель при превышении установленной
допустимой скорости вращения. Предельный выключа-
тель обычно является устройством однократного дей-
ствия. После срабатывания он приводится в исходное
положение вручную.
Ниже будем применять обозначения:
ОРП — однорежимные регуляторы прямого действия;
ОРН — однорежимные регуляторы непрямого дей-
ствия;
ВРП — всережимные регуляторы прямого действия;
ВРН — всережимные регуляторы непрямого дей-
ствия.
440
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
3. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
К СИСТЕМАМ АВТОМАТИЧЕСКОГО
РЕГУЛИРОВАНИЯ (САР) И К РЕГУЛЯТОРАМ
1. ОРП и ОРН, предназначенные для параллельно
работающих дизель-генераторов переменного тока, дол-
жны оборудоваться устройствами для:
а) дистанционной настройки скорости непозициопно-
го (кнопочного), электрического типа — позволяющи-
ми синхронизировать генераторы и перераспределять
между ними нагрузку непосредственно с распредели-
тельного щита;
б) ручной настройки статизма, позволяющими в про-
цессе наладки установки согласовать наклоны регуля-
торных характеристик;
в) сигнализации о выключении подачи топлива,
о достижении заданных значений настройки скорости
и, для ОРН, о достижении заданных скоростей (по
необходимости, для автоматизированных установок);
г) ограничения нагрузки дизеля — нерегулируемого
или регулируемого вручную;
д) остановки двигателя от внешних импульсов (стоп-
устройство).
Устройства, указанные в п. г и Д для ОРП могут
быть вынесены в привод к топливному насосу.
2. ВРП и ВРН при необходимости должны, помимо
устройств перечисленных в п. 16, в, г, оборудоваться
устройствами для:
а) дистанционной настройки скорости плавного по-
зиционного или ступенчатого многбпозиционного типа;
б) автоматического ограничения нагрузки по задан-
ной программе в функции настройки скорости;
в) автоматического ограничения нагрузки по задан-
ной программе в функции от скорости дизеля или
давления наддува — в основном для главных судовых
дизелей большой мощности;
г) автоматического регулирования мощности транс-
миссии или двигателя по заданной программе в функ-
ции от настройки скорости — для тепловозных и дру-
гих дизелей с электропередачей постоянного тока и
для главных судовых дизелей с ВРШ;
д) автоматической настройки скорости по заданной
программе в функции от нагрузки — для тех же назна-
чений, что и в п. г;
е) ускоренного срабатывания исполнительного сер-
вомотора регулятора при пуске — для сервомоторов
простого действия;
ж) сигнализации о направлении вращения дизеля —
для двухтактных реверсивных дизелей.
3. Характеристика настройки скорости всережим-
пых регуляторов, предназначенных для установки на
параллельно работающие дизели не должна отличаться
от номинальной (установленной техническими усло-
виями) более, чем на ±1% от номинального числа
оборотов. Номинальная характеристика настройки
для ВРН при полной условной нагрузке дизеля в диа-
пазоне чисел оборотов от 30 до 100% от номинала дол-
жна быть прямолинейна с точностью +1%. Статиче-
ские характеристики при этих же условиях должны
иметь постоянный наклон. Эти требованпя весьма
существенны для согласования нагрузок дизелей.
4. Нижний предел настройки скорости всережимных
регуляторов при нагрузке по винтовой характеристике
и при поминальной настройке статизма должен быть
не более 30% от номинала, а верхний — не менее
105% от номинала.
5. Нижний предел настройки скорости однорежим-
ных регуляторов по характеристике настройки холо-
стого хода и номинальной настройке статизма должен
быть не менее 70% от номинала, а верхний предел не
менее 105 % от поминала (за исключением простейших
встроенных регуляторов, не имеющих настройки ско-
рости).
6. Скорость отработки электрического устройства
с кнопочным управлением для дистанционной настрой-
ки скорости однорежимных регуляторов дизельгепе-
раторов переменного тока должна при прохождении
зоны поминальной настройки, обеспечивать изме-
нение относительного числа оборотов 0,5—1,5% в се-
кунду. Наибольшие значения здесь соответствуют
автоматизированным установкам с жесткими требова-
ниями ко времени перехода от предпусковых оборотов
на номинальные. Во всех других случаях следует
пользоваться меньшими скоростями, более удобными
.для синхронизации генераторов.
7. В регуляторах прямого действия с регулируемым
статизмом должна быть обеспечена регулировка на-
клона регуляторных характеристик в пределах, не
менее, чем от йм —1,5 до йн +1,5%. То же для регу-
ляторов непрямого действия, — от 0 до 8%.
8. В зависимости от области применения и соответ-
ствующей ей жесткости требований предъявляемых
к САР, последние могут быть разбиты на 4 класса, раз-
личаемых по точности регулирования:
1-й класс . . для САР с двухимпульспыми
ОРН, отвечает особо высокими
требованиями;
2-й » ... для САР с ОРП и ОРН, отве-
чает повышенным требованиям;
3-й » . . . для САР с ОРП, ОРН, ВРП и
ВРН, отвечает нормальным
требованиям;
4-й » ... для тех же случаев, отвечает
пониженным требованиям.
9. Форма регуляторных характеристик (РХ) дизеля
зависит от статических характеристик (СХ) регулятора,
от характеристики привода от регулятора к топлив-
ному насосу и от статической характеристики дизеля,
представляющей зависимость его крутящего момента
от положения органа регулирующего подачу топлива.
При криволинейной форме РХ затрудняется согласо-
вание характеристик, требуемое при параллельной ра-
боте дизелей и, кроме того, на участках минимального,
наклона могут возникать зоны пониженной устойчи-
вости.
При параллельной работе однотипных дизелей требо-
вания к прямолинейности РХ могут быть наименее
жесткими — при условии прямолинейности СХ в этом
случае можно практически добиться хорошего согласо-
вания даже заметно искривленных, но приблизительно,
подобных РХ.
Наибольшие допустимые значения степени непрямо-
линейности регуляторной характеристики у
для САР первого и второго классов:
Y = 0,3% при й<2%;
у = 0,15й при й>2%;
для САР третьего и четвертого классов:
у = 0,6% при Ф<3%;
у = 0,2й при й>3%.
10. Наибольшие допустимые значения степени не-
чувствительности регулирования ей степени рассогласо-
вания нагрузки в при параллельной работе дизелей
даны в табл. 38.
11. Наибольшие допустимые занчепия степени не-
стабильности числа оборотов ф для однорежимных
регуляторов даны в табл. 39, а для всережимных —
в табл. 40.
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
44Г
Таблица 38
Значение в и 9 при параллельной работе дизелей
Классы точности е, % 6, %
1 0,2 7 (±3,5)
2 0,2 15 (±7,5)
3 0,3 20 (±10)
4 0,5 25 (±12,5)
Таблица 39
Значение ф для однорежимных регуляторов
Электрическая нагрузка в % от номинальной Классы точности
1 2 3 4
мощности Ф, %
<25 0,8 0,8 1,5 3,0
25-100 0,5 05 1,0 2,0
Таблица 40
Значение ф для всережимных регуляторов
Режим дизеля п пн Классы точности
3 4
Ч>, %
На холостом ходу <0,4 2,0 4,0
>0,4 1,5 3,0
По условной винтовой <0.4 1,5 3,0
характеристике >0,4 1,0 2,0
12. Наибольшая допустимая длительность т переход-
ного процесса регулирования после сброса нагрузки
до холостого хода дана в табл. 41; наибольший допу-
стимый заброс числа оборотов <рт при тех же условиях
<рт = Я:<р, (134)
где значения К даны в табл. 42, а <р — в табл. 43.
Таблица 41
Значение т после сброса нагрузки
до холостого хода
Классы ТОЧНОСТИ
Величина сброса нагрузки, % 1 2 3 1 4
т, сек
25 1 2 3 5
50 1 2 3 6
75 2 3 4 4
100 2 3 5 10
Таблица 42
Значение К после сброса нагрузки
до холостого хода
Типы регуляторов
Величина сброса нагрузни, % ОРП и ОРН ВРП и ВРИ
К
25 ' 0,4 0,25
50 0,6 0,50
75 0,8 0,75
100 1,0 1,00
Таблица 43
Значение ф для определения фт в формуле (134)
Класс точности О, % Т, сек
0,5 1 2 3 4 5 6 7 8
САР ч , %
1 — 5,3 3,5 2,7 2,3 2,1 1,9 1,8 1,7
До 2 — 9,9 6,5 5,1 4,3 3,9 3,6 3,3 3,2
2 3 — 10,3 7,0 5,7 5,0 4,6 4,3 4,1 4,0
4 — 10,7 7,6 6,3 5,7 5,3 5,0 4,8 4,7
До 2 21,3 14,5 9,2 7,0 5,8 5,2 4,6 4,2 3,9
3 21,4 14,8 9,6 7,5 6,4 5,7 5,2 4,9 4,7
4 21,6 15,0 10,0 8,0 7,0 6,3 5,9 5,6 5,4
3 5 21,7 15,3 10,4 8,5 7,5 6,9 6,6 6,3 6,1
6 21,9 15,5 10,8 9,0 8,1 7,6 7,2 7,0 6,8
7 22,0 15,8 11,2 9,5 8,7 8,2 7,9 7,7 7,6
8 22,1 16,0 11,6 10,0 9,2 8,8 8,6 8,4 8,3
До 3 — 24,0 14,7 11,0 9,0 7,8 — — —
4 — 24,0 14,7 11,2 9,4 8,2 — — —
4 5 — 24,0 14,8 11,4 9,7 8,6 — — —
6 — 24,0 14,8 11,6 10,0 9,0 — — —
7 — 24,0 14,9 11.8 10,3 9,4 — — —
8 — 24,0 14,9 12,0 10,6 9,8 — — —
В табл. 41 и 42 величина сброса нагрузки для дизель-
генераторов берется в % от их номинальной электриче-
ской мощности, а для прочих дизелей — в % от номи-
нального хода исполнительного органа регулятора (по
условной нагрузке).
Значения постоянной времени Т для пользования
табл. 43 определяем по формуле
пн
(135)
где п — число оборотов для данной настройки регуля-
тора при номинальной условной нагрузке (z =
=т zh);
пн — номинальное число оборотов дизеля;
Та — время разгона силовой установки;
Та
GD2n^t
270 000 Ne. „
(136>
442
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
«где Ne. н — номинальная эффективная мощность ди-
зеля, л. с.;
GD2 — маховой момент агрегата, кГ • м2;
Пн — об I мин.
Настоящие нормативы справедливы для переходного
процесса после резкого «мгновенного» сброса нагрузки
обычно хорошо воспроизводимого па стендах для ис-
лытапия дизель-генераторов. Такой сброс однако нере-
ализуем для главных судовых дизелей большой мощно-
сти, обычно испытывающихся на стендах
•с неэлектрической нагрузкой (с гидротор-
мозами). Применяющийся сброс нагрузки
путем разгрузки тормоза протекает мед-
ленно и не дает объективного представле-
ния о динамических качествах САР. Для
таких случаев может применяться имитация
сброса нагрузки с помощью специального
устройства — имитатора [39], обеспечи-
вающего резкое изменение на заданную
величину длины тяги, соединяющей регу-
лятор с топливным насосом. Имея в виду
•обычно малые значения Та для главных
судовых дизелей, указанные испытания
рекомендуется, во избежание больших
колебаний скорости, проводить для ча-
стичных 50 или 25%-ных сбросов на-
грузки.
13. Показатели переходного процесса
после мгновенного наброса нагрузки ого-
вариваются в обязательном порядке только
для САР с однорежимными регуляторами.
При этом следует иметь в виду, что реа-
лизация резкого иаброса какой-либо строго
•определенной нагрузки практически не-
возможна и в начальной фазе переходного
процесса текущие значения нагрузки
могут сильно отличаться от последующего ф11г !58,
установившегося значения. Поэтому,
в частности, и допустимые значения заб-
роса ф* при набросе могут отличаться от таковых
при сбросе.
Определим их по формуле
Ф^ = Х[й+Х1(ф-й)], (137)
где для дизель-генераторов оборудованных быстродей-
ствующими регуляторами напряжения Ki = 1,0; то же,
без регуляторов напряжения Ki = 1,3—1,6; то же,
с медленно действующими регуляторами напряжения,
типа угольных, Ifi = 0,7 -? 0,8.
В последнем случае допустимое время переходного
процесса
т* = т-Ь2сек. (138)
Значения т, ф, К — см. п. 12.
Для дизелей с турбонаддувом из-за запаздывания
в воздухоподающем тракте и нехватки воздуха в пер-
вой фазе переходного процесса его качество ухудшается,
вообще в тем большей степени, чем выше наддув,
•больше коэффициент избытка воздуха на номинале
и больше % наброса нагрузки.
В настоящее время пет падежных данных для регла-
ментации допустимых значений т* и ф‘п для этого
-случая.
4. СХЕМЫ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ РЕГУЛЯТОРОВ
ПРЯМОГО ДЕЙСТВИЯ
Измеритель скорости обычно имеет 2—4 угловых
груза. Реже применяются шаровые — в количестве
4—8 — или другие грузы. В простейших измерителях
с угловыми грузами пружины действуют непосред-
ственно на грузы (фиг. 156, а,). Такие измерители
Кинематические схемы регуляторов с пружинами, действую-
щими непосредственно на грузы.
являются идеальными в отношении чувствительности,
так как, при надлежащем подсоединении пружины,
их усилия непосредственно уравновешивают центро-
бежные силы грузов и оси качания грузов оказываются
разгруженными.
В регуляторах по этим схемам даже при условии
применения специальных пружин растяжения со зна-
чительным предварительным натягом, нелегко добиться
получения небольших значений статизма. От этого
недостатка свободна схема (фиг. 156, г), но из-за трения
в направляющих грузов в последнем случае неизбежно
снижение чувствительности регулятора.
Настройка скорости измерителя (фиг. 156, а) осуще-
ствляется за счет смещения его равновесного положе-
ния путем регулировки опоры груза А или соедини-
тельной муфты Б в приводе к насосу. Так как при этом
одновременно изменяется статизм регулятора, настрой-
ка может производится только в узких пределах и
обычно осуществляется при предварительной наладке
системы. Неудобство настройки является основным
дефектом схемы, применяемой только на простейших,
встроенных в двигатель однорежимных или предель-
ных регуляторах.
На усовершенствованных схемах с дополнительны-
ми— центральной (фиг. 156, б) или на рычаге (фиг. 156, в)
пружинами, — существенного расширения пределов
настройки можно добиться только путем коренного
перераспределения усилий пружины, тогда сохранение
основных пружин па грузах практически теряет
смысл.
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
443
Наиболее распространены представленные на фиг. 157
•схемы измерителей с пружинами, расположенными
центрально и на рычаге. В схемах (фиг. 157, а, в, г)
настройка скорости осуществляется регулировкой поло-
жения противоположной грузам опоры пружины.
Пружины на рычаге в схемах (фиг. 157,- в, г) служат
для настройки статизма. В схеме — (фиг. 157, б) на-
стройка скорости осуществляется изменениемнатяжения
•Фиг. 157. Кинематические схемы регуляторов с пружинами,
действующими на муфту непосредственно или через рычаг.
пружины рукояткой, а настройка статизма — регули-
ровкой положения ее опоры на рычаге. В схемах
с центральной пружиной силовое замыкание пружины
и грузов имеет кратчайший путь, поэтому, с точки
ярения чувствительности эти схемы предпочтительнее
•схем с пружиной па рычаге.
Недостатком рассмотренных схем является непол-
яая автономность настроек скорости и статизма (их
взаимовлияние) — особенно у схемы (фиг. 157, б). За
•счет некоторого усложнения схема (фиг. 157, в) могла
бы быть в этой части исправлена путем дополнения ее
•еще одной пружиной для настройки статизма, симме-
тричной существующей.
Изменение настройки скорости в широком интер-
вале, требуемом для всережимных регуляторов огра-
ничивается быстро растущим при снижении скорости
статизме регулятора. Для расширения интервала на-
стройки грузы и измерителя тщательно рассчитываются,
применяются измерители с относительно малыми хо-
дами муфты, а так же специальные пружины или особые
их размещения, обеспечивающие нелинейную харак-
теристику поддерживающей силы, путем:
1) комплекта из нескольких, последовательно выклю-
чающихся или включающихся при настройке Пружин —
пружинные весы — (фиг. 158, а);
2) пружин с переменным диаметром и (или) шагом
навивки с постепенно выключающимися по мере под-
жатия витками (фиг. 158, б).
3) взаимоположения управляющего рычага и пру-
жины, при котором одновременно с натяжением сильно
изменяется плечо усилия пружины (фиг. 158, в).
Первое решение громоздко, из-за ступенчатой харак-
теристики настройки непригодно для всережимной
параллельной работы дизелей, и поэтому не универ-
сально. Второе решение является наиболее универ-
сальным и удачным по получающимся характеристи-
кам, но включает трудную для изготовления пружину.
Последнее решение приводит к схеме, очень капризной
в первоначальной регулировке.
Фиг. 158. Схемы измерителей всережимных
регуляторов.
Отечественные регуляторы, схема которых обеспечи-
вает настройку статизма в широких пределах, снаб-
жаются изодромным устройством в виде упруго-при-
# г
Фиг. 159. Схемы присоединения масляных катарактов: 1 —
муфта регулятора; 2 — поршень катаракта; 3 — игольчатый
клапан; 4 — пружина катаракта.
соединенного масляного катаракта (фиг. 159, в),
обеспечивающего за счет вносимого им исчезающего
статизма устойчивость САР при малых значениях
остаточного статизма (включая нулевые, а в принципе
даже и отрицательные значения).
444
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Упруго присоединенный катаракт в некоторых слу-
чаях устанавливается вне регулятора — непосред-
ственно на топливный насос или привод к нему.
В некоторых случаях, для гашения толчков со сто-
роны регулирующего органа (например, заслонки
у газового двигателя) может применяться жесткое
присоединение катаракта (фиг. 159 а, б).
Кинематическая схема механизма регулятора долж-
на во всех случаях исключать появление дополнитель-
ных нагрузок в сочленениях от перекосов механизма.
В некоторых случаях, для уменьшения трения с со-
членениях применяют призменные опоры. Однако в
этом нет необходимости, так как тщательно выпол-
ненные и закаленные цилиндрические шарниры, при
условии их смазки, наиболее надежны и работают
вполне удовлетворительно. При недостаточной смазке
могут применяться шарикоподшипники.
5. ЭЛЕМЕНТЫ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ РЕГУЛЯТОРОВ
НЕПРЯМОГО ДЕЙСТВИЯ
В состав принципиальной схемы регулятора входят:
измеритель, сервомотор, механизм обратной связи.
Измеритель чаще всего выполняется по схеме
(фиг. 158, б) отличаясь от измерителей регуляторов
прямого действия облегченными грузами. В большин-
стве современных конструкций муфта измерителя
направляется золотником сервомотора, с которым она
жестко связывается. 1
Скорость вращения измерителя, как правило, выше
скорости двигателя.
Измеритель обычно имеет пружину переменного
диаметра и шага «всережимную пружину» — регулятор
в целом, по своим основным устройствам выполняется
универсальным — равным образом пригодным для ис-
пользования в качестве одно- и всережимного.
Гидравлический сервомотор применяется исключи-
тельно поршневого типа, и как правило, имеет одну
ступень усиления и лишь в отдельных случаях — две
(фиг. 160).
Наиболее употребительны сервомоторы с одной упра-
вляемой полостью — двойного действия с дифференциаль-
ным поршнем (фиг. 161, б) простого действия с возврат-
ной, действующей в сторону выключения подачи то-
плива, пружиной (фиг. 161, в) и, реже, со следящим
поршнем (фиг. 161, г).
Сервомоторы двойного действия с двумя управля-
емыми полостями (фиг. 161, а) менее распространены —
очень сложен технологически их золотник, 4 управля-
ющие кромки которого должны быть строго согласо-
ванны с отверстиями во втулке.
Сервомотор (фиг. 161, в) при отсутствии давления
масла наиболее надежно занимает положение «стоп».
Его важнейшим недостатком является медленный
выход на режим при пуске, так как до тех пор пока
масляный насос не накачает масло в полость аккуму-
лятора до определенного давления, поршень сервомо-
тора будет удерживаться пружиной в положении «стоп».
Регулятор с таким сервомотором нуждается в специаль-
ном ускорителе пуска — пневмогидравлическом поршне-
вом устройстве однократного действия в момент пуска
нагнетающим под действием давления пускового воз-
духа порцию масла в регулятор. Регулятор с сервомо-
торами (фиг. 161, а, б, г) (фиг. 161, г) при пуске «ожи-
вляется» при первых же оборотах двигателя.
Для обеспечения высокой чувствительности и устра-
нения источников неустойчивости, связанных с явле-
нием облитерации, обязательным является относитель-
ное вращение золотника во втулке.
Втулки применяются в основном с круглыми окнами—
от двух до шести по окружности. Прямоугольные
окна менее технологичны и обычно не дают ожидаемого,
теоретически выигрыша в быстродействии сервомотора,
|] от вынлючатиего
• поршня
Фиг. 160. Схема регулятора непрямого действия с двойным уси-
лением: 1 — рычаг золотника главного сервомотора; 2 — шпин-
дель; 3 — золотник главного сервомотора; 4 — втулка золотника
3; 5 — поршень сервомотора первой ступени усиления; в — зо-
лотник сервомотора первой ступени усиления; 1 — грузы;
8 — рычаг жесткой обратной связи; 9 —передвижная ось рычага;
10—рычаг изодрома; 11 —регулировочный кран изодрома;
12 — золотник сервомотора изодрома; 13— поршень сервомо-
тора изодрома; 14 — поршень главного сервомотора; 15—
втулка золотника 12\ 16 — опора рычага; 17 — рычаг ограничи-
теля нагрузки.
так как для обеспечения устойчивости золотника,
склонного при прямоугольных окнах к автоколеба-
ниям, приходится проводить специальные мероприятия
(повышение гидравлического трения, частичные выборки
на управляющих кромках, снятие фасок на них и
т. п.) снижающие быстродействие сервомотора.
Для обеспечения устойчивости регулирования схема
регулятора должна включать обратную связь: жесткую
(фиг. 162 и 163, а, б), вносящую в регулятор остаточ-
ный статизм или гибкую (изодромную) (фиг. 164 и 165),
вносящую в регулятор исчезающий статизм, или двой-
ную (комбинированную) (фиг. 166, 167, 168, 169),
включающую жесткую и гибкую связи одновременно.
Регуляторы с одной жесткой обратной связью (ста-
тические) для большинства применений неудобны тем,
что обеспечение достаточной устойчивости оказывается
сопряженным с вьщоким значением остаточного ста-
тизма.
Регуляторы с одной изодромной связью (чисто
изодромные) непригодны для параллельной работы1
и других случаев, когда по тем или иным причинам
регулятор должен обладать определенным остаточным
статизмом.
Регуляторы с двойной обратной связью (изодромные)
являются наиболее универсальными и имеют в настоя-
щее время преимущественное распространение.
1 Здесь везде, где это не оговорено особо, имеются в виду
исключительно одноимпульсные регуляторы.
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
445
Фиг. 165. Схема регуля-
тора непрямого действия
с силовой изодромной
связью.
Фиг. 163. Схемы регуляторов непрямого действия с си-
ловой жесткой обратной связью.
Фиг. 164. Схема регулятора не-
прямого действия с кинематиче-
ской изодромной обратной
связью.
Фиг. 166. Схема регулятора
с двойной кинематической об-
ратной связью.
Фиг. 167. Схема ре-
гулятора с двойной
силовой обратной
связью.
Фиг. 169. Схема регулятора
с жесткой силовой и изодром-
ной кинематической обратными
связями.
Фиг. 168. Схема регулятора
с жесткой кинематической
и изодромной силовой об-
ратными связями.
446
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ агрегаты
В этом случае основной функцией жесткой обратной
связи является обеспечение требуемого статизма. Соот-
ветственно обратная связь включает орган для на-
стройки статизма путем изменения ее передаточного
отношения.
В функции изодромной связи входит обеспечение
устойчивости при любых, вплоть до нулевых значениях
остаточного статизма.
Обратные связи, жесткие и гибкие, по способу
воздействия на измеритель разделяются на: силовые
(с неизменным равновесным положением муфты
измерителя) и кинематические.
Обратные связи силового типа выполняются с воз-
действием на пружину (основную) измерителя
(фиг. 163, а) или на его муфту через дополнительную
пружину (фиг. 165) или другим способом. Обратные
связи кинематического типа воздействуют на золотник
(фиг. 162, а) или его втулку (фиг. 162, б, 164). Регуля-
тор со следящим поршнем типа фиг. 161, г относится
к регуляторам с жесткой обратной связью кинематиче-
ского типа.
Для всережимных универсальных регуляторов наи-
более целесообразно жесткую обратную связь выпол-
нять силовой, с воздействием на пружину измерителя
(фиг. 167, 169). Эта схема, при надлежащей пружине
Фиг. 170. Схема нелинейной изодромной обратной связи с раз-
грузкой каналов: 1 —дающий поршень; 2 —золотник измери-
теля; 3 — игла изодрома; 4 — слив.
измерителя (с параболической характеристикой), обе-
спечивает сохранение установленного наклона стати-
ческих характеристик регулятора во всем диапазоне
настройки скорости (фиг. 181).
В приведенных на фиг. 164 и 165 изодромных связях
передача воздействия идет по гидравлическим каналам.
Постепенное снятие воздействия осуществляется путем
разгрузки каналов связи через отверстие с регулируе-
мым сечением. Существенным недостатком таких связей
является их чувствительность к наличию воздуха
в масле. Практически, для обеспечения устойчивости
регулирования, гидравлические изодромные связи при-
ходится выполнять со значительно большими переда-
точными отношениями, чем это было бы необходимо
при несжимаемой жидкости. Для того, чтобы умень-
шить динамические отклонения в переходных процес-
сах регулирования при больших возмущениях, изо-
дромные связи часто выполняют нелинейными, с огра-
ничением величины передаваемого воздействия путем
Дополнительной разгрузки канала связи (фиг. 170).
На фиг. 171 представлена схема изодрома с механиче-
ской передачей воздействия и гидравлической раз-
грузкой. В первый момент воздействие передается от-
точки А, соединенной с исполнительным сервомотором
регулятора к точке Б, соединенной с измерителем через:
рычаг 1, опора С которого может при этом полагаться
жесткой. Затем поршень изодрома 2, управляемый
золотником 3 через каналы
с регулируемыми дроссе-
лями, будет медленно пе-
ремещаться вместе с опо-
рой С, пока золотник 3 и
точка Б не придут в исход-
ное положение. Изодромы
такого типа относительно
сложны, но в работе ме-
нее капризны. .3
Масляная система Фиг. 171. Схема изодромной
обратной связи в виде серво-
Чистота масла является мотора.
важнейшим залогом дли-
тельной и надежной работы регулятора непрямого
действия. Поэтому лучшие современные образцы авто-
номных регуляторов снабжены собственной системой
масляной циркуляции. Насос обычно выполняется по
реверсивной схеме (фиг. 172) с четырьмя обратными
Фиг. 172. Схема масляной системы регулятора с реверсивным-
насосом.
клапанами и нормально функционирует при любом-
направлении вращения. Аккумулятор, как правило,
с одним или двумя поршнями нагруженными пружи-
нами, сглаживает пульсации в напорной магистрали
и обеспечивает быструю подачу масла в сервомотор
при умеренной производительности насоса. Одновре-
менно, как правило, аккумулятор выполняет функцию
редуктора (регулятора) давления, для чего в его кор-
пусе предусматривается отверстие, приоткрываемое
по достижении обусловленного давления, обычно 3—
6 кГ/см2.
При проектировании масляной системы следует
обеспечить удаление из ее полостей выделяемого воз-
духа, по возможности устранить источники вспенивания
и разместить выход отверстия иглы изодрома в полость,
с хорошим отстоем, так как через это отверстие проис-
ходит запитывание маслом полостей изодрома.
Регулятор должен работать при определенных пре-
делах уровня масла. Для наблюдения за ним на
корпусе устанавливается контрольное масломерное
устройство.
В соответствии с требованиями, изложенными в'п. 3-
настоящего раздела, регулятор может комплектоваться
рядом дополнительных устройств.
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
447
Устанавливаемое на ОРН (и ОРП) устройство непо-
зиционного типа для дистанционной настройки ско-
рости представляет электрический серводвигатель мощ-
ностью порядка 10 вт с понижающим, обычно червяч-
ным редуктором, включающим фрикционную муфту,
проскальзывающую по достижению серводвигателем
упоров. Для автоматизированных дизелей редуктор
может снабжаться пневматическими или электриче-
скими датчиками (микровыключателями) для сигнали-
зации о достижении заданных положений.
ВРН для дистанционной настройки скорости снаб-
жаются приемноусилительными устройствами пози-
ционного типа. Для регуляторов тепловозных дизелей
наиболее типичны 8-ми или 16-ти позиционные электро-
гидравлические (см. фиг. 193) или электропневматиче-
ские устройства, представляющие комбинацию и| трех
или четырех двухпозиционных соленоидов, управля-
ющих пневматическими или гидравлическими усилите-
лями. Для регуляторов судовых дизелей более типично
следящее приемноусилительное устройство в виде
мембранных (см. фиг. 194) или сильфонных приемников
дистанционной пневматической цепи и питаемого от
масляной системы регулятора гидроусилителя с кине-
матической или силовой компенсацией. В качестве
приемника применяются также сельсины, управляющие
гидроусилителем с кинематической компенсацией.
Устройства для ограничения на-
грузки могут иметь нерегулируемый или регули-
руемый вручную предел, а также регулируемый авто-
матически, по заданной программе, в функции от:
настройки скорости, действительной скорости враще-
ния двигателя, других факторов, например, давления
наддува.
Устройства с ограничением нагрузки в функции от
настройки скорости не предупреждают от перегрузки
двигателя сверх заданной программы в процессе раз-
гона судна, когда фактические обороты двигателя могут
известное время не достигать режима, отвечающего
настройке, а устройства с ограничением нагрузки
в функции от действительной скорости вращения дви-
гателя — в процессе разгона двигателя с турбонадду-
вом.
Стоп-устройства — служат для ручной и
дистанционной остановки дизеля, нормальной, в про-
цессе управления им или аварийной, например, от
падения давления масла в системе двигателя. В зависи-
мости от необходимости, стоп-устройства могут сраба-
тывать от электрического, пневматического, гидравли-
ческого или механического импульса.
Двухимпульсные регуляторы
Последнее время на дизель-генераторах переменного
тока с повышенными требованиями к точности поддер-
жания частоты и распределения активных нагрузок
между агрегатами, начали применяться двухимпульс-
ные регуляторы с обычным импульсом по скорости
и дополнительным по нагрузке. При этом измерение
нагрузок производится электрическим путем. Измере-
ние скорости может также производиться электриче-
ским путем, по отклонению частоты от заданной или
обычным механическим измерителем скорости. В пер-
вом случае, в силу однородности обоих импульсов они
сопоставляются и суммируются простейшим образом.
Однако нз-за невозможности существенной перена-
стройки резонансных устройств и полосовых фильтров,
применяемых для измерения отклонения частоты, эти
системы па практике приходится дополнять простей-
шими механическими регуляторами скорости для упра-
вления двигателем на пониженных оборотах в период
пуска, прогрева, опробования и других операций,
которые не могут производиться на номинальных:
оборотах.
Во втором случае это достигается более сложными
средствами, однако система, в основе которой лежит
обычный регулятор скорости, сохраняет без каких-
либо дополнений эксплуатационные свойства базового
регулятора и при отказе электрической части про-
должает функционировать как обычная одно-
импульсная.
Суммирование импульсов во втором случае может-
производиться как на выходе, так и на входе регуля-
тора скорости.
Преимущества суммирования на выходе заключаются
в возможности использовать без переделок любую
серийную модификацию одноимпульсного однорежим-
ного регулятора скорости однако этот способ требует-
установки дополнительного быстродействующего гидра-
влического сервомотора, равного по мощности серво-
мотору регулятора скорости. Суммирование на входе —
на золотнике измерителя скорости дает более компакт-
ное решение, но требует создания специальной мо-
дификации двухимпульсного регулятора, приспосо-
бленного для введения импульса по нагрузке.
6. РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ РЕГУЛЯТОРОВ
ПРЯМОГО ДЕЙСТВИЯ
Основные параметры измерителя
Рассматриваем измерители с угловыми грузами, оси:
качания которых перпендикулярны оси вращения из-
мерителя. Силами веса грузов пренебрегаем.
Обозначения:
п, со — число оборотов и угловая скорость изме-
рителя, соответственно;
г0 — расстояние между осями вращения изме-
рителя и качания грузов;
и0 — скорость вращения оси грузов относи-
тельно оси измерителя;
q— плечо лапки груза (фиг. 173);
z, zH — текущее п номинальное значение хода
муфты измерителя;
Е, R, &, & — как в и. 1.
Индекс н также обозначает номиналы величин;
индексы х, с, п обозначают величины при положе-
ниях муфты z = 0, z — -^-; z = zH, соответственно.
Работоспособность регулятора выбирается в соот-
ветствии с полезной нагрузкой, действующей на него-
со стороны регулирующих органов. Предварительно,
потребное значение R может быть определено по фор-
муле (219).
Для встроенных в двигатель регуляторов, присоеди-
ненных к распределительному валу или валу топливных
насосов, пн обычно равно номинальному числу оборо-
тов двигателя или его половине. В других случаях
для получения более компактных или лучших динами-
чески регуляторов рекомендуется принимать более
высокие значения пп, но так чтобы:
1'о=—ц^ = го“к<6-8-7 м/сек. (139)
oU
В среднем
го = (1,О-5-1,2) yrR см, (140>
448
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
где R в кГ • см и
zH= (0,14-0,2) е-
(141)
В указанных пределах рекомендуется придержи-
ваться средних значений для г0 и наименьших для zH.
дуктора и оси х соответственно. Груз, подобранный
в соответствии с определенной таким образом массой,
подвергается затем поверочному расчету.
Сначала груз разбивается на простейшие элементы,
для которых определяются: элементарные объемы
Fjj координаты центра тяжести xi и yi (в системе ХОУ);
моменты инерции Jx, $ и Jv. t (в системах координат
параллельных XOY и проходящих через центры тяже-
сти элементов). Затем определяются
4=2(4.»+М;
4=2(4л+М);
7xiZ= 2 Vi^q/i',
(145)
Конструктивный ход муфты hK должен включать за-
пас, обеспечивающий полное выключение топлива
и максимальную подачу его при перегрузке двигателя;
таким образом
/гк = (1,54-1,8)2и. (142)
Номинальная степень неравномерности би регуля-
тора, как правило, является заданной величиной.
Если, для всережимного регулятора задан ft„, то
6И~ОЦ1--^). (14.3)
Значение бн существенно влияет на устойчивость
регулирования — см. формулы (166 и 167). При малых
бк необходимая устойчивость может обеспечиваться
за счет исчезающего статизма упруго присоединенного
катаракта.
Статический расчет измерителя
Грузы.
Дополнительные обозначения (см.
фиг. 173).
а — угол между осью вращения измери-
теля и осью У системы координатных
осей XOY, связанной с грузом;
х0, Уо — координаты центра тяжести груза
в системе XOY;
V, т = Qm V — объем и масса груза, соответственно;
jx = \y2dV; Jy = jzW; Jxy = j'xj/dV -
моменты инерции груза;
i — число грузов;
Р — приведенная к муфте центробежная
сила грузов.
Предварительно определяется потребная общая масса
активной части груза (заштрихованной на фиг. 173);
(144)
г со у
О ^0
где го, yQ — расстояние от центра тяжести активной
части груза в среднем его положении до оси валика ре-
Моменты инерции JX1 Jyi Jxy простейших элемен-
тов могут быть также вполне строго определены путем
Фиг. 174. К расчету моментов инерции элементов груза.
замены каждого элемента группой эквивалентных со-
средоточенных объемов V3. i, согласно фиг. 174, с по-
следующим суммированием по формулам:
4=2к»Хр
4=2 4. A. i’
Jxy — 2 Гэ. iXa. il/g. ,,
(146)
где жэ. i, у3. i — координаты эквивалентных объемов
в системе XOY.
Вводим понятие «условный» или «приведенный»
радиус ту
р
гу^.--^, (147)
"юти2
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
449
лр зависит от формы и положения грузов;
rv = z-na 2 »..Т [48т(ах-а)+В8т2(аг+а)],
* о cos (а—аи)
(148)
где _____
А = Ухо + Уо sign1^;
sign(zx-^):
at: arctg — ;
X0
1 . 2 J xy
a2 = -9-8rctg-7-у .
A J X------•>y
Обычно среднее положение груза, когда ось Y парал-
лельна оси вращения измерителя, отвечает среднему
положению муфты z = — .
Тогда
(z 2^ \
-----sinauj. (149)
На основании формул (148) и (149) рассчитываем
функцию Гу (z) в пределах 0 < z < zN. Графическое
изображение этой функции (фиг. 175) представляет
характеристику груза.
Подкасательную характеристику груза в его среднем
положении ^при z = —'j обозначим через qc.
Пружины
При z = в равновесии
Ес — Рс = тгуеа>2с. (150)
Соответствующая деформация пружины для регуля-
тора по схеме (см. фиг. 157, а)
/=-^. (151)
где С — жесткость пружины.
Приближенная формула для определения б
(152)
\ /с Чс /
Отсюда, для заданного бм определяем fc. н, затем из
формулы (150), полагая для однорежимного регулятора
при номинальной настройке его скорости <ос >=> «Он,
определяем Ес.н и из формулы (151) определяем С.
Для регуляторов с основной или дополнительной
пружинами, действующими на рычаг (фиг. 157, б и
157, г) под С следует в формуле (151) понимать приве-
денную по законам статики (т. е. в отношении квадрата
передаточных чисел) суммарную жесткость всех пру-
жин; тогда /с представит деформацию условной (при-
веденной) пружины для среднего положения грузов.
Для регуляторов по схеме (фиг. 157, г) с регули-
руемым статизмом распределение приведенной жест-
кости между основной и дополнительной пружинами
производится исходя из заданных пределов 6min <
< б < бтах при номинальной настройке скорости.
Пример из расчета регулятора Р11: бпып ~ 01
бтах = 6%; Ес.н — 36,5 кГс; zK = 1,8 мм; qc =
= 25,4 мм.
При 6 = 0 плечо дополнительной пружины равно
нулю
5
fc.o=:(fc)6=e= ~26 ~ =?с = 25,4 «ai.
zh 9с
Жесткость основной пружины
С1 = _^н= =i 44 кГ/мм
J с* о лид
При 6 = 6%
Л. в= (4)е=б = 2 • одн i мм‘
1,8 1~~25Т
Суммарная приведенная жесткость
Cj = 4^- = 44 = 3,88 кГ/мм.
/с. в 9,4
и приведенная жесткость дополнительной пружины
С2 = С — Ci = 3,88 — 1,44 = 2,44 кГ/мм.
Для произвольного z из характеристики грузов
быть определен гу и, имея в виду, что fx = fc
Е = С (fx—z).
может
+ 2‘
(153)
Тогда соответствующее значение <о определяется по фор-
муле (150) после подстановки Р = Е.
График функции (в (z) представляет статическую ха-
рактеристику регулятора.
Для регуляторов с регулируемым статизмом целесо-
образно построить также статические характеристики
для 6mjn и бтах-
Для всережимных регуляторов может быть построено
семейство статических характеристик (фиг. 176, а) —
номинальная, минимальная и ряд промежуточных. За-
даемся Он и затем из формулы (152), положив в ней
6 = ^н(1-у^н), (154)
определим fcn. Тогда
О Символ sign здесь означает, что для А должен быть выбран
знак хо
29 Заказ 1630.
(155)
450
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Обычно заданным является значение comin по условной
винтовой характеристике, т. е. при
Тогда
/ — tf \ _ ( mniin \2 ту-п
/«.min Шк j гу.т'
где
ГУ. т (rp)z=zm-
Полученное значение fx. mjn должно превосходить
гя не менее чем на 20—50%. Если это условие не обеспе-
Фиг. 176. Характеристики регулятора прямого
действия.
чивается, то необходимо увеличить отношение qc/zH
Азш. за счет изменения формы грузов (увеличение qc).
или за счет уменьшения zK. Целесообразно по возмож-
ности уменьшить й’н, в некоторых случаях вплоть до
Он = 0.
Для найденных значений /ж. н п fx. mjn, а также для
нескольких промежуточных /ж, отвечающих ряду на-
строек регулятора, строим статические характеристики
по формуле
—=1/-J— 2Ж , (157)
СОн г tn- н Гу
где, для произвольных значений z, f = fx — z, a ry как
и выше, определяется по характеристике груза.
Точки пересечения статических и условной винтовой
характеристик, показанной на фиг. 176, а штриховой
линией, дадут значения <вв/<вк для построения характе-
ристики настройки (фиг. 176, б).
(156)
Значения б и & для разных настроек регулятора мо-
гут быть определены по рассчитанным статическим
характеристикам, а также непосредственно по фор-
мулам S“2—К а+р + S( ZCDh (158) (159)
где
Формула (152) может оказаться здесь, при больших
б, недостаточно точной.
Примерная зависимость О от /ж дана на фиг. 176, б.
Упруго присоединенный катаракт
Исчезающая степень неравномерности, вносимая
катарактом при полностью закрытом игольчатом кла-
пане
«1=4^-» ибо)
где Ci — приведенная к муфте жесткость пружины ката-
ракта.
Временная или динамическая степень неравномер-
ности изодромного регулятора
ба = б+б4 (161)
должна быть достаточна для обеспечения устойчивого
процесса регулирования — см. формулы (166 и 167)
при наименьшем требуемом значении б; если б = 0 то
ба = б{.
Площадь поршня катаракта должна быть достаточна,
чтобы при деформации его пружины при неподвижном
поршне соответствующей номинальному ходу муфты,
давление под поршнем не падало ниже 0,5—0,6 кГ!смг.
Основные динамические параметры
Квадрат времени регулятора
rr=-W’ <162>
где ms — приведенная к муфте масса грузов, элемен-
тов механизма регулятора, передачи к регулирующим
органам и регулирующих органов.
Для определения ms перечисленные звенья разби-
ваются на элементы с массами щ, имеющие соответ-
ствующие ходу муфты z„ перемещения sj.
Тогда
V4! / S'
~ / , т1 ( ~~ ) • (163)
\ ZH /
Время вязкого трения регулятора
к
kzH
2JEC
(164)
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
451
, сила вязкого трения;
где к =--------------i; для плунжерных топ-
скорость муфты
ливных насосов, ориентировочно
2 / \Q „
-о" 8н\ кГ • сек
к = (0,03 4- 0,15) ггл3 -f- (165)
где i — число цилиндров;
Ул — рабочий объем цилиндра, л;
зн — ход рейки топливного насоса, см;
2ц —— В СМ *
Критерии Вышнеградского
(166)
где Та — из формулы (136), а бд— из формулы (161);
для неизодромного регулятора б| =# 0 и бд = б.
Условия устойчивости
У>2,6;
А<х<у*.
(167)
Проверке подлежит режим номинальных оборотов
(при б = бн) и, иногда, режим минимальных оборотов.
Практически, для быстрого затухания переходного
процесса желательно чтобы У'> (3—4).Трение в регули-
рующих органах, как правило, оказывается более чем
достаточным для получения желательных значений X
и, поэтому сам регулятор следует выполнять с возможно
малыми потерями на трение.
7. РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ РЕГУЛЯТОРОВ
НЕПРЯМОГО ДЕЙСТВИЯ
Выбор основных размеров сервомотора и измерителя
Исходной является величина потребной работоспо-
собности R, определяемой предварительно по формуле
(219). Давление в масляной магистрали обычно прини-
мается в пределах р = 4—8 кГ/смг, в отдельных слу-
чаях используется более высокое давление.
Объем описанный поршнем сервомотора
(168)
Л р
где х — число управляемых полостей; для сервомо-
тора типа (фиг. 161 б, в, г) х = 1; для типа (фиг. 161, а)
х = 2.
Номинальный ход поршня сервомотора
Я =(0,4 4-0,6) (169)
Полный конструктивный ход
Я« = (1,б4-2,0)Я. (170)
Площадь поршня
F = А- (171)
Для дифференциального поршня F — площадь по наи-
большему диаметру. Тогда площадь по наименьшему
диаметру
F
(172)
Если на дифференциальный поршень дополнительно
F
воздействует пружина, соотношение может быть
с а
откорректировано с тем, чтобы обеспечить равенство
суммарных усилий в обоих направлениях.
Для сервомоторов (фиг. 161, в) усилие пружины
в среднем положении
PS = ~PFS, (173)
а соответствующая деформация
Л >4,5 Я. (174)
Диаметр золотника
<1зол > (0,35 4- 0,45) 3/ иГ; (175)
при малых rfSOjl трудно получить достаточно быстро-
действующий сервомотор.
Далее предполагается наиболее употребительная
схема измерителя регулятора с жесткой силовой обрат-
ной связью (фиг. 167 и 169) с двумя угловыми грузами,
центрально расположенной пружиной переменного
шага — конической или профильной и золотником
жестко связанным с муфтой.
В соответствии со значением <7ЗОЛ могут быть ориен-
тировочно выбраны г0 и Ес. н (обозначения прежние)
г0 = (2 4-3) </з0л; (176)
Яв.„ = (0,74-1,0)г’нГ, (177)
где го в см.
При больших значениях Еа. н возникнут затрудне-
ния с центральным размещением конической пружины.
Пн и сои измерителя определятся из формулы (139).
Конструктивный ход золотника
Ук = (0,15—0,3) <7ЗОЛ. (178)
Если на втулку золотника действуют корректиру-
ющие импульсы, то ук может быть в меру необходи-
мости увеличен.
Грузы измерителя рассчитываются также как выше,
для регулятора прямого действия для участка про-
извольного хода (для регулятора с силовой обратной
связью), например, ук.
Всережимная пружина измерителя скорости
Приводим расчет переменного шага навивки кони-
ческой пружины. Подробнее см. [35].
Для обеспечения прямолинейной характеристики
настройки, пружина должна иметь параболическую
характеристику «усилие — деформация».
Обозначения (см. фиг. 177):
v — деформация;
f — подкасательная характеристики;
Нп — полная деформация (ход) пружины в процесса
настройки;
С, П — жесткость и податливость пружины;
I — длина активной части пружины в свободном
состоянии;
d — диаметр пружинной проволоки;
бг — степень неравномерности измерителя;
Е, ук, индекс н как и выше.
29*
452
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Имея в виду, что весь расчет ведется для равновес-
ных (средних) значений координаты муфты у, индекс с
опускаем. Индексы р и т отвечают значениям величин
при минимальной сор и максимальной а>т равновесных
угловых скоростях.
Параболическая характеристика Е (у) в начальной
ее части должна быть заменена линейвым участком —
в противном случае расчетный шаг навивки пружины,
постепенно убывая к ее основанию, оказался бы меньше
диаметра проволоки, что невыполнимо.
я . 2/н .
Лн Ve + v ’
Ve + v .
1 2 ’
С^Ен-^-
2/н
Фиг. 177. К расчету конической
пружины переменного шага.
ДЛЯ V = Ve
2/н
Л =---------21---•
Ен С (ve + v)
/2
р_ 'н ,
ЕнЛ* ’
_ Уе
®н /н
(187)
(188)
(189)
(190)
(191)
(192)
(193)
(194)
(195)
Величины, отвечающие точке сопряжения параболи-
ческого и линейного участков характеристик обозна-
ним индексом е,-
Для выбора /„ и ve рекомендуем соотношения:
-Ь.«*0,6 или — = 0,5 ч-0,55; -^ = ,2-=-0,3. (179)
? го >н
При малых fH растет 6Г, при больших /н растет Нп.
Приводим формулы для расчета характеристик.
Характеристика настройки (фиг. 178):
для v < ve
Ш _ Ve + v
шн 2/н
для v>ve
Характеристики пружины:
для v < ve
Е _ vev
~— = ~г~~ const;
/к
= 2* --- const;
Лн ve
ДЛЯ V>Ve
Е __ / Ve + v У.
Ен \ 2/н /
С _ <0 _ Ve-j-V
Ен ®н 2/н
(181)
(182)
(183)
(184)
(185)
(186)
Фиг. 178. Характеристика настройки регу-
лятора с пружиной переменного шага.
Рассчитанные по приведенным формулам характе-
ристики пружины даны на фиг. 179.
Подставив ш =шр определяем vp из формулы (180)
прп а>р < о>е или из формулы (181) при шр > ые и
подставив ш — шт определяем vm из формулы (181).
Нп — Vm — Vp.
(196)
• Для регуляторов с изодромной обратной связью си-
лового типа (см. схемы на фиг. 165; 167; 168)
я _ Ун / 1 , 1 1 \
бг-Т\7+7Г~ТГ (197)
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
453
Значения ун — см. формулы (207), (208), (209).
Для регуляторов неизодромных и с изодромной обратной
i
связью кинематического типа в формуле (197)—= 0.
Ji
Номиналы Сн и Ин определятся из формул (189)
и (190), положив в них v = vH.
Нелинейная характеристика пружины обеспечивается
(^i— l)i=l Ее’ (^i —l)i=l
постепенным, по мере нагружения, выключением ее
витков, садящихся друг на друга. Выключение витков
начинается с нагрузки Е = Ее.
Расчет шага х навивки свободной пружины ведем
методом последовательного приближения.
Задаемся диаметром проволоки
d = (0.08 — 0,09) г.
Фиг. 179. Характеристики пружины перемен-
ного шага.
1 —га
Здесь П* — податливость г-го витка;
III, Ej — податливость и усилие пружины при I
выключившихся витков;
G—модуль упругости второго рода;
— деформация i-го витка до полного его вы-
ключения.
Фиг. 180. К расчету пружины пере-
менного шага на прочность.
и проверяем его предварительно для нагрузки Ет
и ориентировочно принятом значении наибольшего
диаметра работающего при этой нагрузке витка
п' _ 4Д0+2Да
т~ 3
(198)
Напряжение кручепия
Если xt повторяем расчет (один или несколько
раз) принимая для xt последовательно уточняемые зна-
чения.
Затем этим же способом рассчитываем последующие
витки до в-го витка, определяемого из условия Ек >
> Е'т, где Ек — наименьшее усилие удовлетворяющее
неравенству.
Оставшаяся часть пружины может иметь постоянный
шаг
8 EmD’m
(199)
г = к
I — У xi
хост —------:------
1оиШ
7?к— \ /
Rq / loom
(202)
Уклон профиля пружины
где число оставшихся витков
t =
ftp
I
(200)
Gd* Пк
loem —-----------7—5---5V
1б(дв+дв) к+д:)
(203)
Задаемся наугад шагом первого от основания пру-
жины витка и проводим по формулам (201) расчет уточ-
ненного значения, подставляя в них I = 1 и имея в виду,
что
Для уточнения значения хт строим по рассчитанным
значениям Дц Е{ график D — 2Д = Ф\Е) (фиг. 180)
й по значению Е = Ет определяем расчетный диаметр
Дт*
'454
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Статические характеристики регулятора с жесткой
обратной связью: кинематическою типа имеют тот же
характер и рассчитываются так же, как для регуля-
тора прямого действия; силового типа с пружиной, име-
ющей параболическую характеристику теоретически
имеют постоянный наклон, независящий от настройки
скорости (фиг. 181).
Фиг. 181. Статические характеристики регулятора
Р13М-1КЕ.
Практически некоторые отклонения от прямолиней-
ности могут возникнуть при неудачных соотношениях
механизма обратной связи с существенно непостоянным
передаточным отношением.
Основные динамические параметры
Номинальный ход измерителя ун определяем из усло-
вия
б9 = бг, (204)
где ба — динамическая или временная степень нерав-
номерности регулятора
ба = б + б{,
где б и б{ — остающаяся и исчезающая степени нерав-
номерности регулятора, соответственно.
бг — определяется из формулы (197).
Обозначения /, i — передаточные числа жесткой
и изодромной обратных связей, соответственно опреде-
лим деформацию пружин измерителя или изодрома
(для схем фиг. 163 и 165) или ход втулки его золот-
ника (для схем фиг. 162, б и 164) или ход золотника
(для схемы фиг. 162, я), причем для изодромных связей
полагаем иглу изодрома закрытой полностью
h = ]H, hi = iH. (205)
1
Подставляя значения h и hi в формулу (197) при — = 0
1г
вместо ун определим степени неравномерности б и б, для
жесткой и изодромной связей кинематических типов.
То же, для жесткой обратной связи силового типа,
воздействующей на основную пружину измерителя
(фиг. 163, а)
х h
б~2Г
то же, для изодромной обратной связи (фиг. 165)
< __________________ hi _ h-iCi
2fi ~~2Ё~'
где Ct — жесткость пружины изодрома.
По полученным значениям 6, бг определим бд = 6 +
4- 6i и, затем, подставляя найденные значения ба и
бг в формулу (204) определим ун.
Тогда для чисто изодромного регулятора с силовой
обратной связью (фиг. 165)
(206)
(207)
hiT
ун=—(208>
для статического регулятора с кинематической жест-
кой обратной связями (фиг. 162, а)
V» = h-, (209)
для статического регулятора с силовой жесткой обрат-
ной связью (фиг. 163)
h
Ун=—^7-; (209а)
1----
У
для чисто изодромного регулятора с кинематической
обратной связью (фиг. 164) 7г = 0 и
Ун —hi* (208а)
Аналогично можно определить ун и для других схем.
Квадрат времени измерителя
т2= т$Ун
r 2Е '
где ms — приведенные к муфте массы грузов, золот-
ника и жестко связанных с ней рычагов.
Время сервомотора
FH
Ts=------(210)
Р- bsn 1/
г Ут
где Ь — средняя ширина окон втулки золотника;
р. — 0,6 — коэффициент истечения;
— плотность масла;
F, Н, р — как в формулах (171), (169) и (168).
sH — номинальный ход золотника, жестко свя-
занного с измерителем sH — Уш а для схемы
(фиг. 162, а)
(211)
Для удовлетворительного протекания процесса регу-
лирования рекомендуется
0,25-1 (212)
Or г а
и для того, чтобы инерция измерителя существенно не
ухудшала процесс регулирования
Для регуляторов с двойной обратной связью прове-
ряется чисто изодромный режим 6 = 0.
Подробнее [38 и 39].
В уравнениях динамики фигурирует также время
изодрома Ti и время вязкого трения в измери-
теле Т^.
Первое регулируется иглой изодрома непосредствспно
на работающем двигателе, второе подбирается в про-
цессе доводки регулятора, причем обычно стремятся
получить наименьшее при котором измеритель не
входит в автоколебательный режим.
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
455
Масляная система регулятора
Потребная, теоретическая, объемная производитель-
ность масляного насоса Qv. 0 может быть оценена по
времени Тнас заполнения номинального объема Vs,
описываемого поршнем сервомотора (для дифферен-
циального поршня в расчет следует принимать объем,
„ ккал
—s-----д — средний
* м2чград
передачи от поверхности корпуса.
Рекомендуется t < 85° С.
коэффициент тепло-
описываемый малым поршнем).
Обычно
Тнас = Ф- <=& (0,05 4- 0,1) сек. (214)
</« о
Действительная производительность
= (215)
8. ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИИ РЕГУЛЯТОРОВ
Однорежимный, встроенный в двигатель регулятор
прямого действия (фиг. 182) имеет измеритель, смонти-
рованный непосредственно на шестерне распреде-
лительного вала. Подстройка скорости в незна-
чительных пределах осуществляется регулиров-
кой длины тяги 4. Подобные простейшие по
конструкции регуляторы применяются на мало-
мощных дизель-генераторах неответственных
где коэффициент подачи т|и = 0,7—0,8.
Фиг. 182. Регулятор двигателей ряда 410,5/13: 1 — груз; 2 —распределительный вал; 3 —
- пружина; 4 — регулировочная тяга; 5 — муфта.
Мощность Nm, потребляемая насосом
QvP
75r]m
Nm — Ю
л.
с.,
где Qv — в см3/сек;
р — в кГ/см1,
t] = 0,9 — механический к. п. д.
Тепловыделение
B = 632/Vm ккал/ч.
Температура масла в регуляторе
В
t=t°+T^’
(216)
(217)
(218)
где to — температура окружающей среды, °C;
Fp — наружная поверхность регулятора (исклю-
чая основание), м3;
назначений. Для параллельной работы такие регу
ляторы не предназначены.
На фиг. 183 и 184 представлены навешенные на блоч-
ный топливный насос изодромные однорежимные регу-
ляторы прямого действия. Оба регулятора пригодны
для параллельной работы дизель-генераторов перемен-
ного тока и, при необходимости, снабжаются кнопочным
электрическим устройством для дистанционной на-
стройки скорости с распределительного щита в преде-
лах 40—105% от номинала и позволяют пускать и про-
гревать двигатели при пониженных оборотах холо-
стого хода.
Первый из них (фиг. 183) конструкции ЦНИДИ, выпу-
скается заводом им. С. М. Кирова (г. Токмак). Он имеет
устройство с вынесенным наружу органом настройки,
позволяющее регулировать статизм на ходу двигателя
в пределах 0—6%. Предусмотрены также рукоятки
456
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Фиг. 183. Регулятор РИМ двигате-
лей 4410,5/13; К-150 и др.: 1 —ве-
дущая шестерня регулятора; 2 —
опорная втулка; з — муфта; 4 —
стакан основной пружины; 5 —
основная пружина; 6 — опорная
тарелка; 7 — рычаг; 8 — дополни-
тельная пружина для настройки
статизма; 9—груз; 10—кресто-
вина с шестерней.
Фиг. 184. Регуля-
тор двигателя
Д6С-150: 1 -ры-
чаг регулятора;
2 — маслоподво-
дящий щиток; —
винт регулировки
статизма; 4 — хо-
мут; .5 — пробка;
6 — чашка; 7 —
планка; 8 — крес-
товина; 9—муфта.
Фиг. 185. Изодром регулятора двигателя Д6С-150: 1 —пово-
док; 2 — рейка топливного насоса; з — пружина катаракта;
4 — поршень катаракта; б — перепускной кран.
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
457
для местной настройки скорости и для выключения по-
дачи топлива (стоп-рукоятка). Изодромное устройство
обеспечивает устойчивость САР вплоть до нулевого
По точности регулирования РИМ относится к луч-
шим образцам современных одноимпульсных регулято-
ров прямого действия.
фиг. 186 Изодромный всережимный регулятор прямого действия
двигателей 6 и 8ЧС.П23/30: 1 — корпус регулятора; 2 —штифт;
3 — тарелка; 4 — палец; 5 — дополнительная пружина; в — гайка
для регулировки статизма; 7 — крышка; 8 — нажимная гайка;
9 — винт настройки скорости; 10 — рукоятка «пуск—стоп»; 11 —
поршень катаракта; 12 — ось; 13 — винт ограничения размаха
грузов; 14 —угольник; 16 — кронштейн; 16 — ось регулятора;
2 7 —радиально-упорный подшипник; 18—корпус привода;
19 — шарикоподшипник; 20 — кольцо; 21 — коническая ше-
стерня; 22 — крышка; 2.3 — рычаг; 24 —валик; 25 — рычаг;
25 — шарикоподшипник; 27 — гайка корончатая; 28 — винт
стопорный; 29 — втулка распорная; 30 —ось груза; 31 —груз;
32 — защелка; .33 — опоры; 34 - шарикоподшипник; 35 — та-
релка; 36 — мембрана; 37 — цилиндр катаракта; 38 — зубчатый
сектор; 39 — основная пружина. 40 — игла катаракта; 41 —
пружина катаракта; 42—держатель; 43-—винт; 44 — ось;
45 — крышка; 46 — коническая шестерня; 47 — корпус привода
управления; 48 — рукоятка; 49 — градуированный Диск; 50 —
коническая шестерня.
статизма. Оно представляет катаракт (на фиг/183 не
показанный), с регулируемым иглой перепускным отвер-
стием, упругоприсоединенный к рычагу 7 регулятора.
Регулятор двигателя 6ДС-150 (фиг. 184) отличается
центробежным измерителем шарового типа. Настройка
статизма в пределах 2—6% производится вращением
458
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
винта 3 укрепленного на рычаге 1, перемещающим хо-
мут 4, служащий опорой пружин измерителя,
Изодромное устройство (фиг, 185) в виде упругопри-
соединенного к рейке топливного насоса катаракта,
вынесено на торец насоса противоположный регуля-
тору. Катаракт регулируется краном 5.
На фиг. 186 представлена всережимная модификация
автономного изодромного регулятора прямого действия,
разработанная заводом «Двигатель революции» г. Горь-
Фиг. 187. Регулятор двигателей ряда 425/34: 1 — приводной
валик; 2 — крестовина; з — муфта; 4 — груз; 5 — стакан основ-
ной пружины; 6 — основная пружина; 7 — поршень гидроуси-
лителя; 8—золотник; 9—масляный штуцер; 10—рукоятка
ограничителя подачи; 11 — рукоятка иглы изодрома; 12—
поршень изодрома.
кий) для изделей 6 и 8ЧСП23/30 по типу регуляторов Р5
ЦНИДИ. Отличительной особенностью регулятора
является размещение изодрома — упругоприсоедииен-
ного катаракта — внутри основной пружины регулятора.
Другой особенностью является наличие рукоятки 10 для
управления пуском и остановкой двигателя. Дополни-
тельная пружина 5 для регулировки статизма разме-
щена снаружи регулятора на задней стенке его корпуса.
Выпускается также однорежимная модификация ре-
гулятора, отличающаяся отсутствием повышающего
редукторного устройства в верхней части регулятора,
заменяемого вращающейся рукояткой, а при необходи-
мости и понижающим редуктором для сервоэлектро-
двигателя дистанционной настройки скорости.
Регулятор имеет две однорежимные модификации —
с двумя и четырьмя грузами — последняя для дпзель-
генераторов с пониженным числом оборотов.
Самый крупный изодромный регулятор прямого дей-
ствия (фиг. 187), выпускается заводом имени 25 Октября
(г. Первомайск) для двигателей ряда 425/34 как одпо-
и всережимный. Отличительной особенностью яв-
ляется встроенный гидравлический сервомотор со сле-
дящим поршнем для настройки скорости. Статизм
регулируется в пределах 0—6%. На фиг. 188 и 189
представлена всережимная модификация изодромного
регулятора непрямого действия, выпускаемого за-
водом имени В, А. Малышева (г. Харьков) в основ-
ном для тепловозных и, частично, главных судо-
вых дизелей типов Д-50, Д-100 и др. Измеритель
центробежного типа с пружиной переменного шага.
Гильза золотника увлекается во вращение, втулкой.
Втулка жестко соединена с траверсой, на которой раз-
мещены опоры грузов. Изодромная обратная связь
кинематического типа воздействует на золотник изме-
рителя. Связь нелинейная — при больших возмуще-
ниях ее каналы автоматически разгружаются. Регуля-
тор снабжев электропневматическим 8-нозиционным
устройством для дистанционной настройки скорости и
электрогидравлическим стоп-устройством для остановки
двигателя при падении давления в его системе смазки.
Регулятор имеет собственную систему масляной цирку-
ляции. На базе описанного регулятора выпускается
также всережимная модификация для тепловозных ди-
зелей с электропередачей постоянного тока, дополненная
Фиг. 188. Схема чисто изодромного регулятора непрямого дей-
ствия для дизелей Д-500 и Д-100: 1 —зубчатый сектор; 2—
втулка-рейка; з —всережимная пружина; 4 —тарелка; 5 —
грузы; в —шарикоподшипник; 7 —траверса; 8 —букса; 9—
золотник; Ю —аккумуляторы масла; 11 —масляная ванна;
12—масляный насос; 13—шестерня привода регулятора;
14 —шток сервомотора; 15 —дающий поршень изодрома; 16 —
игла изодрома; 11 —пружина пзодрома; 18 —поршень втулки
золотника; 19 —втулка золотника; 20 —сервомотор; 21 —
поршень сервомотора; 22—пружина сервомотора.
устройством для автоматического регулирования мощ-
ности, воздействующим на возбудитель главного гене-
ратора тока. Может выпускаться также однорежимная
модификация для дизель-генераторов переменного тока,
отличающаяся наличием жесткой обратной связи си-
лового типа с регулируемым передаточным отношением
для настройки статизма и электрическим устройством
для дистанционной настройки скорости непозицпон-
ного кнопочного типа.
Завод «Русский дизель» и ряд других отечественных
и чехословацких заводов выпускают для дизелей
8ДР43/61, 30/50 и др. модификации разработанного
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
459
ЦНИДИ изодромного регулятора непрямого действия
Р13. На фиг. 190 и 191 представлена модификация
Р13М-1КЕ.
Измеритель центробежного типа с конической пружи-
ной переменного шага и вращающемся в неподвижной
втулке золотником. Сервомотор с дифференциальным
поршнем. Изодромная обратная связь силового типа,
Фиг. 189 Чисто изодромный регулятор непрямого действия для дизелей Д-50 и Д-100: 1 —серьга штока; 2 —шток сервомотора;
3—сальник; 4 —дающий поршень изодрома; 5 — перегородка корпуса; в —корпус сервомотора; 7 —поршень сервомотора;
3 — пружина сервомотора; 9—корпус золотника автоматического выключения; 1.0—золотник автоматичбского выключения;
11 —сальник; 12 —толкатель; 13 —соленоид; 11 — юлпак соленоида; 15 —стакан пружины; 16 — заливная горловина; 17 —
крышка; 13 —верхний корпус; 19 —зуотагый секг>р; 20 — вгуак 1-рейка; 21 —всережимная пружина; 22 — фланец буксы;
23 — регулировочные прокладки; 21 —з>л>тник>вая ча:гь; 25 — юрпуз регулятора; 26 —ведущая шестерня масляного насоса;
27—нижний корпус; 28 — рессорное соединение; 29 — ап прив>Д1; 31 — зальчик; 31 — регулировочная шайба; зг — шестерня
привода; зз — игла изодрома; 31 — пробка иглы изщяиг; 45 — указатель урзвич масла; 36 —всасывающий шариковый кла-
пан; 37 — пружина аккумулятора; 38 — пзрлень аккумулятора; 39 —нагнетательный шариковый клапан.
нелинейная с разгрузкой канала связи при повышен-
ных отклонениях. Жесткая обратная связь с регули-
руемым передаточным отношением позволяет изме-
нять статизм в пределах 0—6% на ходу двигателя без
вскрытия регулятора.
Регулятор имеет устройства для ручного ограничения
нагрузки и автоматического — в функции от настройки
скорости, рукоятку для местной и выводы валиков
для дистанционной настройки скорости. Через эти же
органы производится остановка двигателя. Регулятор
снабжен собственной системой масляной циркуляции
с реверсивным насосом.
На фиг. 192 и 193 представлен изодромный регуля-
тор непрямого действия фирмы «Вудворд» типа PG, вы-
пускаемый в основном для тепловозных дизелей.
Измеритель центробежный, с пружиной перемен-
ного шага. Изодромная обратная связь силового типа
с дающим поршнем упруго, при помощи двух пружин,
закрепленном в канале, управляющим сервомотором.
Возникающий в переходном процессе перепад давлений
Б-Б
на торцах дающего поршня подается на золотпик изме-
рителя скорости.
На схеме фиг. 192 показано 16-позиционное при-
емно-усилительное электрогидравлическое устройство
для дистанционной настройки скорости. Три двухпози-
ционных соленоида 4 воздействуют на качающуюся
трехугольную пластину управляющую положением
золотника 3 гидроусилителя с пневматической компен-
сацией, поршень сервомотора которого непосредственно
связан с основной пружиной измерителя. Один соленоид
соединен с аксиально подвижной втулкой золотника
гидроусилителя. Кинематика механизма рассчитана
таким образом, что 16-возможным комбинациям
положений соленоидов'отвечают 16 примерно равно-
мерно распределенных положений поршня гидроусили-
Фиг. 190. Схема и наружный вид изодромного регулятора непрямого действия Р13М-1КЕ: 1 —сектор сервомотора: 2 — кулачный сектор; 3 ___валик об-
ратной связи; 4 — продольный вал сервомотора; 5 —дающий поршень изодрома; 6 — палец изодрома; 7 —золотник измерителя; 8 — рычаг обратной
связи; 9 — чашка измерителя; Ю — верхняя опора пружины; 11 —упорная тарелка штока золотника; 12—вильчатый рычаг ограничителя нагрузки;
13 — рукоятка оборотов; 14 — поперечный вал сервомотора; 15 — тяга к топливным насосам; 16 — каретка: 17 — валик дистанционного управления оборо-
тами; 18 — траверса; 79 —аккумулятор; 20 — рычаг ограничителя нагрузки; 21 — толкатель; 22 — шестерня толкателя; 23 — шестерня автоматического
ограничения нагрузки, 24 и 2.5 — шестерня и указатель ручного ограничения нагрузки; "6 —указатель автоматического ограничения нагрузки; 27 ___
указатель нагрузки; 28 — приводной валик; 29 — червяк регулировки статизма; 30 — серьга; 31 — эксцентрик; 32 —шатун обратной связи: 38 __кла-
пан масляного насоса; 34 —масляный насос; 35—игла изодрома; 36—корректор; 37 —поршень сервомотора; 38 — грузы измерителя; 39__________упругая
муфта.
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
.АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
461
17
Фиг. 191. Изодромный регулятор непрямого действия Р13М-1КЕ:
1 — приводной валик; 2 — дающий поршень изодрома: 3 — пру-
жина измерителя; 4 — грузы измерителя; -5 — золотник измери-
теля; 6 — втулка золотника; 7 — промежуточный валик: 8 —
шестерни масляного насоса; 9 — продольный вал сервомотора;
10 —поршень сервомотора; 11 —шариковые клапаны масля-
ного насоса; /2 — золотник корректора, 13 — пружина коррек-
тора; 14 —игла изодрома; 15 —механизм ограничения нагрузки;
16 —рукоятка ручного ограничения нагрузки; 17 —рукоятка
управления оборотами; 18 — валик дистанционного управления
оборотами; 19 — поперечный вал сервомотора; 20 — поршень
аккумулятора; 21 — пружина аккумулятора.
Фиг. 192. Схема чисто изодромного регулятора фирмы «Вудворд» типа PG: 1 — Фиг. 193. Чисто изодромный регулятор фирмы «Вудворд» типа PG.
масляный насос; 2 — аккумулятор; з — золотник сервомотора настройки ско-
рости; 4—соленоиды, 16-позиционного механизма дистанционного упра-
вления оборотами; S — стоп-устройство; 6 — поршень сервомотора настройки
скорости; 7 —измеритель скорости; 8 —золотник измерителя; 9 —дающий
поршень изодрома; 10—соленоид выключения системы регулирования мощ-
ности; 11 и 12 —золотник и сервомотор регулирования нагрузки; 13 — серво-
мотор ; 14 — топливный насос.
462 СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
463
теля. Втулка золотника гидроусилителя для устранения
погрешностей, связанных с его трением и облитерацией,
приводится во вращение от измерителя.
Для обеспечения плавного управления дизелем во
втулке предусмотрено дросселирующее отверстие, за-
медляющее отработку гидроусилителя.
Регулятор мож т также выпускаться с пневмогид-
равлическим позиционным устройством для бесступен-
Фиг. 194. Устройство для бесступенчатого пневмо-гидравличе-
ского управления регулятора фирмы «Вудворд» типа PG: 1 —
ппевмозадатчик; 2 — приемник цепи дистанционного управле-
ния 3, 4 и S — поршень, пружина и золотник сервомотора
настройки скорости.
чатой настройки (фиг. 194). Механизм гидроусилителя
в этом случае сохранен без изменения, а группа соле-
ноидов заменена мембранным
пневмоприемником.
На схеме (ф г. 192) показано
также устройство для автома-
тического регулирования мощ-
ности электрической транс-
миссии, состоящее из золот-
ника 11, приводимого от
рычага, соединяющего испол-
нительный сервомотор регуля-
тора с сервомотором настройки,
и сервомотора 12, регулиру-
ющего возбуждение генератора
тока. При недостаточной устой-
чивости системы регулпро! а-
пия мощности в канале управ-
ления сервомотора возбуди-
теля размещается дроссель
замедляющий действия серво-
мотора.
Pei улятор снабжен стоп-
устройством 5 с ручным и
гидравлическим управлением,
обеспечивающим автоматиче-
скую остановку двигателя при
отклонениях давления в его
масляной системе от допусти-
мых. Особенностями стоп-
устройства являются: программное ограничение допу-
стимого предела давления — тем меньшего, чем ниже
обороты двигателя; регулируемое время выдержки
перед остановкой при падении давления на малых обо-
ротах; наличие электрической сигнализации о причине
остановки.
На фиг. 195 представлена схема чисто изодромного
регулятора типа 301 фирмы «Ардляй» для тепловозных
дизелей. Регулятор питается от масляной системы
двигателей и не имеет аккумуляторов.
Положительная изодромная обратная связь посте-
пенно, по апериодическому закону, вносит в регулятор
отрицательный статизм, по абсолютной величине рав-
ный положительному статизму вносимый жесткой об-
ратной связью и, соответственно, в равновесии пол-
ностью компенсирующий последний. Обе связи сило-
вого типа. По принципу действия изодромная связь
аналогична представленной на фиг. 171.
Особенностью схемы является использование серво-
мотора обратной связи в качестве ступени усиления
длн 8-нозиционного электрогидравлического дистан-
ционного управления оборотами. При этом, одно-
временно с упрощением схемы обеспечивается плавное
управление настройкой регулятора.
Регулятор имеет устройство для регулирования мощ-
ности (на схеме не показанное) по принципу подобное
устройству регулятора фирмы «Вудворд» (фиг. 192).
9. УНИФИЦИРОВАННЫЙ РАЗМЕРНЫЙ РЯД
РЕГУЛЯТОРОВ
Для сокращения количества изготовляемых отече-
ственной промышленностью типов регуляторов, предна-
значенных для стационарных судовых, тепловозных и
передвижных установок, ЦНИДИ разработан унифици-
рованный размерный ряд регуляторов — см. табл. 44—47.
При этом за основной определяющий параметр регу-
Фиг. 195. Схема чисто изодромного регулятора фирмы «Ардляй»: 1 —соленоид; «стоп-золот-
ника»; 2 —«стоп-золотник»; 3 —поршень сервомотора изодрома; 4 —золотник изодрома;
б — пружина измерителя скорости; б‘ — грузы измерителя; 7 — золотник измерителя; 8 —
соленоиды 8-позиционного дистанционного управления оборотами; 9 — передача к топлив-
ному насосу; 10 и 11 —пружина и поршень сервомотора регулятора; 12—запорный винт.
лятора принята работоспособность R, потребное значе-
ние которой предварительно определяется по формуле
Н = к/,н1Ул кГ-см, (219)
464
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
где iV — литраж двигателя, л;
Хи — степень наддува;
к — коэффициент: для регуляторов прямого дей-
ствия к = 0,6—1,0; для непрямого — к =
= 0,15 — 0,3.
По табл. 44 и 46 устанавливают размер (работоспо-
собность) регулятора и его тип (модификация). Услов-
ное обозначение регулятора состоит из трех букв и чис-
ла, указывающего величину работоспособности. Для
регуляторов непрямого действия обозначение содержит
две прописные буквы РН, третья прописная буква
указывает модификации, расшифровка которых дана
в табл. 45. Регуляторы прямого действия обозначены
двумя прописпыми буквами Р11, третья строчная буква
обозначает модификации, расшифровка которых дана
в табл. 47. Добавление в конце строчной буквы н озна-
чает, что регулятор навешен на блочный топливный
насос.
Регуляторы, обозначения которых в табл. 44 и 46
обведены жирными рамками, являются базовыми;
остальные модификации каждого размера получаются
за счет дополнения базового регулятора отдельными
устройствами и частичной замены деталей.
Таблица 44
Унифицированный размерный ряд {.гуляторов непрямого действия
Размер регуля- тора Работоспо- собность, кГ’Слф Модификации размера (типы)
А в в г Д Е ж 3
I 10 — — — | РНГ-1(,| — — PHJK-10 РНЗ-10
II 30 — | РНБ-3()| РНВ-30 РНГ-30 РНД-30 РНЕ-30 PHJK-30 РНЗ-30
III 100 | РНА-10(| РНБ-100 РНВ-100 РНГ-100 РНД-100 РНЕ-100 РНЖ-Ю0 1 —
IV 300 | РНА-31И | РНБ-300 РНВ-300 РНГ-300 РНД-300 РНЕ-300 РНЖ-300 —
V 540 — Н Б-54 1 — — — — — —
Примечания: 1. Расшифровка обозначений модификаций дана в табл. 45.
2. Работоспособность регуляторов размера IV может быть снижена до 150 кГ-см изменением давления масла.
3. Величина работоспособности регулятора размера V, предназначенного для самых крупных двигателей, намечена ориенти-
ровочно.
Таблица 45
Модификации регуляторов непрямого действия
Обо- значе- ние моди- фика- ций Назначение Основные технические характеристики
А Регулятор для не- автоматизированных дизель-генераторов постоянного тока и др. неответственных назначений (базовая конструкция) Чисто изодромный регулятор с непосред- ственным ручным управлением числом оборотов.
Б Всережимный регу- лятор для главных судовых дизелей, раз- дельно работающих на собственные греб- ные винты Базовая конструк- ция А дополнена: а) приемным уст- ройством и гидр оусилител ем для позицион- ного бесступен- чатого дистанци- онного управле- ния (электричес- кого, пневмати- ческого или Гидра влпческого типов);
Продолжение табл. 45
Обо- значе- н ие моди- фика- ций Назначение Основные технические характеристики
1 б) многоимпульс- ным датчиком скорости для программного ограничения на- грузки и для бло- кирования пуска и реверса; в) устройством для программного ограничения на- грузки
в Всережимный регу- лятор для глапиых судовых дизелей, ра- ботающих впараллель на общую нагрузку Модификация Б до- полнена: а) устройством для введения регули- руемого оста- ющегося стати- зма; б) устройством для коррекции на- грузки
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
465
Продолжение табл. 45
Обоз- наче- ние моди- фика- ций Назначение Основные технические характеристики
г Регулятор дизель- генераторов перемен- ного тока с нормаль- ными требованиями к точности регулиро- вания Базовая конструк- ция А дополнена: а) устройством для введения регули- руемого остаю- щегося статизма; б) приемным уст- ройством для дистанционного кнопочного уп- равления элек- трического типа; в) специальным блоком для авто- матизированных дизель-генерато- ров
Д Всережимный само- настраивающийся по заданной программе регулятор для дизе- лей с электропереда- чей постоянного тика: Тепловозных и глав- ных судовых (в том числе работающих на винты регулируемого шага Вазовая конструк- ция А без устройства для управления чис- лом оборотов, допол- ненная: а) устройством для самонастройки числа оборотов по заданной про- грамме;
П родолжение табл. 45
Обоз- наче- ние моди- фика- ций Назначение Основные технические характеристики
б) задающим уст- ройством для регулирования предельной на- грузки
Е Всережимный регу- лятор для тепловоз- ных дизелей Модификация Б, до- полненная задающим устройством для регу- лирования предельной нагрузки
Ж Регулятор для ди- зель-генераторов пе- ременного тока с по- вышенными требова- ниями к точности ре- гулирования, в том числе для автомати- зированных дизель- генераторов Модификация Г, до- полненная приемно- усилительным устрой- ством Для импульса по нагрузке
3 Регулятор для уста- новок, снабженных преобразователем крутящего момента Регулятор снабжен дополнительным чув- ствител ьным элемен- том, связанным с вы- ходным валом преобра- зователя
Таблица 46
Унифицированный размерный ряд регуляторов прямого действия
Размер регулятора Работоспо- собность, кГ-см Модификации размера (типы)
Однорежимные I Всережимные
« I б | в | г | д е
Условные обозначения типоразмеров
1 1Н 2 2Н 3 зн 4 4Н 5 6 3 3 6 6 12 12 25 25 50 100 |Р11а 3| РПа-Зн |Р11а 6 РПа-бн |PI la 12| РПа-12н |РПа-25| РПа-25н |РПа-5 | |РПа-1 (и | РПб-3 РПб-Зн РПб-6 РПб-бн РПб-12 РПб-12н РПб-25 РПб-25н РПб-50 РПб-100 РПв-6 РПв-бн РПв-12 РПв-12н РПв-25 РПв-25н РПв-50 РПг-3 РПг-6 РПг-12 РПг-12н РПг-25 РПг-25н РПг-50 РПг-100 РПд-6 РПд-бн РПд-12 РПд-12н РПд-25 РПд-25н РПд-50 РПд-100 РПе-З РПе-6 РПе-12 РПе-12н Пе-25 РПе-25н РПе-50 РПе-100
П ри меч ан и я: i. Расшифровка обозначений модификаций регуляторов (третья буква) дана в табл. 47. 2. Регуляторы размеров 1Н, 2Н, ЗН и 4Н могут выполняться предприятием-изготовителем блочных топливных насосов.
30 Закав 1630.
466
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица 47
Модификации регуляторов прямого действия
1 Обозначение модификаций Назначение I Основные конструктивные характеристики
а Для неавтоматизи- рованных одиночных и параллельно рабо- тающих дизель-гене- раторов постоянного и переменного тока с нормальными тре- бованиями (без ди- станционного управ- ления числом оборо- тов) Цилиндрическая пружи- на измерителя скорости; ручное управление числом оборотов; механизм изме- нения степени неравно- мерности; упруго присо- единенный катаракт
б Для автоматизиро- ванных установок, подобных указанным выше с кнопочным и дистанционным уп- равлением Модификация а допол- няется смонтированным на регуляторе реверсив- ным электромотором и блоком автоматизации
в Для одиночных установок и перемен- ного тока с газоди- зельными двигате- лями Регулятор модификации а дополняется специаль- ным кулисным механиз- мом
г Для одиночных не- автоматизированных всережимных устано- вок с обычными тре- бованиями (без ди- Механизм управления числом оборотов обеспе- чивает прохождение ско- ростного диапазона при ограниченном перемеще-
Продолжение табл. 47
Обозначение модификаций Назначение Основные конструктивные хар актеристики
станционного упра- вления) нии задающего органа; устройство для уменьше- ния наклона статической характеристики в области пониженных скоростей упруго присоединенный катаракт.
д Для одиночных всережимных устано- вок с газодизельными двигателями Регулятор модифика- ции г дополняется спе- циальным кулисным ме- ханизмом
е Для автоматизиро- ванных параллельно работающих всере- жимных установок с дистанционным упра- влением, при требова- нии к качеству парал- лельной работы, не отличающихся от обычных Модификация г допол- нена блоком с дистанци- онного управления с бло- ком автоматизации
Примечания: 1, Регуляторы модификаций а для крупных выпусков одиночных дизель-генераторов могут выпускаться без механизма изменения степени неравномер- ности и катаракта. 2. Регуляторы модификаций б для дизель-генераторов постоянного тока могут выпускаться без дистанционного управления. 3. Регуляторы модификаций г только в случае необходи- мости могут иметь устройство для уменьшения наклона ста- тической характеристики в области пониженных скоростей.
ГЛАВА VI
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК 1
1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Системы комплексной автоматизации дизельных уста-
новок различных назначений обеспечивают автоматиче-
ское выполнение всех операций по пуску двигателя,
по контролю за его работой, по его обслуживанию
и по управлению им. Конечной целью создания таких
систем является устранение необходимости постоян-
ного присутствия обслуживающего персонала возле
двигателя как при пуске, так и в процессе работы
последнего. Этим достигается возможность создания
полностью автоматизированных эиергообъектов, рабо-
тающих «на замке» в стационарных условиях или уста-
новок, управляемых дистанционно из шумоизолирован-
ных кабин или с капитанского мостика в судовых усло-
виях. Полная автоматизация способствует также повы-
1 В подборе данных и' в составлении таблиц настоящей
главы принял участие ииж. Карпенко А. И.
шению технических показателей эксплуатации
дизельных установок.
В систему комплексной автоматизации входят как
составные части:
1) автоматизированное дистанционное управление
скоростью вращения (для судовых и тепловозных
установок);
2) автоматическое регулирование скорости вращения;
3) автоматическое регулирование температуры в си-
стемах охлаждения и смазки;
4) автоматический (или дистанционный) пуск двига-
теля и автоматический ввод его под нагрузку;
5) автоматическая сигнализация о состоянии контро-
лируемых параметров двигателя;
6) автоматическая защита (остановка) двигателя по
достижении контролируемыми параметрами аварий-
ного зпачения;
7) автоматическая (или дистанционная) остановка
двигателя;
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
467
8) автоматическое выполнение операций обслужива-
ния двигателя.
Системы автоматизированного дистанционного упра-
вления скоростью вращепия и автоматического регули-
рования скорости составляют предмет гл. V и VII
настоящего раздела справочника и в данной главе не
рассматрпв аются.
Ниже приводятся необходимые справочные мате-
риалы по остальным перечисленным выше системам.
Прп этом, в основу положены системы комплексной
автоматизации дизель-генераторов, по которым в оте-
чественной промышленности уже установились типо-
вые решения.
В соответствии с ГОСТ 10032—62, исходя из назна-
чения и условий эксплуатации, дизель-генераторы
могут применяться с одной из трех степеней автомати-
зации.
I степень (наименьшая) сводится к обо-
рудованию дизель-генератора устройствами аварийно
предупредительной сигнализации и защиты.
Дизель-генератор, автоматизированный по I степени,
предназначается для обслуживаемого объекта, где
представляется возможным обеспечить постоянное при-
сутствие обслуживающего персонала, осуществля-
ющего своевременный запуск агрегата, уход за ним,
управление вспомогательными механизмами, ввод в син-
хронизацию и т. д. Дизель в этом случае снабжается
небольшим комплексом приборов, контролирующих
основные рабочие параметры (температуру воды и
масла, давление масла, обороты). При достижении
этими параметрами недопустимых значений подаются
предупредительные сигналы или, через специальное
защитное устройство (стоп-устройство), останавли-
вается дизель.
Данный минимальный объем автоматизации является
обязательным для всех современных дизелей, в том
числе и для так называемых «неавтоматизиро-
ванных».
II степень автоматизации охватывает
более широкий комплекс задач, связанных с автомати-
ческим и дистанционным управлением дизель-генера-
тором. Устройства автоматизации, которыми обору-
дуется дизель-генератор в этом случае, должны обес-
печить:
1) автоматический или дистанционный запуск дви-
гателя (с выполнением всех предпусковых операций);
2) управление прогревом и выходом двигателя под
нагрузку;
3) дистанционный или автоматический ввод в син-
хронизм;
4) контроль за работой двигателя и его защиту
при наступлении аварийного состояния;
5) регулирование температуры воды и масла в систе-
мах охлаждения и смазки двигателя;
6) автоматическую дистанционную остановку двига-
теля и подготовку к новому пуску.
При II степени автоматизации еще сохраняется необ-
ходимость периодического обслуживания: наблюдение
за уровнем расходных топливных и масляных баков
и их пополнение, подкачка воздушных баллонов,
периодический прогрев дизеля для поддержания «го-
рячей готовности» к пуску и т. п.1 Главная рабочая
операция — ввод в синхронизм — осуществляется не
автоматически, а дистапционно, с помощью кнопоч-
ного управления.2
1 В ряде случаев агрегаты со Il-й степенью автоматизации
могут снабжаться системами автоматического подогрева.
2 Возможны однако, в данном случае и модификации с авто-
матическим вводом в синхронизм.
30*
III степень автоматизации предпола-
гает работу дизель-генератора без обслуживающего
персонала. Такой полностью автоматизированный агре-
гат может устанавливаться «под замком» п по опреде-
ленной программе включаться в работу.
Дизель-генератор, автоматизированный по III сте-
пени, работает в течение заданного времени без всякого
наблюдения и обслуживания. При этом автоматизи-
руются пуск и ввод под нагрузку, ввод в синхронизм,
все операции обслуживания (пополнение баков, под-
зарядка аккумуляторов и т. п.) и операции поддер-
жания двигателя в режиме «горячей готовности». По
ГОСТ 10032—62 срок работы без обслуживания таких
агрегатов должен превышать 150 ч.
2. АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
ТЕМПЕРАТУРЫ ВОДЫ И МАСЛА
Устройства автоматического регулирования должны
обеспечивать поддержание заданного температурного
режима в системе охлаждения и смазки, независимо
от нагрузки и колебаний внешних температурных
условий. Оптимальный режим по температуре, выходя-
щей из двигателя воды лежит в пределах: 75—90° С—
для замкнутых систем; 501—55° С — для разомкнутых
систем при работе на жесткой пресной или морской
воде.
Температурный режим для систем смазки зависит
от применяемого сорта масла и ряда конструктивных
условий (таких, как условие охлаждения поршней
и т. п.). Обычно температура масла в быстроходных
двигателях поддерживается в пределах 80—90° С,
в двигателях средней быстроходности и тихоходпых,
где применяется менее качественные масла, поддержи-
вается температура 40—50, 50—60, 60—70° С.
В соответствии с ГОСТ 10150—62 система терморегу-
лирования должна обеспечивать поддержание темпе-
ратуры воды на выходе из дизеля и масла на входе
в дизель в пределах зоны неравномерности, но не
более 12° С при нагрузке от 25 до 100% и изменении
температуры забортной воды от 5 до 35° С или наруж-
ного воздуха от 5 до 40° С. Этим же ГОСТ устанавли-
вается, что по соглашению между предприятием-изго-
товителем и потребителем допускается дизели с цилин-
дровой мощностью до 50 л. с. не оборудовать системой
регулирования температуры масла. В этом случае для
обеспечения прогрева масла при пуске дизеля должны
в системе смазки устанавливаться термоограничитель-
ные клапаны, открывающие доступ масла к холодиль-
нику лишь по достижении определенной температуры.
ГОСТ 10150—62 регламентирует и такой показа-
тель динамики системы, как заброс температуры при
переходе от холостого хода на 100%-ную нагрузку
и наоборот.
В этом случае заброс не должен превышать 18° С
(считая от начального установившегося режима).
При работе двигателя на установившемся режиме
амплитуда колебания температуры воды или масла
не должна превосходить 1—2° С.
Время установления температуры при изменениях
нагрузки должно быть возможно меньшим.
В судовом и стационарном дизелестроении приме-
няются следующие способы регулирования.
Способ дросселирования — путем из-
менения сопротивления гидравлического тракта (сте-
пенью дросселирования) регулятор меняет производи-
тельность водяного насоса и этим поддерживает
примерно постоянную температуру воды на выходе из
двигателя. Этот старый способ, перешедши
468
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ного регулирования, обладает существенным недо-
статком — он вызывает нарушение нормальной цирку-
ляции на малых нагрузках.
Способ перепуска — через двигатель цир-
кулирует постоянное количество воды (или масла).
Регулирование температуры осуществляется перепус-
ком части горячей воды (или масла), выходящей из
двигателя, обратно к насосу, минуя теплообменник
(в замкнутых системах) или не сливаясь за борт (в про-
точных системах водяного охлаждения).
Способ обвода (воздействия на внешнюю
охлаждающую среду) — регулятор, реагируя на изме-
нение температуры в циркуляционной системе воды
или масла, управляет потоком свежей воды или воздуха
проходящим через теплообменник.
Два последних способа регулирования следует пред-
почесть первому в связи с обеспечением меньшего тем-
пературного перепада в системе охлаждения на всех
нагрузках и лучшими условиями функционирования
системы охлаждения. В динамическом отношении спо-
соб перепуска обладает преимуществами по сравнению
со способом воздействия на внешнюю среду. При спо-
собе перепуска система может быть организована
по схемам одноклапанного или двухклапанного регу-
лирования [см. (196) и (197)].
При одпоклапанном регулировании перепуском ре-
гулирующий орган (клапан, золотник) воздействует
только на проходное сечение сливной ветви.
Выбор схемы регулирования и, следовательно, кон-
струкции регулирующего органа производится на осно-
вании статического закона регулирования. Так, для
систем охлаждения.
1. При двухклапанном регулировании отношение
расхода воды, ответвляющейся на перепуск Gn, к рас-
ходу воды, ответвляющейся па слив всл, может ме-
няться от бесконечности (полностью закрыт слив)
до нуля (полностью закрыт перепуск и открыт слив)
т. е. м ч- 0.
<*СЛ
За координату выхода из регулятора принимается
Q
g = где G — общий расход воды через двигатель
(Gn + GCjl).
Для двухклапанного регулирования на полном ходе
дросселирования g меняется от 0 до 1.
2. При одноклапанном регулировании полного пере-
крытия перепускной линии нет. Процессом управляет
только клапан, стоящий на ветви слива. Потоки рас-
пределяются за счет изменения проходного сечения
на слив от полного закрытия до полного открытия,
т. е. g = 0 4- 0,5 (если сопротивления систем
пуска и слива одинаковы).
Определение g производится по формуле
б t
g=~t----
1вЫХ-ЬХ
пере-
(220)
где teux — температура выходящей из двигателя воды
(регулируемая температура);
tx — температура холодной воды, подающейся
из за борта или из радиатора.
б t — температурный перепад на двигателе
(«вых— tex), соответствующий данной на-
грузке.
Определение величины g должно производиться по
параметрам перегрузочного режима (110% Ne), несли
при данном б t величина g менее 0,5, то допускается
регулирование по одноклапанной схеме.
При одноклапапном регулировании могут быть
использованы двухходовые терморегуляторы, которые
включаются в систему охлаждения по схеме
фиг. 196 а, б. Включение по фиг. 196, б предпочти-
Фиг. 196. Регулирование перепуском по одноклапапной
схеме.
тельное, так как тогда регулирующий орган работает
в условиях холодной воды. При двухклапанном регу-
лировании применяются трехходовые терморегуляторы,
которые включаются по схеме фиг. 197а, б.
Фиг. 197. Регулирование перепуском по двухклапанной
схеме.
Терморегуляторы, используемые в дизельной прак-
тике, делятся на два типа: недистанционного действия
и дистанционного действия.
Недистанционные терморегуляторы (иногда именуе-
мые термостатами) представляют собой устройства,
в которых чувствительный элемент и регулирующий
орган (клапанная система) жестко связаны в едином
конструктивном узле.
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
469
На фиг. 198 представлена конструкция одноклапан-
ного терморегулятора недистанционного типа прямого
действия.
Чувствительный элемент (сильфон) заполнен тем-
дературочувствительной жидкостью, давление насы-
Фиг. 198. Конструкция одноилапииного терморе-
гулятора (недистанциоввого прямого действия):
1 — крышка корпуса; 2 — регулирующий клапан;
3 — корпус; 4 — чувствительный элемент.
щенных паров которой связано однозначной зависи-
мостью с температурой. Открытие клапана 2, таким
образом, зависит от температуры среды. В пределах
заданной зоны неравномерности терморегулятор та-
кого типа обеспечивает изменение g от 0 до 0,5.
На этом же принципе проектируются и двух-
клапанные терморегуляторы недистанционного типа,
где одновременно с открытием сливного сечепин про-
исходит закрытие перепускного (g = 0-1-1).
Дистанционные терморегуляторы отличаются тем,
что клапанная система представлнет собой один кон-
структивный узел — регулирующий орган, а чувстви-
тельный элемент — другой. Для регуляторов, дей-
ствующих по принципу парового термометра (описан-
ному выше), дистанционная свнзь осуществляется
капиллярным трубопроводом.
На фиг. 199 приведен чертеж выпускаемого промыш-
ленностью трехходового дистанционного терморегуля-
тора РТПД, работающего по принципу парового термо-
Фиг. 200. Схема регулирования темпера-
туры масла по способу обвода с помощью
дистанционного терморегулятора.
Фиг. 199. Трехходовой терморегулятор РТПД-50: 1 —корпус;
г — крышка корпуса; 3 — сальник; 4 — масленка; 3 — рабочая
пружина; 6 — сильфонная камера; 7 — капиллярная связь;
8 — шток регулирующего золотника; 9 — стойка, 10 — термо-
баллон; 11 — регулирующий волотник.
метра. Такой терморегулятор может быть использо-
ван в схеме регулирования по двухклапанному прин-
ципу. Дистанционные терморегуляторы могут основы-
ваться и па принципе непрямого действия. Отечественная
промышленность выпускает терморегулятор ТРП,
использующий в качестве силовой среды пневматику.
Те же терморегуляторы могут быть использованы
для регулирования температуры масла. В этом случае
наиболее часто прибегают к установке терморегулято-
ров по схеме обводе (фиг. 200), где регулирование
температуры выходящего из холодильника масла осуще-
ствляется за счет изменения количества циркулиру-
ющей через холодильник воды (часть воды регулятором
обводится мимо холодильника).
Данные по отечественным терморегуляторам приве-
дены в табл. 48.
3. ТИПОВАЯ ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ВЫПОЛНЕНИЯ
автоматических операций
Автоматический пуск и выход под нагрузку
Автоматическим пуском именуется пуск, происхо-
дящий от некоторого начального импульса, поданного
автоматом. Наиболее характерным примером такого
пуска является пуск аварийного дизель-генератора
от специального реле, срабатывающего, т. е. подающего
импульс на пуск двигателя при исчезновении контро-
лируемого этим реле напряжения в сети основного
энергопитания.
Под дистанционным пуском понимается пуск от руки
с помощью кнопки или выключателя, находящихся
470
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица 48
Данные по промышленным терморегуляторам для дизелей
Тип Конструктивное исполнение Диаметр условного прохода патрубков dy мм Интервал уставки регулируемой температуры °C Неравномер- ность регулятора °C
Регулятор темпера- туры РПД: РПД-1" РПД п/2» РПД-2" Одноклапанный, двухсе- дельный, парожидкостный, сильфонного типа, прямого действия, дистанционный, корпус 2-ходовой 25 40 50 30-40; 40-50; 50-60; 60—70; 70—80; 80—90; 90-100; 100—110. По специальному заказу завод может изготовлять ре- гуляторы на любой десяти- градусный диапазон в пре- делах от 20° до 160° С 10
Регулятор темпера- туры РТПД: РТПД-50 РТПД-80 . РТПД-100 Золотниковый, парожид- костный, сильфонного типа, прямого действия, дистан- ционный, корпус 3-ходо- вой 50 80 100 45-55; 50-60; 60-70; 45-55; 50-60; 60-70; 70-80; 75-85 10
Регулятор темпера- туры РТПДм-80 То же 80 45-55 и 75-85 10
Регулятор темпера- туры ТПД-60 Двухклапанный, односе- дельный, парожидкостный, сильфонного типа, недистан- ционный, корпус 3-ходо- вой 60 45—55; 60-80; 80-95 8
Регулятор темпера- туры ТРП: ТРП-125 ТРП-175 Золотниковый, непрямого действия, пневматический, с дилатометрическим чувстви- тельным элементом, дистан- ционный, корпус 3-ходо- вой 125 175 50-80 Регули- руемая 6-12
на установленной дистанции от двигателя. Дистан-
ционный пуск может быть автоматизирован.
Технологическая последовательность операций авто-
матизированного пуска после получения авто-
матического или дистанционного импульсов одинакова.
Ниже приводятся схемы типовой технологии автома-
тизированного пуска дизель-генератора, оборудован-
ного пусковым электростартером и дизель-генератора,
запускающегося с помощью сжатого воздуха (схемы
в табл. 49 и 50).
Как видно из схем, в число предпусковых операций,
выполняемых автоматически, включаются:
1. Предварительная прокачка системы смазки.
2. Предварительная прокачка системы топливопо-
дачи (на некоторых двигателях отсутствует).
3. Предварительное включение свечей накаливания
(на двигателях с вихрекамерным смесеобразованием).
, Пусковые операции начинаются после завершения
предпусковых. По импульсу, поступающему в схему
автоматики от реле авления, контролирующего окон-
чание предпусковой прокачки включается стартер или
разрешающий пусковой воздушный клапан.
Для двигателей со стартерным пуском пусковая
схема предусматривает несколько попыток раскрутки
с промежутками (паузами) между ними. Количество
попыток по ГОСТ 10032—62 может доходить до 5.
Продолжительность попыток и пауз устанавливается
для данного двигателя оптимальным, но не должно
превышать 15 сек.
В случае удавшегося пуска схема автоматики отклю-
чается по импульсу от реле скорости вращения, при-
водимого коленчатым валом двигателя.
Холодный двигатель после пуска выходит на режим
прогрева. Прогрев ведется на холостом ходу и пони-
женных оборотах !. Реле контроля температуры масла
может включить двигатель под нагрузку лишь после
прогрева масла до температуры 35—40° С. Понижен-
ные обороты устанавливаются заранее (при каждой
остановке) перемещением органа задания регулятора
скорости дизеля в некоторое подобранное положение.
Регулятор снабжается серводвигателем, перемеща-
ющим орган задания по команде от системы автоматики.
После прогрева, по импульсу реле температуры
масла, серводвигатель начинает перемещать орган
задания регулятора в его номинальное положение.
1 Для двигателей малой мощности со стартерным пуском
прогрев может осуществляться на номинальных оборотах.
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
471
Таблица 49
Типовая технология автоматизации пуска и приема
нагрузки (электростартерный пуск)
одиночная точная самосин-
работа синхронизация хронизация
1. Подается импульс на пуск (автоматически или
дистанционно от кнопки).
2. Включается насос предварительной прокачки
масла. Срабатывает реле давления масла.
3- Включаются свечи накаливания.
4. Контролируется время прокачки масла.
5- Включается стартер. Двигатель пускается.
6- Отключается пусковая схема и свечи накалива-
ния (ио первому импульсу от реле скорости враще
пня).
7. Контролируется время работы стартера. При
неудачной попытке пуска обеспечивается выключение
стартера па период паузы с последующим включением
на вторую попытку и т. д.
8. Приводятся в готовность цепи контроля и защи-
ты по давлению воды, масла и по превышению оборо-
тов двигателя.
9- Двигатель выходит на режим прогрева.
10. Подготавливается цепь последующей остановки
двигателя.
11. Завершается прогрев двигателя; срабатывает
температурное реле.
12. Включается реле увеличения оборотов п серво-
двигатель выводит регулятор на режим номинальной
регуляторной характеристики.
13. Включается автомат генератора (по второму
импульсу рерс скорости вращения).
14- По импульсу от концевого выключателя вклю-
чается исполнительное реле, останавливающее серво-
двигатель затяга пружины регулятора в положении,
соответствующем номинальной регуляторной характе-
ристике.
15. Включается автоспнхронизатор (по второму
импульсу реле скорости вращения), осуществляется
автоматическое включение на параллельную работу и
автоматический прием нагрузки.
16. Включается устройство, сравнивающее частоты
вводимого генератора и сети (по второму импульсу
реле скорости вращения).
17. Включается автомат генератора и регулятор
напряжения.
18- Включается исполнительное реле, останавли-
вающее серводвигатель регулятора (по импульсу кон-
цевого выключателя, стоящего на упоре, соответ-
ствующем номинальной регуляторной характери-
стики).
Таблица 50
Типовая технология автоматизации пуска и приема
нагрузки дизель-генератора (воздушный пуск)
одиночная
работа
_____L_
и
i
12
точная
синхронизация
I
1
13
самосинхро-
низация
I
I
| 14
1
15
t
16
1. Подается импульс па пуск (автоматически или
дистанционно от кнопки).
2. Включается насос предварительной прокачки
масла. Срабатывает реле давления масла.
3- Контролируется продолжительность прокачки и
подачи воздуха на пуск.
4- Включается разрешающий пусковой клапан.
Двигатель пускается.
5. Отключается пусковая схема (по первому им-
пульсу от реле скорости вращения).
6. Двигатель выходит на режим прогрева.
7. Подготавливается цепь последующей остановки
двигателя.
472
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
8- Прводятся в готовность цепи контроля и защи-
ты по давлению воды, масла и по повышению оборотов
двигателя.
9. Завершается прогрев двигателя; срабатывает
температурное реле.
10. Включается реле увеличения оборотов и серво-
двигатель выводит регулятор на режим поминальной
регуляторной характеристики.
11. Включается автомат генератора (по второму
импульсу реле скорости вращения).
12. По импульсу от концевого выключателя вклю-
чается исполнительное реле, останавливающее серво-
двигатель затяга пружины регулятора в положении,
соответствующем номинальной регуляторной характе-
ристике.
13. Включается автосинхронизатор (по второму
импульсу реле скорости вращения). Осуществляется
автоматическое включение на параллельную работу и
автоматический прием нагрузки.
14. Включается устройство, сравнивающее частоты
вводимого регенератора и сети (по второму импульсу
реле скорости вращения).
15. Включается автомат генератора и регулятор
напряжения.
16. Включается исполнительное реле, останавли-
вающее серводвигатель регулятора (по импульсу кон-
цевого выключения, стоящего на упоре, соответ-
ствующем номинальной регуляторной характе-
ристики) .
Попутно, вторым импульсом от реле скорости враще-
ния, включается синхронизирующее устройство, . по-
мощью которого совершается автоматический ввод
дизель-генератора в параллельную работу с сетью
или другими дизель-генераторами. При одиночной
работе, по второму импульсу реле скорости происхо-
дит непосредственное включение нагрузки.
Ввод в параллельную работу может быть осуще-
ствлен как методом самосинхронизации, так и мето-
дом точной синхронизации.
Способ самосинхронизации состоит
в том, что синхронный генератор доводится до
скорости, незначительно отличающейся от синхрон-
ной, и без возбуждения включается в сеть. Вслед за
этим подается возбуждение и генератор сам втягивается
в синхронизм.
Этот способ обладает рядом преимуществ. При само-
синхронизации:
1) исключается возможность ошибочных включений;
2) обеспечивается нужная быстрота включения;
3) существенно облегчается задача автоматизации
процесса ввода в параллельную работу;
4) обеспечивается возможность ввода резервных
и аварийных агрегатов даже при условии глубокого
снижения напряжения и частоты в сети, что невоз-
можно при точной синхронизации.
Однако этому способу присущи и некоторые недо-
статки, которые долгое время служили препятствием
к широкому его распространению:
1) неизбежный толчок тока в момент включения не-
возбужденной машины в сеть;
2) провал напряжения в сети на некоторый период,
следующий за моментом включения.
Специальными исследованиями и расчетами выпол-
ненными в последние годы [51], установлено, что токи
и моменты вращения, возникающие в синхронных
машинах, при самосинхронизации не превышают зна
чений, имеющих место при трехфазпом коротком замы-
кании, па которые каждая синхронная машина должна
быть рассчитана.
Второй недостаток способа самосинхронизаций
является весьма важным. При включении дизель-гепе-
ратора па шипы, питаемые от другого дизель-генера-
тора такой же или соизмеримой мощности, всегда
ощущается падение напряжения в сети. Величина про-
вала напряжения зависит от соотношений сопротивле-
ний включ 1емой машины и системы. На агрегатах
мощностью 50—2000 кет провал доходит до 30—40%
от номинального значения напряжения. Однако про-
должительность этого режима может быть сведена
к минимуму. Широкое внедрение устройств форсиро-
вки возбуждения после включения в синхронизм,
применение оптимальных схем гашения поля и другие
меры, которые могли бы быть использованы и при
автоматизации, позволят свести период провалов на-
пряжения до 1—1,5 сек, а в отдельных случаях и до
долей секунды. Для уменьшения величины провала
напряжений могут быть приняты специальные кон-
структивные меры по линии электромашиностроения
(введение успокоительных обмоток и т. п.).
В подавляющем большинстве случаев допускается
использование электрической энергии при кратковре-
менных падениях напряжения, если они не превышают
20%. В связи с этим в настоящее время способ синхро-
низации в стационарной энергетике узаконен в качестве
основного способа ввода в параллельную работу для
агрегатов мщпостыо до 3000 кет.
При увеличении скорости вращения коленчатого
вала двигателя до оборотов синхронизации практически
допустимым считается ускорение вала 1—3 гц)сек
(2—6% от номинального числа оборотов в секунду).
Оптимальным режимом включения в параллельную
работу методом самосинхронизации является следу-
ющий: остаточное напряжение на обмотке статора
должно быть меньше 10—20% от номинального, раз-
ность частот — меньше 3—5% от номинальной.
При точной синхронизации па зажи-
мах вводимого генератора устанавливается нужное
рабочее напряжение, а частота подравнивается под
частоту работающего агрегата. Специальная аппара-
тура контролирует разность частот, амплитуды напря-
жения и фазовые углы. При ручном включении опера-
тор наблюдает за показаниями приборов и в нужный
момент подключает агрегат. При автоматическом
управлении ту же функцию выполняют специальные
устройства — автосинхронизаторы.
Автосинхронизаторы должны произвести включение
в момент достижения определенных значений следу-
ющими парамет л ми:
1) разность частот вводимого и работающих генера-
торов должна быть меньше 0,25 гц',
2) должно обеспечиваться полное совпадение фаз;
3) разность амплитуд напряжений не должна пре-
вышать ±10%.
При этих условиях автосинхронизаторы (например,
АСУ-12) обеспечивают практически безударное вклю-
чение.
Необходимо заметить, что процесс точной синхрони-
зации является весьма ответственным, а устройства
типа автосинхронизаторов довольно сложными. Оши-
бочное включение с некоторым расхождением фаз
может вызвать серьезные аварийные последствия
вплоть до разрушения обмоток статоров. Опыт исполь-
зования автосинхронизаторов в автоматизированных
дизель-геиераторах показал, что в ряде случаев про-
цесс ввода в синхронизм с их помощью существенно
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
473
затягивается и исчисляется песколькимп минутами.
Неоспоримым преимуществом способа точпой синхро-
низации является безударное включение, прп котором
система по претерпевает пи толчков тока, пи провалов
напряжения, что особенно существенно для включения
агрегатов соизмеримой мощности.
Аварийные и резервные дизель-гепера-
торы должны автоматически пускаться из прогретого
состояния и в течение весьма короткого отрезка вре-
мени принимать па себя нагрузку. По ГОСТ 10032—62
устанавливаются предельные значения этого времени
(табл. 41)
Таблица 51
Предельные значения времени пуска и приема
нагрузки для прогретого двигателя
Мощность агрегата кет Время, сек, не более
Стартерный пуск Воздушный пуск
До 50 15 —
От 50 до 100 25 —
От 100 до 800 45 90
Свыше 800 — 120
Защита двигателя по падепию давления смазочного
масла и по росту числа оборотов («разносу») должна
осуществляться по технологии «быстрой остановки».
Защита но остальным аварийным параметрам может
осуществляться по технологии «.нормаль ной остановки».
Первичными приборами систем автома-
тической сигнализации и защиты являются приемные
реле, контролирующие температуру, давление, обороты
двигателя, уровень в баках и т. д.
Исполнительными механизмами систем защиты
являются «стоп-устройства», останавливающие двига-
тель.
С т о п - у с т р о й с т в о нормальной оста-
новки (рабочее стоп-устройство) представляет собой
исполнительный механизм, воздействующий на орган
топливоподачи и останавливающий двигатель перево-
дом этого органа (или непосредственно рейки топлив-
ного насоса) в положение «стоп».
Стоп-устройство аварийной оста-
новки (аварийное стоп-устройство) представляет
собой исполнительный механизм, останавливающий
двигатель, чаще всего воздействием на захлоику, пере-
крывающую всасывание.
В табл. 52 представлена типовая технология аварий-
ной остановки двигателя (защиты).
Таблица 52
Типовая технология аварийной остановки
двигателя (защиты)
Автоматическая сигнализация и защита
Дизель-агрегаты всех степеней автоматизации, в том
числе п главные судовые и тепловозные, должны обо-
рудоваться системами аварийно-предупредительной
сигнализации и защиты:
Сигналы, предупреждающие о наступлении аварий-
ного состояния двигателя, подаются на пост управле-
ния или па специальный сигнализационный пульт
от приемных реле, контролирующих рабочие параметры
двигателя. К числу контролируемых аварийных пара-
метров чаще всего относятся:
1. Температура воды, выходящей из двигателя.
2. Температура масла, выходящего из двигателя.
3. Давление масла в главной магистрали двигателя.
4. Давление (или уровень) воды в системе охлажде-
ния двигателя.
5. Число оборотов коленчатого вала двигателя.
В систему автоматической сигнализации включаются
также сигналы неаварийного характера: исполнитель-
ные и предупредительные.
Исполнительная сигнализация из-
вещает об исполнении той или иной заданной операции.
К числу таких сигналов, например, относятся: «дви-
гатель прогревается», «двигатель готов к приему на-
грузки» и т. д.
Предупредительная сигнализа-
ция извещает о достижении каким-либо параметром
заданного значения. При этом, параметры могут быть
любые, в том числе и пе связанные с аварийным состоя-
нием двигателя. Наиболее часто встречающиеся в ди-
зельной практике чисто предупредительные сигналы:
о снижении уровня в топливном баке, о снижении да-
вления воздуха в пусковых баллонах и т. д.
Защита двигателя от аварии сводится к его оста-
новке в том случае, если один из аварийных параметров
достигает своего предельного значения.
1. Подается импульс о достижении аварийным
параметром предельного значения. (Все параметры,
кроме о юзначепиых в п. 2).
2. Подается импульс на остановку по аварий-
ным параметрам «разнос» п «падение давления
масла».
3. Включается реле уменьшения оборотов и
серводвигатель выводит регулятор па режим оборо-
тов охлаждения.
4. Включается рабочее стоп-устропство.
5. Включается реле выдержки времени.
6. Включается аварийное стоп-устройство.
7. Останавливается двигатель.
Быстрая остановка обеспечивается подачей аварий-
ного импульса одновременно на оба стои-устройства —
рабочее и аварийное.
Автоматическая (или дистанцион-
ная) остановка двигателя, не обусловлен-
ная аварийным сигналом, называется рабочей (нормаль-
ной) остановкой и по типовой технологии для дизель-
генераторов осуществляется по схеме табл. 53.
474
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица 53
Типовая технология нормальной остановки двигателя
1
1
I 2
1. Подается импульс па остановку (от кнопки
или автоматически — от реле).
2. Включается реле уменьшения оборотов и
серводвигатель переводит орган задания регулятора
скорости в положение оборотов прогрева и охлаж-
дения.
3. Работа на пониженных оборотах (оборотах
прогрева и охлаждения).
4. Срабатывает температурное реле остановки
после предварительного охлаждения.
5. Включается рабочее стоп-устройство.
6- Двигатель останавливается.
7. Включается аварийное стоп-устройство (через
реле времени РВ при затянувшейся остановке
двигателя).
Автоматизация процессов обслуживания
К числу основных операций обслуживания, подле-
жащих автоматизации, относятся:
1. Подзарядка пусковых баллонов и аккумулятор-
ных батарей.
2. Пополнение расходных топливных, масляных и
водяных баков.
3. Пополнение масла в картере двигателя (для си-
стем с «мокрым поддоном»).
4. Поддержание двигателя в прогретом состоянии.
Подзарядка пусковых баллонов
осуществляется с помощью автоматизированных ком-
прессоров, имеющих электропривод. Управление ком-
прессором производится с помощью специальных реле
давления, контролирующих давление в баллонах.
Для пусковых систем, работающих на сжатом воздухе
под давлением 30—60 кГ^м3, в настоящее время про-
мышленностью (Бессоповский компрессорный завод
Приволжского совнархоза) выпускается автоматизи-
рованный компрессор КВД-М, производительностью
10 м3/ч при максимальном давлении 60 кГ/см2. Ком-
прессор приводится в движение электродвигателем типа
А-51—4, переменного тока 220/380 в, мощностью 4,5 кет.
Подзарядка аккумуляторных ба-
тарей. Для дизелей с электростартерпым пуском
используются кислотные стартерные аккумуляторные
батареи. Тот же тип батарей применяется для питания
типовых схем автоматизации. Все комплектные, испол-
нительные и приемные устройства систем дизельной
автоматики рассчитываются па питание постоянным
током 24 в (по ГОСТ 10032—62).
Наиболее точное представление о степени разрядки
аккумуляторных батарей дает контроль за плотностью
электролита (с учетом температурных поправок). Раз-
виваемая электродвижущая сила аккумулятора Е через
плотность электролита d выражается следующим обра-
зом:
A — d-]-0,85 е.
Емкость аккумуляторной батареи представляет собой
величину
А =11 а ч,
где I — сила разрядного тока a, t — время (часы).
Отдаваемая емкость том больше, чем меньше
сила разрядного тока. Поминальной емкостью батареи,
входящей в паспортную характеристику, является
емкость, полученная при 10-часовом разряде.
При большом разрядном токе увеличенную емкость
можно получить при режиме цикличной разрядки (10—
15 сек — разрядка, 10—15 сек — пауза).
С изменением температуры электролита па 1“ С
емкость изменяется па 1% (в том же направлении).
Автоматическая подзарядка аккумуляторной бата-
реи по контролю плотности электролита практически
распространения не получила вследствие сложности
аппаратуры и системы.
Менее точными, но более практичными, являются
способы автоматической подзарядки на основе периоди-
ческой проверки батареи включением на эталонную
нагрузку или путем постоянного подключения к заряд-
ному устройству.
В первом из названных способов периодически бата-
рея проверяется специально подобранным сопротивле-
нием. При этом в течение 5-секупдпои разрядки
э. д. с. каждой банки пе должна снижаться ниже
1,7—1,8 в. При втором способе должен быть найден
режим постоянной зарядки, не приводящий к «кипению»
электролита и вместо с тем обеспечивающий компен-
сацию разрядки батареи как за период работы, так и
в результате саморазряда, уменьшающего емкость
батарей в среднем иа 1 % в сутки.
В табл. 54 приведены характеристики стартерных
аккумуляторов.
Пополнение расходных баков может
быть автоматизировано двумя основными способами:
путем периодической подкачки (или долива) баков
из основных цистерн н путем постоянного пополнения
с одновременным сливом избытка.
Последний способ находит применение лишь при
автоматизации пополнения расходных топливных баков.
Первый способ практически применим во всех случаях.
Автоматическая подкачка произво-
дится специальными подкачными насосами с автоном-
ным электроприводом, управление которыми осуще-
ствляется с помощью реле уровня, установленных
в расходных баках.
В табл. 55 приведены данные по насосным агрегатам,
разработанным промышленностью для периодического
пополнения (подкачки) расходных баков в автоматизи-
рованных дизельных установках.
Автоматический долив вводится в том
случае, когда расходные баки размещаются ниже ре-
зервных. При этом специальными клапанами с автома-
тическим приводом (клапанами долива) представляется
возможным по команде от роле уровня периодически
сообщать резервные цистерны с расходными баками.
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
475
Таблица 54
Технические характеристики свинцовых
аккумуляторных батарей
Тип батарей Номинальное напряжение, в Разрядный ток при 10-часовом режиме разряда, а Емкость при 10- часовом режи- ме разряда и средней температуре электролита 30°, Стартерный режим
Разрядный ток, а Мини- мальная длитель- ность разряда при начальной темпера- туре элек- тролита, мин Емкость при началь- ной тем- пературе электро- лита, а«ч
о и со О сч -н QO 7 о сч -н со О сч -н QO 7
З-СТ-60 6 6 60 180 5,5 2,25 16,5 6,7
З-СТ-70 G 7 70 210 5,5 2,25 19,2 7,8
З-СТ-84 6 8,4 84 250 5,5 2,25 22,8 9,3
З-СТ-98 (> 9,8 98 295 5,5 2,25 27 11
З-СТ-126 6 12,6 126 380 5,5 2,25 34,8 14,2
Продолжение табл. 54
Тип батарей Номинальное напряжение, в Разрядный ток при 10-часовом режиме разряда, Емкость при 10- часовом режи- ме разряда и средней температуре электролита 30°, Стартерный режим
Разрядный ток, а Мини- мальная длитель- ность разряда при начальной темпера- туре элек- тролита, мин Емкость при началь- ной тем- пературе электро- лита, а* ч
о сч -н со о -н QO 7 о -н О -н оо 7
3-СТ-135 6 13,5 135 405 5,5 2,25 37,1 15,1
6-СТ-42 12 4,2 42 125 5,5 2,25 11,5 4,7
6-СТ-54 12 5,4 54 160 5,5 2,25 14,6 6
С-СТ-68 12 6,8 68 205 5,5 2,25 18,7 7,6
6-СТ-128 12 11,2 128 360 5 — 30 —
Отечественная промышленность освоила несколько
типоразмеров клапанов долива (см. ниже).
Пополнение картера маслом чаще
всего осуществляется с помощью «автоматов долива»,
представляющих собой камеры с поплавковыми регу-
ляторами уровня.
J ч
Фиг. 201. Бачок долива масла с поплавковым устройством: 1 —бачок;
2 —поплавковое устройство; 3 —трубка долива; 4 —коробка сигнального
устройства; 5 — кабель; о — клапан долива; 7 —упор рычага; 8 —сливная
пробка (из картера).
На фиг. 201 представлен пример конструктивного
выполнения такого регулятора уровня масла, который
применен на ряде отечественных двигателей.
Дозировку масла при доливе желательно
осуществлять малыми порциями, что, как показал опыт,
удлиняет общий срок службы масла и обеспечивает
более благоприятные условия работы дви-
5 гателя. Рекомендуется доливку масла про-
изводить порциями, не превышающими 5—
10%всего запаса масла в системе двигателя.
Тогда дифференциальную высоту в баке
(расстояние между верхним и нижним
реле уровня) можно подсчитать по фор-
муле
ДЯ = (0,05-1-0,1) t (221)
где Сб — емкость масляного бака, лг3;
Qd — емкость масляной системы дви-
гателя (включая трубопрово-
ды), -и3;
Рб — площадь сечения бака, .w2.
Поддержание двигателя в прогретом
состоянии. Для обеспечения «горячей
готовности» двигателя с целью быстрого
запуска и приема нагрузки прибегают
к одному из двух способов автоматиче-
ского прогрева: прогреву от посторон-
него источника энергии и прогреву с помо-
щью пуска двигателя п работы на
холостом ходу или под нагрузкой («само-
прогрев»).
Таблица 55
Технические данные электронасосов для автоматизированных дизельных установок
А. Электронасосы предпусковой прокачки масла
Тип электро- насоса Данные по насосу Данные по электродвигателю Завод- изготови- тель
Назначение насоса Производительность, мз/ч Давление нагнета- ния, к Г см2 Вакуумметрическая высота всасывания, м вод. cm. i Направление вра- щения (со стороны соединительной муфты) Допускаемая темпе- ратура окружа- ющего воздуха, °C Тип электро- двигателя Завод- ской индекс Номинальное напря- жение постоянного тока, в Число оборотов, об/мин Потребляемый ток, а к. п. д., % Возбуждение Режим работы Исполнение
РЗС1/5 Для создания в предпусковой период давления в масляной си- стеме автоматизи- рованной дизель- ной установки с вязкостью масла от 10 до 2000 ест 1 5 3 Против часовой стрелки До 60 Постоян- ного тока, горизон- тальный, фланцевый ПБ-12 24 1500 83 52,3 После- дова- тель- ное Повторно кратковре- менный. Продолжи- тельность включения до 2 мин Закры- тое без обдува Ливен- ский насосный завод
РЗС4/5 | То же 1 4 1 5 1 3 То же 1 » | То же | ПБ-22 1 24 1500 138 58,1 То же То же То же То же
РЗС10/5 1 » | 10 1 5 1 3 » » » ПБ-32 24 | 1500 | 308 | 65,2 | » 1 » 1 » 1 »
РЗС20/5 1 » 1 20 1 5 1 з » 1 » 1 » | ПБ-52 24 1500 464 70 » » » »
РЗС40/5 1 » 140 1 5 1 3 1 » 1 » 1 » | ПБ-61 24 1500 987 68,3 » » » »
Б. Электронасосы прокачки-подкачки воды
Тип насоса Назначение насоса Данные по насосу Данные по электродвигателю Завод- изготови- тель
Производитель- ность, м31ч Напор, л» вод. ст. Допустимая вакуумметриче- ская высота вса- сывания, м вод. ст. Допускаемая температура ра- бочей жидкости, °C Тип электро- двигателя Заводской ин- декс Номинальное напряжение, в Число оборотов, об / мин Мощность, кет Направление вращения
2КД-6 Для прокачки-под- качки воды в системах автоматизированных дизельных установок и пополнения расход- ных емкостей 25 28 6,4 ДО +95° С Переменный ток Постоянный ток А051-2 П-32 380 -110 , 2890 3000 4,5 4,5 Правое, со стороны сое- динитель- ной муфты То же Ереванский завод гидронасо- сов
2КД-5.5 То же 10 21 8 То же Переменный ток Постоянный ток А041-2 П-21 —380 —110 2870 3000 1,7 1,5 » » То же
2КД-3.5 » 5 26 не менее 6 » Переменный ток Постоянный ток А032-2 П-21 —380 —110 2850 1,0 » »
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
В. Электронасосы прокачки-подкачки топлива и масла
Тип электро- насоса Назначение насоса Данные по насосу Данные по электродвигателю Завод- изгото- витель
Производительность, лиз/ч Давление нагнета- ния, кГ/см* Вакуумметрическая высота всасывания, м вод. ст. Примечание Тип электродвига- теля Заводской индекс Номинальное напря- жение, в Число оборотов, об/ мин Потребляемая мощ- ность при вязкости 35 ест, кет Направление вра- щения Уплот- нение
Р31/5 Для прокачки- подкачки топли- ва и масла в си- стемах автомати- зированных ди- зельных установок с вязкостью ра- бочей жидкости от 1,8 до 2000 ест и температурой до 60° С 1 5 3 Срабатывание предохранительно- перепускного клапана происхо- дит при повыше- нии давления в напорной маги- страли при 6,5 кГ{См^ Пере- менный ток Постоян- ный ток То же А032-4 43 ПНФ-10 86 П-22 54 ~220/380 —НО —110 1450 1450 1450 0,32 0,32 0,32 Правое со сто- роны муфты То же » Манжет из тепло- стойкой резины, двухсто- ронний Ливен- ский насос- ный завод
РЗЗ/5 То же 3 5 3 То же Пере- менный ток Постоян- ный ток То же AQ41-4 57 ПНФ-17.5 102 П-32 78 —220/380 —110 —110 1450 1450 1450 0,87 0,87 0,87 » » То же То же
Р35/5 » 5 5 3 » Пере- менный ток Постоян- ный ток То же А042 4 70 ПНФ-28,5 126 П-41 98 -220/380 —110 —110 1450 1450 1450 1,35 1,35 1,35 » » » » »
Р312/5 » 12 5 3 Пере- менный ток Постоян- ный ток То же А051-4 137 ПНФ-45 162 П-42 135 -220/380 —НО —110 1450 1450 1450 4,15 4,15 4,15 » t? » » »
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
478
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Во всех случаях, когда возможно применение первого
способа, ему следует отдать предпочтение. При «само-
прогреве» происходит неоправданная потеря моторе-
сурса двигателя, так как такая его работа не вызы-
вается рабочей необходимостью.
В качестве посторонней энергии чаще всего исполь-
зуется электроэнергия. Находит также применение
прогрев с помощью горячей воды и мятого пара.
ратуру в системах смазки и охлаждения. В системах
с прокачкой в резервуаре электронагревателя кон-
тролируется давление циркулирующей среды — при
отсутствии циркуляции грелки автоматически выклю-
чаются.
Электронасосы, приведенные в табл. 55, могут быть
использованы для прокачки горячих жидкостей.
В табл. 56 приведены данные по электронагрева-
Фиг. 202. Схемы систем поддержания двигателя в прогретом состоянии: а—с нагревателем вынесенным в особый резер-
вуар; б — с нагревательно-прокачным агрегатом; в — с одним нагревательно-прокачным агрегатом для двухконтурной
системы смазки.
Фиг. 203. Трубчатые электронагреватели.
Электропрогрев целесообразно осуществлять с по-
мощью выносных нагревателей (фиг. 202) при пери-
одической прокачке воды и масла по системам двига-
теля (фиг. 202, б, в).
Для двигателей малой мощности могут найти приме-
нение выносные нагреватели, работающие без цирку-
ляционно-прокачных насосов (фиг. 202, а). В этом слу-
чае прогрев осуществляется конвекционным тепло-
обменом.
Автоматическое управление электронагревателями
и прокачными насосами (фиг. 202) осуществляется с по-
мощью температурных реле, контролирующих темпе-
тельным элементам, применяющиеся в дизельной прак-
тике (фиг. 203).
На фиг. 202, в представлен один из способов одновре-
менного прогрева масла в расходном баке и в картере
на двигателях, имеющих «сухой» поддон и облада-
ющих двухконтурной системой циркуляции масла.
При прогреве целесообразно поддерживать темпе-
ратуру масла в пределах 40—50° С, температуру воды-
50—60° С.
В табл. 57 представлена типовая технология автома-
тического выполнения рассмотренных иыше главней-
ших операций обслуж ван я.
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
479
Таблица 56
Технические характеристики трубчатых электронагревателей (ТЭН)'
Назначение: для нагревания воды и масла в системах двигателя.
Исполнение: двухэлементное. Каждый элемент — трубчатый электронагреватель с оболочкой из стальной бес-
шовной трубы.
Обозначение в Таблице: числитель при типе — длина элемента в м, знаменатель — потребляемая мощность в кет.
Размеры в соответствии с фиг. 203
Обозначение ТЭН из 2-х элементов Технические данные одного элемента А . R Размеры, мм hl Вес, кг
Мощность, хеш Напряжение, в Сила тока, а Сопротивление спирали, ом Удельная нагрузка на поверхность спирали, вт/см2 Удельный нагрев на активной части, вт,'с.«2 Нихромовая проволока
С D D1 о2 Оз d h.
d, мм 1, мм
НММ 1,25/1,0 0,5 127 4,0 31,75 5,2 2,5 0,45 7,5 360 20 22 115 65 94 67 13 65 6 2,88
То же 1,25/1,0 0,5 220 2,28 97,0 5,7 2,5 0,30 10,0 360 20 22 115 65 94 67 13 65 6 2,88
» 2,0/2,0 1,0 127 7,9 16,1 5,6 2,75 0,70 8,8 560 20 22 115 65 94 67 13 65 6 3,53
» 2,0/2,0 1,0 220 4,35 48,4 6,85 2,75 0,45 11,0 560 20 22 115 65 94 67 13 65 6 3,53
» 3,0/3,0 1,5 127 11,81 10,75 6,13 2,65 0,90 9,5 810 20 22 115 65 94 67 13 65 6 4,4
» 3,0/3,0 1,5 220 6,83 32,2 6,42 2,65 0,6 13,2 810 20 22 115 65 94 67 13 65 6 4,4
» 3,5/4,0 2,0 127 15,75 8,01 4,9 2,5 1,20 12,1 925 30 36 140 82 116 83 16 90 8 5,37
» 3,5/4,0 2,0 220 9,1 24,2 6,20 2,5 0,75 14,5 925 30 36 140 82 116 83 16 90 8 5,37
» 4,5/5,0 2,5 127 19,8 6,45 5,92 2,5 1,30 11,5 1175 30 36 140 82 116 83 16 90 8 6,23
» 4,5/5,0 2,5 220 11,4 19,3 5,70 2,5 0,9 16,4 1175 30 36 140 82 116 83 16 90 8 6,23
» 5,0/6,0 3,0 127 23,63 5,4 6,0 2,5 0,9X2 19,2 1325 30 36 140 82 116 83 16 90 8 6,66
» 5,0/6,0 3,0 220 13,6 16,2 6,15 2,5 1,0 16,4 1325 30 36 140 82 116 83 16 90 8 6,66
» 6,0/7,0 3,5 127 27,56 4,68 4,81 2,4 1,1X2 23,3 1575 30 36 140 82 116 83 16 90 8 7,52
» 6,0/7,0 3,5 220 15,9 13,8 .4,90 2,4 1,2 21,0 1575 30 36 140 82 116 83 16 90 8 7,52
Примечания: 1. Все расчетные данные таблицы приведены для спиралей в холодном состоянии. Для определения мощности электронагревателей в нагретом состоянии указанную в таблице мощность следует разделить
на температурный коэффициент ftp который для температуры 2ии — 700° 2. Электронагреватели не рассчитаны для включения на воздухе. С колеблется в пределах 1,027 ДО 1,12.
Таблица 57
Типовая технология автоматизации обслуживания
двигателя
Автоматическое пополнение расходных баков Автоматическое поддержание в прогретом состоянии неработа- ющего двигателя
1 1 1 1 5 1
1 1
1 2 1 1 6 1
*
1 3 1 1 7 1
1 4 1 1 8 1
1
1 9 1
Продолжение табл. 57
Автоматическая Автоматическая
подкачка воздушных баллонов подзарядка аккумуля' торных батарей
1 101 1 141
1
1 11 1 1 15 1
1 1
1 121 1 19 1
1
| 13 1 1 17 1
1. Подается импульс о достижении минимального
уровня в баке (от реле нижнего уровня).
2- Включается автономный электронасос под-
качки или клапан долива.
3. Подается импульс о достижении максимального
уровня в баке (от реле верхнего’уровня).
4. Останавливается насос или закрывается кла-
пан долива.
480
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Продолжение табл. 57
5. Подается импульс о достижении минимального
допустимого значения температуры в системе
охлаждения (от температурного реле).
6. Включается насос прокачного нагревательного
агрегата.
7. По достижении в системе заданного значения
давления включается нагревательное устройство.
8. Подается импульс о достижении верхнего зна-
чения температуры прогрева (от температурного
реле).
9. Выключается нагревательно-прокачной агре-
гат.
10. Подается импульс о снижении давления в
баллоне до минимального давления.
11. Включается компрессор с электроприводом.
12. Подается импульс о достижении максималь-
ного давления в баллоне.
13. Останавливается компрессор.
14. Подается импульс о разрядке батарей.
15- Включается зарядное устройство.
16. Подается импульс о достижении необходимой
степени зарядки батареи.
17. Выключается зарядное устройство.
4. ТИПОВЫЕ СХЕМЫ АВТОМАТИЗАЦИИ
ДИЗЕЛЬ-ГЕНЕРАТОРОВ
На основе типовой технологии выполнения операций
управления и обслуживания дизельной установкой
могут быть построены типовые схемы. Ниже приво-
дятся данные по вариантам типовых схем, предложен-
ных ЦНИДИ.
Типовая схема для агрегатов I степени автоматизации
На фиг. 204 представлена типовая схема анарийно-
предупредительной сигнализации и защиты (I степень
автоматизации) для случая контроля трех параметров:
падения давления масла-7 РД, перегрева воды-7РГ
И перегрева масла-2Р7’. Аналогичная схема может быть
составлена для 4 и более контрольных параметров.
Срабатывание любого первичного прибора вызывает
срабатывание одного из трех исполнительных электро-
магнитных реле: 1РИ, 2РИ, ЗРИ. Последние при сра-
батывании контактами 1РИ1. 4- ЗРИ\ замыкают цепочки
красных сигналов («авария»); контактами 1РИг 4- ЗРИ2
цепь стоп-устройства СУ и общего звукового сигнала
ЗВ\ контактами 1РИз 4- ЗРИз размыкают цепь зеле-
ного сигнала (4ЛС — сигнал рабочего состояния),
а контактами 2РЩ и ЗРИ^ блокируются.
Таким образом, в рабочем состоянии горит одпа
зеленая лампа, которая гаснет при появлении любого
красного сигнала. Красный сигнал благодаря блокировке
через 2РИл — ЗРИ^ сохраняется до восстановления
схемы, т. е. до подхода обслуживающего персонала.
Схема может работать: только как схема сигнализа-
ции (световой и звуковой) — а; сигнализации и защиты
^неотключаемой) — б; сигнализации и дистанционно
отключаемой защиты — в.
Для случая а к клеммам 1 и 10 подключается только
звуковой сигнал (или контактор звукового сигнала),
устанавливаемый вне сигнализационного пульта.
Тогда выключателем 1ВК можно пользоваться для
.отключения звукового сигнала.
Для случая б, помимо звукового сигнала, к клеммам
1 и 10 подключается стоп-устройство (клеммы 2 и 3),
и тогда выключатель 1ВК будет служить как для
отключения стоп-устройства, так и для отключения
звукового сигнала. Такое совмещение отключения на
случайно: выключатель 1ВК используется при пуске
двигателя для отключения стоп-устройства до момента
установления в системе смазки рабочего давления.
Выключатель 1ВК включается при пуске после ис-
чезновения красного сигнала от 1РД.
Фиг. 204. Типовая схема автоматизации дизель-генераторов
(I степень).
Для случая в, помимо основного (местного) сигнали-
зационного пульта устанавливается дистанционный
пульт, через который ведется отключение защиты
и звукового сигнала.
Дистанционный пульт посредством клемм 6 и 7 под-
ключается к местному пульту (к клеммам 1 и 10), с по-
мощью клемм 4 и 5 — к стоп-устройству (клеммы 3
и 2), клеммамп 8 и 9 — к звуковому сигналу (клеммы 12
и 11).
Лампа Л, является контрольной, ее горение указы-
вает на выключение звукового сигнала. Выключатель
2ВК служит для отключения защиты, переключатель
ПКП — для отключения звукового сигнала.
Схема дистанционного пульта может монтироваться
на любом щите объекта. В число поставки агрегатов
дистанционный пульт может не входить.
Типовые схемы для агрегатов II и III степеней
автоматизации
На фиг. 205 представлена типовая схема полной
автоматизации дизель-геператора с электростартерным
пуском. На фиг. 20G аналогичная типовая схема
для дизель-генераторов с воздушным пуском.
Схемы распадаются на ряд типовых схемных блоков.
Главным является блок «основной автоматизированной
а} основная автоматизированная
модификация
ЬА }РИ,_ ^ РП
м \А?пп
РП, _ <T~~1 Изд
2%_
^РК,
-'пт
~'гГ?ей
~'*ГРАГ
24^
0АЛ
VPB
VPB? I
6Р
1 2М
РЦг 1Г
fPH
ZPH
~i Ш РУМ, tPH, HiP . . РУВ
TWFWb^r^^^
PUB, 2KP л рум
~~ I WM
7умг
1 W#,. Р&3
РУМ3 4g/ РУМЦ t
I 'РО? IWk-H-ZPHi -. РН
—=tf^r?1—11—
4 i <2W*
—
ТШ&Г,
1ГЖГ
1—"W--------
'm;
1' Ж
iph, fir^"
----11^ ЗРД
IPtf-j-----f
ЧРИ
5РИ
6РИ
7РИ
_ ||ЖТЯд Рн,
Т~~|гадаТ ,г"
.Ир»; РНг
8РИ
ЗРИ
>/ диетаниионный пульт
6) блок точной синхронизации
1 *.
пп гп
пп т-i пп
Трансформатор
напряжения!!
1 Трансформатор
\ однофазный с
j Выпрямителем
I Трансформатор
напряжения I
—"«От
1—wr
шрв, ir-
W-----------
t
!РИ, РН,, пЖ
И-----4+ Т Р"~~
ИРПг PHS „мг
w-----II—f &
.sp2!i_____.
' еле
ЗРИ3
пЧРИ3 ЖО
"5РИ,
" ^ВрИ, ялс„
[Гтъ 1Жп1
"эри\ нлс~^\
• IwT чкР ZSiOHC
~ \ IF?
4 1 ‘flwf w~
"ЗРУ „ ЯРУ. .„ ^ РПцМ
ртт
* Питание
»я№
*к„
*к,г
•^Ki3
%
Кл
____^L
ея3
___1РЛд
"ВР>
----'ЧГи„
W11' яке-
г} бмк обслуживания
*Кп На диет, сигнал
„Мария"
-и На включение синхронизатора или нагрузки
j На пуск Вагрегата
-» Включение насоса
->НВ
Фиг. 205. Типовая схема основной автоматизированной модификации дизель-генератора со стартерным пуском (II и III степень).
Заказ 1630.
31 Заказ 1630.
fi? основная автоматизированной
РА
модификация
IPUj Р0
зл^ зек
1Гзд °
lrw,
''Wk
'"ТРИ,
x,s
9~
Кщ
Kjj
Кя
ф-
7"w, гяУ
yiW. w
1<W SPy
^TOW”
ГЖ mp,
~~'^РПпВ3
РПкТ, -I'M
hi—~T------------8—
__________e!^£
/ранссрорматор
овносразный с
выпрямителем
Транссрорматор
напряжения 1
1ране(рорматор
напряженияD
включение синхронизатора ши нагрузки
I на пуок II агрегата
включение наеосд
вь
s) _ вл ок_ овслуживаник_
^гго/звое
в) блок прогрева
Фиг. 206. Типовая схема автоматизации дизель-генератора с воздушным пуском (II и III степень).
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
482
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
модификации», где решены задачи автоматического
пуска, выхода на нагрузку, сигнализации, защиты
и нормальной остановки. По требованию заказчика
главный блок доукомплектовывается дополнительными
(фиг. 205, б, в, г, д и е), чем обеспечивается выпуск
агрегата по II или III степени автоматизации по
ГОСТ 10032—62.
Важнейшие особенности типовых схем следующие.
I. Основная автоматизированная модификация дизель-
генераторов с электростартерным пуском (фиг. 205, а)
1. Все импульсы на пуск (автоматический, дистан-
ционный, местный) подаются на общее пусковое реле.
2. Пуск может осуществляться с предварением вклю-
чения свечей накаливания или без предварения (выклю-
чатель ЗВК).
3. Включение стартера (через РС) происходит по
импульсу реле давления 1РД, контролирующего завер-
шение прокачки масла. Для двигателей мощностью
до 60 кет, где предпусковая прокачка не предусма-
тривается, контакты 1РД шунтируются перемыч-
кой.
4. Пуск блокируется по всем аварийным импульсам
(с помощью блок-реле ВР через контакты реле ава-
рии 7М1), и после аварийной остановки запуск воз-
можен лишь после восстановления схемы обслужива-
ющим персоналом (снятие питания с блок-реле
ВР).
Если двигатель не запускается при заданном цикле
попыток, то в схему вводится блокировка (также с по-
мощью реле ВР через контакты 1РВ), не допускающая
запуска при повторении импульса. Однако для случая
дистанционного управления пуском схемой предусма-
тривается специальная кнопка восстановления, с по-
мощью которой оператор по своему усмотрению может
повторить пусковой цикл (клеммы К3 и К3).
5. Пусковая схема строится на принципе «пульс-
пары», составленной из реле времени VРВ и V1PB.
6. Отключение пусковой схемы при удачном пуске
осуществляется с помощью импульса, полученного от
центробежного реле РЦ через реле 1РИ.
7. Отключение пусковой схемы при неудачном пуске
осуществляется с помощью реле времени 1РВ.
8. На период нарастания давления в системе смазки
и охлаждения схема защиты по низкому давлению
блокируется с помощью оборотного импульса от
центробежного реле РЦ через реле 1РИ (контакты
1РЩ).
9. Импульс на включение нагрузки подается спе-
циальным реле PH после достижения двигателем под-
синхронных оборотов (после получения импульса
РЦ через 2РИ3) и завершения прогрева двигателя
(1Р*Т через 14РИг). При этом либо включается синхро-
низатор (при синхронизации), либо подается импульс
непосредственно на линейный контактор. При самосин-
хронизации нагружение происходит по сигналу, сни-
маемому с синхронизирующих устройств во время «под-
тягивания» оборотов с помощью реле РУ В (контакты
2РИ, в этом случае зашунтированы перемычкой). При
точной синхронизации после срабатывания реле 2РИ%
и РН9 управление РУ В переходит к синхронизатору
(через клемму Ki),
10. В схеме сигнализации и защиты предусматри-
вается контроль за следующими параметрами:
1) уровнем (или давлением) воды в системе охлажде-
ния (1РУ или ЗРД)-, -
2) давлением масла в главной магистрали (2РД);
3) температурой масла (ЗРТ)‘,
4) температурой воды (2РТ);
5) числом оборотов двигателя («разнос» РЦ3);
6) перегрузкой и коротким замыканием генератора.,
По каждому из перечисленных параметров подается
световой сигнал как на местном пульте — 6ЛС,
7ЛС и др. (см. фиг. 205, а), так и на дистанционном
пульте (см. фиг. 205, б общий аварийный сигнал
25ЛС).
Все аварийные импульсы с помощью промежуточных
электромагнитных реле 4РИ, 5РИ, 6РИ и т. д. соби-
раются в одном реле аварии РА. От РА срабатывает
защита, блокируется пуск и сливается вода из системы
охлаждения (если температура воды снижается сверх
допустимого значения).
11. Защита осуществляется посредством двух стоп-
устройств: рабочего ЭСУ и аварийного ЭВЗ. Рабочее
стоп-устройство представляет собой электромагнит,,
воздействующий на рейку топливного насоса, снаб-
женный электромагнитной защелкой. При пуске в об-
мотку катушки защелки ЭМЗС поступает ток, защелка
снимается и восстанавливается рабочее положение.
С помощью рабочего стоп-устройства осуществляется’
остановка — нормальная или аварийная.
Аварийное стоп-устройство страхует рабочее. Это
стоп-устройство разового срабатывания. В качестве’
такого стоп-устройства может быть использована воз-
душная захлопка с электромагнитным приводом и само-
обесточиванием или стоп-клапан, перекрывающий то-
пливо.
Аварийное стоп-устройство ЭВЗ срабатывает только
по аварийным импульсам. При этом импульс «разноса»,
а в ряде случаев и импульс падения давления, всегда
подается сразу на оба стоп-устройства. Остальные
аварийные импульсы вначале вызывают действие рабо-
чего стоп-устройства, а через некоторую выдержку
времени ШРВ — аварийное (в том случае, если рабо-
чее не срабатывает). Этим обеспечивается максимальная
надежность защиты.
12. Для обеспечения надежной защиты двигателя
на случай исчезновения оперативного тока в схеме
автоматики (например, если перегорели предохрани-
тели) предусматривается возможность остановки дви-
гателя от энергии собственного генератора посредством
реле контроля питания батареи РК. Унифицированное-
стоп-устройство рассчитывается на срабатывание при
подаче напряжения как аккумуляторов (24 в, постоян-
ный ток), так и генератора (230 в, переменный ток).
13. Оперативное питание схемы осуществляется от
аккумуляторов 24 в. Этим обеспечивается постоянная
готовность схемы к действию.
14. Остановка в типовой схеме осуществляется через,
реле остановки РО, на котором собираются все остано-
вочные импульсы от кнопок KOi, от реле аварии РА2,
от реле автоматического пуска PAHt. После получе-
ния импульса реле РО самоблокируется контактами
РО3. В дальнейшем происходит выключение нагрузки
контактами РОг и охлаждение двигателя на холостом’
ходу до некоторого значения температуры воды в соот-
ветствии с уставкой температурного реле 4РТ. Это-
происходит на номинальных оборотах или на малых,
оборотах путем вывода с помощью реле РУМ регуля-
тора на минимальный затяг пружины, после чего по-
дается импульс на рабочее стоп-устройство ЭСУ. При
нормальной остановке осуществляется также страховка
двигателя с помощью аварийного стоп-устройства,
которое вступает в действие после определенной вы-
держки времени (реле ШРВ), в случае если двигатель,
не будет остановлен рабочим стоп-устройством.
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
483
11. Блоки предварительного прогрева и самопрогрева
На фиг. 205, д, в приведена типовая схема блоков
прогрева и самопрогрева, которые имеют единую
управляющую часть схемы (фиг. 205, в). Реле 5РТ
включает либо самопрогрев, либо прогрев при сниже-
нии температуры, а реле 6РТ выключает прогрев
или останавливает двигатель (выключает самопрогрев)
при достижении верхнего значения заданной темпера-
туры. Исполнительное реле 12РИ включает вначале
контакторы насосов 7К и 9К, а затем по достижении
нужного давления через 4РД и 5РД включатся контак-
торы грелок 8К и ЮК.
Реле ЮРИ при обрыве грелок отпускает и в этом
случае включается реле времени IVРВ, запуская через
реле ПРИ двигатель на самопрогрев (см. фиг. 205, а).
Если грелки вышли из строя в процессе работы, с
помощью реле 13РИ осуществляется также пуск на
режим самопрогрева и выключения контакторов насосов
и грелок (через реле///1//). Если не предусматривается
прогрев с помощью посторонней энергии, то реле ПРИ,
1УРВ и 13РИ отсутствуют в схеме, а пуск двигателя
иа самопрогрев возлагается на реле 12РИ.
III. Блок автоматизации обслуживания
На фиг. 205, г представлен блок, с помощью которого
осуществляется автоматизация операций обслужи-
вания:
1) управление вентилятором радиаторной системы
охлаждения (7РТ);
2) включение насоса подкачки воды (1РУ и 2РУ,
на фиг. 205, а через РПкВ на фиг. 205, г);
3) включение пасоса подкачки масла (ДР У и 4Р У
па фиг. 205, а через РПкМ на фиг. 205, г);
4) включение насоса подкачки топлива (5РУ и 6РУ
на фиг. 205, а через РПкТ на фиг. 205, г).
Таким образом, вентилятор управляется одним
двухиозициопным температурным реле 7РТ, а попол-
нение баков осуществляется с помощью двух реле
уровня — нижнего и верхнего.
Ниже приводится спецификация всех обозначений
схемы, представленной на фиг. 205.
1ВК, 4ВК, 6ВК — двухполюсные выключатели;
2ВК — тумблер дистанционного пуска; ЗВК — тумблер
включения свечей; 5ВК — тумблер выключения защит;
7ВК — переключатель аварийного сигнала; 8ВК —
тумблер остановки от клемм генератора; 1КП, 1КО —
кнопочные стапции «пуск», «стоп» иа дистанции; ЗКП,
КВ — кпопочные станции выявления аварии и разбло-
кировки; 1КУВ, 1КУМ, 2КУВ, 2КУМ — кнопочные
станции изменения оборотов; РК — реле контроля
питания схем; РП — реле пуска; РАИ — реле автома-
тического пуска; 1РВ — реле времени пуска; IIPB —
реле времени прокачки масла; ШРВ — реле времени
аварийного стоп-устройства; IV РВ — реле времени
самопрогрева; РС — реле включения стартера; РВС —
реле включения свечей; ВР — реле разблокировки
пусковой схемы; РУ В, РУМ—реле увеличения и
уменьшения числа оборотов; PH — реле разрешения
нагрузки; РА — реле аварии; РО — реле остановки;
1РИ — исполнительное реле оборотов прогрева; 2РИ—
исполнительное реле подсиихронных оборотов; ЗРИ —
исполнительное реле перегрева воды; 4РИ — испол-
нительное реле перегрева масла; 5РИ — исполнитель-
ное реле «разноса»; 6РИ — исполнительное реле кон-
троля давления масла; 7РИ — исполнительное реле
контроля давления воды; 8РИ — исполнительное реле
сигнала о приеме нагрузки; 9РИ — исполнительное
31*
реле сигнала аварии в цепях геиератора;/0/’// — реле
работы грелок; ПРИ — реле отключения самопро-
грева; 12РИ — реле включения самопрогрева; ШРИ—
реле контроля работы электрогрелок; 14РИ — реле
контроля прогрева двигателя; 1РТ — приемное реле
температуры прогрева масла; 2РТ — реле температуры
перегрева воды; ЗРТ — реле температуры перегрева
масла; 4РТ—реле температуры, контролирующее
охлаждение масла при остановке; 5РТ — реле темпе-
ратуры включения самопрогрева; 6РТ — реле темпе-
ратуры отключения самопрогрева; 7РТ—реле тем-
пературы воды (на включение вентилятора); 8РТ —
реле температуры (на включение клапана слива);
1РД — приемное реле контроля давления прокачки
масла; 2РД — реле контроля рабочего давления масла;
ЗРД — реле контроля давления воды; 4РД, 5РД —
реле контроля давления масла в грелках; ЭЗСУ —
электромагнит защелки стоп-устройства; ЭСУ — элек-
тромагнитное ' стоп-устройство; ЭВЗ — электромагнит
воздушной заслонки; ЭКС — электромагнит клапана
слива; РЦ — приемное реле скорости; ДРС — электро-
двигатель регулятора скорости; 1КР, 2КР, ЗКР, 4КР—
конечные выключатели; 1РУ ч- 6РУ — приемные реле
уровня; РПкК — реле подкачки воды; РПкМ — реле
подачи масла; РПкТ — реле подкачки топлива; РАГ —
реле аварии генератора; 1К — контактор насоса про-
качки масла; ЗК -i-5K — контакторы насосов обслу-
живания (подкачки воды, масла, топлива); 7К, 9К —
контакторы насосов прокачки в системах подогрева;
8К, ЮК — контакторы грелок; ПК — контактор вен-
тилятора; 1Н—электродвигатель пасоса предпуско-
вой прокачки масла; 2Н ч- 4Н — электродвигатели
насосов обслуживания; 6Н, 7Н — электродвигатели
насосов прокачки в системах подогрева; А, В — элек-
трогрелки масла и воды; 1ЛС~ 25ЛС — сигнальные
лампы (1ЛС — «питание»; 2ЛС, 16ЛС — «двигатель
не работает»; ЗЛС, 17ЛС — «двигатель на прогреве»;
4ЛС, 18ЛС — «двигатель готов к приему нагрузки»;
5ЛС, 19ЛС — «двигатель нагружен»; 6ЛС — «пере-
грев воды»; 7ЛС — «перегрев масла»; 8ЛС — «разное»;
9ЛС—«нет давления масла»; 10ЛС — «нет давления
воды»; 11АС — «авария генератора»; 12ЛС, 20ЛС —
«нет воды»; 13ЛС, 21ЛС — «нет масла»; 14ЛС, 22ЛС —
«нет топлива»; 15ЛМ — «питание»; 24ЛС — «несостояв-
шийся пуск»; 25ЛС— «общий сигнал и авария»); ЗВ—
звуковой сигнал; 1ПП~, 2ПП-, ЗПП\ 4ПП и другие —
плавкие предохранители.
IV. Основная автоматизированная модификация
дизель-генераторов с воздушным пуском
1. Пуску предшествует прокачка системы смазки
(фиг. 206, а). После срабатывания реле пуска РП
от любого пускового импульса, контактом РПг одно-
временно замыкаются цепи включения маслопрокачи-
вающего насоса 1К и реле времени контроля прокачки
По импульсу от реле давления прокачки 1РД сни-
мается электромагнитная защелка стоп-устройства ЗСУ,
и начинается пуск.
2. Пуск ведется путем воздействия на электромагнит-
ный разрешающий клапан ЭМРК, открывающий
доступ воздуха из баллона к пусковой системе двига-
теля.
3. Пуск осуществляется с одной попытки продолжи-
тельностью 30—40 сек, которая контролируется спе-
циальным реле времени 1РВ.
б. Схемой предусматривается возможность запуска
на малых оборотах с последующим выводом на
484
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
номинальные обороты. С этой целью электродвигатель,
меняющий затяг пружины регулятора, при каждой
остановке выводит регулятор на малые обороты (кон-
цевой выключатель КР2) и после каждого запуска —
на номинальные К Pi.
5. Отключение подачи пускового воздуха при состо-
явшемся запуске производится импульсом от реле РЦ1.
6. В связи с тем, что агрегаты большой мощности
могут снабжаться автономными водяными и масляными
насосами с электроприводом, при подаче пускового
импульса в схеме предусматривается возможность
подачи и импульса на включение этих агрегатов.
7. Реле увеличения оборотов РУВ, воздействуя на
сервомотор регулятора ДРС, после завершения про-
грева выводит затяг пружипы регулятора на номи-
нальную характеристику. Попутно совершается ввод
в параллель по методу самосинхронизации.
При точной синхронизации синхронизатор, подклю-
чаемый к схеме, может управлять как увеличением
РУВ, так и уменьшением оборотов РУМ.
8. При достижении верхней опорой регулятора кон-
цевого выключателя KPi при самосинхронизации серво-
мотор останавливается. При одиночной работе по им-
пульсу от PH можно включить контактор нагрузки.
Сигнализация, защита, нормальная остановка в дан-
ной схеме аналогичны рассмотренной для агрегатов
со стартерным пуском.
Имеющееся в схеме температурное реле 4РТ позво-
ляет вести остановку с охлаждением двигателя на
холостом ходу.
В схеме предусматривается автоматический слив
воды при охлаждении двигателя 8РТ через сливной
клапан ЭКС, который может срабатывать и при кно-
почном управлении KPt.
Ниже приводится спецификация всех обозначений
схемы, представленной на фиг. 206.
1ВК, 4ВК, 6ВК — двухполюсные выключатели;
2ВК — выключатель дистанционного пуска; ЗВК —
тумблер выключения защит; 5ВК — переключатель
аварийного сигнала; 7ВК — тумблер остановки от
клемм генератора; 1КП, 1КО — кнопочные станции
пуска п остановки; 2КП, 2КО — кнопочные станции
пуска и остановки с дистанции; ЗКП—кнопочная стан-
ция выявления аварии; КВ — кнопочная станция
разблокировки; 1КУВ, 1КУМ, 2КУВ, 2КУМ — кно-
почные станции изменения оборотов; РК — реле кон-
троля питапия схемы; РП— реле пуска; РАП — реле
автоматического пуска; 1РВ — реле времени пуска;
IIPB— реле времени прокачки масла; ШРВ — реле
времени воздушной захлопки; IVРВ — реле времени
самопрогрева; ВР — реле разблокировки пусковой
схемы; РУВ, РУМ — реле увеличения и уменьшения
оборотов; PH — реле разрешения нагрузки; РА —
реле аварии; РО—реле остановки; 1РИ—исполни-
тельное реле оборотов прогрева; 2РИ — исполнитель-
ное реле подсинхронных оборотов; ЗРИ — испол-
нительное реле перегрева воды; 4РИ — исполнитель-
ное реле перегрева масла; 5РИ — исполнительное
реле «разноса»; 6РИ — исполнительное реле кон-
троля давления масла; 7РИ — исполнительное реле
контроля давления воды; 8РИ — исполнительное реле
нагрузки; ЭРИ — исполнительное реле аварии в цепи
генератора; ЮРИ — исполнительное реле работы элек-
трогрелок; ПРИ — исполнительное реле отключения
самопрогрева; 12РИ — исполнительное реле включе-
ния самопрогрева; 13РИ — исполнительное реле кон-
троля работы грелок; 14РИ — исполнительное реле
контроля прогрева двигателя; 1РТ—приемное реле
температуры прогрева масла; 2РТ — реле температуры
перегрева воды; ЗРТ — реле температуры перегрева
масла; 4РТ — реле температуры, контролирующее
охлаждение масла при остановке; 5Р Т — реле темпе-
ратуры включения самопрогрева; 6Р Т — реле темпе-
ратуры отключения самопрогрева; 7РТ—реле тем-
пературы, включающее вентилятор; 8РТ — реле вре-
мени, включающее, клапан слива; 1РД — прием-
ное реле давления предпусковой прокачки масла;
2РД — реле контроля давления масла; ЗРД — реле
контроля давления воды; 4РД — реле давления масла
в грелках; 5РД — реле давления воды в грелках;
ЭМРК — электромагнитный пусковой клапан; ЭЗСУ—
электромагнит защелки стоп-устройства; ЭСУ — элек-
тромагнит стоп-устройства; ЭВЗ — электромагнит воз-
душной захлопки; ЭКС — клапан слива; РЦ — при-
емное реле скорости; ДРС — электродвигатель регуля-
тора скорости; 1КР, 2КР, ЗКР — конечные выключа-
тели; 1РУ, 6РУ — приемные реле уровня; РПкВ —
реле подкачки воды; РПкМ — реле подкачки масла;
РПкТ — реле подкачки топлива; РПкВа — реле по-
полнения воздуха; РАГ — реле аварии генератора;
1К — контактор прокачки масла; ЗК, 6К — контак-
торы насосов обслуживания; 7К, ЭК — контакторы
насосов прокачки; 8К, ЮК — контакторы грелок;
ПК — контактор вентилятора; 1Н — электродвигатель
насоса предпусковой прокачки масла; 2Н -г- 511 —
электродвигатели обслуживания; 6Н -=- 7Н — электро-
двигатели насосов прокачки грелок; А, В— электро-
грелки масла и воды; (1ЛС — «питание»; 2ПС, 16ЛС —
«двигатель не работает»; ЗЛС, 17ЛС — «двигатель па
прогреве»; 4ЛС, 18ЛС — «двигатель готов к приему
нагрузки»; 5ЛС, 19ЛС — «двигатель пагружен»; 6ЛС—
«перегрев воды»; 7ЛС — «перегрев масла»; 8ЛС — «раз-
ное»; 9ЛС — «нет давления масла»; ЮЛС — «нет давле-
ния воды»; 11ЛС — «авария генератора»; 12ЛС, 20ЛС —
«пет воды»; 13ЛС, 21ЛС — «нет масла»; 14ЛС, 22ЛС —
«нет топлива»; 15ЛС — «нет воздуха»; 24ЛС — «иесо-
стоявшийся пуск»; 25ЛС — общий сигнал «авария»).
ЗВ — звуковой сигнал; 1ПП, 2ПП, ЗПП, 4ПП и т. д,—
плавкие предохранители.
5. КОМПЛЕКТ УНИФИЦИРОВАННЫХ ПРИБОРОВ
И УСТРОЙСТВ ДИЗЕЛЬНОЙ АВТОМАТИКИ
(ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ И КРАТКОЕ
ОПИСАНИЕ)
Приемные реле
Комбинированное реле типа КР
Назначение. Реле типа КР (фиг. 207) предна-
значены для автоматической сигнализации в случае
отклонения от заданных значений температуры и давле-
ния в системах смазки, охлаждения и топливоподачи.
По условиям заказа приборы могут поставляться
с различным набором секций приемных реле КР-1,
КР-2, КР-3 и КР-4, комбинация секций по назначению
осуществляется также по условиям заказа.
Конструкция и принцип действия.
Приемное реле давления состоит из трубки подвода,
сильфона 1, штока 2, пружины 3, регулировочной
гайки 9, микропереключателя 4, клеммной колодки.
Приемное реле температуры в отличие от реле давле-
ния имеет в качестве чувствительного элемента герме-
тическую систему «термопатрон-капилляр-сильфон» 10.
Капилляр реле температуры заключен в защитную
металлическую оплетку. Оба приемных элемента поме-
щены в водозащищенном для КР-1 и КР-2, и брызго-
пылезащищенном для КР-3 и КР-4 корпусах.
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
485
Под влиянием давления контролируемой среды (реле
давления) или паров наполнителя (реле температуры)
сильфон расширяется и через шток воздействует
иа микропереключатель. Обратное движение осуще-
ствляется с помощью пружины.
Изготовитель: Тартуский завод приборов. Г. Тарту
Эстонской ССР.
Основные размеры и вес приборов
типа КР (фиг. 207, б)
Модификация приборов Основные размеры Вес кг
А Б в Г Д
КР-1 207 176 90 74 60 2
К Р-2 217 184 123 94 82 2,5
КР-3 195 150 130 80 74 4,5
КР-4 195 150 170 80 74 5,5
Основные технические данные
приборов
Наименование параметров Данные по темпе- ратурному реле °C Данные по реле давления кГ/см2
Пределы регулирования уста- вок Максимально-допустимые па- раметры в системе (длительного действия) 30-105 ПО 0,4-4,0 8
Продолжение
Наименование параметров Данные по темпе- ратурному реле °C Данные по реле давления кГ/смЯ
Основная допустимая погреш- ность срабатывания (при темпе- ратуре окружающего воздуха 20° С) ±2 ±0,2
Дифференциал прибора 2 0,2
Допустимая погрешность при крене 15° ±4 ±0,35
Дополнительная погрешность срабатывания, вызванная откло- нением температуры окружающего воздуха от 20° С на каждые 10° С 25% ве ОСНОВНОЙ НО( ЛИЧИНЫ погреш- :ти
Мощность размыкания кон- тактов в цепи постоянного тока (26 в) 60 вт 60 вт
Центробежное трехпозиционное реле РЦ-3
Назначение. Реле РЦ-3 предназначено для
автоматической сигнализации о достижении дизелем
заданных оборотов (скорости вращения) фиг. 208.
Конструкция и принцип действия.
Центробежное реле типа РЦ-3 состоит из следующих
основных частей. Корпуса 4, в котором установлен
мультипликатор. Большая шестерня 3 мультиплика-
тора сидит на приводном валике 5, малая 2 на валике 1,
изготовленного заодно с крестовиной. На крестовине
расположены грузы 6. Ролики грузов опираются на
б
Фиг. 207. Унифицированный первичный прибор КР-4: 1 —сильфонный чувствительный элемент;
2—шток; з—пружина; 4—микропереключатель; 5 —механизм изменения установки; 6 —
корпус секции; 7 — крепежные детали; 8 — корпус прибора; 9 — регулировочная гайка; 10 —
термопатрон.
486
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
упорную чашку 7. Скользящая муфта 9 сидит на непод-
вижной втулке 8. Внутри муфты расположены пружины
10 и 15. Над муфтой 9 расположены три микровыключа-
теля 11 (на рисунке показан один), положение которых
может меняться перемещением по направляющей 14,
чем и достигается нужная уставка каждой позиции
реле. Электрическая часть реле закрыта колпаком 12.
Регулировочный винт 13 служит для регулировки
Дифференциал иа каждой
уставке ...................... не более
100 o6/jWUh
Разрывная мощность кон-
тактов ....................... 60 ет
Реле уровня сильфонное типа РУС-3
Назначение. Реле РУС-3 (фиг. 209) предназна-
чено для автоматической сигнализации по достижению
Фиг. 208. Центробежное трехпозиционное реле РЦ-3.
усилия центральных пружин 10 и 15. Вращение
двигателя через поводок и мультипликатор (пере-
даточное число I = 2) подается к измерителю (грузам).
Ролики грузов через упорную чашку и шарикопод-
шипник передают поступательное движение сколь-
зящей муфте 9, которая своим выступом воздействует
на рычаги микропереключателей 11, замыкая тем самым
контакты в цепи управления.
Для гашения колебаний на приводе в большой ше-
стерне 3 мультипликатора вмонтированы демпферные
пружины. Водозащищенность прибора обеспечивается
уплотнительной резиной под колпаком.
Привод прибора может быть осуществлен как жест-
ким, так и с помощью гибкого валика.
Завод-изготовитель: завод регулирующих приборов
г. Усть-Каменогорск, Казахская ССР.
Техническая характеристика
Номинальное число обо-
ротов на входе приводного
валика................. 1500 об/лшн (до-
пускается двух-
стороннее враще-
ние)
Уставки срабатывания:
I позиция.......... 450—600 об/мин
II позиция.......... 750—1575 об/лшн
III позиция......... 1200—1725 об/лшн
Точность срабатывания
на каждой уставке .... ±25 об/мин
Фиг. 209. Реле уровня РУС-3.
заданного уровня воды, масла, топлива в автомати-
зированных стационарных дизельных установках.
Реле однопозициоиное с одним нормально открытым
и одним нормально закрытым контактами.
Конструкция и принцип действия.
Приемное реле уровня типа РУС-3 состоит из поплавка
1, стального штока 2, крышки 3, сильфона-разделителя
4, рычага 5, микропереключателя 6, корпуса 7 и кол-
пака 8.
Прибор крепится к боковой стенке и может быть
использован для контроля как за нижним, так и за
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
487
верхним положением уровня. Контролируемый уровень
соответствует положению продольной оси прибора.
Техническая характеристика
Точность срабатывания реле, мм.. 1
Дифференциал не более, мм........ 20
Разрывная мощность контактов, вт ... . 300
Исполнительные устройства
Электромагнитное стоп-устройство типа ЭМС
Назначение. Электромагнитные стоп-устрой-
ства ЭМС-10—24, ЭМС-5—24 и ЭМС-5—12 (фиг. 210)
предназначены для автоматической остановки двига-
теля воздействием на орган дозировки топлива (рейку)
ф62
Фиг. 210. Электромагнитное стоп-устройство
типа ЭМС.
насоса или стоп-золотник регулятора с фиксацией
в положении «стоп».
Конструкция и принцип действия.
Электромагнитное стоп-устройство типа ЭМС предста-
вляет собой прямоходовой электромагнит соленоидного
типа с автоматическим отключением питания основной
катушки после срабатывания и удержанием якоря
в притянутом положении механической защелкой.
Техническая характеристика
Технические показатели Типы
ЭМС-10— 24 ЭМС-5 — 24 ЭМС-5 — 12
Перестановочное уси- лие, кГ 10 5 5
Рабочий ход яко- ря, мм 10 10 10
Продолжение
Технические показатели Типы
ЭМС-10— 24 ЭМС-5- 24 ЭМС-5 — 12
Рабочее напряжение oz + 3 24+3 12±2
постоянного тока, в . . -*-4 ^-4
Потребляемая мощ- ность: основной электро- магнит, вт . . <430 <400 <200
электромагнит защелки, вт . 130 130 73
Габаритные разме- ры, .ы А 190 170 170
А, .' 28 28 28
Б 75 80 80
Вес прибора, кг . . 3,0 2,1 2,1
Электромагнитное стоп-устройство типа ЭМС имеет
два электромагнита: основной 1 и электромагнит
защелки 5, размещенные в корпусе 10.
Сердечник И основного электромагнита с одной сто-
роны воздействует на орган топливоподачи, с другой
стороны к нему на шарнире крепится толкатель 3.
Толкатель 3 имеет кольцевую выточку, в которую
входит шарик фиксатора 4 под воздействием пружины 9
сердечника 8. Над толкателем расположен микропере-
ключатель 7. Электрическая часть закрывается колпа-
ком 6 и уплотняется резиновым кольцом.
При импульсе на пуск получает питание обмотка
электромагнита защелки. Сердечник 8 втягивается
и освобождает шарик фиксатора. Под действием пру-
жины 2 сердечника основного электромагнита шарик
выходит из кольцевой канавки толкателя и сердечник
11 перемещается в положение, при котором рейка или
стоп золотник органов топливоподачи занимают рабочее
положение.
При остановке двигателя получает питание обмотка
основного электромагнита 1, сердечник 11 втягивается
вместе с толкателем, кольцевая канавка толкателя под-
ходит к отверстию сеператора, из которого шарик под
действием усилия пружины 9 и сердечника 8 выкаты-
вается и толкатель становится на защелку. Под дей-
ствием пружины 9 сердечник 8 перемещается вверх
до упора. Толкатель в верхнем положении упирается
в кнопку микропереключателя и разрывает цепь пита-
ния основного электромагнита.
Прибор имеет кнопку ручного управления, которая
рычагом воздействует на сердечник 8 — переставляет
его в нижнее положение и, тем самым, снимает толка-
тель с защелки.
Завод-изготовитель: завод регулирующих приборов
г; Усть-Каменогорск, Казахской ССР.
Э лектропневматическое стоп-устройство
типа ЭПС-25—24
Назначение. Электропневматическое стоп-
устройство типа ЭПС-25—24 предназначено для авто-
матической остановки двигателя путем воздействия на
рейку топливного насоса (фиг. 211).
Конструкция и принцип действия.
Электропневматическое стои-устройство представляет
488
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
собой исполнительный пружинный механизм, взводи-
мый пусковым воздухом при пуске двигателя с удер-
жанием на защелке во время работы двигателя. Снятие
с защелки штока обеспечивается электромагнитным
приводом.
Электропневматпческое стоп-устройство (фиг. 211)
состоит из следующих основных частей: корпуса 13,
поршня 12, рабочей пружины 11, штока 10, сепаратора
Фиг. 211. Электрошювматическпе стоп-
устройства типа ЭПС.
9, пружины сердечника 4, сердечника 7, обмотки
электромагнита 8, микропереключателя 6, золотника 2,
рычага 3, демпферной пружины 1, колпака 5.
При пуске двигателя пусковой воздух по каналу
в штуцере А, каналам Б, С, Д поступает в цилиндр
и перемещает поршень 12, сжимая рабочую пружину 11.
С поршнем перемещаются шток 10, рычаг 3 и золотпик
2. Последний в нижнем положении перекрывает доступ
воздуха в канал Б. В этом же положении шток 10
становится па защелку: сердечник 7 под действием пру-
жины 4 выжимает шарик фиксатора 9, который и удер-
живает шток 10 в нижнем положении.
При импульсе на остановку получает питание элек-
тромагнит 8, сердечник 7 опускаясь освобождает место
для выхода шарика пз отверстия сепаратора 9 и сердеч-
ник под действием рабочей пружины 11 перемещается
вверх, переставляя тем самым рейку топливного насоса
в положение нулевой подачи. Одновременно контакты
микропереключателя в разрывают цепь питания об-
мотки электромагнита 8.
Колпак 5 служит для предотвращения попадания
в электрическую часть прибора воды и пыли. Уплотне-
ние обеспечивается резиновым пояском, расположенным
между корпусом и колпаком.
Техническая характеристика
Перестановочное усилие, кГ............... 25
Рабочий ход, мм.......................... 20
Давление пускового воздуха, кГ/сл(2 . . . 8—60
Рабочее напряжение постоянного тока, а 24 ’ /
Потребляемая мощность, вт............... 430
Вес прибора, кг......................... 3,7
Завод-изготовитель: завод регулирующих приборов
г. Усть-Каменогорск, Казахской ССР.
Электромагнитный стоп-клапан типа ЭСК
Назначение. Электромагнитные стоп-клапаны
ЭСК-10—24 и ЭСК-25—24 предназначены для автома-
тической остановки двигателя путем перекрытия доступа
топлива к топливным насосам (фиг. 212).
Конструкция и принцип действия.
Электромагнитный стоп-клапан представляет собой
нормально открытый клапан с электромагнитным при-
водом на закрытие.
В корпусе 1 электромагнитного стоп-клапана тина
ЭКС расположен клапан 2, который связан с сердечни-
ком электромагнита 5.
При нормальной работе двигателя сердечник отжи-
мается пружиной 3 и топливо проходит через каналы
А, В и С.
При импульсе па остановку получает питание обмотка
электромагнита 5, сердечник (клапан) поднимается
и перекрывает капал С.
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
48&.
Электрическая часть защищена от топлива втулкой 4
и закрывается колпаком в. Уплотнение корпуса и кол-
пака достигается резиновым кольцом.
Техническая характеристика
Показатели Тип
ЭСК-10—24 ЭСК-25-24
Диаметр условного прохода, лш Рабочее давление жидкости, кГ/с.«2 Рабочее напряжение постоян- ного тока, в Потребляемая мощность, ет Габаритвые размеры: А, мм Б, мм Вес прибора, кг 10 3 24±| <16 165 80 1,6 25 3 24±| <16 190 85 2,5
Завод-изготовитель: завод регулирующих приборов
г. Усть-Каменогорск, Казахская ССР.
Электромагнитный привод воздушной захлопни
типа ПВЗ
Назначение. Электромагнит воздушной зах-
лонки типа ПВЗ предназначен для остановки двигателя
по аварийному импульсу путем воздействия назахлопку,
перекрывающую всасывающий тракт (фиг. 213).
95
&72
Фиг. 213. Электромагнитный привод
воздушной захлопни типа ПВЗ.
Конструкция и принцип действия.
Электромагнитный привод воздушной захлопки предста-
вляет собой прямоходовой электромагнит соленоидного
типа с отключением питания после срабатывания.
Фиксация якоря в положении срабатывания обеспечи-
вается конструкцией спускного механизма воздушной
захлопки.
Основными деталями электромагнита воздушной за-
хлопки являются: основание 8, сердечник 7, обмотка
электромагнита в, корпус 1, ярмо 2, пружина 5, микро-
переключатель 4, колпак 3.
При импульсе па остановку получает питание обмотка
электромагнита 6, сердечник 7 втягивается и освобо-
ждает привод захлопки, которая под действием спе-
циальной пружины или потоком всасываютЦего воздуха
перекрывает всасывающий тракт двигателя. Верхним
концом сердечник упирается в рычаг микропереключа-
теля 4, чем обеспечивается обесточивание электромаг-
нита.
Уплотнение электрической части от попадания воды
и пыли обеспечивается колпаком 3 и уплотнительным
резиновым пояском. Уплотнение электрических про-
водов — сальниковое.
Технические характеристики
Показатели Тип
В 3-6-2 4 ПВЗ-З-12
Перестановочное усилие, кГ Напряжение питания постоян- ного тока, в Рабочий ход, jkjk Потребляемая мощность, вт Вес прибора, кг 6 24±| 10 <400 2,0 3 12±2 10 <200 2,0
Завод-изготовитель: завод регулирующих приборов
г. Усть-Каменогорск, Казахская ССР.
Электромагнитный разрешающий клапан типа ЭМРК
Назначение. Электромагнитные разрешающие
клапаны ЭМРК-15-24, ЭМРК-25—24 и ЭМРК-45—24
предназначены для автоматической подачи пускового»
воздуха при импульсе на пуск (фиг. 214).
Фиг. 214. Электромагнитный раз-
решающий клапан типа ЭМРК.
Конструкция и принцип действия.
Прибор представляет собой электромагнитный клапан
490
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
с приводом на открытие, причем якорь электромагнита
воздействует на шарик, который управляет перепадом
давлений на специальной дифференциальной площадке
поршня клапана.
Электромагнитный разрешающий клапан типа ЭМРК
состоит из следующих основных деталей: корпуса кла-
пана 10, клапана 9, пружины клапана 8, крышки
корпуса 5, обмотки электромагнита 4, сердечника 2.
Воздух высокого давления через отверстие А посту-
пает во внутреннюю полость клапана 9 и прижимает
его к седлу 11.
При импульсе на пуск получает питание катушка
электромагнита 4, сердечник 2 втягивается и нажимает
на шарик в.
Воздух из внутренней полости клапана 9 через соответ-
ствующие каналы выходит в атмосферу, клапан давлени-
ем пускового воздуха поднимается и тем самым подается
воздух к двигателю. По окончании импульса сердечник
2 поднимается пружиной 3, шарик в пружиной 7;
во внутренней полости клапана поднимается давление,
клапан опускается и садится на седло. Пружина 8
прижимает клапан к седлу, когда нет воздуха, а также
смягчает удар при его подъеме. Для ручного пуска
служит рукоятка 1.
В отличие от ЭМРК-15—24, который имеет штуцерное
соединение, клапана ЭМРК-25—24 и ЭМРК-42—24
имеют фланцы для подсоединения воздушных магистра-
лей.
Техническая характеристика
Показатели Тип
ЭМРК-15—24 ЭМРК-25—24 ЭМРК-45—24
Диаметр условно- го прохода, мм 15 25 45
Рабочее давление воздуха, кГ/сл2 80-150 8-80 8-80
Рабочее напряже- 24^? 24^? 24 + ?
ние постоянного тока, в
Мощность, по- требляемая элект- ромагнитом, вт 200 100 100
Габаритные раз- меры 240X100X80 260X125X100 310Х125Х 100
Вес прибора, кг 6,5 7,5 10,5
Завод-изготовитель: завод регулирующих приборов
г. Усть-Каменогорск, Казахская ССР.
Электромагнитный клапан долива типа КД
Назначение. Электромагнитные клапаны до-
лива КД-30—24 и КД-30—220 предназначены для авто-
матического пополнения водой, топливом и маслом рас-
ходных емкостей автоматизированных дизельных уста-
новок (фиг. 215).
Конструкция и принцип действия.
Электромагнитные клапаны долива типа КД предста-
вляют собой нормально закрытые клапаны с электро-
магнитным приводом на открытие. Рабочая полость
клапана отделена от электромагнита сильфоном.
Закрытие клапана обеспечивается пружиной и давле-
нием рабочей жидкости, действующей на дифферен-
циальную площадку клапана.
К корпусу 9 клапана долива типа КД в нижней части
и сбоку крепятся фланцы трубопроводов. В верхнюю
часть корпуса 9 ввернута крышка 3 сильфона 6. Силь-
фон припаян к клапану 7. В клапан ввернут шток 4,
который для КД-30—24 является сердечником, для
КД-30—220 поводком электромагнита переменного тока.
В нормальном положении клапан закрыт. Клапан
7 прижимается под действием пружины 5 и давления
рабочей среды к седлу 8.
При подаче питания на электромагнит 2 шток (сердеч-
ник) или поводок втягивается, клапан 7 поднимается.
ФЗО
Фиг. 215. Электромагнитный клапан
долива типа КД.
С прекращением подачи питания на электромагнит
клапан закрывается.
Электрическая часть клапана КД-30—24 закрыта
колпаком 1. Уплотнение обеспечивается резиновым
кольцом.
Техническая характеристика
Показатели Тип
КД-30-24 КД-30-220
Диаметр условного прохода, мм Рабочее давление жидкости, кГ/смЪ Род тока Напряжение, в Потребляемая мощность, вт Вес прибора, кг Габаритные размеры: А, мм Б, мм 30 3 Постоянный 24±3 <25 4 210 90 30 3 Переменный 220 <200 4 210 90
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
491
Завод-изготовитель: завод регулирующих приборов
г. Усть-Каменогорск, Казахская ССР.
Электромагнитный клапан слива типа КС
Назначение. Электромагнитные клапаны слива
типа КС (фиг. 216) предназначены для автоматического
слива воды из системы охлаждения неработающего
двигателя при снижении ее температуры ниже допускае-
мого значения.
Ф70
Фиг. 216. Электромагнитный спускной
клапан типа КС.
Описание конструкции и принципа действия. Клапан
слива состоит из следующих основных деталей: кор-
пуса 10, клапана 8 с резиновой прокладкой, седла 9,
сильфона-разделителя 1, внутри которого расположена
пружина 7, обмотки электромагнита 5, сердечника 2,
микровыключателя 4 и рукоятки ручного управления 6.
При импульсе на срабатывание получает питание
электромагнит 5, сердечник 2 поднимается и становится
на защелку (на рисунке не показано). Верхним концом
сердечник упирается в толкатель микровыключателя 4
и обесточивает электромагнит 5.
Для закрытия клапана необходимо выдернуть ру-
коятку защелки и клапан 8 под действием пружины 7
сядет на седло 9.
Ручное управление клапана обеспечивается рукоят-
кой в. При ввертывании рукоятка своим косым срезом
поднимает сердечник и удерживает его, а тем самым
и клапан в открытом положении.
Уплотнение электрической части от попадания воды
и пыли обеспечивается колпаком 3 и уплотнительным
резиновым пояском.
Уплотнение электрических проводов — сальниковое.
Техническая характеристика
Показатели Тип
КС-30—24 КС-15—24 КС-15—12
Диаметр условного про- хода, мм 30 15 15
Рабочее напряжение по- стоянного тока, в ..... 24±| 24±1 12±2
Рабочее давление жидко- сти не более, кг ...... 3 3 3
Потребляемая мощность, вт 400 400 200
Рабочий ход якоря, мм 7 4 4
Вес клапана, кг 4,5 4,5 4,5
Завод-изготовитель: завод регулирующих приборов
г. Усть-Каменогорск, Казахская ССР.
Комплектные устройства табл. 58.
Таблица 58
Типовые комплектные устройства (электрические щиты) для стационарных автоматизированных
дизель-генераторов
Тип комплектного устройства Назначение комплектного устройства Основные технические данные устройства , Область применения
АКУ-61 Для автоматического управления, защиты, сигнализации и регу- лирования напряже- ния дизель-генератора Оперативное напряжение — 24 в постоянного тока Рабочее напряжение 220/380 в для дизель- генераторов мощностью от 100 до 600 кет. Ввод в параллельную работу осуществляется методом автоматической самосинхронизации Для одно- и много- агрегатных электро- станций стационарно- го типа
ВАКУ-62 То же Оперативное напряжение 24 в постоянного тока Рабочее напряжение — 6,3 кв для дизель-ге- нераторов мощностью от 400 до 1000 кет. Ввод в параллельную работу осуществляется методом автоматической самосинхронизации То же
Завод-изготовитель: Минский электротехнический завод Белорусского СНХ.
492
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
6. ОБЩЕПРОМЫШЛЕННЫЕ СРЕДСТВА АВТОМАТИЗАЦИИ В СИСТЕМАХ ДИЗЕЛЬНОЙ АВТОМАТИКИ
В табл. 59, 60 и 61 приводятся сведения об общепро- быть использованы в системах дизельной автома-
мышленных средствах автоматизации, которые могут тики.
Таблица 59
Реле температуры, которые могут найти применение в системах дизельной автоматики
Ма рка Тип, принцип действия Пределы регулирова- ния °C Точ- ность сраба- тыва- ния °C Дифферен- циал °C Разрывная мощность контактов: постоянного тока, вт переменного тока, ва Вес реле кг Габарит мм Техническая документация
ТР-1 Дистанционное, с чувствительным эле- ментом, действующим по принципу парово- го термометра от —20 до +ю ±1 2,5—21 регулиру- емый 150 ва, — 220/127 20 ет =220 0,8 85X120X67 Орловский завод приборов
ТРДК-3 То же —2 до +12 —25 до 0 +1 Минималь- ный диф- ферипциал не более 2 Максималь- ный не менее 8, но пе более 15 320 в —50 вт '380 в — ~ 300 ва 2,7 200X170 <79 Тартуский приборо- строитель- ный завод, эсер
ТКР-53 Дистанционное, с чувствительным эле- ментом, действую- щим по принципу па- рового термометра +56 ч- 58 ±2 3-4 60 вт 3,8 92x182x257 Тартуский приборо- строитель- ный завод, ЭССР
ПТР-2 Двухпозициониое, полупроводниковое реле —30 до +50 ±0,5 0,5-5 регулиру- емый 220 в—50 вт 220 в -500 еа 2 106X167X Х104 Орловский завод приборов
УТС-1 Многоточечная си- стема термосигнали- зации для подшипни- ков +65 +5 150 ва 20 (общий вес ком- плекта) Блок питания 230X280X Х350. Коробки сигнальные и распре- делитель- ные — 115Х115Х Х205. Термодат- чики 50X70X380 Львовский завод «Теплокон- троль»
ТПД-4п Дистанционное, с чувствительным эле- ментом, действующим по принципу парового термометра, четырех- позиционное 8 модифика- ций с охва- том интер- вала +60 до+115 Срабатыва- ние на каждой позиции через 5° С ±1-2 4-6 60 вт 4,5 280x190x90 Орловский завод приборов
Реле давления, которые Могут найти применение в системах дизельной автоматики
таблица аи
Марка Тип, принцип действия Допускаемое давление в системе КГ /см2 Пределы изменения уставок кГ/см2 Точность срабатыва- ния кГ {см2 Дифферен- циал кГ/см2 Разрыв- ная мощность контак- тов Габариты мм Вес кг Примечание Завод-изго- товитель
РМ52-2 Мембранный чув- ствительный элемент, пружинные контакты 3,5 0,25-1,18 ±0,1 0,2 350 вт 77X202X154 3,65 — —
РМ52-3 Сдвоенный мембран- ный чувствительный элемент, пружинные контакты 6 1,5-5 ±0,3 0,7 350 вт 183Х160Х Х162 6,9 Может быть использо- вано как двухпози- ционное реле —
РДА Сильфонный чув- ствительный элемент, контактный механизм, регулировочная пру- жина Прибор состоит из: а) датчика низко- го давления б) датчика высоко- го давления 0-5 10-20 0,15-3,3 13-18 ±0,15 ±0,25 0,4—1,2 регулируе- мый 2-3,5 регулируе- мый 201X114X87 -2 Может быть использо- вано как двухпози- ционное Тартуский приборо- строитель- ный завод, ЭССР
150 ва 150 в а
РДА-2 Сильфонный чувстви- тельный элемент, кон- тактный механизм, регулировочная пру- жина Прибор состоит из: а) датчика низкого давления, на по- нижение б) датчика высоко- го давления, на повышение — 0,15-0,85 5—12 ±0,03 ±0,3 0,15-0,6 регулируе- мый <3 150 ва 150 в а • 200x115 x 87 1,6 Может быть ис- пользовано как двух- П03ИЦИ0И- ное Тартуский приборо- строитель- ный завод, ЭССР
Продолжение табл. 60
Марка Тип, принцип действия Допускаемое давление в системе кГ/сл«2 х Пределы изменения уставок кГ j см2 Точность срабатыва- ния кГ/cMi Дифферен- циал кГ/сж2 Разрыв- ная мощность контактов Габариты мм Вес мм Примечание Завод-изго- товитель
РД-1 Сильфонный чув- ствительный элемент, контактный механизм и регулировочная пру- жина Прибор состоит из: а) датчика низкого давления, на включение испол- нительных меха-• низмов б) датчика высоко- го давления, на включение испол- нительных меха- низмов — 0,75-3,8 6—12 ±0,1 ±0,3 0,4—1,5 регулируе- мый 2,5 300 ва 300 ва 156X114X87 ~2 Может быть ис- пользовано как двух- позицион- иое Тартуский приборо- строитель- ный завод, эсер
РД-3 Сильфонный чувстви- тельный элемент, кон- тактный механизм и регулировочная пру- жина 0,05-1 0,05-0,9 ±0,02 0,1—0,6 регулируе- мый 150 ва 218X160X70 1,65 Может быть ис- пользова- но как двухпози- ционное То же
РД-5 Сильфонный чув- ствительный элемент, контактный механизм и регулировочная пру- жина ~20 13—18 ±0,2 2,5 380 ва 187X114X90 0,9 — »
РД-6 Сильфонный чув- ствительный элемент, контактный механизм и регулировочная пру- жина Прибор включает: а) датчик низкого давления на вы- ключение б) датчик высоко- го давления на включение 4,4 21 0,75-4 8—19 ±0,13 ±0,44 04—1,5 регулируе- мый 2-3,5 регулируе- мый 150 ва 150 ва 232X160 X 74 2 Может быть ис- пользовано как двух- позицион- ное Тартуский приборо- строитель- ный завод, эсер
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Продолжение табл. 60
Марка Тип, принцип действия Допускаемое давление в системе ХГ/СЛ12 Пределы изменения уставок КГ/См2 Точность срабатыва- ния кГ/см2 Дифферен- циал кГ I см2 Разрыв- ная мощность контак- тов Габариты мм Вес кг Примечание Завод-изго- товитель
РД-7Т Сильфонный чув- ствительный элемент, контактный механизм и регулировочная пру- жина Прибор состоит из: а) датчика низкого давления на вы- ключение б) датчика высоко- го давления на включение ~6 —20 0,6-4 V 9-19 ±0,13 ±0,4 0,4-1,5 регулируе- мый 2-3,0 регулируе- мый 150 ва —60 вт 150 еа —60 вт 238X163X74 2 — Тартуский приборо- строитель- ный завод, ЭССР
РДМ-5 Мембранный чув- ствительный элемент, контактный механизм, регулировочная пру- жина 30 0,5-1 1-4 4-9 — <10% от номиналь- ного давле- ния сраба- тывания 24 вт £=182 090 2,5 — То же
РДЕ Мембранный чув- ствительный элемент, контактный механизм, регулировочная пру- жина 6 0,25-5 ±0,3 0,2—0,7 регулируе- мый 350 вт 0135x165 4,5 Может быть ис- пользовано как двух- позициои- ное »
РД1-О1 Сильфонный чув- ствительный элемент, контактный механизм, регулировочная пру- жина 12 0,7—5 ±0,2 0,4—2,5 регулируе- мый 150 ва 84X150X58 0,85 — Орловский завод приборов
РД2-03 То же 21 8-20 ±0,5 2-5 регулируе- мый 150 ва 84X142X58 0,75 — То же
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК 495.
hродолжение табл. 60
Марка Тип, принцип действия Допускаемое давление в системе кГ/сл<2 Пределы из- менения уставок кГ/смЪ Точность срабатыва- нии кГ/см2 Дифферен- циал кГ/см* Разрыв- ная мощность контак- тов Габариты мм Вес кг Примечание Завод-изго- товитель
РДК-3 Сильфонный чув- ствительный элемент, контактный механизм, регулировочная пру- жина 8 0-3 ±0,08 0,25 380 ва 200X176 2 — Тартуский приборо- строитель- ный завод, ЭССР
, РДК-53 Сильфонный чув- ствительный элемент, контактный механизм с постоянным магни- том 8 0-3 ±0,08 при крене 15° ±0,15 при крене до 45° 0,25 60 вт 92X182x249 3 То же
РДК2-53 Сильфонный чув- ствительный элемент, контактный механизм с постоянном магни- том 8 15 0,25-5 7-12 ±0,5 при крене 15° ±0,8 при крене 45° <2,5 60 вт 74X160x206 3 — »
СПДМ-100 Мембранный чув- ствительный элемент 1000 мм вод. ст. 20—100 мм вод. ст. — Коэффици- ент само- возврата 0,55—0,9 (регулируе- мый) 550 ва 0 220 X 375 • 3,8 — Завод «Тепло- автомати- ка», г. Улан- Удэ
СПДМ-300 Мембранный чув- ствите л ьный э л емент 1000 мм вод.* ст. 80—300 мм вод. ст. — Коэффици- ент само- возврата 0,55—0,9 (регулируе- мый) 550 ва 0 220 X 375 3,8 — То же
СП ДМ-500 То же 2500 мм вод. ст. 200—500 мм вод. ст. — То же 550 ва 0 160X375 3,2 — »
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
32 Заказ 1630.
П родолжение табл, 60
Марка Тип, принцип действия Допускаемое давление в системе кГ/см 2 Пределы из- менения уста вок КГ /СЛ12 Точность срабатыва- ния кГ/см% Дифферен- циал кГ/см2 Разрыв- ная мощность контак- тов Габа риты мм Вес кг Приме- чание Завод-изго- товитель
СП ДМ-800 Мембранный чув- ствительный элемент 2500 мм вод. ст. 400—800 мм вод. ст. — Коэффици- ент само- возврата 0,55-0,9 (регулируе- мый) 550 ва 0 160 X 375 3,2 — Завод «Тепло- автома- тика» г. Улаи- Удэ
СПДС-1,5 Сильфонный чув- ствительный элемент 2,5 0,25—1,5 — То же 550 ва 110Х170Х Х410 . 4 — То же
СПДС-4 То же 6,0 0,5-4,0 » 550 ва 110Х170Х Х410 4 — »
СПДС-6 » 8,0 1,0-6,0 — » 550 ва 110Х170Х Х410 4 —
СПДС-8 » 10,0 2,0-8,0 — » 550 ва 110Х170Х Х410 4 — »
РДС Чувствительный эле- мент — одновитковая трубчатая пружина Ртутные контакты 30 5-25 ±0,25 — 300 вт 180X205X75 3,75 Рязанский завод тепловых приборов
РКС-1 Реле разности дав- лений. Чувствитель- ные элементы силь- фонные. Контактный механизм — конструк- тивный узел прибора 6 кратко- временно, при пуске до '12 (разность давлений ДО 5) Разность давлений от 0,2 До 1,8 ±0,15 0,3 150 ва — 220 в 232X85X61 1,1 — Орловский завод приборов
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
498
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица 61
Реле уровня, которые могут найти применение в системах дизельной автоматики
Марка Тип, принцип действия Эскиз , Основные размеры, мм Точность срабатывания в мм уровня Дифференциал Разрывная мощность контактов в цепи по** стоянного тока, вт Техническая докумен- тация
СУ-1 Поплавковое, бокового крепле- ния с ртутными контактами. Для стационарного применения. Трех- позиционное (ава- рийный сигнал, предупредитель- ный сигнал и сиг- нал о рабочем уровне) II II II ьз ggg ±10 100 300 Рязан- ский завод «Тепло- прибор»
л 0—g о
СУ-Ш Поплавковое, бокового крепле- ния с ртутными контактами. Двух- позиционное Для стационар- ного применения Конструктивная схема аналогич- на СУ-1 b £=195 £i = 350 ±5 100 300 То же
РМ-51 Поплавковое, внутреннего цент- рального крепле- ния с пружинны- ми контактами Для стационар- ного применения ь £ = 50- —1000 £>=150 В =190 Я = 280 5 50 300 »
7 f h. //
—It
/ 7 / л
у
РП-40 1 Поплавковое, ка- мерное, бокового крепления с ртут- ными контактами Для стационарно- го применения а J-} 1 а — Я =304 a = 205 Ь=195 d=80 ±5 от 20 до 150 (регу- лиру- ется) 300
:
1 I1 I1 1 1 1 , _ н .
-- 1
b
КОМПЛЕКСНАЯ АВТОМАТИЗАЦИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
499
Продолжение табл. 61
Марка Тип, принцип действия Эскиз Основные размеры, мм Точность срабатывания в лсл! уровня Дифференциал ! Разрывная мощность контактов в цепи по- стоянного тока, вт Техническая докумен- тация
ЭСУ-1К Прибор основан на принципе сры- ва колебаний ге- нератора высокой частоты, с датчи- ками емкостного типа. Горизон- тальное и верти- кальное располо- жение электрода Прибор с одним электродом. Рас- считан на работу в условиях вибра- ции, сотрясений и наклонов / Б/1ОК т Г? J JM IMUS Lt = от 300 до 600 лл (через 100 -и.и) i2 = = 130 Л1Л1 ±2 при верти- кальном положе- нии, ±1 при горизон- тальном положе- нии 500 а 220 в напряже- ние пи- тания 127/220 перемен- ного тока Рязан- ский завод «Тепло- прибор»
и к -jj у '/у
7/
ЭСУ-2 Основан на принципе измене- ния электрической емкости «электрод датчика — измеря- емая среда». Двухэлектродный чувствительный элемент. Двухпо- зиционное сраба- тывание. Рассчи- тан на стационар- ные условия Блок питания 240 X Х183Х X 126 Длина аксиаль- ного ка- беля <3000 = 250 Б2 = 400 ±2,5 при горизон- тальном положе- нии, ±5 при вер- тикаль- ном по- ложении 400 ва ~ -220 в 100 вт —200 в Потреб- ляемая мощность 23 ва То же
§ ОСУ-2
/ V 4 //
л 4J
7. АВТОМАТИЗИРОВАННЫЕ ДИЗЕЛЬ-
ГЕНЕРАТОРНЫЕ УСТАНОВКИ
В табл. 62 приводятся основные сведения о некоторых
автоматизированных дизель-генераторных установках,
выпускаемых отечественной промышленностью.
Таблица 62
Автоматизированные дизель-генераторные установки, выпускаемые отечественной промышленностью
Марка дизель- генератора Завод-изготовитель Мощность, кет Число оборотов, мин Напряжение гене- ратора, в Марка дизеля Марка генератора Степень автомати- зации по ГОСТ 10032—62 Время необслужива- емой работы,ч
ДГА-6 Им. С. М. Кирова 6 1500 230/400 1410,5/13 АП НТ-85 III 150
ДГА-12 То же 12 1500 230/400 2410,5/13 МСА-72/4А III 150
АДЭС-20—1 «Сардизель» 12 1500 230/400 2410,5/13 МСА-72/4 I и III 8
32*
500
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
П родолжение табл. 62
Марка дизель- генератора Завод-изготовитель Мощность, кет Число оборотов, мин Напряжение гене- ратора» в Марка дизеля Марка генератора Степень автомати- зации по ГОСТ 10032—62 Время необслужива- емой работы, ч
АДЭС-20—А «Сардизель» 12 1500 230/400 2410,5/13 МСА-72/4 III 150
АДЭС-20-В То же 12 1500 230/400 2410,5/13 МСА-72/4 III 150
ДГМ-20 Им. С. М. Кирова 20 1500 400 4410,5/13 МСА-73/4А III 500
ДГА-25 То же 25 1500 400 4410,5/13 МС82-4 III 200
ДГМА-48 » 48 1500 400 6412/14 ДГС-94/4 III 100
То же » 48 1500 400 6412/14 ЕС-91-4С III 200
ДГА-100—2.(423) Кузбасский СНХ 100 1500 230/400 6415/18 МС-117-4 II
4ДГА-19/30-1 Приволжский СНХ 135 600 400 4Д19/30 СГД-85-5-10А III 150
Д ГА-200 (428) Кузбасский СНХ 200 1500 230/400 12415/18 ГС-104-4 II
6ДГА-19/30—1 Приволжский СНХ 205 600 400 6Д18/30 СГД-12-36-10А III 150
7Д-100 Им. В. А. Малышева 1000 750 6300 7Д-100 ГСД-1708—8 II
2Э-4Д Рижский 4 1500 230 1Р1-7Д ЕС-52-4С I 8
2Э-4Р То же 4 1500 230 1Р1-7Р ЕС-52-4С III 100
Э-7Д » 7,2 1500 230 ЗР2-6Д АПНТ-85 I 8
Э-7Р » 7,2 1500 230 ЗР2-6Р АП НТ-85 III 100
ДГ-100—3 «Дальдизель» 100 750 230/400 6418/22 ГСС-103/8 II- III 150
ДГ-400 «Двигатель революции» 400 375 230/400 6436/45 СГД-400—375 III 150
ДГУ-400 400 1500 230/400 124Н18/20 МС-500 I
АДЭС-500 500 1500 230/400 124 Н18/20 СГД-12-42—4 III 150
ДГ-630 «Двигатель революции» 630 375 230/400 64 Н 36/45 СГД-630—375 III 150
Д Г-800 То же 800 375 230/400 84Н36/45 С ГД-800-375 III 150
ГЛАВА VII
СИСТЕМЫ ДИСТАНЦИОННОГО АВТОМАТИЗИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИЯ
ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
1. ТИПЫ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
И ЗАДАЧИ УПРАВЛЕНИЯ
Системы дистанционного управления ДУ или дистан-
ционного автоматизированного управления ДАУ пред-
ставляют собой комплекс устройств и связей, служащих
для передачв на расстояние управляющих воздействий
от оператора к органам управления силовой установки.
Система ДАУ может входить в состав более общей
системы комплексной автоматизации силовой установки,
которая должна содержать также все необходимые
устройства, обеспечивающие нормальное функциониро-
вание установки. Эти устройства могут объединяться
в системы пуска, аварийно предупредительной сигнали-
зации, контроля, стабилизирующие системы и др.
Функции собственно системы ДАУ ограничиваются
управлением силовой установки как средствам упра-
вления движением объекта — конкретно управлением
развиваемым движителем усилием тяги (величиной
и знаком).
В заданных внешних условиях и при отсутствие про-
межуточного отбора мощности это управление сводится
к управлению «мощностью первичного двигателя и зна-
ком усилия тяги на движителе (реверсом).
Силовые установки состоят из первичного двигателя
(дизеля), трансмиссии и движителя. Различаются транс-
миссии с постоянным и переменным передаточным отно-
шением — нерегулируемым в регулируемым — по-
стоянные и переменные, нерегулируемые и регулируе-
мые трансмиссии, соответственно. Аналогично, в зави-
СИСТЕМЫ ДИСТАНЦИОННОГО АВТОМАТИЗИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ 5Qf
самости от возможности регулирования скоростных
характеристик, например мощности как функции
скорости вращения, различаются нерегулируемые и ре-
гулируемые движители.
В зависимости от типа трансмиссии и движителя
могут быть выделены два основных класса силовых
установок, существенно различаемые как объекты
управления.
Класс 1. Установки с нерегулируемыми трансмиссиями
и движителем
В том числе:
А. Главные судовые установки с реверсивными дизе-
лями и гребными винтами фиксированного шага
(ВФШ).
Б. Главные судовые установки с нереверсивными
дизелями, с реверсивной постоянной трансмис-
сией и ВФШ. Например, реверс-редукторная
(односкоростная) передача и синхронная передача
на переменном токе.
' Класс 2. Установки с регулируемой трансмиссией или
регулируемым движителем
В том числе:
А. Главные судовые и тепловозные установки с не-
реверсивными дизелями и реверсивной регули-
руемой трансмиссией (в случае судовых устано-
вок — с ВФШ). Например, с электропередачей
на постоянном токе, коробкой скоростей и гидро-
трансформатором.
Б. Главные судовые установки с нереверсивными
дизелями и гребными винтами регулируемого
шага (ВРШ).
Одиночные установки класса 1А и групповые —
с дизелями, раздельно работающими на гребные винты—
обычно имеют прямые, неразобщаемые передачи на них.
Реверс такой установки включает остановку дизеля
и последующий его пуск в требуемом направлении.
Управление мощностью установки осуществляется:
регулированием крутящего момента дизеля путем
непосредственного воздействия на подачу топлива или
регулированием числа оборотов путем настройки все-
режимного регулятора скорости. В обоих случаях
крутящий момент и число оборотов устанавливаются
в соответствии с характеристикой движителя.
В системах неавтоматизированного местного управле-
ния чаще используется первый способ как простейший.
Благодаря стабилизирующему эффекту винтовой
нагрузки при этом достигается достаточная устойчи-
вость заданных. режимов в необходимых пределах.
Максимальное число оборотов ограничивается предель-
ным регулятором.
Иногда в процессе управления осуществляется теку-
щая перенастройка предельного регулятора — в этом
случае называемого «предел ьно-всережимным». Схема
системы управления неизбежно усложняется, однако
применяемые регуляторы могут быть простейшими.
Более совершенным является управление с помощью
всережимного регулятора, наиболее надежно стабили-
зирующего заданные обороты независимо от внешних
возмущений (ветра, волны и т. п.) и обеспечивающего
быстроту и автоматичность выполнения маневров.
Особенно необходимо применение всережимных регуля-
торов на специальных судах, работающих при резко
переменных нагрузках — ледоколах, буксирах, траль-
щиках, а также во всех случаях применения систем
ДАУ в связи с возможным отсутствием непосредствен-
ного контроля за режимом двигателя.
Всережимные регуляторы, применяемые в системах
ДАУ, должны отвечать специальным требованиям —
см. гл. 5 раздела VI.
Система ДАУ должна здесь предусматривать объеди-
нение управления оборотами и реверсом двигателя,
включая операции «стоп» и «пуск».
Групповые установки класса 1А с общим гребным
винтом снабжаются разобщительными устройствами
(муфтами). В связи с этим появляется дополнительная
возможность реверсирования винта переключением
муфт двигателей, вращающихся в противоположных
направлениях.
Для стабилизации режимов холостого хода двигате-
лей (при разобщенных муфтах) необходимо применение
всережимных или двухрежимных регуляторов, пред-
почтительнее первых, так как двухрежимные регуля-
торы по конструкции не проще всережимных, менее
универсальны, усложняют системы ДАУ и не обеспечи-
вают автоматической стабилизации промежуточных
режимов скорости.
Применение двухрежимных регуляторов несколько
облегчает согласование нагрузок дизелей, работающих
параллельно в широком диапазоне оборотов.
Однако в этой части более современным и совершен-
ным является введение в схему ДАУ специальных
систем, автоматически корректирующих распределе-
ние нагрузки.
Системой ДАУ должно также предусматриваться вы-
полнение реверсов в различной последовательности,
целесообразность которой зависит от обстановки:
реверс переключением муфт, реверс дизелей на холо-
стом ходе, реверс дизелей под нагрузкой.
Для групповых установок системой ДАУ в общем
случае, решаются следующие дополнительные задачи:
централизация управления группой двигателей, под-
ключение двигателей к нагрузке и отключение от нее,
выбор задаваемого «порядка» (последовательности,
алгоритма) реверсирования, автоматическая коррекция
нагрузки двигателей, работающих на общий винт.
Кроме того, для многовинтовых уставовок может
возникнуть необходимость в разнообразном включении
отдельных групп с целью активного руления и как
дополнительный способ реверсирования.
В одиночных и групповых установках класса 1В
управление мощностью осуществляется только с по-
мощью регулятора скорости (поскольку возможна
работа дизеля на холостом ходу), предпочтительно
всережимного. Реверсируется трансмиссия.
Операции «пуск» и «остановка» дизеля не включаются
в нормальный порядок управления и, соответственно,
могут не входить в функции основной схемы системы
ДАУ.
В функции последней входит объединенное управле-
ние скоростью дизеля и реверсом трансмиссии и, кроме
того, перечисленное выше для установок класса 1А
с общим гребным винтом.
В установках класса 2А реверсируется трансмиссия.
Управление мощностью рационально осуществлять
смешанным регулированием числа оборотов первич-
ного двигателя и передаточного отношения трансмис-
сии. При этом может быть достигнута наиболее эконо-
мичная работа установки, а также легче обесценивается
широкий диапазон управления мощностью.
Возможные в принципе упрощенные методы упра-
вления только через трансмиссию или первичный дви-
гатель в практике редко применяются в чистом виде.
502
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
В первом случае дизель работает по регуляторной
характеристике, что пе экономично, во втором —
сужается диапазон управления.
При смешанном управлении, требуемая взаимосвязь
между режимами первичного двигателя и трансмиссии
может устанавливаться системой ДАУ или по заранее
рассчитанной, заложенной в нее программе или методом
автоматического поиска наименьших расходов горючего.
В групповых установках, помимо реверсирования
и управления мощностью, системой ДАУ должны
решаться дополнительные задачи, аналогичные сфор-
мулированным выше для установок 1-го класса.
В установках класса 2Б все управление движением
объекта может решаться через ВРШ. Однако более
экономичным является смешанное управление мощ-
ностью путем регулирования наклона лопастей ВРШ
с одновременной настройкой всережимного регулятора
дизеля.
2. ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К СИСТЕМАМ
ДАУ ГЛАВНЫХ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
1. На автоматизированных постах должно быть
минимально возможное количество органов управле-
ния. Основные типовые операции управления должны
задаваться простой— без выдержки времени — пере-
становкой органа управления из одного положения
в другое, после чего система должна автоматически,
без участия оператора, отрабатывать все промежуточ-
ные операции в заранее установленном порядке,
в общем случае выбираемым оператором в зависимости
от обстановки из нескольких возможных порядков,
заложенных в систему (различные порядки будут,
например, соответствовать процессам нормального и
экстренного реверса).
В соответствии с изложенным требованием: управле-
ние режимами одиночного двигателя, его трансмиссии
и движителя должно быть объединено-, управление
отдельными агрегатами групповой установки — цен-
трализовано.
2. В систему ДАУ, для обеспечения живучести,
должна быть заложена возможность последовательной
дезавтоматизации управления, т. е. должны быть
обеспечены запасные варианты управления со снижа-
ющейся степенью автоматизации, например возмож-
ность перехода от дистанционного управления с мостика
на управление выносного главного поста в машинном
помещении, далее на управление с местного аварийного
поста и, наконец, па управление путем перестановки
исполнительных механизмов дизеля вручную.
3. Система ДАУ должна быть по возможности
консервативна, т. е. изменения режима силовой уста-
новки должны происходить только в результате спе-
циально организованных воздействий, случайные же
воздействия в идеале не должны нарушать заданного
режима.
В частности: силовая установка должна быть осна-
щена необходимыми стабилизирующими устройствами
(автоматическими регуляторами режима, в том числе
всережимным регулятором скорости); дистанционные
цепи системы должны обладать внутренней консерва-
тивностью.
Однако, поскольку практически последним свойством
обладают только дискретные саморазгружающиеся и
самофиксирующиеся цепи, в системах с плавным упра-
влением числом оборотов дизеля приходится исходить
из принципа ограниченной консервативности.
Этот принцип исключает самопроизвольный (под
действием случайных причин, например, перерыва
питания) реверс силовой установки, допуская снижение
числа оборотов дизеля вплоть до его остановки.
4. Система ДАУ должна включать все необходимые
блокировки, надежно предотвращающие выполнение
неправильных маневров.
Типовые блокировки предотвращают:
а) выполнение маневра, противоположного указа-
нию машинного телеграфа;
б) проворачивание двигателя воздухом при включен-
ном валоповоротном механизме коленчатого вала;
в) то же, для двигателей с разобщающими муфтами,
при одновременно включенных муфте и валоповоротном
механизме гребного вала;
г) для тех же двигателей, включепие муфты при
включенном валоповоротном механизме гребного вала
и работающем двигателе;
д) подачу топлива в двухтактный двигатель при его
пуске в направлении противоположном командному
сигналу с поста;
е) подачу пускового воздуха в работающий на топ-
ливе двигатель;
ж) реверсирование дизеля или трансмиссии при
превышающей регламентированную скорости вращения;
з) реверсирование дизеля при невыключепной подаче
топлива в него;
и) подачу топлива до окончательной перестановки
реверсивного механизма;
к) для групповой установки с общим гребным вин-
том — пуск двигателей в разных направлениях при
включенных муфтах;
л) для тех же установок — включение муфты двига-
теля, работающего в противоположном направлении
с двигателями ранее подключенными к гребному валу.
Блокировка согласно пункта е обычно реализуется
по косвенному признаку, двигатель рассматривается как
работающий на топливе, если скорость его вращения
превосходит обусловленное значение, так называемой
«пусковой скорости».
Блокировка одновременно обеспечивает автомати-
ческую отсечку пускового воздуха по окончании про-
цесса пуска. Для большей надежности пуска холодного
двигателя в системы могут быть заложены два значе-
ния пусковой скорости — нормальное и повышен-
ное.-
5. В системе ДАУ должны быть предусмотрены все
необходимые взаимосвязи с системами автоматизиро-
ванного обслуживания двигателя — пуска, аварийно-
предупредительной защиты и др. Эти системы должны,
в частности, обеспечить первичный пуск двигателя
в соответствии с установленной технологией пуска
и защиту непрогретого двигателя от перегрузки.
6. Система ДАУ при правильной эксплуатации
должна в гарантийный период времени безотказно,
сохраняя гарантированные показатели работы, сраба-
тывать гарантированное число раз.
Показатели работы системы следующие.
1. Точность, оцениваемая статической ошиб-
кой — наибольшей разнсстыо возможных значений
управляемой величины при неизменном значении зада-
ющей величины.
Для цепей дистанционного управления относитель-
ная статическая ошибка (рассогласование главного
и дублирующих постов) не должна превышать 1—2%
от полного размаха органа управления.
Для цепи управления оборотами дизеля с главного
поста эти ошибки не должны превышать 1—3% от
СИСТЕМЫ ДИСТАНЦИОННОГО АВТОМАТИЗИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ 5Q3
номинального числа оборотов — большие значения
относятся к дизелям, раздельно работающим на соб-
ственные гребные винты.
2. Быстродействие, оцениваемое временем от-
работки заданного маневра после резкого перевода
органа управления из исходного в конечное положение.
Время реверса, определяемое при стендовых или
швартовых испытаниях дизеля или агрегата в целом,
отсчитанное от режима самого полного хода в одном
направлении до начала работы в обратном направлении
Трее < 15 сек (в соответствии с требованиями
Регистра СССР).
Время отработки цепи настройки всережимного
регулятора, определяемое по моменту отработки 95%
заданного изменения настройки от минимума до макси-
мума или наоборот.
Целесообразное значение зависит от схемы
системы ДАУ и от типа дизеля.
Для мощных малооборотных дизелей, где резкое
изменение скорости особенно нежелательно, может
предусматриваться = 10—30 сек. В этом случае
выключение топлива при реверсе должно обеспечи-
ваться устройствами, независимыми от цепей и органов
настройки регулятора. Обычно = 2—6 сек.
Фиг. 217. График апериодического процесса.
Для обычных пневматических и гидравлических
дистанционных цепей характерен плавный, замедля-
ющийся переходной процесс, близкий к апериодиче-
скому (фиг. 217), протекающему по формуле
i
%= 1-е Т , (222)
где X — относительная координата выхода цепи;
t — текущее время;
1
Т — постоянная времени цепи (Т && — Г95%).
Время отработки цепей дистанционного дублирова-
ния, определенное аналогично предыдущему, не должно
превосходить 2—3 сек. Колебательный характер пере-
ходного процесса нежелателен.
7. Устройства системы ДАУ должны отвечать спе-
циальным требованиям в части ударостойкости и ударо-
устойчивости, вибростойкости и виброустойчивости,
влаго- и пыле защищенности, работы в условиях крена
и дифферента.
3. ПОСТЫ УПРАВЛЕНИЯ
Объединенное управление силовой установкой осу-
ществляется с местных, расположенных на двигателе,
или выносных дистанционных постов. Посты, особенно
выносные, обычно комплектуются контрольно-измери-
тельными приборами и аппаратурой сигнализации,
образуя пульты управления.
При наличии нескольких дублирующих постов их
связь с силовой установкой может осуществляться по
схеме параллельного или последовательного дублиро-
вания (фиг. 218). Параллельное дублирование с двух
равноценных постов наиболее типично для тепловозов,
где обеспечивает удобную возможность управления
с передней и задней кабин, но применяется также и на
Фиг, 218. Схемы дублирования управле-
ния: а —параллельное дублирование; б —
последовательное дублирование.
судах. Для полностью автоматизированного управле-
ния с большего количества далеко отстоящих друг от
друга дублирующих постов, особенно для групповых
установок, схема последовательного дублирования
часто оказывается более простой.
В этой схеме дублирующие посты связываются с
«главным постом» дистанционными цепями плав-
ного позиционного типа («длинными руками»), обеспе-
чивающими слежение основного органа управления
главного поста за органом управления на дублиру-
ющем посту.
Кроме основной, между постами могут предусматри-
ваться также дополнительные связи для обмена инфор-
мацией, выбора порядков управления, передачи упра-
вления с поста на пост и т. п.
Главный пост связан с силовой установкой комплек-
сом цепей, обеспечивающих автоматизацию управления
ею. Применяются главные посты в местном и в выносном
исполнении.
Местный пост несколько проще конструктивно, вынос-
ной более универсален, при немеханических связях
с исполнительными органами на силовой установке
допускает любое взаимоположение с нею и позволяет
удалить обслуживающий персонал от двигателя. В ос-
новном главный пост предназначается для службы
механика и обычно размещается в машинном отделе-
нии, но на небольших судах с совмещенными профес-
сиями «капитана-механика» может быть вынесен и на
мостик.
На главном посту помимо основного органа для упра-
вления движением судна устанавливаются дополнитель-
ные органы для управления операциями по подготовке
и обслуживанию установки.
На пульте с главным постом в наиболее полном объеме
размещаются контрольно-измерительные приборы и ап-
паратура сигнализации.
На фиг. 219—224 даны внешние виды нескольких
пультов отечественного и зарубежного изготовления
для главных судовых дизелей.
504
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Фиг. 221. Централи-
зованный пневмати-
ческий пулы-колонка
фирмы «Вестингауз».
Фиг. 219. Централизованный пневматический пульт управления
фирмы «Дейтц» для двухвальной установки с реверсивными
дизелями.
Фиг. 220. . снтрализованный
электрический пост для уста-
новки с реверс-редукториой
передачей.
Фиг. 222. Централизованный электрический пульт двух- Фиг. 223. Централизованный пневматический пульт завода
вальной установки. «Русский дизель» для дизель-рсдук’юрного агрегата ДРА-1
с двумя реверсивными дизелями с гидрозубчатой передачей на
общий ВФШ.
СИСТЕМЫ ДИСТАНЦИОННОГО АВТОМАТИЗИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ ,*505
Основной орган управления выполняется или в виде
рукоятки, перемещаемой в вертикальной плоскости
параллельной продольной оси судна, или в виде штур-
вала.
Реже применяется сложное движение рукоятки. На
дентральных пультах спаренного управления нередко
предусматриваются возможности как раздельного, неза-
По физическому роду работы цепей обычно класси-
фицируются также системы ДАУ в целом.
Механические цепи в настоящее время широко ис-
пользуется в неавтоматизированных или частично
автоматизированных системах ДУ на небольших судах
с двигателями малой и средней мощности — обычно
до 500 л. с. Цепи эти просты в изготовлении и при ди-
Фиг. 224. Централизованный пневматический пульт завода «Русский дизель» для двухвальной установки
' с реверсивными дизелями.
висимого управления каждым двигателем, так и син-
хронного управления обоими двигателями любой из
рукояток.
Обычно (пульты завода «Русский дизель», фирмы
«Дейтц» и др.) рукоятка или штурвал сидят на рас-
пределительном вале, воздействующем на группу распре-
делительных органов и задатчиков системы управления.
В полностью автоматизированных постах основные орга-
ны управления не блокируются и,следовательно, в любой
момент допускают любую герестановку. Необходимые
блокировки заложены в схему системы. В частично
автоматизированных системах рукоятки в процессе
реверса нередко блокируются.
4. ДИСТАНЦИОННЫЕ ЦЕПИ ВОЗДЕЙСТВИЯ
Простейшие, элементарные (однокаскадные) цепи со-
стоят из задающего устройства, воспринимающего и
Преобразующего входное воздействие в передаваемый
далее сигнал; приемпо-исполнительного устройства,
воспринимающего этот сигнал и преобразующего его
в выходвое воздействие и канала связи между ними.
По физическому роду работы передаваемого сигнала
различаются: механические, гидравлические, пневматиче-
ские, и электрические элементарные цепи.
станции в 15—20 м достаточно надежны. Их недостат-
ками, по сравнению с немеханическими цепями,
являются большие усилия, потребные для управления,
возрастающие с дистанцией, во многих случаях неудоб-
ство прокладки трассы, громоздкость, невысокая точ-
ность, зависящая от деформаций системы, необходимость
частых подрегулировок, неуниверсальность и недоста-
точная гибкость для модифицирования. Гидравлические
цепи для дистанций до 20—30 м являются достаточно
быстродействующими; гидравлические задающие и ис-
полнительные устройства наиболее вибростойки, ком-
пактны. в силу своей самосмазываемости надежны,
долговечны и точны.
Основными недостатками их являются ограничен-
ность дистанции, существенная зависимость характе-
ристик от температуры, чувствительность к попаданию
воздуха в магистрали устройства и необходимость
в связанных с этим конструктивных и эксплуатацион-
ных мероприятий ш- удалению воздуха.
От этих недостатков свободны пневматические си-
стемы, имеющие преимущественное применение для
дизелей средней и большой мощности с воздушным
пуском. Пневматические системы могут применяться
для дистанций до 40—80 м, просты в обслуживании
506
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
и при использовании очищенного от пыли и влаги воз-
духа весьма надежны.
Пневматические цепи нередко весьма удобно соче-
таются с гидравлическими исполнительными устрой-
ствами.
Для больших, практически неограниченных в мас-
штабах транспортных установок дистанций могут
применяться электрические и смешанные электрогидра-
влические и электропневматические системы с электри-
ческими дистанционными цепями и гидравлическими
и пневматическими исполнительными устройствами,
отличающимися от электрических большей компакт-
ностью и быстродействием.
Такие смешанные системы широко применяются на
тепловозных дизелях. В судовых условиях обычно пред-
почитают неэлектрические системы по характеру экс-
плуатации более однородные с остальными устройствами
силовой установки.
Различаются цепи: прямого действия без усиления
мощности воздействия, например обычные механиче-
ские и гидростатические цепи (фиг. 225) и непрямого
Фиг. 225. Схемы цепей прямого действия: а —
механическая; б — гидростатическая цепь.
действия с усилением мощности передаваемого воздей-
ствия за счет поступающей извне энергии. К последним
принадлежит большинство немеханических цепей.
С целью повышения точности, быстродействия, мас-
штаба усиления и компактности устройств, а также при
необходимости перехода с одного рода энергии на дру-
гой, применяются комбинированные цепи, состоящие
из одной или нескольких элементарных цепей и усили-
тельных устройств.
Для цепей систем ДАУ существенным является харак-
тер зависимости между установившимися обобщенными
координатами выхода и входа.
В указанном смысле могут быть выделены «позицион-
ные» цепи, в которых координата входа однозначно
определяет в статике координату выхода и, в част-
ности, «пропорционально позиционные» цепи с линейной
зависимостью между этими координатами.
Таким образом, для позиционных цепей входное
воздействие исчерпывается изменением значения коор-
динаты входа. Закон протекания этого изменения во вре-
мени не влияет на результат отработки цепи — новое,
установившееся значение координаты выхода будет
зависеть только от последнего установленного значения
координаты входа.
Эта автоматичность действия — независимость ре-
зультата от способа введения входного воздействия
делает позиционные цепи весьма удобными для приме-
нения в автоматизированных системах управления.
В «непозиционных» цепях, наоборот, результат отра-
ботки целиком зависит от закона введения входного
воздействия. В зависимости от этого закона разли-
чаются цепи непрерывного и прерывистого действия.
На фиг. 226 представлены две электрические цепи
управления положением. Первая — непрерывного дей-
Фиг. 226. Примеры непозиционных электрических цепей упра-
вления положением: а — непрерывного; б — прерывистого дей-
ствия.
ствия — характеризуется наличием исполнительного
сервомотора с плавно регулируемой скоростью. Вто-
рая — прерывистого действия — имеет сервомотор не-
регулируемой скорости, управляемый отдельными
включениями тока в нужном направлении.
Непозиционные цепи применяются в составе комби-
нированных позиционных цепей (см., например, цепь
6 -> 7 на фиг. 227).
Непосредственно цепи типа (фиг. 226) применяются
для настройки регуляторов дизель-генераторов с целью
синхронизации последних.
По характеру значений принимаемых в статике
координатой выхода различаются: ступенчатые
цепи — двух-, трех- и многоступенчатые — с конеч-
ным числом возможных значений координаты выхода
и бесступенчатые (плавные) цепи с непрерывным ря-
дом возможных значений этой координаты в опре-
деленных пределах.
Двухпозиционные дистанционные цепи наиболее ши-
роко применяются в системах ДАУ для управления
пуском, остановкой и реверсом двигателя, всякого рода
переключений и блокировок и, как составные элементы
трех- и многопозиционных цепей.
В комбинированных цепях усилительные устройства
обычно размещаются на выходе дистанционной части
СИСТЕМЫ ДИСТАНЦИОННОГО АВТОМАТИЗИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ 507
цепи, однако, в некоторых случаях, например с целью
уменьшения входного усилия, предусматривается также
усиление на входе.
Многопозиционные цепи, скомбинированные из не-
скольких элементарных двухпозиционных электриче-
ских дистанционных цепей, суммирующего механизма
и пневматического или гидравлического усилителя,
получили широкое применение в системах управления
Относительная статическая ошибка разомкнутой цепи
др = д3+ ди, где д3 и дп — ошибки задатчика и прием-
ника.
Для цепей управления положением: С — «жесткость»
приемника, равная отношению приложенного к нему
усилия (или момента) к вызываемой этим усилием дефор-
мации; для гидравлической или пневматической цепи С
Фиг. 227. Схемы дистанционных цепей позици-
онного типа: а — разомкнутая; б — замкнутая;
в — полузамкнутая.
Фиг. 228. Схемы цепей с сельсинами: а —замкнутая электриче-
ская; б — полузамкнутая электрическая; в — полузамкнутая
электрогидравлическая;
1 — орган управления; 2 — нагрузка; з — сельсин-датчик; 4 —
сельсин -трансформатор; S — сельсин-приемник; 6 — усилитель;
7 —электрический сервомотор; 8 —сравнивающее устройство;
9 —управляющий золотник (кран); 10 —гидравлический сер-
вомотор; г — сеть переменного тока; Р — маслонапорная маги-
страль; С — сигнал ошибки.
тепловозными дизелями в основном как 8- и 16-
позиционные цепи (см. гл. 5 фиг. 192 и 193). Эти цепи
применяются также и на некоторых судовых установках.
Плавные пропорционально позиционные дистанцион-
ные цепи применяются в системах ДАУ для настройки
всережимного регулятора, связи дублирующих постов
с главными («длинные руки») и иногда в качестве кор-
ректирующих цепей.
По структуре цепи бывают: разомкнутые, замкну-
тые — с обратной связью охватывающего всю
цепь и полузамкнутые — с обратной связью, охваты-
вающей исполнительную часть цепи (фиг. 227).
Элементарная разомкнутая позиционная цепь может
использоваться для управления нагрузкой 4 непосред-
ственно (фиг. 227, а) и в составе полузамкнутой
(фиг. 227, в) и замкнутой цепей (фиг. 227, б) — в по-
сду^нем случае в качестве обратной связи. Задатчик 2
исполняет в замкнутой цепи функцию измерителя коор-
динаты выхода. В дифференцирующем устройстве 5,
непосредственно соединенном с органом управления 1
и приемником 3 цепи обратной связи, сравниваются
координаты входа и выхода и, при наличии рассогласо-
вания, вырабатывается «сигнал ошибки», подающийся
к органу управления 6 сервомотора 7.
На фиг. 228, а, б, в даны варианты электрических
замкнутой и полузамкнутой цепей и электрогидравли-
ческой полузамкнутой цепи.
равна приведенной (с учетом упругости нагрузки)
жесткости его пружины.
Обозначим:
h — полный ход (линейный или угловой) приемника;
Р — наибольшее усилие, которое может быть развито
приемником с заторможенным в одном из край-
них положений рабочим органом; при С =
= const, Р = Ch.
R — остаточная сила (или момент), типа сухого тре-
ния, от действия нагрузки и собственного тре-
ния в приемнике. Тогда
б« = 2^ = 2К- <223)
Отсюда следует, что разомкнутые цепи высокой точ-
ности должны иметь мощные приемники с усилиями
значительно превосходящими нагрузку.
Поэтому, при существенных нагрузках целесообраз-
нее применять замкнутые или полузамкнутые цепи,
в которых благодаря наличию обратной связи может
быть достигнута большая жесткость исполнительного
сервомотора при его невысокой мощности.
Для цепи типа (фиг. 227, б, в) относительная статиче-
ская ошибка
д = др ди,
508
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
где Sp — относится к входящей в нее разомкнутой
цепи 2 —> 3, а
du — к исполнительной части цеги в —> 7.
По величине наибольшим обычно является член др,
существенно зависящий от нагрузки на цепь 2 —> 3
со стороны элемента 5. Член du, зависящий от общей
нагрузки, в силу большой жесткости исполнительного
сервомотора, относительно невелик.
Для систем ДАУ полузамкнутые цепи обычно пред-
почтительнее замкнутых благодаря меньшему количе-
ству дистанционных связей и весьма удобному с кон-
структивной точки зрения сосредоточению всех уст-
ройств исполнительного контура цепи, позволяющему
реализовать этот контур в виде отдельного усилитель-
ного блока. Полузамкнутые цепи обладают также луч-
шей динамикой. По статической точности обе цепи
равноценны.
В практике усилительный блок дистанционной цепи
настройки регулятора скорости часто выполняется гид-
равлическим и конструктивно встраивается в регулятор.
При этом для регулятора прямого действия обычно
предусматривается питание гидроусилителя от цен-
тральной масляной системы двигателя, а для регуля-
торов прямого действия с автономной масляной систе-
мой — от последней.
В гидроусилителях применяются обратные связи
кинематического и силового типа. Последние обладают
некоторыми преимуществами в части прямолиней-
ности статической характеристики точности, а также
быстродействия цепи в целом. Пример встроенного в ре-
гулятор гидроусилителя дан на фиг. 194 гл. 5.
Позиционные дистанционные цепи характеризуются:
а) родом применяемой энергии, ее параметрами,
расходом; для гидравлической и пневматической цепей—
давлением питания; для электрической цепи — видом
тока, напряжением, частотой;
б) допускаемой дистанцией;
в) быстродействием (при оговоренной дистанции), —
для плавных цепей с апериодическим характером пере-
ходного процесса критерием является время отработки
95% всего диапазона;
г) параметрами входа, например полным ходом
и потребным усилием задатчика;
д) параметрами выхода, например полным ходом
и усилием на выходе;
для плавных цепей, кроме того;
е) статической точностью;
ж) статической характеристикой, представляющей
зависимость выходной величины от координата входа;
з) динамической характеристикой переходного про-
цесса управления.
5. ЭЛЕМЕНТЫ ДИСТАНЦИОННЫХ ЦЕПЕЙ
Задающие устройства — задатчики плавных пропор-
ционально позиционных гидравлических и пневматиче-
ских цепей служат для линейного преобразования
входного перемещения в давление.
Применяются задатчики: проточного и балансного
(непроточного) типов. Первые в гидравлических и
пневматических цепях, вторые — только в пневматиче-
ских.
Схема простейшего задатчика проточного типа с сило-
вой компенсацией (обратной связью) и постоянным дрос-
селем на входе дана на фиг. 229. В равновесии расход
рабочей жидкости через канал дистанционной связи
и, соответственно, на выходе задатчика равен нулю.
Тогда через постоянный дроссель 1 и стравливающий
клапан 3 устанавливается постоянный поток и, в меж-
дроссельной полости задатчика 4, сообщенной с выхо-
дом, — постоянное давление р, величина которого
определяется балансом усилий на клапан от давления
рабочей жидкости (усилие обратной связи) и пружины 2
задатчика. Подъем клапана определится из условия
Фиг. 229. Схема простейшего проточного задатчика.
баланса расхода через дроссель и клапан при соответ-
ствующих перепадах давления в них.
В первом приближении, пренебрегая дополнительной
деформацией пружины от подъема клапана и усилиями
гидро- или аэродинамического происхождения, дей-
ствующими на клапан, можно считать давление выхода
пропорциональным входному перемещению.
В практических конструкциях должны быть преду-
смотрены меры для уменьшения влияния гидродинами-
ческих сил в общем силовом балансе задатчика, так как
эти силы искажают его характеристику, а для гидро-
задатчиков — весьма неблагоприятно отражаются на
устойчивости и точности.
На фиг. 230 приведен задатчик ЦНИДИ, отлича-
ющийся устройством обратной связи, измерительный
Фиг. 230. Проточный задатчик ЦНИДИ.
элемент которой выполнен в виде сильфона со значи-
тельно увеличенной по сравнению -с клапаном пло-
щадью.
Для обеспечения требуемого быстродействия, харак-
теризуемого временной константой цепи Т, размеры
задатчика должны быть согласованы с размерами прием-
ника цепи и канала связи.
СИСТЕМЫ ДИСТАНЦИОННОГО АВТОМАТИЗИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ 509
Обозначим:
D и L — диаметр и длина канала связи;
Pi и р2 — наименьшее и наибольшие равновесные
давления в приемнике цепи;
ра — давление питания;
рд — давление за клапаном стравливания
(обычно р0 — 1 «гс/с.м2);
р и pt — текущие давления в переходном процессе
на выходе задатчика и в приемнике;
t — время, отсчитанное от начала переходного
процесса;.
о и ц — плотность и абсолютная вязкость рабочей
жидкости;
qm — минимальный расход в канале связи
соответствующий t = 0 при переходе от
Р1 к рг;
ун — рабочий объем, описываемый поршнем
(мембраной, сильфоном) приемника — для
цепей управления давлением V» = 0;
— условный объем, учитывающий сжимае-
мость рабочей жидкости — для обычных
дизельных масел
Vy х 1,5 • 10-4Д2£. (224)
Имеем
qm== 150цГ(Р2-Р1); (225)
T = Vh+Vv . (226)
9m
Основным параметром, характеризующим произво-
дительность задатчика, является площадь условного
сечения его постоянного дросселя по сопротивлению
эквивалентного (при коэффициенте сопротивления ц =
— 1) действительному дросселю. Дроссель при пере-
паде давления ра — р2, т. е. при t = 0 должен про-
пускать поток больший, чем qm, т. е.
<227)
Тогда переходный процесс будет протекать при р =
= р^ = const по закону
__t_
е т. (228)
Рг —Pi
Аналогично, из рассмотрения Обратного процесса
рг—> рх, может быть определен потребный максимальный
проход в стравливающем клапане, который должен
обеспечивать при перепаде рг — р0 расход Qc
~ (Ра— Pi) • (229)
В равновесии через задатчик устанавливается поток
<2 = pgm=pI»±Ik) (2зо)
где •
P = l/~—(231)
’ Ра —Pz
тогда для pi < р < ра
1/" Ра- Pi
' Ра — Pi
>₽>1
(232)
В представленном на фиг. 231 проточном пневмо-
задатчике с кинематической компенсацией, в качестве
постоянного дросселя применена пористая пластина 1,
одновременно выполняющая функции фильтра. В цен-
тре мембраны 2, выполняющей функции измерителя
обратной связи, ,размещено стравливающее отверстие,
Фиг. 231. Проточный пневмозадатчик
фирмы «Вудворд».
регулируемое клапаном 3 с выведенным наружу задат-
чика штоком. В равновесии с сообщаемой с выходом
задатчика междроссельной полости устапавливается
давление однозначно и примерно линейно зависящее
от положения штока клапана. Сопротивление дроссели-
рующей пластины должно быть выбрано в соответствии
с размерами и требуемым быстродействием цепи, по-
этому неизбежен повышенный расход воздуха в равно-
весных режимах.
Положительной стороной примененного принципа
кинематической компенсации является уменьшение
потребных усилий управления, отрицательной — иска-
жение линейности задатчика в связи с изменяемым
равновесным положением мембраны, зависящим от
давления на выходе и, как следствие, от изменяемой
эффективной площадью мембраны.
Пневмозадатчик, представленный на фиг. 232, в зна-
чительной мере свободен от отмеченных дефектов
(повышенного расхода и непрямолинейности характе-
ристик) благодаря наличию проточного контура с сило-
вой компенсацией, регулирующего давление выхода
и включенного параллельно с тарельчатым клапаном 4,
управляющим протоком воздуха в переходных процес-
сах.
От расхода в проточном контуре здесь зависит только
статическая ошибка задатчика, но не его быстродей-
ствие, определяемое размерами тарельчатого клапана.
Штриховой линией со стрелками указано направле-
ние постоянного потока, протекающего через задатчик
в равновесии. При этом усилие на мембрану 2 от давле-
ния воздуха на выходе датчика уравновешивает усилие
пружины 1. Для обеспечения высокой точности поток
510
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
через задатчик должен быть достаточен, чтобы в равнове-
сии торец полого штока 3 не касался клапана 4. В пере-
ходном процессе основной поток направляется через
клапан 4. Если процесс направлен на увеличение давле-
ния, полый шток 3 нажимает на клапан 4, сообщая по-
лости А и Б и, одновременно, запирая центральный
канал, сообщенный с атмосферой. При обратном
Фиг. 232. Схема проточного пневмозадат-
чика типа РПД-5186 (АУС—ЦЛА).
направлении процесса клапан 4 сидит на седле, а полый
шток 3 удаляется от клапана, сообщая полость Б с атмо-
сферой.
На фиг. 233 и 234 представлены балансные задатчики,
первые два с силовой и последние — с кинематической
компенсацией. В балансных задатчиках воздух расхо-
дуется только в переходном процессе. В равновесии
впускной и стравливающие клапаны запирают меж-
клапанную полость, сообщенную с выходом. Относи-
тельная статическая ошибка приблизительно равна
отношению площадей клапанов к эффективной площади
мембраны (сильфона).
Дросселирующие отверстия 1,2 в задатчике фиг. 234, а
замедляют процесс компенсации и тем самым повы-
шают быстродействие цепи в первой фазе переходного
процесса.
Гидро- и пневмосервомоторы (исполнительные меха-
низмы) позиционного типа используются в качестве
приемников дистанционных цепей и для последующего
усилия сигнала.
В соответствии с характером дистанционной цепи
различаются сервомоторы ступенчатого действия —
Двух- и многопозиционные и плавного действия, обычно
пропорционально позиционные.
По конструкции рабочего органа различаются: порш-
невые сервомоторы, обычно с прямолинейным и реже
с поворотным движением поршня (лопасти) и герметиче-
ские — мембранного или сильфонного типов.
Сервомоторы выполняются: с одной управляемой
полостью (простого действия), с возвратом под действием
пружины и с двумя управляемыми полостями (двойного
действия).
Прямолинейно движущиеся поршневые сервомоторы
наиболее просты, достаточно надежны и пригодны для
больших нагрузок и перемещений. Гидравлические
сервомоторы без уплотняющих манжет характеризуются
Фиг. 233. Балансные пневмозадатчики с силовой компенсацией:
а—ЦНИДИ; б —«Вестингауз»; 1 — впускной клапан; 2 — стра-
вливающий клапан; А — межклапанная полость; Б — выход;
В — подвод воздуха.
небольшим трением, которыми сервомоторах ступенча-
того действия обычно можно пренебречь.
При наличии уплотняющих манжет (фиг. 235) или
колец (фиг. 236) потери на трение могут учитываться
коэффициентом к; для гидравлического поршня с уплот-
няющими манжетами к ^0,9; то же для пневматиче-
ского поршня с манжетами к^ 0,65—0,75 и с кольцами
к да 0,75—0,9. Тсгда рабочее усилие Р на штоке
P = kpF, (233)
где р — избыточное давление, действующее на поршень;
F — площадь поршня.
Поршни с уплотняющими манжетами и кольцами
могут, помимо сервомоторов ступенчатых цепей, приме-
няться также на выходе исполнительных механизмов
следящего типа или дистанционных цепей с обратными
связями и не должны применяться в качестве приемни-
ков на выходе разомкнутых плавных дистанционных
цепей, где ошибка, вносимая их трением, ничем не ком-
пенсируется.
В этих случаях предпочтительно использование мем-
бранных (фиг. 237) или сильфонных (фиг. 238)
СИСТЕМЫ ДИСТАНЦИОННОГО АВТОМАТИЗИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ 5Ц
<9
Фиг. 234. Балансные пневмо-
задатчики фирмы «Вестин-
гауз» с кинематической
компенсацией: а — с при-
тертыми клапанами; б —
с мягкими уплотнениями;
1 и 2 —дроссели; з —стра-
вливающий клапан; 4 —
впускной клапан; А —
межклапанная полость; В —
выход; В — подвод воздуха.
Фиг. 235. Поршневой сервомотор простого дей-
ствия с уплотняющей манжетой.
Фиг. 237. Мембранный сервомотор ЦНИДИ простого
действия.
512
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
сервомоторов. Первые 'удобны для получения значи-
тельных усилий, но имеют небольшой ход — для обыч-
ных эластичных резинотканиевых мембран наибольший
ход не должен превосходить 10—15% от наруж-
ного диаметра.
Рабочее усилие на тарелке (фиг. 233, б) мембраны
может быть рассчитано по формуле
P = pFs, (234)
где р — избыточное давление на мембрану;
F9 — эффективная площадь мембраны;
Фиг. 238. Сильфоны сервомоторов.
л D*
Fa=k0?—y—, (235)
4
где D — наружный диаметр мембраны;
к0 — коэффициент активности мембраны, опреде-
ляемый при условном предположении об абсо-
лютной гибкости мембраны по формуле
. _ 1+0 + 0»
*°------з
(236)
где относительный диаметр грибка 9 =
Формула (236) справедлива для недеформированной
мембраны. При деформации к и, соответственно, рабочее
усилие мембраны заметно снижается — фиг. 239. Влия-
ние деформации на коэффициент активности зависит от
формы и материала мембраны. В первом приближении,
h
для -р- <( 0,05, можно считать, что каждому проценту
отношения соответствует уменьшение к на 3%.
Подробнее см. [69].
Уменьшение коэффициента активности с ходом мем-
браны является существенным дефектом для ее приме-
нений в приемнике разомкнутой дистанционной цепи,
задатчике с .кинематической компенсацией и т. п.
В устройстве подобного типа этот дефект приводит
к искажению прямолинейности их статических харак-
теристик.
Сильфонные сервомоторы могут применяться только
для малых нагрузок, ходов и небольших давлений.
Изготавливаются сильфоны однослойные и двухслой-
ные бронзовые, полутомпаковые и стальные (из нержа-
веющей стали).
В заводских нормалях обычно указываются значения
эффективной площади Fs, приближенно определяемые
по среднему диаметру гофра, собственная жесткость
сильфона С, максимально допустимые избыточное
давление воздуха (жидкости) ртах и ход Лтах-
Обычно рекомендуется, чтобы
Ртах .
2 ’
h<
^тах
2
где р и h — рабочие значения хода и диаметра.
На фиг. 240 представлена номограмма фирмы «DWM»
для определения долговечности — допустимого количе-
ства ходов (при симметричной деформации сильфона
Фиг. 239. Зависимость рабочего
усилия мембраны от прогиба.
относительно его свободного состояния) по относитель-
ному ходу /г/Лтах и давлению р/ргаах- Так, например,
для h/hmax = 60%; р/ртах = 40% может быть допу-
щено приблизительно 50 000 ходов.
р
________ о/
г 100 Р ’ /0
30
Н о/ - Число ходов 80
30 - Г 1000 70
80 - -3000
70 - -6000 -60
60 - - 10000
50 - 20000 50
40- 40000
30 100000 ~ - ~ 40
20- -1000000
10- L10000000 30
0 -I • 20
10
Фиг. 240. Номограмма для определения долговечности однослой-
ного полутомпакозого сильфона.
Усилие, развиваемое сильфоном
Р = рГ8-Сг, (237)
где z — деформация растяжения сильфона; при сжа-
тии z берется со знаком минус.
На фиг. 241 дан пример применения сильфонов в ка-
честве приемника элементарной дистанционной пневма-
тической цепи управления давлением. Сильфонный
приемник 1 встроен в усилительный контур с силовой
компенсацией, имеющий исполнительный сервомотор
мембранного типа 2. Силовой воздух подводится к от-
верстию 4, управляющий — к 5. Конструктивно прием-
ник, управляющий клапан сервомотора и механизм
обратной связи объединены в один блок, навешиваемый
на сервомотор, называемый позиционером или пози-
СИСТЕМЫ ДИСТАНЦИОННОГО АВТОМАТИЗИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ 513
ционным реле. Кран переключатель 3 позволяет сооб-
щить канал дистанционной связи или с сильфонным
приемником или, в обход его, непосредственно с мем-
бранным сервомотором.
В системах ДАУ для выполнения различных логиче-
ских операций, блокировки и пр., а также в качестве
задающих устройств дискретных позиционных цепей
Фиг. 241. Пневмопозиционер с мембранным
сервомотором и сильфонным приемником ди-
станционной цепи.
Фиг. 242. Пневмоклапан с механи- Фиг. 243. Пневмоклапан с пневматиче-
ческим приводом. ским приводом.
г) односедельные (фиг. 242, 243) и двухседельные
(фиг. 241—246) — по числу посадочных поверхностей;
д) с притертыми уплотняющимися поверхностями
и с мягкими уплотнениями.
Двухседельные клапаны должны иметь эластичный,
механический с промежуточной пружиной, пневматиче-
ский или подобный привод.. При жестком механическом
приводе должны применяться одно-
седельные клапаны.
Нормально- закрытые клапаны
обычно дополняются отверстием для
разгрузки управляемой части кана-
ла (после закрытия клапана).
широко применяются разнообразные распределитель-
ные устройства.
Пневматические и гидравлические распределительные
устройства разделяются на: клапанные, золотниковые
и крановые.
Клапаны отличаются надежностью, высокой герме-
тичностью, небольшими рабочими ходами и конструк-
тивной простотой. Наибольшее распространение они
получили в пневматических системах. Основным их
недостатком является повышенная нагрузка на привод.
В меньшей степени нагружают привод золотники
и краны, имеющие преимущественное распространение
в гидравлических системах, однако они менее герме-
тичны, более чувствительны к чистоте рабочего агента
и, как правило, нуждаются в смазке.
Для ряда применений немаловажным преимуществом
золотников является возможность их многопозицион-
ного выполнения.
Клапаны могут различаться:
а) с независимым, принудительным приводом — ме-
ханическим (фиг. 242), пневматическим (фиг. 243) и
другие и автоматические (фиг. 244), управляемые прохо-
дящим через них потоком, в том числе перекидные,
типов «и» и «или» (фиг. 245) и обратные;
б) нормально закрытые и нормально открытые;
в) самозапирающиеся, открываемые в направлении
обратном потоку (фиг. 246, а) и самооткрывающиеся,
открываемые в направлении потока (фиг. 246, б);
Привод двухседельных клапанов типа (фиг. 246) с та-
кой разгрузкой должен иметь только два крайних ус-
тойчивых положения, так как в промежуточном положе-
нии канал подвода оказывается сообщенным с разгрузоч-
ным отверстием. Это обстоятельство ограничивает
область применения таких клапанов. В клапане, при-
веденном на фиг. 242, разгрузочный канал проходит
по оси толкателя и как только последний начинает
приоткрывать клапан, канал запирается. Тем самым
возможность сообщения канала подвода с разгрузкой
исключается.
На фиг. 247 дана схема комбинированного клапана,
включающего каскад усиления, встроенный в клапан
с целью снижения управляющего усилия.
На фиг. 248 представлен золотник с механическим
приводом, отличающийся оригинальными уплотня-
ющими кольцами. На фиг. 249 даны варианты крановых
распределителей с конусными пробками.
Применяются также краны с цилиндрическими проб-
ками, менее герметичные, но зато с более легким ходом
и более простые в изготовлении.
В состав плавных позиционных электрических,
электрогидравлических и электропневматических цепей
нередко входят разомкнутые прямодействующие сель-
синные цепи (см. фиг. 228).
Жесткость сельсинной цепи для применяемых в си-
стемах ДАУ небольших по размеру сельсинов неве-
лика.
33 Заказ 1630.
514
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Фиг. 244. Автоматический пневмоклапан.
Фиг. 246. Схемы двухседельпых клапанов: а —
самозапирающегося; б •— самооткрывающегося
типов.
Фиг. 248. Золотник фирмы «Вестингауз».
Фиг. 245. Схемы перекидных клапанов.
Фиг. 247. Комбинированный
клапан с усилением.
СИСТЕМЫ ДИСТАНЦИОННОГО АВТОМАТИЗИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИИ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ 545
Так, для бесконтактных сельсинов типа 501А (с соот-
ветствующим датчиком БД-501) с габаритами D X L =
= 105 X 150 мм, С = 0,032 кГ • см/град.
Разомкнутые цепи с такими сельсинами могут при-
меняться только при самых малых нагрузках, напри-
мер для управления входным элементом усилительного
каскада.
При расчете статической точности сельсинной цепи
должна быть учтена ошибка от собственного трения
сельсина приемника. Гарантированный момент трения
для упомянутых сельсинов Мтр — 0,03 кГ ем.
Пределы, в которых может использоваться сельсин-
ная цепь без риска ее опрокидывания равны 120—140°.
Таким образом, составляющая относительной ошибки
цепи от собственного трения
й = 100 = 0,03 ’100 - 0,8 %.
120С 120-0,032 ’о/0
Существенного повышения точности можно добиться
применяя две параллельные цепи — грубого отсчета,
работающую в пределах 120° и многооборотную цепь
точного отсчета [63].
Однако, будучи более сложными, такие цепи не
нашли пока применения в системах ДАУ главных судо-
вых дизелей.
6. СПЕЦИАЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Реле скорости — датчик с дискретным гидравличе-
ским, пневматическим или электрическим выходом,
с одной, двумя или более уставками (позициями сраба-
тывания) предназначаются для введения в систему ДАУ
Фиг. 250. Автомат пуска завода «Рус-
ский дизель».
блокирующих, деблокирующих и аварийных импуль-
сов по оборотам двигателя или гребного вала.
Помимо характера выхода, реле скорости характе-
ризуется также типом измерителя скорости родом
используемой им энергии, а также назначением.
На фиг. 250 представлен так называемый автомат
пуска — однопозиционное центробежное реле с пнев-
33*
матическим выходом, предназначенный для автомати-
ческой отсечки пускового воздуха по окончании про-
цесса пуска, косвенно определяемом по моменту дости-
жения двигателем обусловленных «пусковых» оборотов.
В этот момент золотник, перемещаясь вверх, перекры-
вает проходящую через реле цепь управления пуском,
одновременно сообщая с атмосферой и разгружая ее
исполнительную част>.
Уставка датчика регулируется изменением натяже-
ния его пружины. Жесткость пружины целесообразно
выбрать так, чтобы реле имело отрицательный или нуле-
вой статизм. Этим обеспечивается четкое срабатывание
реле.
На фиг. 208 гл. 6 приведен вариант трехпозиционного-
центробежного реле с электрическим выходом.
Реле времени обеспечивает требуемую за-
держку в передаче сигналов. В ряде систем ДАУ
завода «Русский дизель» применено пневматическое
реле времени (фиг. 251) для разгрузки каналов системы
после окончания реверса.
Фиг. 251. Схема пневматического реле времени завода «Русский
дизель».
В подготовленном к работе реле воздух давлением
Ро подведен к золотнику 2 и обратному клапану дрос-
селя 3 и заперт ими. В начале пуска вперед или назад
воздух через клапанную коробку 4 типа «или» и дрос-
сель попадает в баллон 1.
Когда давление в баллоне достигнет определенного
значения ри зависящего от соотношений размеров
золотника 2, последний сработает и займет верхнее
положение, сообщив каналы а и б. Время срабатывания
реле от момента подачи воздуха р0. в или р0. н
к коробке 4 и до момента подачи воздуха р0 в канал б
регулируется иглой дросселя 3.
Реле направления вращения приме-
няется для блокировки пуска двухтактного реверсив-
ного дизеля в направлении обратном команде и для
отключения автомата пуска на время подачи контр-
воздуха.
Эти реле выполняются по разнообразным принци-
пиальным схемам. Заслуживает внимание принцип
использования реверсивного масляного насоса
516
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
бноМУ
Пцскойои. бамон
Фиг. 253. По-
луавто матизи-
рованная сис-
тема дистанци-
онного управ-
ления фирмы
«Дейтц».
11________
Писк Писк
Работа Работа
пососу
Фиг. 252. схема тематической системы ДАУ завода «Русский дшеь»: ~ “У а:та1й^а"Жа: olo^T'L SXm ’^“iSx KnanZt; “l зад™ ЖМХи;
регулятор; 1 —шайба золотника промежуточных клапанов; 8 — шайоа клапана пуска, 9,— шайоа шслаооо р «тов^а золит шш up j e » i 21 — рычаг; 22—сектор; 23 — воздухораспределитель; 24 — серво-
14 — промежуточные клапаны; 15 — реле времени; 16 — золотник, 11 — рычат блокировк . управления* регулятором; 28 — мембранный сервомотор; 29 — сервомотор ограничения подачи топлива при пуске,
мотор воздухораспределителя^^ зг*-золоти..?; 'зз - рейки; 34 - топливный насос; 35 -шариковая муфта; 33 - золотник блокировки неправильных реверсов.
Заказ 1630.
СИСТЕМЫ ДИСТАНЦИОННОГО АВТОМАТИЗИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
517
в регуляторе скорости непрямого действия, давление
в каналах которого всегда строго соответствует на-
правлению вращения.
7. ПРИМЕРЫ СХЕМ СИСТЕМ ДАУ
Пневматическая система ДАУ завода «Русский ди-
зель» для двухтактных реверсивных дизелей ДРЗО/5О
(фиг. 252) питается пусковым воздухом давления 12—
30 кГ)смг и, кроме того, для управления числом оборо-
тов — воздухом стабилизированного давления 4 ±
±0,2 кПсм*.
Выносной главный пост допускает установку па
дистанции до 35 л; местный, аварийный пост размещен
на двигателе. Для перехода с местного на дистанционное
управление или обратно необходимо повернуть две
рукоятки — одну на местном посту, другую на двига-
теле.
В системе имеются:
а) реле времени, но схеме (фиг. 251) разгружающее
основные каналы системы от воздуха через обусловлен-
ное время после пуска и тем самым одновременно огра-
ничивающее иодачу пускового воздуха при отказе
в пуске за это время;
б) автоматы пуска типа (фиг. 250) для отсечки пуско-
вого воздуха по окончании пуска;
в) реле направления вращения и сервомотор отключе-
ния топливных насосов для блокировки неправильных
реверсов;
г) сервомотор ограничения подачи топлива при пуске,
срабатывающий от пускового воздуха, который подается
к нему через дроссельный клапан, беспрепятственно
пропускающий воздух к сервомотору но, для пред-
отвращения резкой нагрузки двигателя по окончании
пуска, замедляющий стравливание воздуха в обратном
направлении;
д) золотник блокировки машинного телеграфа для
предупреждения от выполнения с местного поста
маневров, противоположных заданным;
е) промежуточные клапаны для ускорения подачи
командного воздуха в дистанционные каналы.
Дистанционная цепь управления оборотами разомк-
нутого типа, с балансным задатчиком на входе типа
(см. фиг. 230), управляемым кулачком распределитель-
ного вала и мембранным сервомотором па выходе.
Нормально все управление оборотами двигателя и его
остановка осуществляется через орган настройки ско-
рости всережимного регулятора типа P13M-3KE, пред-
ставляющего модификацию регулятора, представлен-
ного на фиг. 190 и 191.
Система полностью автоматизирована, все управле-
ние осуществляется простым неблокируемым переме-
щением рукоятки пульта.
Полуавтоматизированная система ДУ фирмы «Дейтц»
для четырехтактных реверсивных дизелей типа RVM
536 и 545 (фиг. 253) работает на воздухе давлением
7 кГ/см2. Исполнительная часть системы, расположен-
ная на двигателе, использует воздух давлением до
30 кГ/с.и2. Выносной главный пост допускает установку
на дистанции до 30 м.
В системе подготовки воздуха предусмотрены фильтры
высокого (до редуктора) и низкого давления, а также
морозозащитный прибор, в котором к воздуху доба-
вляется небольшая доза метанола, чем предотвращается
внутреннее обледенение воздушного тракта при низкой
температуре.
На двигателе имеются органы для местного управле-
ния:
а) рукоятка хода с тремя позициями «пуск», «стоп»
и «работа» (в нижнем, среднем и верхнем положениях,
соответственно);
б) рукоятка реверса;
в) рукоятка (накатанная гайка) управления оборо-
тами.
Предусмотрены блокировки: а) исключающая пере-
вод рукоятки хода в положение «пуск» до окончания
перестановки механизма реверса, б) допускающая эту
перестановку только в положении рукоятки хода «стоп»
Фиг. 254. Система ДАУ фирмы «Дейтц»: ~1 —пост управления;
2 — золотник реверса; 3 — золотник сигнала о положении
распределительного вала; 4 — золотник автомата пуска; 5 —
трехпозициоипый сервомотор; в — золотник сигнала о напра-
влении вращения; ~ —реле направления вращения; 8 —золот-
ник сигнала о положении рукоятки хода; » —рукоятка хода;
10 —сервомотор распределительного вала; 11 —автомат пуска;
каналы; а — питание управляющим воздухом; б и Э — сигнала
«назад»; в и е — сигнала «вперед»; г — пуска холодного двига-
теля' ж — питание силовым воздухом; з —к гидроусилителю
всережимного регулятора.
и в) только в этом положении пропускающая управля-
ющий воздух для реверсирования.
Для перехода на местное управление необходимо
отсоединить рукоятку хода от захвата па штоке упра-
вляющего ею пневмосервомотора.
Управление оборотами дизеля ведется через всере-
жимпый регулятор. Дистанционная цепь управления
оборотами полузамкнутого типа с балансным пневмо-
задатчиком фирмы «Вестингауз» (фиг. 234, б) в пульте
п следящим гидроусилителем с кинематической компен-
сацией на регуляторе.
Рукоятка объединенного управления па пульте при
пуске и реверсе блокируется специальным пневматиче-
ским механизмом, фиксирующим распределительный
вал в промежуточных положениях до получения сиг-
нала об окончании перестановки реверсивного меха-
низма. Одновременно на пульте зажигается лампочка.
Далее рукоятка должна быть установлена в положе-
ние «пуск» и при раскрутке двигателя до требуемых обо-
518
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ротов без задержки переведена в положение «работа»,
после чего подача воздуха прекращается и двигатель
начинает работать на топливе.
Описанная система может быть модифицирована для
реверсивных дизелей с разобщительной муфтой и нере-
версивных дизелей с РРП.
Схема пневматической системы ДАУ, предложенная
фирмой «Дейтц» (фиг 254), является развитием схемы
(фиг. 253).
Здесь рукоятка объединенного дистанционного упра-
вления ничем не блокируется — ее перестановка в лю-
бое положение ничем не ограничивается.
Все блокировки, определяющие необходимую после-
довательность работы системы и требуемые выдержки
заложены в схему.
Управление числом оборотов то же, что и на полу-
автоматизироваиной системе (на фиг. 254 пе показано).
На двигателе сохранены все рукоятки местного упра-
вления, в том числе рукоятки хода.
Положение рукоятки хода задается трехпозиционным
сервомотором, управляемым двухпозиционным золот-
ником 3 центробежного автомата пуска. Для пуска
холодного двигателя предусмотрена возможность сра-
батывания автомата при повышенном, но отношению
и нормальному пуску в процессе реверса, числе оборо-
тов.
Для этого рукоятку дистанционного поста следует
на время пуска установить в позицию «пуск». Тогда по
каналу г в полость над золотником 3 будет подан воз-
дух, усилие от давления которого сложится с усилием
пружины автомата.
Особенностью схемы является использование реле
направления вращения для блокировки работы авто-
мата пуска в первой фазе процесса реверса с целью по-
дачи контр-воздуха в цилиндры двигателя.
В зависимости от наличия или отсутствия давления
воздуха на нижний поршень автомата пуска, последний
может быть заперт в нижнем положении или освобо-
жден. Этими его состояниями управляет реле напра-
вления вращения 7 с золотником 6 таким образом, что
автомат пуска, при несоответствии направления вра-
щения двигателя положению рукоятки дистанции этого
поста, всегда заперт.
ГЛАВА VIII
ШУМ И ВИБРАЦИИ ДИЗЕЛЕЙ И
МЕРОПРИЯТИЯ ПО ИХ СНИЖЕНИЮ
1. АКУСТИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ
Высокие уровни шума и вибрации дизелей оказывают
отрицательное воздействие на организм человека,
травмируя нервную систему и вызывая ослабление
внимания и снижение работоспособности, что, есте-
ственно, затрудняет нормальную эксплуатацию дизелей
и дизельных установок. Поэтому снижение интенсив-
ности уровня шума и вибрации современных дизелей
является одной из важнейших народнохозяйственных
проблем.
С развитием дизелестроения в направлении повыше-
ния удельных мощностей и чисел оборотов, с одновре-
менным снижением веса и габаритов, шум и вибрации
дизелей неизбежно возрастают.
Установка агрегатов наддува еще более увеличивает
интенсивность шума за счет высокочастотных тональных
составляющих, к которым организм человека наиболее
чувствителен.
При исследовании вибрации и шума дизелей приме-
няется измерительная аппаратура, позволяющая произ-
водить измерения уровней шума и вибрации в логариф-
мических величинах (децибелах) относительно стандарт-
ных нулевых уровней.
Уровни шума дизелей измеряются по звуковому
давлению па прямолинейной характеристике в дб,
а уровни вибрации измеряются по колебательному
ускорению. За нулевой порог уровня шума в дб прини-
мается звуковое давление на частоте 1000 гц, равное
2 • 10—4 мкбар, являющееся порогом слышимости. За
нулевой порог уровня вибрации принимается ускорение
колебательного движения, равное 3 • 10—2 см!секъ
(табл. 63).
Общие уровни шума и вибрации дизелей измеряются
объективными шумомерами и виброметрами, имеющими
выход на анализирующий прибор.
Шумомеры и виброметры представляют собой широко-
полосные усилители со стрелочным индикатором на
выходе, шкала которого отградуирована в децибелах
относительно принятого нулевого уровня.
Наиболее широкое применение для измерения шума
и вибрации дизелей получили следующие при-
боры.
1. Многоканальная измерительная установка (МИУ)
с частотным диапазоном от 60 до 8000 гц и диапазоном
измерения от 45 до 150 дб. МИУ позволяет производить
измерения уровней шума последовательно в 5 различных
точках. МИУ укомплектована пятью микрофонами
электродинамического типа и шариковым калибрато-
ром. Неравномерность частотной характеристики МИУ
не более 5 дб.
2. Шумомер 1400Д с частотным диапазоном от 25
до 8000 гц и динамическим диапазоном измерения от
30 до 140 дб. В шумомере используется пьезоэлектри-
ческий микрофон. Неравномерность частотной харак-
теристики в положении «У/а6> составляет не более
+1 дб. Шумомер 1400Д с пьезоэлектрическими датчи-
ками может быть также использован для измерения
вибраций.
3. Измеритель вибрации (ИВПШ) с частотным диапа-
зоном от 50 до 10 000 гц. Неравномерность частотной
характеристики с вибродатчиком типа А-Ш составляет
не более 5 дб.
4. Анализатор гармоник типа 1401ДХ с трехпроцеит-
ной полосой пропускания от частоты настройки с час-
тотным диапазоном от 2,5 до 8000 гц.
ШУМ И ВИБРАЦИИ ДИЗЕЛЕЙ И МЕРОПРИЯТИЯ ПО ИХ СНИЖЕНИЮ
519
Таблица 6 3
Таблица перевода дб в абсолютные значения звуковых давлений, скорости и ускорения
дб Микро- бары Скорость сл1/сек Ускорение с.м/сек2 Эб Микро- бары Скорость СЛ1/Се« Ускорение см/сек^ Эб Микро- бары Скорость СМ/ССК Ускорение см/сех
56 0,126 0,0032 20 91 7 0,18 1 120 126 400 10 63 000
57 0,14 0,0036 22 92 8 0,2 1 260 127 450 11,2 70 000
58 0,16 0,004 25 93 9 0,22 1400 128 500 12,6 80 000
59 0,18 0,0045 28 94 10 0,25 1 600 129 560 14 , 90 000
60 0,2 0,005 32 95 11,2 0,28 1800 130 630 16 100 000
61 0,22 0,0056 36 96 12,6 0,32 2 000 131 700 18 112 000
62 0,25 0,0063 40 97 14 0,36 2 200 132 800 20 126 000
63 0,28 0,007 45 98 16 0,4 2 500 133 900 22 140 000
64 0,32 0,008 50 99 18 0,45 2 800 134 1000 25 160 000
65 0,36 0,009 56 100 20 0,5 3 200 135 1 120 28 180 000
66 0,4 0,01 63 101 22 0,56 3 600 136 1 260 32 200 000
67 0,45 0,0112 70 102 25 0,63 4000 137 1400 36 220 000
68 0,5 0,0126. 80 103 28 0,7 4 500 138 1600 40 250 000
69 0,56 0,014 90 104 32 0,8 5 000 139 1800 45 280 000
70 0,63 0,016 100 105 36 0,9 5 600 140 2 000 50 320000
71 0,7 0,018 112 106 40 1 6 300 141 2 200 56 360000
72 0,8 0,02 126 107 45 1,12 7 000 142 2 500 63 400 000
73 0,9 0,022 140 108 50 1,26 8000 143 2 800 70 450 000
74 1 0,025 160 109 56 1.4 9 000 144 3 200 80 500 000
75 1,12 0,028 180 110 63 1,6 10 000 145 3 600 90 560 000
76 1,26 0,032 200 111 70 1,8 И 200 146 4000 100 630 000
77 1,4 0,036 220 112 80 2 12 600 147 4 500 112 700 000
78 1,6 0,04 250 113 90 2,2 14 000 148 5 000 126 800 000
79 1,8 0,045 280 114 100 2,5 16 000 149 5 600 140 900 000
80 2 0,05 320 115 112 2,8 18 000 150 6 300 160 1 000 000
81 2,2 0,056 360 116 126 3,2 20 000 151 7 000 180 1 120 000
82 2,5 0,063 400 117 140. 3,6 22 000 152 8 000 200 1 260 000
83 2,8 0,07 450 118 160 4 25 000 153 9 000 220 1 400 000'
84 3,2 f 0,08 500 119 180 4,5 . 28 000 154 10 000 250 1 600 000
85 3,6 0,09 560 120 200 5 32 000 155 И 200 280 1 800 000
86 4 0,1 630 121 220 5,6 36 000 156 12 600 320 2 000 000
87 4,5 0,112 700 122 250 6,3 40 000 157 14 000 360 2 200 000
88 5 0,126 800 123 280 7 45 000 158 16 000 400 2 500 000
89 5,6 0,14 900 124 320 8 50 000 159 18 000 450 2 800 000
90 6,3 0,16 1000 125 360 9 56 000 160 20 000 500 3 200 000
520
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
5. Анализатор гармоник типа АС-3 с относительной постоянной полосой пропускания с частотным диапазо- Таблица 65 Дизели с диаметром цилиндров 130—250 мм при числе оборотов не более 500 в мин
Уровнг VW ©tf. частотных составляющих спектров шума
и виорации измеряются анализаторами или постоянной полосой пропускания с относительной ~ г — Удельный Нормируемый Число цилиндров
V р V D-X1 |£1 ±1 И 1 С П V И JO и V V 1 И Ш у М d и вибрации Lv выражаются следующими зависимостями: вис дизели КГ/А. С. параметр 3 4 5 6 7 8 9
biu = 201g— дб-, Ро bt>=201g— дб. wa Замеры общих уровней и снятие (238) спектрального со- До 20 Общий уровень шума, дб Шум на частоте 1000 гц и выше не более, дб юе 91 108 93 108 93 10S 94 ИС 95 111 96 111 96
става шума и вибрации производится на номинальном режиме работы дизеля на расстоянии 0,5 м от его по- верхностей в горизонтальной плоскости, проходящей через центр тяжести двигателя, но не ниже 1 м от пола'. В величины общих уровней шума и вибрации вносятся поправки согласно калибровочным характеристикам приборов. 2. ОБЩИЕ УРОВНИ ШУМА И ВИБРАЦИИ ДИЗЕЛЕЙ Шум и вибрации дизелей в связи с различием в их конструкции имеют различные уровни. Уровни шума дизелей подчинены отраслевой нормали НД-61 «Нормы Свыше 20 Общий уровень шума, дб Шум на частоте 1000 гц и выше не более, дб 104 89 106 91 106 91 107 92 108 93 109 94 109 94
Таблиц Дизели с диаметром цилиндров свыше 250 мм при числе оборотов не более 500 в мин ч 66
Удельный Нормируемый Число цилиндров
и методы контроля шума дизелей» а уровень вибрации (табл. 71). (см. табл. 64— -70), вес дизеля кГ/л. с. параметр 4 5 6 7 8 9
Дизели с диаметром цилиндров 500 мм при числе оборотов не более 200 в 2 иилици Qft и выше мин До 20 Общий уровень шума, дб 110 111 96 111 96 112 113 98 113 98
Удельный Нормируемый параметр Число цилиндров Шум на частоте 1ППЛ ям и пмптр ир 95 97
вес дизеля КГ/л. с. 5 6 7 1 8 9 10 12 более, дб
У До 50 Общий уровень шума, дб Шум на частоте 1000 гц и выше не более, дб 102 72 102 72 103 73 104 74 104 74 105 75 105 75 20-30 Общий уровень шума, дб Шум на частоте 1000 гц и выше не более, дб 108 93 109 94 109 94 110 95 111 96 111 96
Свыше 50 Общий уровень шума, дб Шум на частоте 1000 гц и выше не более, дб 100 70 100 70 101 71 102 72 102 72 103 73 103 73 Свыше 30 Общий уровень шума, дб Шум на частоте 1000 гц и выше не более, дб 106 91 107 92 107 92 108 93 109 94 109 94
Таблица 67
Дизели с диаметром цилиндров 130—250 мм при числе оборотов 501 1000 в мин____________
Удельный вес дизеля кГ/л. с. Нормируемый параметр Число цилиндров
2 | 3 4 5 6 7 8 9 10 12 16
До 10 Общий уровень шума, дб. Шум на частоте 1000 гц и выше не более, дб 109 94 НО 95 112 97 113 98 113 98 114 99 115 100 115 100 Ifc 100 116 101 118 103
10—20 Общий уровень шума, дб Шум на частоте 1000 гц и выше не более, дб 107 92 108 93 110 95 111 96 111 96 112 97 113 98 ИЗ 98 ИЗ 98 114 99 116 101
Свыше 20 Общий уровень шума, дб' Шум на частоте 1000 гц и выше не более, дб 105 90 106 91 108 93 109 94 109 94 110 95 111 96 111 96 111 96 112 97 114 99
ШУМ и вибрации дизелей и мероприятия по их снижению
521
Таблица 68
Дизели с диаметром цилиндров свыше 250 мм
при числе оборотов 501—1000 в мин
Удельный вес дизеля кГ/л. с. Нормируемый параметр i Число цилиндров
4 5 6 7 8 9 10 12 16
Общий уро- вень шума, дб 114 115 115 116 117 117 117 118 120
ДО 10 Шум на ча- стоте 1000 гц и выше не более, дб 99 100 100 101 102 102 102 103 105
Общий уро- вень шума, дб 112 ИЗ ИЗ 114 115 115 115 116 118
10- 20 Шум на ча- стоте 1000 гц и выше не более, дб 97 98 98 99 100 100 100 101 103
Свы- Общий уро- вень шума, дб 110 111 111 112 113 113 ИЗ 114 116
ше 20 Шум на ча- стоте 1000 гц и выше не более, дб 95 96 96 97 98 98 98 99 101
Таблица 69
Дизели с диаметром цилиндров до 130 мм
при числе оборотов свыше 1000 в мин
Удельный вес дизеля кГ/л. с. Нормируемый параметр Число цилиндров
1 2 3 4 5 6
Общий шума, дб уровень 105 108 109 111 112 112
До 10 Шум на 1000 гц и более, дб частоте выше не 90 93 94 96 97 97
Общий шума, дб уровень 103 106 107 109 110 110
10—20 Шум на 1000 гц и более, дб частоте выше не' 88 91 92 94 95 95
Общий шума, дб уровень 101 104 105 107 108 108
Свыше 20 Шум на 1000 гц и более, дб частоте выше не 86 89 90 92 93 93
Таблица 70
Дизели с диаметром цилиндров 130—250 мм при числе
оборотов свыше 1000 в мин
Удельный вес дизеля кГ/л. с. Нормируемый параметр Число цилиндров
4 5 6 7 8 9 10 12 16
Общий уро- вень шума, дб 117 118 118 119 120 120 120 121 123
Доз Шум на ча- стоте 1000 гц и выше не более, дб 100 103 103 104 105 105 105 106 108
Общий уро- вень шума, дб ИЗ 114 114 115 116 116 116 117 119
3— 10 Шум на ча- стоте 1000 гц и выше не более, дб 98 99 99 100 101 101 101 102 104
10- 20 Общий уро- вень шума, дб 111 112 112 ИЗ 114 114 114 115 117
Шум на ча- стоте 1000 гц и выше не более, дб 96 97 97 98 99 99 99 100 102
Свы- Общий уро- вень шума, дб 109 110 110 111 112 112 112 ИЗ 115
ше 20 ' Шум на ча- стоте 1000 гц и выше не более, дб 94 95 95 96 97 97 97 98 100
Основные зависимости и источники шума
и вибрации дизелей
Увеличение уровней шума и вибрации в основном
происходит за счет повышения числа оборотов.
Увеличение числа оборотов дизелей связано с повы-
шением частоты периодически повторяющихся нагру-
зок и возмущающих сил, в связи с чем возрастает ин-
тенсивность шума и вибрации. Увеличение числа оборо-
тов легких высокооборотных дизелей на каждые
100 об/мин приводит к возрастанию общих уровней
шума и вибрации приблизительно на 1 дб. Увеличение
же числа оборотов малооборотных дизелей на каждые
100 об/мин приводит к возрастанию шума и вибрации
ориентировочно на 3 дб.
Увеличение мощности дизелей от холостого хода до
100% нагрузки в меньшей степени влияет на увеличе-
ние шума и вибрации, чем увеличение числа оборотов
дизеля. Для легких форсированных дизелей с малым
удельным весом увеличение мощности от холостого
хода до 100 % приводит к возрастанию общих уровней
вибрации и шума не более 5—6 дб.
Повышение мощности у тяжелых дизелей, например,
типа Д30/50, вообще не изменяет общих уровней шума
ввиду высокой жесткости элементов конструкции.
522
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица 71
Уровни вибрации дизелей
Удельный вес дизеля кГ/л. с. Число оборотов в мин Диаметр цилиндра мм Число цилиндров
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 12 16 18
До 3 более 1000 130-250 — — — 110 — 109 — 108 — 107 105 105 104
Более 3 и до 10 501—1000 130—250 свыше 250—500 — 99 98 1 96 98 95 97 94 96 94 96 94 96 93 95 93 95 91 93 91 93 91 93
более 1000 до 130 130—250 — 101 100 98 100 97 99 96 98 96 98 96 98 95- 97 95 97 93 95 93 95 93 95
Более 10 до 20 201—500 130—250 свыше 250—500 — — 92 90 92 89 91 88 90 88 90 88 90 87 89 87 89 87 87 87
более 1000 130—250 свыше 250—500 — 97 96 94 96 93 95 92 94 92 94 92 94 91 93 91 93 89 91 89 91 89 91
более 1000 до 130 130—250 — 99 98 96 98 95 97 94 96 94 96 94 96 93 95 93 95 91 93 91 93 91 93
Более 20 до 30 201—500 130-250 свыше 250—500 — — 88 86 90 85 89 84 88 84 88 84 88 83 87 83 87 81 85 85 85
501-1000 130—250 свыше 250—500 — 95 94 92 94 91 93 90 92 90 92 90 92 89 91 89 91 87 89 87 89 87 89
более 1000 до 130 свыше 130—250 100 97 96 94 96 93 95 92 94 92 94 92 94 91 93 91 93 89 91 89 91 89 91
Более 30 до 50 до 200 свыше 500 — — — — 81 80 80 80 79 79 77 77 77
201—500 свыше 250—500 — — 88 87 86 86 86 85 85 83 83 83
501—1000 130-250 — 93 92 90 89 88 88 88 87 87 — — —
более 1000 до 130 98 95 94 92 91 90 90 90 — — — — —
Более 50 201-500 250-500 — — — — 79 78 78 78 77 77 75 75 75
Конструктивное выполнение дизеля оказывает суще-
ственное влияние на изменение вибрации и шума.
Например, с увеличением числа цилиндров, числа
блоков и боковой поверхности излучения или размер-
ности дизеля вдвое шум возрастает примерно на 3 дб.
Вибрации дизелей при увеличении числа цилиндров
от одного до шести понижаются, в результате уменьше-
ния неуравновешенных сил и моментов, которые опре-
деляют в данном случае уровень вибрации.
С увеличением числа цилиндров свыше шести уро-
вень вибрации возрастает, так как он уже определяется
колебаниями цилиндров.
Увеличение удельного веса двигателя, который при-
ближенно характеризует жесткость конструкции ди-
зеля, благоприятно сказывается на уменьшение колеба-
ний.
Уменьшение вибрации и шума происходит вследствие
того, что с увеличением веса конструкции возрастают
потери колебательной энергии, а ее собственные ча-
стоты выходят за пределы диапазона частот возмуща-
ющих сил.
Вместе с тем, шум и вибрации дизеля зависят не
только от его размеров и конструктивного исполнения,
но и от материала, применяемого для изготовления
деталей корпуса, таких как блок, картер, крышки
и др.
Применение материалов с высоким внутренним тре-
нием приводит к заметному снижению уровней шума
и вибрации дизелей.
Уровни вибрации и шума дизелей в значительной
степени являются показателями качества технологии
производства.
ШУМ И ВИБРАЦИИ ДИЗЕЛЕЙ И МЕРОПРИЯТИЯ ПО ИХ СНИЖЕНИЮ
523
Повышенные зазоры, неудовлетворительная динами-
ческая уравновешенность и равномерность хода, пло-
хая балансировка движущихся деталей увеличивают
интенсивность колебаний. -
Таким образом, точность технологии изготовления
и сборки отдельных элементов и узлов дизелей должна
быть высокого класса, что позволит значительно сни-
зить вибрации и шум выпускаемых дизелей.
Для эффективной борьбы с шумом и вибрациями ди-
зелей необходимо в первую очередь применять меро-
приятия по снижению звуковых колебаний к тем источ-
никам, которые являются определяющими в общем
уровне шума дизеля.
Методика исследования шума и вибрации с последо-
вательным исключением источников колебаний позво-
ляет определить относительное значение основных
источников колебаний в общем уровне шума и вибра-
ции дизелей.
Уровни шума и вибрации исключенного источника
колебаний дизеля определяются по формуле
7 bi-L2 \
Z, = £2-|-10 1g ^10 10 — 1/ дб,
(239)
где Li — уровень колебаний до исключения источника;
Z,2 — уровень колебаний после исключения источ-
ника;
Z, — уровень колебаний, создаваемых исключен-
В такой же последовательности располагаются источ-
ники вибрации за исключением систем выпуска и впуска,
которые являясь интенсивными источниками аэродина-
мического шума, практически не влияют на уровни
вибрации дизелей. При вынесении забора воздуха
и выхлопа из помещения стенда источники аэродинами-
ческого шума не являются основными.
Необходимо отметить некоторую условность в разде-
лении таких источников шума, как процесс сгорания
и цилиндро-поршневая группа. Эти источники взаимо-
связаны и содержание каждого из этих источников опре-
деляется условиями эксперимента.
В данном случае процесс сгорания представляет собой
разность возмущающих сил, действующих в дизеле при
нормальной работе и при его прокручивании с поми-
нальным числом оборотов и газодинамические колеба-
ния.
Группа сил, действующих на детали движения при
прокручивании дизеля на номинальных оборотах с от-
ключенной подачей топлива, является источником
колебаний цилиндро-поршневой группы.
Основные мероприятия по снижению шума
и вибрации дизелей
Оценка удельного веса основных источников в общем
уровне шума и вибрации позволяет определить степень
эффективности отдельных мероприятий для каждого
Фиг 255 Диаграмма уровней шума основных источников дизелей: Д—дизель; В — воздуходувка; Ш—шатунно-поршневая
группа- П — процесс сгорания; Т— топливный насос; ВП — впуск; К — клапанный механизм; ПК — посадка клапанов;
др __передача- И—насос забортной воды; МИ — масляный насос; ВН—водяной насос; ТП —топливоподкачивающая
помпа; ЗП — зубчатые передачи; П и Ш — процесс сгорания и шатунно-поршневая группа; РМ — реверсивная муфта.
На основании исследований большого количества
дизелей основные источники шума располагаются
в порядке убывания их интенсивности в следующем
порядке:
1. Системы выпуска и впуска..
2. Процесс сгорания.
3. Цилиндро-поршневая группа.
4. Топливовпрыскивающая аппаратура.
5. Клапанно-распределительный механизм.
6. Зубчатые передачи и т. д.
Диаграмма основных источников колебаний дизелей
приведена на фиг. 255.
Естественно, что в первую очередь необходимо умень-
шать уровни наиболее интенсивных источников коле-
баний.
Дальнейшие же мероприятия должны быть напра-
влены па снижение уровней шума и вибрации источ-
ников, последовательно расположенных в порядке
убывания их интенсивности.
Известно, что шум на впуске четырехтактных дизе-
лей без наддува вызывается пульсациями воздуха па
входе во впускной коллектор.
Устранить пульсации невозможно из-за периодиче-
ского разрежения в районе впускных клапанов и по-
524
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
следующего сжатия воздуха в коллекторе вследствие
инерционности и упругости массы воздушного потока.
Эффективное снижение интенсивных низкочастотных
составляющих шума на впуске достигается при исполь-
зовании резонансных глушителей, камеры которых
соответственно настраиваются на эти частоты.
Шум агрегатов наддува обычно уменьшается с по-
мощью установки на впуске активных глушителей щеле-
вого или грибкового типов.
Шум на выпуске дизелей весьма эффективно умень-
шается при использовании активно-реактивных искро-
гасителей-глушителей шума.
Учитывая, что звукопоглощающий материал является
основным элементом в активных глушителях, для опре-
деления эффекта заглушения шума весьма важно знать
величину коэффициента звукопоглощения материала
(см. табл. 72—77).
В активных глушителях звуки различной частоты'
заглушаются неодинаково.
Обычно в этих глушителях происходит поглощение
высокочастотного шума. Ослабление же шума на
низких частотах сравнительно невелико.
Приближенный акустический расчет активных глу-
шителей с параллельным включением активного сопро-
тивления производится по эмпирической формуле
Паркинсона
1
/ ТТ \ 2
Д£ = -5,12 -f- Zlg(l-a) дб, (240)
\ -С о /
где Л — периметр сечения трубы, м;
Fo — площадь поперечного сечения трубы, jw2;
I — длина трубы, jw;
a — коэффициент звукопоглощения.
В настоящее время широкое применение находят
активные глушители щелевого типа с клиновидной
звукопоглощающей облицовкой.
Приближенный акустический расчет активных глу-
шителей щелевого типа с клиновидной звукопоглоща-
ющей облицовкой может быть произведен по эмпириче-
ской формуле
ДХ=2,2-^ф(а) дб, (241)
где I — длина канала между звукопоглощающими
клиньями;
а — ширина канала (щели);
<р (а) — функция, зависящая от коэффициента звуко-
поглощения.
Величина <р (а) в этой формуле определяется по соот-
ветствующему значению а:
a 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
Ф (a) 0,15 0,5 0,70 0,85 1,0 1,15 1,25 1,35 1,5 2,0 _i
/ d\ / d d3
ф - = 1 — 1,4093—|-0,3382-з- +
\ а I \ а а3
Общий вид щелевого активного глушителя с клино-
видной звукопоглощающей облицовкой приведен на
фиг. 256.
Акустический расчет резонансных глу-
шителей приближенно производится по формуле
где р = 'yrj-y- — безразмерное реактивное сопротивле-
ние глушителя;
к — проводимость отверстий, м;
V — объем резонансной камеры, jw3;
F — площадь проходного сечения внут-
ренней трубы глушителя, .и2;
/ — частота, гц.
Фиг. 256. Общий вид щелевого активного глуши-
теля с клиновидной звукопоглощающей облицов-
кой: 1 — задняя стенка; 2 — воздушная камера;
3,6,8 —войлочные прокладки; 4—металлический
бандаж; 5 — передняя стенка; 7 — клинья со
звукопоглощающей набивкой.
Необходимо отметить, что размеры резонансной
%
камеры не должны превышать -2- , где 7.р — длина
8
звуковой волны на резонансной частоте; в противном
случае расчет следует производить по волновой фор-
муле.
Исходя из размеров, количества и взаимного распо-
ложения отверстий, проводимость равна
где d — диаметр отверстия;
I — толщина внутренней трубы;
п — количество отверстий;
de 1
+ 0,0679—-+...) —функция Фока;
а5 /
а — расстояние между отверстиями.
Акустический расчет расширительных глушителей
производится по формуле
Г 1 I 1 \2 1
£= 10 lg 1 + -г m------------sin2 kl дб,
I 4 \ m ] J
(243)
Таблица 72
Коэффициент звукопоглощения асбопухпшура толщиной 30 мм при различном удельном весе материала и частоте звука
Удель- ный вес 2/СЛ13 Частота звука» гц |
200 400 600 800 юоо| 1200 1400 1600 18оо|2000,2200 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600 3800 4000 4200 4400 4600 4800 | 5000 I
0,06 0,14 0,25| 0,41 0,57 0,69 0,79 0,84 0,87 3,9 3,915 0,928 0935 0,943 0,95 0,955 0,96 0,963 0,969 0,973 0,976 0,98 0,982 0,986 0,99 0,994
0,08 0,15 0,9 0,45 0,59 0,68 0,77 0,81 0,84 0,87 0,89 0,905 0,92 0,926 0,935 0,941 0,95 0,954 0,958 0,962 0,968 0,972 0,975 0.979 0,982 0,985
0,1 0,18 0,32 0,49 0,6 0,67 0,74 0,79 0,82 0,85 0,87 0,885 0,9 0,91 0,92 0,93 0,937 0,942 0,95 0,952 0,96 0,964 0,97 0,972 0,976 0.98
0,12 0,18 0,37 0,5 0,6 0,67 0,73 0,78 0,8 0,83 0,851 0,87 0,881 0,892 0,905 0,915 0,923 0,93 0,938 0,943 0,95 0,957 0,962 0,968 0,971 0,975
0,14 0,18 0,4 0,52 0,63 0,66 0,72 0,76 0,79 0,818 0,84 0,855 0,868 0,876 0,884 0,9 0,91 0,917 0,925 0,935 0,939 0,945 0,952 0,96 0,9641 0,969
0,16 0,2 0,42 0,54 0,62 0,66 0,71 0,75 0,78 0,8 0,821 0,84 0,858 0,87 0,88 0,89 0,9 0,907 0,913 0,92 0,93 0,935, 0,94 0,95 0,958 0,962
0,18 0,2 0,45 0,55 0,63 0,66 0,71 0,74 0,77 0,793 0,81 0,83 0,846 0,859 0,87 0,875 0,881 0,9 0,905 0,91 0,918 0,925 0,932 0,938 0,945 0,954
0,2 0,3 0,47| 0,56 0,63 0,66 0,7 0,73 0,76 0,785 0,8 032 0,835 0,85 0,86 0,87 0.875 0,81 0,9 0,904 0,91 0,917 0,925 0,931 0,936 0,942
0,22 0,31 0,5 0,58 0,64 0,66 0,69 0,73 0,751 0,78 0,792 0,81 0,825 0,841 0,85з] 0,862 0,871 0,88 0,89 0,9 0,905 0,91 0,918 0,925 0,932 0,937
0,24 0,36 0,51 0,59 0,64 0,66 0,68 0,721 0,75 0,776 0,79 0,8 0,818 0,83 0,85 0,856 0,864 0,872 0,882 0,894 0,902 0,907 0,912 0,92 0,926 0,932
0,26 0,4 0,52 0,6 0,64 0,659 0,68 0,72 0,74 0,765 0,783 0,795 0,81 0,823 0,84 0,852 0,865 0,875 0,881 0,899 0,904 0,908 0,914 0,92 0,924 0,86
0,28 0,42 0,52 0,6 0,64 0,659 0,68 0,715 0,738 0,76 0,78 0,79 0,802 0,818 0,83 0,846 0,858 0,862 0.87 0,88 0,89 0,9 0,906 0,91 0,916 0,922
Таблица 73
Коэффициент звукопоглощения асбопухпшура с удельным весом 0,2 г/см3 от изменения толщины слоя и частоты звука
Толщи- на мате- риала мм Частота звука, гц
200 400 600 800 1000 1200 1400,1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 | 3000 3200 3400 3600 3800 4000 4200 4400 | 4600 4800 5000
5 0,08 0,1 0,18 0,23 0,3 0,35 0,45 0,5 0,58 0,65 0,7 0,82 0,88 0,91б| 0,335 0,944 0,95 0,954 0,958 0,956 0,95 0,94б| 0,941 0,938 0,931
10 0,1 0,2 0,28 О,3б| 0,411 0.5 10,55 0,6 0,65 0,7 0,75 10,83 0,87 0,91 10,93 0,94 0,948, 0,952 0,954 0,952, 0,948 0,944, 0,94 0,935 0,93
20 0,2 0,31 0,42 0,48 0,52, 0,6 0,63 0,66 0,72 0,76 0,8 0,85 10,87 | 0,895 0,915 0,93 0,9.35, 0,945, 0,947 0,945, 0,942 0,94 | 0,935 0,931 0,925
30 0,24 0,38, 0,45| 0,52 0,58| 0,6210,67 0,71 0,75 0,79 0,8451 0.85 1 0,87 10,885 0,9051 0,92 0,931 0,93б| 0,938 0,938, 0,937 0,934, 0,33 0,925 0.918
40 0,26 0,4 j 0,5 0,56 0,62, 0,6б| 0,7 0,74 0,78 0,81 0,82 0,85 | 0,868 0,88 0,89б| 0,91 0,921 0,93 | 0,932 0,932, 0,931 0,9291 0,921 0,916 0,91
50 0,3 0,42| 0,54.1 0-62 0,6б| 0.7 | 0,73 0,7б| 0,8 0,818 0,83б| 0,852) 0,86б| 0,875 0,889, 0,902 0,912 0,919 0,921| 0,922, 0,921 0,91б| 0,91 0,905 0,899 .
60 0,31 0,5 | 0,611 0,66 0,7 0,7210,75 0,78 0,808 0,82 0,836 0,854 0,8651 0'87 0,881 0,89 0,9 0,908 0,910 0,91 0,909 0,904, 0,9 0,895 0,89
70 0,35 0,55 0,63 0,72 0,74 0,76 0,8 0,81 0,82 0,84 0,855 0,865 0,872 0,879 0,885 0,889 0,892 0,895 0,894 0,893 0,89 0,88 0,88 0,88 0,87
ШУМ И ВИБРАЦИИ ДИЗЕЛЕЙ И МЕРОПРИЯТИЯ ПО ИХ СНИЖЕНИЮ
Таблица 74
Коэффициент звукопоглощении капронового волокна сечения 0,01 мм с удельным весом 0,05 г/см3 при разных толщине материалов
и частоте звука
Толщина материала мм Частота звука, гц
200 400 600 800 1000 1200 140 0 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600 3800 4000 4200 4400 4600 4800 5000
5 0,38 0,47 0,53 0,58 0,62 0,67 0,73 0,77 0,815 0,845 0,87 0,89 0,91 0,93 0,938 0,948 0,96 0,972 0,978 0,982
10 0,4 0,5 0,55 0,6 0,64 0,7 0,76 0,8 0,84 0,865 0,898 0,91 0,93 0,94 0,95 0,96 0,97 0,975 0,981 0,983
20 0,35 0,45 0,53 0,6 0,64 0,7 0,765 0,815 0,86 0,896 0,91 0,93 0,94 0,95 0,96 0,966 0,973 0,977| 0,98 0,984 0,987
30 0,33 0,4 0,51 0,57 0,64 0,73 0,77 0,835 0,89 0,91 0,93 0,94 0,95 0,96 0,965 0,97 0,975 0,978 0,981 0,985 0,988 0,99
40 0,29 0,3 0,46 0,57 0,64 0,74 0,8 0,84 0,898 0,92 0,936 0,948 0,958 0,964 0,97 0,975 0,978 0,98 0,983 0,986 0,989 0,991
50 0,25 0,28 0,4 0,55 0,64 0,76 0,82 0,87 0,9 0,93 0,942 0,954 0,963 0.97 0,975 0,978 0,98 0,982 0,984 0,987 0,989 0,994
60 0,22 0,27 0,45 0,5 0,64 0,76 0,835 0,89 0,92 0,94 0,95 0,96 0,97 0,975 0,978 0,98 0,981 0,983 0,985 0,988 0,99
Таблица 75
Коэффициент звукопоглощения капронового волокна сеченин 0,01 мм толщиной 30 мм при разных удельном весе и частоте звука
Удельный вес г/см3 ' Частота звука, гц
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600 3800 4000 4200 4400 4600 4800 5000
0,015 0,2 0,28 0,39 0,48 0,57 0,63 0,68 0,74 0,79 0,83 0,86 0,89 0,913 0,925 0,94 0,948 0,951 0,964 0,969 0,97б| 0,981 0,986
0,02 0,1 0,23 0,31 0,41 0,5 0,58 0,65 0,724 0,766 0,82 0,85 0,89 0,912 0,926 0,94 0,95 0,95б| 0,962 0,966 0,972 0,976 0,98 0,984
0,03 0,2 0,28 0,39 0,49 0,57 0,64 0,7 0,78 0,84 0,87 0,913 0,92 0,94 0,948 0,953 0,95sj 0,964 0,969 0,971 0,975 0,978 0,98 0,982
0,04 0,15 0,25 0,32 0,44 0,55 0,63 0,675 0,76 0,84 0,88 0,912 0,92 0,942 0,949 0,954 0,96 0,965 0,97 0,972 0,975 0,978 0,98 0,983 0,985
0,05 0,1 0,2 0,3 0,4 0,49 0,58 0,65 0,725 0,79 0,85 0,89 0,915 0,93 0,945 0,955 0,96 0,965 0,97 0,972 0,975 0,98 0,982 0,984 0,985
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Таблица 76
Коэффициент звукопоглощения технического войлока толщиной 30 мм при разных удельном весе материала и частоте звука
Удельный все, г/см3 Частота звука, гц
200 400 G00 800 1 000 j 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600 3800 4000 4200 4400 4600 4800 5000
0,09 0,2 0,4 0,5 0,6 0,68 0,75 0,8 0,85 0,91 0,96 0,985 0,991 0,991 0,99 0,99 0,99 0,99 0.991 0,99 0,987 0,985 0,982 0,98
0,1 0,25 0,42 0,51 0,62 0,69 0,76 0,82 0,87 0,912 0,952 0,98 0,99 0,991 0,99 0,99 0,99 0,991 0,990 0,987 0,985 0,983 0,981 0,978
0,12 0,16 0,34 0,46 0,57 0,65 0,7 0,8 0,847 0,899 0,912 0,93 0,96 0,981 0,99 0,92 0,993 0,992 0,99 0,987 0,985 0,982 0,98 0,978 0,9
0,14 0,22 0,4 0,5 0,6 0,665 0,75 0,81 0,85 0,89 0,912 0,925 0,948 0,96 0,978 0,984 0,985 0,985 0,984 0,983 0,981 0,972 0,974 0,971 0,978
0,16 0,3 0,42 0,51 0,61 0,67 0,75 0,'82 0,86 0,89 0,91 0,92 0,93 0,946 0,955 0,961 0,97 0,972 0,974 0,976 0,972 0,971 0,97 0,969 0,968
0,18 0,18 0,34 0,45 0,54 0,62 0,678) 0,751 0,82 0,86 0,88 0,908 0,915 0,925 0,932 0,941 0,946 0,954 0,959 0,96 0,962) 0,963 0,964 0,963 0,962 0,962
0,2 0,2 0,38 0,47 0,56 0,63 0,67 0,75 0,815 0,85 0,87 0,901 0,91 0,919 0,925 0,931 0,938 0,942 0,946 0,95 0,952 0,954 0,955 0,957 0,958 0,959
0,22 0,24 0,4 0,48 0,57 0,63 0,67 0,73 0,8 0,84 0,86 0,89 0,905 0,912 0,919 0,924 0,928 0,931 0,935 0,94 0,941 0,943 0,945 0,946 0,948 0,949
0,24 0,25 0,4 0,49 0,57 0,63 0,67 0,7 0,77 0,82 0,845 0,87 0,89 0,902 0,91 0,918 0,92 0,924 0,926 0,929 0,93 0,934 0,935 0,936 0,937 0,937
0,26 0,26 0,4 0,49 0,57 0,62 0,66 0,69 0,74 0,78 0,81 0,835 0,85 0,875 0,89 0,904 0,91 0,912 0,918 0,92 0,922 0,924 0,925 0,926 0,927 0,927
0 28 0,28 0,4 0,49 0,57 0,62 0,65 0,68 0,7 0,74 0,77 0,8 0,82 0,84 0,85 0,87 0,88 0,9 0,902 0,908 0,91 0,912 0,915 0,918 0,919 0,92
0,3 0,28 0,4 0,49 0,56 0,61 0,64 0,67 0,688 0,71 0,74 0,76 0,78 0,79 0,8 0,82 0,84 0,86 0,87 0,88 0,89 0,9 0,901 0,905 0,908 0,91
Таблица 77
Коэффициент звукопоглощения технического войлока с удельным весом 0,28 г/см3 при разных толщине материала и частоте звука
Толщина материа- ла, мм Частота звука, гц
2Оо) 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600 3800 4000|4200 4400 4600 4800 5000
10 0,2 0,3 0,4 | 0,5 0,55 0,6 1 0,65 | 0,69 1 0,72 0,76 I 0,78 | 0,805 0,825, 0,842, 0,859, 0,87 0,888 0,905 0,9 0,905 0,91 | 0,915 0.92
15 0,2 0,32 0,41 0,5 | 0,56 0,61 | 0,65 | 0,7 | 0,74 0,76 0,79 10,815 0,835 0,85 | 0,865, 0,88 0,893,0,9 ,0,907,0,912 0,912, 0,922, 0,925 0,928
20 0.3 0,4 0,5 0,55 | 0,6 0,65 0,7 0,74 | 0,74 | 0,79 0,821| 0,84 0,855 0,87 0,885, 0,895 0,904, 0,91 | 0,917 0,921 0,925, 0,928 0,93 0,932
25 ,0,2 |о,;’5'о,46 0,54 0,59 | 0,64 0,68 0,72 | 0,76 | 0,78 | 0,812^ 0,835, 0,85 0,869 0,882, 0,894 0,902, 0,91 0,917, 0,922 0,926, 0,929 0,932, 0,934 0,936
30 |о,211 0,4 | 0,5 | 0,55 0,61 | 0,66 0,7 0,74 | 0,77 ! 0,8 | 0,83 0,842 0,861 0,878 0,89 0,9 0,908, 0,915, 0,9211 0,925 0,93 | 0,932, 0,934, 0,936, 0,938
35 |0,25 0,4 0,5 0,57 0,63 | 0,67 | 0,72 0,75 | 0,78 I 0,81 | 0,835, 0,85 0,87 0,889 0.896, 0,904) 0,912, 0,92 | 0,925| 0,925 0,932 0,934, 0,937, 0,94 |0,942
40 )о,3 1 0 42] 0,52 | 0,58 I 0,65 | 0,7 | 0,74 | 0,77 | 0,8 | 0,83 | 0,845j 0,86s! 0,882, 0,894, 0,902, 0,911| 0,91э| 0.924, 0,928| 0,932, 0,934, 0,93sJ 0,94 | 0,94з| 0,944
ШУМ И ВИБРАЦИИ ДИЗЕЛЕЙ И МЕРОПРИЯТИЯ ПО ИХ СНИЖЕНИЮ 527
528
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
d*
где т = —— степень расширения;
ci
2
I — длина камеры;
2л f
К =---------волновое число;
с
f — частота звука, гц;
с — скорость звука, м/сек',
d12 _ диаметры камеры и трубы, м.
Для расчета общей потери давления, создаваемой
глушителем, необходимо просуммировать потери давле-
ний отдельных элементов глушителя
ДРс=^£1 кГ/см2'
1=1
где — коэффициенты местных сопротивлений
(табл. 78);
v — скорость газа;-
р — плотность газа.
Общий вид резонансного глушителя приведен на
фиг. 257.
Фиг. 257. Общий вид резонансного глушителя.
Одним из основных методов снижения шума и вибра-
ции от процесса сгорания является использование
полуразделенных камер, обеспечивающих объемно-
пленочное смесеобразование, например по типу камеры
сгорания ЦНИДИ, МАН и др.
Таблица 78
Таблица коэффициентов местных сопротивлений
Вид местного сопротивления Схема глушителя Значение коэффи- циента местного сопротивления
Внезапное расши- рение —л /, F—площади поперечного сечения / f \2 Е = 1 ——1 S \ F)
Внезапное суже- ние — 5 = 0,37—0,46
Поворот трубы под прямым углом 1= 1-1,5
Снижение шума, вызванного работой цилиндро-пор-
шневой группы, может быть достигнуто за счет умень-
шения возмущающих сил, изменения момента пере-
кладки зазоров, увеличения массы и жесткости кон-
струкции излучающих поверхностей, применения мате-
риалов с высоким внутренним трением, нанесения
демпфирующих покрытий па наружные поверхности
дизеля.
Для изменения направления и места приложепия
действующих в цилиндре возмущающих сил приме-
няется дезаксаж поршневого пальца или коленчатого
вала.
Следует выбирать оптимальные зазоры, отвечающие
наиболее благоприятным условиям смазки и наимень-
шей интенсивности удара.
Основным методом борьбы с шумом и вибрациями
топливовпрыскивающей аппаратуры является приме-
нение безкулачкового привода топливного насоса
(например, гидравлического или газового привода),
а также применение насосов распределительного типа.
Одним из основных методов снижения шума, вызы-
ваемого работой клапанно-распределительного меха-
низма является понижение скорости начала и конца
движения клапана за счет применения специальных
компенсирующих устройств, автоматически обеспечи-
вающих неизменность тепловых зазоров при любых
режимах работы дизеля, а также установкой на дизеле
коррегированных кулачков.
Снижение шума зубчатых передач достигается повы-
шением точности изготовления профиля зуба и качест-
венной сборкой, а также уменьшением диаметра зубча-
тых колес.
В целях дальнейшего снижения шума зубчатых пере-
дач применяется демпфирование вибраций за счет
нанесения демпфирующих материалов на ступицу и
обод зубчатого колеса или изготовление зубчатых
колес из материалов с высоким внутренним трением.
Значительное снижение шума (порядка 15—20 дб),
излучаемого непосредственно дизелем, может быть
осуществлено путем звукоизоляции дизеля специаль-
ным звукоизолирующим капотом. Звукоизоляция дизе-
лей в настоящее время вполне выполнима, так как
современные конструкции дизелей позволяют осущест-
влять надежное дистанционное управление ими.
Величина звуковой энергии, проходящей через
стенки капота, определяется уровнем шума под капо-
том и энергией, затрачиваемой на возбуждение в нем
"Механических колебаний. Иными словами величина
звукоизоляции L капота обусловливается импедансом
его стенок, который в общем случае определяется
поверхностным весом и жесткостью стенок.
В звуковом диапазоне частот (50—8000 гц) стенки
капота оказывают падающей звуковой волне инерцион-
ное сопротивление, обуславливаемое массивностью сте-
нок капота.
В связи с этим очевидно, что величина звукоизоля-
ции в первом приближении не зависит от материала
капота и определяется в основном его поверхностным
весом и зависимостью звукоизолирующих свойств
материала от частоты.
Ориентировочный расчет ожидаемой величины звуко-
изоляции капотов на различных частотах может быть
произведен по следующей эмпирической формуле
Z,= 101gG+141g/-25 дб% (244)
где L — величина звукоизоляции, дб)
G — поверхностный вес, кг/мг)
/ — частота заглушаемого звука, гц.
ШУМ И ВИБРАЦИИ ДИЗЕЛЕЙ И МЕРОПРИЯТИЯ ПО ИХ СНИЖЕНИЮ
529
Определение общих уровней шума и вибрации
дизелей по расчету
Выбор типа дизелей для проектируемых стационар-
ных, корабельных и транспортных силовых установок
должен производиться с учетом общих уровней вибра-
ции и шума, излучаемых ими.
Графоаналитический расчет воздушного шума дизеля
производится для точки пространства, расположенной
на удалении 0,5 .« от поверхности дизеля, установлен-
ного в условиях открытого пространства или на специ-
альном акустическом стенде, ограждающие поверхности
которого облицованы звукопоглощающим материалом.
Номограмма для приближенного расчета воздушного
шума изображена на фиг. 258.
Уровни интенсивности звукового поля О?, дб
Число оборотов, пин
Фиг. 258. Номограмма для расчета воздушного шума дизелей: 1 —семь блоков;
2 — два блока; з — один блок.
Принятые обозначения на номограмме
1. Ось ординат с левой стороны — мощность дизеля,
л. с.
2. Ось абсцисс — числа оборотов дизеля, об/мин.
3. Кривые равной интенсивности воздушного шума
нанесены в виде наклонных прямых. Значения их даны
в верхней части номограммы.
Расчет уровней воздушного шума производится в сле-
дующем порядке.
По заданному значению мощности и числу оборотов
дизеля на расчетном режиме в координатах мощ-
ность — число оборотов, в точке пересечения их с пря-
мой равной интенсивности дб, на ее продолжении
вверху определяется уровень механического шума
дизеля Lv соответствующий шуму излучаемому 1 ж2
поверхности блока дизеля.
Так как площадь излучения дизелей отлична от 1 ж2,
а излучаемый дизелем шум зависит также от ряда других
факторов, то к определенной ранее величине шума
вносится поправка Л2, которая определяется по вели-
чине С и числу блоков дизеля и отсчитывается по оси
ординат справа на фиг. 258.
Для оценки излучения звуковой энергии блоком ди-
учитывать величины тепловых зазо-
сочленениях и демпфирующее дейст-
слоя, акустическое сопротивление
основных деталей и узлов ди-
зеля, его вес, а также его конструк-
тивные формы. В расчете эти факторы
учитываются коэффициентами сх и kv
входящими в величину С; С = cxkt
зеля необходимо
ров в подвижных
вие масляного
Q =
S __ (DHz)2 м2-сек
oC^G qC^G ’(245)
где D — диаметр цилиндра, ж;
Н — ход поршня, м;
Z —
о С — акустическое
число цилиндров;
сопротивле-
ние материала блока ди-
зеля, --—- (табл. 78);
сек • см2
G — агрегатный вес дизеля, т.
Коэффициент кг зависит от вяз-
кости смазочного масла v и толщины
масляного слоя б, между поршнем
и цилиндровой втулкой и опреде-
ляется по кривым фиг. 259.
Расчетный уровень механического
шума дизеля определяется как сумма
LM=Li±L2d6, (246)
где LM — общий уровень механиче-
ского шума дизеля, дб',
Lx — уровень шума, излучаемый
1 ж2 поверхности дизеля,
дб;
Ьг — поправка, учитывающая
изменение шума от вели-
чины С и числа блоков
дизеля, дб.
Уровень шума на впуске дизелей
обычно несколько больше среднего
уровня шума, излучаемого деталями
корпуса дизеля.
Таблица 79
Величина акустических сопротивлений ряда металлов
Наименование металла Удельное акустическое сопротивление г/сек-смЗ- 105
Алюминий 14,1
Чугун 29,6
Сталь 39,3
Железо 40,4
34 Заказ 1630.
530
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Однако, как показывает опыт, для подавляющего
большинства дизелей (за исключением дизелей с центро-
бежными нагнетателями) величины AL лежат в сравни-
тельно узких пределах. Поэтому для четырехтакт-
ных дизелей без наддува и двухтактных дизелей с ро-
торно-шестеренчатыми и поршневыми продувочными
увеличение уровня шума, как показали исследования,
проведенные авторами, пропорционально числу лопаток
направляющего диффузора на выходе. В связи с этим
формула для расчета шумности центробежных нагнета-
телей приобретает вид
Ьл. д— 50 lg u-f-10 lg Zq-|-3 эб, (249)
Фиг. 259. Кривые зависимости коэффициента' йг
от вязкости смазочного масла V и толщины
масляного слоя 6.
9000
7000
5000
9000
3000
2000
насосами уровни шума на впуске могут
быть определены по формуле
^вп = ^м + Д£ дб' <247)
где Len — уровень шума на впуске; дб;
LM — уровепь шума, излучаемого на-
ружными поверхностями ди-
зеля, дб;
Д£ — для четырехтактных дизелей
без наддува и двухтактных ди-
зелей с роторно-шестеренчатыми
нагнетателями составляет 5—
6 дб; для двухтактных дизелей
с поршневыми продувочными
насосами AL — 9—10 дб.
Уровень шума на впуске дизелей, име-
ющих центробежные нагнетатели, опреде-
ляется интенсивностью так называемого
звука вращения, которая, в свою очередь,
зависит от конструктивных особенностей
воздуходувки. Для центробежных нагне-
тателей с безлопаточными диффузорами
1000
^800
g 600
I 500
ооо
? 300
200
100
80
60
50
50
30
уровни вибраций по ускорению,
Число оборотов, мин
Фиг. 260. Номограмма для расчета вибрации дизелей.
уровень шума может быть подсчитан по известной фор-
муле для шума центробежного вентилятора
g = A -j-10m 1g и дб, (248)
где Lg. g — уровень шума, дб;
А — коэффициент, величина которого зависит от
производительности, конструктивных осо-
бенностей и т. д.;
и — окружная скорость концов лопастей колеса,
м/сек;
т — коэффициент, значения которого находятся
в пределах 5—6.
где Zg — число лопаток направляющего диффузора
(для безлопаточного диффузора Zg прини-
мается равным 1).
Приведенный метод для расчета механических и
аэродинамических шумов справедлив как для поми-
нальных, так и для промежуточных режимов работы
дизелей.
Расчет вибрации производится графоаналитическим
методом для дизелей, устанавливаемых на штатное
амортизационное крепление. Расчетные уровни вибра-
ции выражены в величинах колебательного ускорения
и относятся к колебаниям лапы дизеля.
По данным экспериментов, для воздуходувок дизелей
эти величины равны А = 3 дб, т = 5. Таким образом,
формула для расчета уровня шума центробежного
нагнетателя с безлопаточным диффузором приобретает
вид
Lg.g = $O lgu + З Об.
Уровни шума центробежных нагнетателей с лопаточ-
ными диффузорами значительно выше уровней шума
нагнетателей с безлопаточными диффузорами, причем
Номограмма для расчета вибрации представлена
на фиг. 260.
Принятые обозначения на номограмме
1. Ось ординат с левой стороны — мощность дизеля,
л. с.
2. Семейство кривых от 50 до 200 000 — вес дизеля,
кг.
ШУМ И ВИБРАЦИИ ДИЗЕЛЕЙ И МЕРОПРИЯТИЯ ПО ИХ СНИЖЕНИЮ
531
3. Ось абсцисс внизу — число оборотов дизеля,
об/мин.
4. Ось абсцисс внизу в середине номограммы — число
цилиндров в ряду дизеля.
5. Кривые равной интенсивности вибрации располо-
жены на номограмме в виде наклонных прямых. Зна-
чения их отсчитываются в дб л верхней части номо-
граммы.
6. Ось ординат справа в середине номограммы дает
приращение уровня вибрации Lv 3, дб.
7. Кривые коэффициента к± нанесены в середине
номограммы. Коэффициент кг зависит от веса поступа-
тельно-движущихся частей Gn, радиуса кривошипа R,
диаметра цилиндра D и тактности дизеля
к\ = Gn кг.
Расчет уровней вибрации производится в следующем
порядке:
а) по заданным значениям мощности и чисел оборо-
тов для интересуемого режима работы дизеля в коор-
динатах мощность — число оборотов, в точке их пере-
сечения определяется кривая равной интенсивности
вибрации, величина которой соответствует уровню
вибрации, передаваемой на лапу с блока дизеля Lv 4
и отсчитывается по оси абсцисс вверху номограммы на
продолжении кривой, равной интенсивности вибрации;
б) по весу дизеля, выраженному в кг и по значению
мощности, соответствующей данному режиму работы
дизеля, в точке пересечения определяется кривая
равной интенсивности, величина которой соответствует
уровню вибрации на лапе дизеля от реактивного мо-
мента и моментов инерции Lv 2.
в) по числу цилиндров дизеля и коэффициенту кг
определяется приращение уровня вибрации от неурав-
новешенных сил Lv 3. Если число цилиндров превы-
шает 6, то Lv g = 0.
Уровни вибрации Lv 4 и Ly 2 суммируются по лога-
рифмическому закону, а приращение уровня вибрации
Lv з прибавляется к полученной ранее величине ариф-
метически. Суммарная величина уровней вибрации
представляет искомую величину вибрации на лапе
амортизированного дизеля и определяется следующим
выражением
/ lV-2~lV-1 \
Ly = £y.1 + 10lg\l + 10 10 / + Ьу.з дб. (250)
ЛИТЕРАТУРА
1. Астахов И. В. динамика процесса впрыска топлива
в быстроходных дизелях, м., Издательство бюро новой техники,
1948. 90 с.
2. Астахов И. В. Выбор основных параметров топливной
системы двигателя. — «Автомобильная и транспортная промыш-
ленность», 1954, № 3, с. 10—16.
3. Сифман Б. И. Экспериментальное исследование и
метод расчета топливных систем типа БОШ. Труды НИДИ,
1941. 80 с
4. Р у с и н о в Р. В. О коррекции скоростных характери-
стик топливных насосов дизелей. —«Энергомашиностроение»,
1960, № 10, с. 22—25.
5. Энциклопедический справочник «Машиностроение», Т. 10,
М., Машгиз, 1948, с. 238—287.
6. Толстов А. И. Процессы смесеобразования и сгорания
в быстроходном двигателе с воспламенением от сжатия при над-
дуве. Сб. ВНИТОЭ. Повышение мощности двигателей с воспла-
менением от сжатия. М., Машгиз, 1945, с. 26—63.
7. П е т р о в с к и й Н. В. Специальные вопросы теории
судовых дизелей. Глава III. Впрыскивание топлива. Л., Суд-
промгиз, 1960, с. 148—230. „ „
8. А р т е м ь е в Е. И., В е г е р а Н. Л. и др. Дизель Д-6.
М., Машгиз, 1957. 190 с.
34*
9. Справочник по энергетическому оборудованию. ГОСИНТИ.
1959, с. 3—164.
10. Дизели. Справочное пособие конструктора. Под ред.
В. А- Ваншейдта. Л., Машгиз, 1957. с. 269—301.
И. Гальперович Л. Г. Системы впрыска топлива
судовых дизелей. Л., Судпромгиз, 1961. 222 с.
12. Русинов р. В. Упрощенный расчет топливной аппа-
ратуры дизелей. Труды ЦНИДИ № 43. Л., Машгиз, 1962, с. 15—
25.
13. Е р е м е е в А. Ф. Саморегулирующийся топливный
насос распределительного типа для маломощных высокооборот-
ных двигателей. Технико-зкопомический бюллетень. — «Промыш-
ленный Алтай», Барнаул, 1960, N1—2, с. 17—22.
14. Ч и р к и н А. П., Р е з н и к И. И. Дизельная топлив-
ная аппаратура. Справочник. М., Машгиз, 1963.
15. Байков Б. П. Особенности расчета турбины, рабо-
тающей на газах переменного давления. Труды ЦНИДИ, 1956,
вып. № 28, с. 68—87.
16. Б а й к о в Б. П. и др. Совершенствование двигателя
КДМ-100. Сб. «Тяжелое машиностроение», 1962. № 2, с. 32—36.
17. Жирицкий Г. С. Авиационные газовые турбины.
М., Оборонгиз, 1950. 511 с.
18. И в а н о в П. В. Расчет радиальной импульсной тур-
бины с учетом перетекания газа и упрощенный расчет. Труды
ЦНИДИ, 1960, вып. 39. с. 66—73.
19. М а ц 3. С., С а л и щ е в Л. Н. и Файн М. А.
Агрегаты газотурбинного наддува двигателя 9Д-100.—чВестнин
машиностроения», 1959, № 12, с. 10—15.
20. Скубачевский Г. С. Авиационные газотурбинные
двигатели. М., Оборонгиз, 1955. 541 с
21. Стечкин Б. С. и др. Теория реактивных двигателей.
Лопаточные машины. Под ред. академика Б. С. Стечкина. М.,
Оборонгиз, 1956. 543 с.
22. Э к к е р т Б. Осевые и центробежные компрессоры.
Применение, теория, расчет. Перевод с немецкого. М.; Машгиз,
1959. 652 с.
23. Jenny Е. Die Verwertung der Abgasenegie bein aufgela-
denen Viertaktmotoren. Brown — Bower! Mitteil ungen, 1950, №11,
23. «Автотракторное электрооборудование и приборы». Ката-
лог-справочник. Ч. 1, 372 с., 1961, Ч. 2, 380 с., 1962, Ч. 3,
352 с., 1962, Ч. 4, 212С. 1962. ЦИНТИмаш.
24. В а н щ е й д т в. А. Пусковые процессы судовых дви-
гателей дизеля. — «Дизелестроение», 1933, №3, с. 1—15.
25. Минкин М. Л. Пуск автотракторных дизелей. М.,
Машгиз, 1948. 124 с.
26. Т а н а т а р. Д. В. Дизели. Компоновка и расчет. Л.,
«Морской транспорт», 1963. 439 с.
27. Айзерман М. А. Теория автоматического регулиро-
вания двигателей. М., Государственное издательство технико-
теоретической литературы, 1952. 523 с.
28. В а н ш е й д т в. А. Судовые двигатели внутреннего
сгорания. Конструирование и расчеты прочности. Л., Судпром-
гиз, 1957. 558 с.
29. Г е н д л е р Л. В. Новые регуляторы числа оборотов
конструкции ЦНИДИ. Информационные материалы по отече-
ственному дизелестроению. М., ЦБТИ, вып. 41, 1957,
с. 23—30.
30. Г е н д л е р Л. В. Технические показатели систем регу-
лирования скорости дизелей. Сб. ЦНИДИ, М. —Л., Машгиз,
1958, № 33, с. 3—65.
31. Гендлер Л. В., Гончаренко Ю. И. и К о в а-
левский Е.С. Новые регуляторы скорости дизелей. Сб.
ЦБТИ. — чАвтоматизация и регулирование дизелей», М., 1962,
с. 27—74.
32. Г о н ч а р е н к о Ю. И. Унифицированные размерные
ряды регуляторов скорости дизелей. —чЭнергомашинострое-
ние», 1961, № 6, с. 38—41.
33. Г о н ч а р е н к о Ю. И. Регуляторы скорости зарубеж-
ных дизелей, их ремонт и эксплуатация. — «Транспортное
машиностроение», 1961, М2, с. И—19.
34. О р л и н А. С., В ы р у б о в Д. Н. и др. Двигатели
внутреннего сгорания. Под ред. Л. Е. Орлина. Т. III.
Системы регулирования. Автоматизация. М., Машгиз,
1962.
35. 3 а л г а л л е р В. А. Приближенный расчет витых
пружин переменной жесткости. Сб. ЦНИДИ, №26, М. —Л.,
Машгиз, 1954, с. 62—84.
36. Кац А. М. Новые конструкции прецизионных регуля-
торов импортных дизелей. Сб. ЦНИДИ, JMi 6. М. — Л., Машгиз,
1948. с. 3—45.
37. Кац А. М. Некоторые вопросы расчета регуляторов
прямого действия для дизелей. Сб. ЦНИДИ, № 10, М. — Л.,
Машгиз, 1949. С. 25—61.
38. Кац А. М. Сравнительный анализ динамики важнейших
схем непрямого регулирования дизелей. Сб. ЦНИДИ, JMi 16,
М. — Л., Машгиз, 1950, с. 3—28.
1 39. Кац А. М. Автоматическое регулирование скорости
двигателей внутреннего сгорания. М. — Л., Машгиз, 1956.
303 с
40. К а н т о р С. А- Регулирование судовых теплосиловых
установок. Л., Судпромгиз, 1956. 343 с.
532
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
41. Кринецкий И. И. Регулирование двигателей вну-
треннего сгорания. Москва—Киев, Машгиз, 1960. 190 с.
42. К р у т о в В. И. Автоматическое регулирование двига-
телей внутреннего сгорания. М., Машгиз, 1963. 623 с.
43. Ковалевский Е.С. Вопросы создания двухимпуль-
сных систем регулирования скорости дизель-генераторов. —
«Энергомашиностроение», 1959, № 9, с. 26—29.
44. Ковалевский Е.С. Системы точного регулирова-
ния скорости дизель-генераторов переменного тока. — «Тран-
спортное машиностроение», 1960, JM5 2, с. 16—26.
. 45. Т о л л е М. Регулирование двигателей. М. —Л., Гос-
внергоиздат, 1951. 255 с.
46. ГОСТ 10511—63, Дизели стационарные, судовые и тепло-
возные. Системы автоматического регулирования скорости.
Основные требования. 1963.
47. Автоматизация и регулирование дизелей. Сб. ЦБТИ
Госкомитета СМ СССР по автоматизации и машиностроению.
1962. 75 с.
> 48. Бензоэлектрические и дизель-электрические агрегаты.
Справочник. Под. ред. В. П. Лебедева. М., Машгиз, 1960,
541 с.
49. Гаврилов М. А. Теория релейно-контактных схем.
Изд. АН СССР. 1950, 304 с.
50. Кобринский Н. Е., Трахтенброт Б. А.
Введение в теорию конечных автоматов. М., Физматгиз,
1962. 420 с.
51. Колдуэлл С. Логический синтез релейных
устройств. Изд-во иностранной литературы. М., 1962. 737 с.
52. К о м я г и н А. Ф. Автоматизация двигателей вну-
треннего сгорания в нефтяной и газовой промышленности. М.,
Гостоптехиздат, 1963. 225 с.
53. Л е в и н М. И. Динамика системы автоматического
регулирования температуры охлаждающей воды в дизелях по
способу перепуска. ЦНИДИ, кн. 23, 1952, М. —Л., Машгиз,
с. 45—77.
54. Л е в и н М. И. Оптимальный температурный режим
в системах охлаждения двигателей и требования к автоматиче-
скому регулированию температур. ЦНИДИ, кн. 26, 1954,
М. — Л., Машгиз, с. 18—50.
55. Л е в и н М. И. и Ц ы р к и н М. И. Системы автомати-
ческого регулирования температур в судовых дизельных уста-
новках. Л., Судпромгиз, 1959. 139 с.
56. Л е в и н М. И. Автоматизация дизель-ге.нераторных
установок. М. —Л., Машгиз, 1963. 167 с.
57. Л ю б с к и й Г. С. Автоматизированные дизель-генера-
торные установки. М., Связьиздат, 1960. 48 с.
58. Работы в области самосинхронизации генераторов и син-
хронных компенсаторов. Труды ЦНИЭЛ. М. — Л., Госэнерго-
издат, 1956. 231 с.
59. Р о г и н с в и й В. М. Элементы структурного синтеза
релейных схем управления. М., Изд. АН СССР, 1959.
166 с.
60. Аркадьев А. Г., Марьяновский Я. М.,
Подгоецкий М. Л., Шварцер В. И., Ш ве-
еров М- С. Обратная связь по реакции воздушной струи в пнев-
матических преобразователях с силовой компенсацией. — «При-
боростроение», 1961, № 2, с. 5—7.
61. А Р Р и с с о н В. Я. Сильфонные пневматические испол-
нительные механизмы. —«Приборостроение», 1961, № 8,
с. 3___5
62. Б а ш т а Т. М. Расчеты и конструкции самолетных гид-
равлических устройств. М., Оборонгиз, 1961. 463 с.
63. Васильев Д. В. ифиллипповГ. С. Основы
теории и расчета следящих систем. М. —Л., Госэнергоиздат,
1959. 428 с.
64. Г а н у ш Б. Передача сигнала давления пневматическим
трубопроводом. —«Автоматика и телемеханика», 1956, № 3,
с. 699—706.
65. ГительманА. И. и СыродьевВ. М. О влиянии
протечек на характеристики пневматического узла силовой
компенсации. —«Автоматика и телемеханика», 1961, №9,
с. 1257—1261.
66. Г е н д л е р Л. В. Некоторые проблемы дистанционного
управления дизелями. —«Энергомашиностроение», 1959, Ks 9,
с. 23—25.
67. Г е н д л е р Л. В. Гидравлические дистанционные цепи.
Труды ЦНИДИ, вып. 42, Л., 1961, с. 3—25.
68. Г е н д л е р Л. В. Проблемы создания типовых систем
автоматизированного дистанционного управления главными
судовыми дизелями, труды ЦНИДИ, вып. 40, Л., 1960,
С. 46—66.
69. Г е р ц Е. В., К р е й н и н Г. В. Теория и расчет сило-
вых пневматических устройств. Изд. АН СССР, М., 1960.
178 с.
70. Гордон М.М. Расчеты устройств автоматического
регулирования тепловых процессов в металлургии. Свердловск,
Металлургиздат, 1956, 132 с.
71. Залманзон Л. А. Проточные элементы пневмати-
ческих приборов контроля и управления. Изд. АН СССР,
М., 1961. 246 с.
72. К о з у л и н Н. А. и П л е х о в И. М. Исследование
динамических характеристик поршневых механизмов одно-
стороннего действия. —«Приборостроение», 1961, JM5 10,
с. .7—9.
73. Конаков Г. А. Дистанционное управление главными
судовыми двигателями внутреннего сгорания. Труды Горьков-
ского института инженеров водного транспорта. Горький, 1953.
51 с.
74. К о р е н е в с к и й Б. С., Н и с м а н Л. Н. Исполни-
тельные механизмы, основные типы и характеристики. —«При-
боростроение», 1961, №8, с. И—25.
75. Лауэр Г., Лесник С. и Мад сон Л. Основы
теории сервомеханизмов. Л. —М., Госэнергоиздат, 1948.
307 с.
76. Л е в и н М. И., Морозов И. Ф. Дистанционное
пневматическое управление двигателями. Труды ЦНИДИ,
кн. 16, 1950, с. 29—64.
77. Лемберг М. Д. Элементы гидроавтоматики. Л. — М.,
Госэнергоиздат, 1962. 126 с.
78. Литвин-седой М. 3. Гидравлический привод
в системе автоматики. М., Машгиз, 1956. 312 с.
79. Н и с м а н Л. И. и С о к о л и н Г. Ф. К методике вы-
бора мембранных пневматических исполнительных механиз-
мов. — «Приборостроение», 1961, № 10, с. 5—6.
80. Новое в пневмогидравлической автоматике. Под ред.
М. А. Айзермана. М., Изд. АН СССР, 1962. 159 с.
81. Прусенко В.С. Элементы пневмоавтоматики для
регулирования тепловых процессов, М. —Л.> Госэнергоиздат,
1961. 271 с.
82. Р а п о п о р т Л. И. Пневматические системы дистан-
ционного управления главными судовыми двигателями. Инфор-
мационный сб. ЦНИИМФ, вып. 50, Л., «Морской транспорт»,
1960, с. 26—40.
83. Циркин М. И. и Капитанский В. М. Си-
стемы дистанционного управления главными судовыми дизелями.
Л., Судпромгиз, 1961. 248 с.
84. Морской регистр СССР. Правила классификации и по-
стройки морских стальных судов. «Морской транспорт», 1956.
509 с.
85. Motorship. 507, 508 за 1962. М 513, 516, 517 за
1963.
86. Напза. К» 13, 18, 23 за 1962. № 10, 12 за 1963.
87. Б е л о в А. И. Акустические измерения. Военная элек-
тротехническая академия. 1941.
88. Беранек. Акустические измерения. М., Изд. ино-
странной литературы, 1952. 626 с.
89. В а н ш е й д т В. А. Судовые двигатели внутреннего
сгорания. М., Судпромгиз, 1962. 544 с.
90. Зинченко В. И. Шум судовых двигателей. Л., Суд-
промгиз, 1957. 268 с.
91. Идельчик И. Е. Гидравлические сопротивления.
М., Госэнергоиздат, 1954. 314 с.
92. И н з е л ь м. И. Глушение шума выхлопа ДВС. М.,
Машгиз, 1944. 196 с.
93. Клюкин И. И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией
на судах. Л., Судпромгиз, 1961. 356 с.
94. С к у р и д и н А. А. Графический метод расчета вибра-
ции и шума дизелей. Сборник трудов ЦНИДИ, № 36, 1958,
с. 98—106.
95. С к у р и д и н А. А. Исследования шумности и вибрации
дизелей. — ЦНТИМАШ, 1960, № 1, с. 18—23.
96. С к у р и д и н А. А. Графоаналитический метод расчета
вибрации и шума дизелей. —ЦНТИМАШ, 1961, №2,
с. 19—22.
97. С к у р и д и н А. А. Цилиндро-поршневая группа дизе-
лей как источник колебаний. —ЦНТИМАШ, 1960, № 4,
с. 24—33.
98. С к о б ц о в Е. А., И з о т о в А. Д. и Т у з о в Л. В.
Методы снижения вибрации и шума дизелей. Л., Машгиз, 1962.
192 с.
99. Т у з о в Л. В. Основные источники шума и вибрации
дизелей. — ЦНТИМАШ, 1960, № 5, с. 27—34.
100. Тузов Л. В. Расчет резонансных глушителей шума
впуска и выпуска дизелей. Сб. «Двигатели внутреннего сгора-
ния», ЦИНТИАМ, 1963, № 1, с. 28—31.
101. Юдин Е. Я. Глушение шума вентиляционных уста-
новок, М., Госстройиздат, 1958. 159 с.
120. Harris С. Handbook of hoise Central. 1961.
РАЗДЕЛ СЕДЬМОЙ
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ1
ГЛАВА I
ВИДЫ СТЕНДОВЫХ ИСПЫТАНИЙ ДИЗЕЛЕЙ
В дизелестроении стендовые испытания в зависимости
от их назначения, характера и объема разделяются на
испытания дизелей серийного производства, дизелей
опытного производства и научно-исследовательского
характера.
1. ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
СЕРИЙНОГО ПРОИЗВОДСТВА
Испытания дизелей серийного производства состоят
из обкатки, заводских приемочных (контрольных)
испытаний и из типовых испытаний.
При обкатке дизеля происходит первичная
приработка всех трущихся деталей. Поэтому режимы
обкатки предусматривают, как правило, постепенный
переход от наименьших чисел оборотов до наибольших
с плавным увеличением нагрузки. В конце обкатки чи-
сло оборотов и мощность дизеля доводятся до номи-
нальных. Во время обкатки производится также оконча-
тельная регулировка дизеля. Продолжительность об-
катки зависит в первую очередь от быстроходности
дизеля, от его мощности и степени форсировки, а также
от срока службы (моторесурса).Так, например, обкатка
быстроходного дизеля типа Дб (Ne = 150 л. с., п =
= 1500 об/мин) составляет 1,5 ч, обкатка дизеля 2Д100
(Ne — 2000 л. с., п = 850 об/мин) составляет 9 ч,
а обкатка дизелей 8ДР30/50 (Ne = 800 л. с., п =
= 300 об/мин) составляет 12 ч. Для иллюстрации режи-
мов обкатки в табл. 1 приведена программа обкатки ди-
зеля 40Д (Ne = 2200 л. с., п = 750 об/мин).
Заводские приемочные испытания обычно включают
в себя:
а) сдаточные испытания, во время которых прове-
ряется работа дизеля и его параметры на основных
эксплуатационных режимах, а также проверяются:
пусковые свойства дизеля, система регулирования
числа оборотов, система терморегулирования, система
дистанционного или автоматизированного управления,
система аварийно-предупредительной сигнализации,
реверсивное устройство (у реверсивных дизелей);
б)» разборку дизеля (полную или частичную) с осмот-
ром и дефектацией, а для отдельных типов дизелей
и с микрометрическим обмером основных деталей
с целью дополнительной проверки качества изготовле-
ния деталей и их приработки;
в) обкатку дизеля после сборки и проверку его
работы;
г) контрольные испытания, которые являются окон-
чательными для приемки дизеля на стенде завода-
1 В составлении седьмого раздела принимал участие
Г. Ф. Волкович.
Таблица 7
Программа обкаткн дизеля 40Д
Число оборотов коленчатого вала п, об/мин Мощ- ность JV, л. с. Продолжительность работы
Проб- ный пуск Режим
1-й 2-й 3-й
350 • 0 10 мин 5 мин 5 мин 5 мин
450 225 5 мин 10 мин
450 300 — —
500 335 — 10 мин —
500 585 — 10 мин 10 мин
600 700 — —
600 900 — —
600 ИЗО — —
700 1320 — — 10 мин
700 1500 — — 20 мин
700 1720 — — —
750 1850 — — — 20 мин
750 2000 — —
750 2200 — — 30 мин
Продолжитель- ность разгрузки между режимами — 5 мин 5 мин 10 мин
Продолжитель- ность режима 15 мин 1 ч 10 мин 1 ч 50 мин 2 ч 45 мин
Общая продолжи- тельность обкатки — 6 ч
изготовителя. Во время контрольных испытаний сни-
маются и заносятся в формуляр окончательные пара-
метры и характеристики дизеля. Приемка дизелей на
534
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
контрольных испытаниях производится представите-
лями заказчика или наблюдения.
Продолжительность контрольных испытаний устано-
влена ГОСТ 10448—63 «Дизели стационарные, судо-
вые и тепловозные. Методы испытаний» и зависит от
числа оборотов дизеля. В табл. 2 и 3 приведена про-
должительность контрольных испытаний для главных
судовых дизелей, работающих на винт фиксированного
шага, и для стационарных дизелей.
Таблица 2
Продолжительность контрольных испытаний
главных судовых дизелей
а режимов 1 Характеристика режима (% от номинала) Продолжительность рабо- ты (ч) при номинальном числе оборотов в минуту
Й; Й О обо- в ми- 1 о о 200 500 500 1000 1000 юлее
а в [СЛО тов ту г 2Е Е о as су о SW ь £ о И F О О И о S
Й S о >» о © Ь S не менее
1 Холостой 0 0,5 0,5 0,25 0,25
ход
2 25 63 39 1,0 1,0 0,5 0,25
3 50 80 63 1,0 1,0 0,5 0,5
4 75 91 83 1,0 1,0 0,5 0,5
5 100 100 100 8,0 6,0 4,0 1,0
6 110 103 107 1,0 1,0 0,5 0,5
7 Задний х од — 1,0 1,0 0,5 0,5
8 Работа на минимально 0,5 0,5 0,25 0,25
устойчивых оборотах
Общая продолжительность работы на режимах 14 12 7 3,7-5
Таблица 3
Продолжительность контрольных испытаний
стационарных дизелей
И © S S й Продолжительность работы (ч) при поминальном числе оборотов в минуту
a ес a о S Мощность N (% от номинала) до 200 от 200 до 5 00 от 500 до 1000 от 1000 и более
й не менее
1 Холостой ход 0,5 0,5 0,25 0,25
2 50 1,0 1,0 0,5 0,5
3 75 1,0 1,0 0,5 0,5
4 100 8,0 6,0 4,0 1,0
5 110 1,0 1,0 0,5 0,25
Общая продол- жительность ра- боты па режимах 11,5 9,5 5,75 2,5
Типовые испытания дизелей серийного
производства проводятся периодически, выборочно,
на одном из дизелей серии, в сроки, устанавливаемые
техническими условиями на поставку. Цель этих дли-
тельных испытаний состоит в проверке параметров
и эксплуатационных качеств дизеля, его надежности
и износоустойчивости, а также в проверке стабиль-
ности производства. Продолжительность типовых испы-
таний различна для разных типов дизелей.
Во время типовых испытаний дополнительно опреде-
ляются:
а) продолжительность пуска и количество возмож-
ных пусков и реверсирований;
б) минимальное давление воздуха, обеспечивающее
пуск и реверсирование, расход воздуха или электро-
энергии на один пуск и реверсирование;
в) параметры систем пуска и управления;
г) характеристики системы терморегулирования во-
ды и масла;
д) статическая характеристика и время срабатыва-
ния системы дистанционного управления;
е) уровень шума и вибраций;
ж) удельный расход масла.
Методы проведения типовых испытаний также опре-
делены ГОСТ 10448—63.
2. ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ ОПЫТНОГО
ПРОИЗВОДСТВА
Испытания дизелей опытного производства разде-
ляются на экспериментально-доводочные и сдаточные.
Экспериментально-доводочные ис-
пытания проводятся в основном в процессе
отработки конструкции и доводки параметров нового
дизеля или при модернизации существующего образца
с целью его усовершенствования, а также для проверки
работы и доводки новых узлов или агрегатов дизеля.
Очень часто такие испытания проводятся на одно-
цилиндровых или блочных отсеках дизелей. На отсе-
ках удобно отрабатывать рабочий процесс, изучать
процессы впрыска топлива, смесеобразования и т. и.
Использование отсека вместо полноразмерного дизе-
ля сокращает время на создание опытного образца
и удешевляет экспериментальные работы. Поэтому
обычно создание нового типа дизеля начинается с про-
ектирования и постройки одноцилиндрового или блоч-
ного отсека и только после получения на нем благо-
приятных результатов переходят к испытаниям полно-
размерного опытного образца.
Сдаточные испытания опытного произ-
водства подразделяются на заводские комиссионные
и государственные (междуведомственные).
Во время заводских комиссионных
испытаний проверяется степень отработки и
результаты доводки опытных или головных образцов.
Эти испытания обычно предшествуют государствен-
ным испытаниям и имеют своей целью определить
готовность опытного образца для предъявления госу-
дарственной (междуведомственной) комиссии. Кроме
того, на заводских комиссионных испытаниях с целью
определения возможности передачи в серийное про-
изводство проверяются различные модификации базо-
вой модели или отдельные усовершенствования кон-
струкции, улучшающие техническую характеристику
образца, например увеличение моторесурса, новые
конструкции навешенных на дизель агрегатов и т. п.
Заводские комиссионные испытания проводятся, как
правило, длительное время.
СТЕНДЫ ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
535
Государственные (междуведомст-
венные) испытания дизелей новых или
модернизированных конструкций проводятся на опыт-
ных образцах или на головных образцах опытных
серий после завершения их конструктивной отработки
и доводки. Целью этих испытаний является всесторон-
няя проверка качества дизеля и правильности поло-
женных в основу конструкции технических идей, про-
верка соответствия его параметров утвержденному
заданию, проверка надежности и удобства эксплуата-
ции, срока работы до первой переборки и т. п. Госу-
дарственные испытания проводятся государствен-
ными (междуведомственными) комиссиями, и по их
результатам принимается решение о серийном про-
изводстве дизеля или об изготовлении опытной
партии.
3. ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКОГО ХАРАКТЕРА
Эти испытания крайне разнообразны по своему содер-
жанию и характеру и имеют своей целью более глубо-
кое изучение процессов, происходящих в дизелях и их
агрегатах, изучение особенностей работы дизеля в раз-
личных условиях, изучение воздействия различных
видов нагрузок на детали и узлы, определение тепло-
вого баланса дизеля и т. п. Исследовательские испыта-
ния проводятся как силами заводов-изготовителей,
так и в лабораториях научных и учебных заведений.
Для исследований применяются как опытные двига-
тели, так и одноцилиндровые и блочные отсеки.
Испытания всех видов проводятся по специально
разработанным программам, а заводские приемочные
испытания — по утвержденным техническим условиям.
В технических условиях и в рабочих программах
должны быть указаны:
а) назначение или цель испытания;
б) условия проведения испытания, а именно: требо-
вания к испытательному стенду и его оборудованию,
нагрузочное устройство, требования к топливу, сма-
зочному маслу и к охлаждающей воде, требования
к измерительным приборам и аппаратуре, периодич-
ность и точность замеров, методика проведения раз-
личных проверок и замеров, необходимая техническая
документация;
в) требования к дизелю во время испытания — вели-
чина параметров на различных режимах работы, пока-
затели работы агрегатов и систем;
г) количество и продолжительность этапов испыта-
ния, режимы работы дизеля на различных этапах,
продолжительпость работы па каждом режиме, поря-
док и сроки осмотров, указания по снятию основных
характеристик;
д) объем разборки дизеля, порядок ревизии, пере-
чень деталей, подлежащих микрометрическому обмеру,
перечень браковочных признаков, допустимые зазоры
и износы, условия зачета или аннулирования испыта-
ний;
е) отчетная документация, составляемая по резуль-
татам испытаний.
Во время испытаний замеряемые параметры и пока-
затели заносятся в протокол (таблицы ис-
пытаний) или в журнал испытаний.
В протоколе отмечаются все обнаруженные дефекты
и неисправности, перерывы в испытаниях, работы по
устранению неполадок, данные осмотров и т. д. Форма
отчета о заводских приемочных испытаниях и таблицы
испытаний определены ГОСТ 10448—63.
Параметры и показатели работы
дизеля, определяемые при испытаниях, зависят
от вида испытаний.
Обычно замеряются следующие основные параметры:
а) крутящий момент или мощность;
б) число оборотов дизеля и при возможности
число оборотов трубокомпрессора у дизелей с над-
дувом;
в) давление сжатия и максимальное давление цикла;
г) давление и температура газов на входе в газовую
турбину у дизелей с наддувом;
д) противодавление и температура газов в выпуск-
ном трубопроводе;
е) температура выпускных газов по цилиндрам;
ж) давление и температура продувочного (наддувоч-
ного) воздуха;
з) давление и температура воды в системе охлаждения;
и) давление и температура масла в системе смазки;
к) давление топлива;
л) барометрическое давление, температура и отно-
сительная влажность окружающего воздуха;
м) разрежение в картере.
По данным замеров вычисляются:
а) эффективная мощность;
б) среднее эффективное давление;
в) индикаторная мощность;
г) часовой и удельный расход топлива;
д) часовой расход масла.
ГЛАВА II
СТЕНДЫ ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Испытания дизелей в производственных и лабора-
торных условиях проводятся на специальных уста-
новках — стендах, обычно представляющих собой
капитальные сооружения, оборудованные всем необ-
ходимым для проведения испытаний или исследований.
На дизелестроительных заводах испытательные стен-
ды, в соответствии с принятым технологическим про-
цессом производства, располагаются на отдельных
участках сборочных цехов или в особых помещениях —
испытательных станциях.
Размещение стендов на участке или станции диктует-
ся прежде всего производственными соображениями.
Обычно стенды располагаются либо в общем помеще-
нии для нескольких испытательных установок, как
это показано на фиг. 1, либо в отдельных звукоизоли-
рованных боксах (фиг. 2) с общими на несколько
стендов или индивидуальными кабинами управле-
ния.
В зависимости от условий и характера производства,
от цели и назначения испытаний, а также от типа и
536
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
мощности испытываемых дизелей стенды обору-
дуются необходимыми устройствами, системами и ап-
паратурой, которые должны обеспечить:
а) бесперебойную работу дизеля и возможность
определения и замера всех требуемых параметров и
показателей в условиях, наиболее приближенных
к эксплуатационным;
б) удобство обслуживания и наименьшие затраты
времени на монтаж и демонтаж дизеля на стенде;
Фиг. 1. Размещение испытательных стендов в общем помещении.
в) соблюдение требований техники безопасности,
противопожарных правил и норм промышленной сани-
тарии.
Оборудование испытательных стендов лабораторных
установок должно включать дополнительные устрой-
ства и аппаратуру, обеспечивающие выполнение изме-
ненной программы исследовательской работы.
Фиг. 2. Возможные схемы размещений боксов и кабин управления: 1 — бокс;
2—кабина управления; 3—проезд; а—боковые одноэтажные кабины упра-
вления; б — боковые двухэтажные кабины управления (под кабиной помещение
для оборудования и систем); в — торцовая одноэтажная кабина управления;
г — торцовая одноэтажная кабина управления с продольным расположением бок-
сов; в — торцовая двухэтажная общая кабина управления (под кабиной проезд
в бокс и помещение для обслуживающих систем).
Испытательные стенды состоят из фун-
дамента для установки испытуемого дизеля и нагрузоч-
ного устройства; нагрузочного (тормозного) устрой-
ства; устройств и систем управления и контроля, при-
боров для измерения параметров дизеля; систем, обес-
печивающих работу дизеля (топливной, масляной,
охлаждения и т. д.); подъемно-транспортных средств.
На фиг. 3 показана схема испытательного стенда
дизеля 8Д16,5/17,8, мощностью 500 а. л. с. при п =
= 1270 об/мин, а на фиг. 4 схема испытательного
стенда дизель-генератора 2Д100, мощностью 2000 э. л. с.
при 850 об/мин.
Основной составной частью испытательного стенда
является нагрузочное (тормозное)
устройство, поглощающее мощность дизеля во
время испытаний и с помощью которого можно из-
мерять с определенной точностью эффективную мощ-
ность на валу дизеля. От типа тормозного устройства,
в осповном, зависят характер и организация испытаний,
вопросы эксплуатации стенда, выбор потребной пло-
щади и планировка помещений. Типы и конструкции
тормозных устройств рассмотрены ниже, в разделе
«Нагрузочные устройства». Прочее оборудование стенда
является подсобным, обеспечивающим испытание ди-
зеля и контроль за его работой.
1. ФУНДАМЕНТЫ
Фундаменты стендов выполняются из бетона или
железобетона, обычно в виде сплошного массива, рас-
положенного на упругой подушке и изолированного
от остальных строительных конструкций здания. Же-
лательно, чтобы подошва фундамента стенда, особенно
для испытания мощных дизелей, располагалась ниже
основания фундаментов остальных сооружений. Для
уменьшения вибрации соседних сооружений ампли-
туда собственных колебаний фундамента стенда должна
быть наименьшей и не вызывать резонансных колеба-
ний окружающих строительных конструкций. Расчет-
ная амплитуда вынужденных колебаний фундамента
стенда при жестком креплении испытываемого дизеля
не должна превышать 0,05—0,10 мм. Фундаменты
стенда должны име«, закладные металлические эле-
менты, необходимые для увеличения прочности и кре-
пления к ним стендового оборудования и испытывае-
мого дизеля. Схемы фундамента стенда показаны на
фиг. 5, а и б. К бетонному фундаменту часто крепятся
металлические стендовые балки-парал-
лели, на которые непосредственно или
на амортизаторах устанавливается ди-
зель. Такая конструкция особенно хара-
ктерна у стендов для испытания крупных
судовых дизелей. Верхние плоскости
стендовых балок для установки дизелей
без амортизаторов обрабатываются с вы-
сокой точностью: неплоскостность
должна находиться в пределах 0,05—
0,10 мм на 1 л длины, а уклон должен
быть не более 0,20 мм на 1 л длины. При
использовании амортизаторов требова-
ния к точности обработки стендовых ба-
лок могут быть снижены. Если дизель
устанавливается на амортизаторах,
то его соединение с нагрузочным ус-
тройством не должно быть жестким,
а подсоединение стендовых трубопрово-
дов следует производить с помощью эла-
стичных патрубков или компенсаторов.
2. СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ И КОНТРОЛЯ
Системы управления и контроля обеспечивают упра-
вление испытываемым дизелем и позволяют контроли-
ровать его работу в процессе испытаний, а также упра-
влять системами, обслуживающими стенд. Системы
управления могут быть местными и дистанционными.
При местном управлении пуск, изменение режимов
работы и остановка дизеля производится обслужива-
ющим персоналом непосредственно на стенде. Упцавле-
СТЕНДЫ ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
537
L____________________________________________________________
Фиг. 3. Схема испытательного стенда двигателя 8Д16,5/17,8: 1—двигатель;
2— гидротормоз; 3—напорный бак постоянного уровня для гидротормоза;
4 — водяной насос бака гидротормоза; 5 — сливная труба; 6 — расходный
топливный бак; 7 — трехходовой кран; 8 — топливоподкачивающий насос;
9 — топливный фильтр; 10 — весы; 11 — нагнетательный насос масла; 12 — отка-
чивающий насос масла; 1 з—трехходовой кран; 14—холодильник масла; 16—
расходная цистерна масла; 16—манометр; 17—-термометр; 18—манометр;
19 —дистанционный термометр; 20 —термостат; 21 — холодильник пресной воды;
22 —насос пресной воды; 23 —насос забортной воды; 24 —водомер; 25 — ди-
станционный термометр; 26 и 27 —термометры; 28—ротативный продувочный
насос; 29 — всасывающая труба продувочного насоса; 30 — диафрагма для замера
расхода воздуха; 31 и 32—U-образные водяные манометры; зз—термометр;
34 —ртутный барометр; 35 —ртутный манометр; 36 —термометр; 37 —термо-
пара; 38 —U-образный водяной манометр; 39 — пусковой баллон; 40 —электро-
тахометр; 41 —центробежный тахометр или тахоскоп; 42—электропневматиче-
ский индикатор типа ТЛ-3; 43 — баллон для питания индикатора.
•фиг. 4. Схема испытательного стенда дизель-генератора 2Д100: 1 —холодильник масла;
2 — мерный топливный бак; з — расходный топливный бак; 4 — расширительный бачок;
5 — фильтры тонкой очистки топлива; 6 — насос масла; 7 — центробежный фильтр масла;
8 —фильтр тонкой очистки масла; 9 —холодильник воды; 10 — фильтр грубой очистки
масла; 11 —фильтры грубой очистки топлива; 12 —топливоподкачивающий наосс; 13—во-
дяной насос. Трубопроводы: А —масла; Б —пресной воды; В —технической воды; Г—то-
плива; Д — слива технической воды в канализацию; Е—подвода технической воды; Ж— слива
грязного топлива; И — подвода пресной воды; К — подвода топлива.
538
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
ние нагрузочным устройством и системами стенда
в этом случае производится вручную, что требует зна-
чительного времени и большего числа испытателей.
При дистанционном управлении органы управления
сосредоточены на пульте управления, где размещаются
также и основные контрольно-измерительные приборы.
Фиг. 5. Схема фундамента стенда: а —на упругой прокладке,
изолированного от окружающих конструкций здания; 1 —
короб фундамента; 2—фундамент; з—упругая прокладка;
4 — эластичное уплотнение; 5 — шины для крепления оборудо-
вания стенда; 6 —силовой каркас; б —для нескольких стендов;
1 — массив фундамента; 2 — шины для крепления оборудования;
з — силовой каркас.
Пульты управления оборудуются обычно в специаль-
ных звукоизолированных помещениях (кабинах), обес-
печивающих наиболее благоприятные условия работы
для испытателей. Пульты управления могут быть
индивидуальными (для одного стенда) или групповыми
(для нескольких стендов).
Системы дистанционного управления испытываемыми
дизелями разделяются на механические, электриче-
ские, гидравлические, пневматические и смешанные.
Наибольшее распространение, особенно для дизелей
с воздушным пуском, получили пневматические си-
стемы, обеспечивающие высокую точность и возмож-
ность вести управление при значительном удалении
пульта от испытываемого дизеля, что весьма важно
при использовании групповых пультов.
Широко применяется и механическая связь (валико-
вая, рычажная, троссовая) между пультом управления
и дизелем, а также между пультом и системами стенда.
Некоторые недостатки системы; ограниченное расстоя-
ние между пультом и стендом, недостаточная точ-
ность передачи и невозможность усиления управля-
ющего импульса, окупаются простотой конструкции.
Дистанционное управление электроприводом насосов
и арматурой обслуживающих устройств, а в некоторых
случаях и нагрузочным устройством чаще всего осуще-
ствляется посредством электрической связи.
Количество измеряемых параметров испытываемого
дизеля и точность измерения определяется требовани-
ями технических условий или программой испытаний.
В зависимости от этих требований стенды оснаща-
ются необходимым количеством приборов и средств
контроля. Приборы могут быть указывающими, реги-
стрирующими и самопишущими. В обычных испытатель-
ных установках наиболее рациональными являются
регистрирующие и самопишущие приборы с приме-
нением различных сигнализирующих систем.
Стенды оборудуются системами автоматической ава-
рийно-предупредительной и исполнительной сигнали-
заций и системами защиты. Сигнализация оповещает
обслуживающий персонал о достижении контролируе-
мыми параметрами (давление и температура масла,
охлаждающей воды, топлива, уровень топлива и масла
и т. д.) предельно-допустимых значений или о выпол-
нении тем или иным устройством своих функций (пере-
ключение шиберов воздуходувки, клапанов и т. д.).
Система защиты автоматически останавливает дизель
при падении давления масла или топлива ниже допу-
стимого, при чрезмерном увеличении числа оборотов
и т. д. Датчики систем сигнализации и защиты устана-
вливаются как на самом дизеле, так и на обслужива-
ющих системах и стендовом оборудовании.
Стремление к механизации и автоматизации процесса
испытаний дизелей привело к появлению в последние
годы различных полностью или частично автоматизи-
рованных систем управления, контроля и измерений
с применением электронных счетно-решающих устрой-
ств. Такие системы автоматически, в соответствии с за-
данной программой, в определенные промежутки вре-
мени производят все операции по управлению дизелем,
а также замеряют и регистрируют в журнале испыта-
ний или на карточках параметры его работы и произ-
водят математическую обработку полученных данных,
в том числе подсчет мощности и удельного расхода
топлива.
3. СИСТЕМЫ, ОБСЛУЖИВАЮЩИЕ СТЕНД
Топливная система
Топливная система должна обеспечивать снабжение
дизеля горючим и возможность производства точного
замера расхода топлива. Наиболее совершенным и без-
опасным способом подачи топлива к стендам является
система централизованного снабжения от отдельного
хранилища, расположенного вне стенда. На стенде
в этом случае устанавливается только расходный бак,
чаще всего постоянного уровня, соединенный с магист-
ральным трубопроводом и оборудованный необходи-
мыми устройствами для контроля уровня и пополнения
топливом. В топливной системе должны быть преду-
смотрены устройства для очистки топлива (фильтры,
сепараторы, трубопроводы и емкости для сбора утечек,
дренажные устройства, а при работе на тяжелом то-
пливе также и подогреватели). Для поддержания по-
стоянного давления топлива в стендовой системе при
питании нескольких стендов от одного раздаточного
трубопровода необходима установка клапана для под-
держания давления или регулятора, настроенного на
определенное избыточное давление. Для возможности
быстрого отключения топлива в аварийных случаях
должны быть предусмотрены быстродействующие запор-
ные устройства. Конструкция запорной арматуры то-
пливной системы должна исключать утечку топлива.
Для замера расхода топлива используются приборы
и оборудование, основанные на весовом или объемном
способах измерения.
СТЕНДЫ ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
539
Схема замера топлива весовым способом показана
на фиг. 6. Перед началом испытаний бак 2, установлен-
ной на весах 1, заполняется топливом. К баку под-
ведены два трубопровода. По одному из них топливо
поступает в дизель, по другому избыточное топливо
из дизеля сливается обратно в бак. Чтобы исключить
влияяие напора сливаемого (избыточного) топлива на
точность взвешивания, под сливным трубопроводом
установлена наклонная перегородка 3. Двухходовые
Фиг. 6. Схема замера расхода топлива весовым способом:
1 — весы с разновесами; 2 — бак; 3 — наклонная перегородка.
краны на трубопроводах позволяют при питании
дизеля из бака 2 отключать подвод топлива из стендо-
вого бака. Для заполнения бака 2 топливом краны
переключают так, чтобы питание дизеля происходило
из топливного бака стенда, а избыточное топливо от
дизеля поступало в бак 2.
Принципиальная схема автоматического весового
расходомера, разработанного НАМИ, представлена
на фиг. 7. Расход в нем определяется по времени выра-
ботки заранее известного веса топлива. Когда измере-
Из топлиВохранилища
Фиг. 7. Принципиальная схема автоматического весового
расходомера: 1 — бачок для топлива; 2 — разновеска;
3 —электродвигатель; 1 — электромагнит; .5 —фотоэле-
мент; 6—осветительное устройство; 7 —весы; 8 и а—бы-
стродействующие клапаны с дистанционным управлением.
ние расхода не производится, дизель питается из
трубопровода от стендового бака. В этом случае кла-
пан 8 открыт, а клапан 9 закрыт. Бачок 1 полностью
заполнен топливом. Управление заполнением бачка
осуществляется фотоэлементом 5, при освещении кото-
рого открывается клапан 9 и включается электро-
магнит 4; при затемнении фотоэлемента клапан 9 за-
крывается, а электромагнит 4 обесточивается.
Перед измерением клапан 8 открыт, а клапан 9 за-
крыт. Бачок 1 полностью заполнен, о чем свидетель-
ствует затемнение фотоэлемента. При нажатии кнопки
«Замер» клапан 8 закрывается, а клапан 9 открывается
и в дизель начинает поступать топливо из бачка 1.
После выработки небольшого количества топлива
весы приходят в равновесие, фотоэлемент вновь осве-
щается и дает сигнал. При этом электродвигатель 3
опускает разновеску 2 на чашку весов с бачком, кото-
рая отклоняется вниз. После выработки топлива, рав-
ного по весу разновесу 2 весы вновь приходят в равно-
весие и измеряется время, затраченное на выработку
измеряемого количества топлива. При равновесии
фотоэлемент вновь посылает сигнал, которым электро-
Фиг. 8. Мерные сосуды для замера расхода то-
плива объемным способом: а — стеклянный;
б — металлический.
двигатель 3 поднимает разновеску 2, вследствие чего
клапан 9 закрывается, а клапан 8 открывается. Перед
следующим замером бачок вновь заполняется.
При объемном способе количество израсходованного
топлива измеряется по понижению уровня в расходном
баке или в специальном мерном сосуде-штихпробере
(фиг. 8), включенном параллельно в трубопровод,
соединяющий расходный бак с дизелем. Посредством
трехходового крана штихпробер заполняется топливом
перед началом замера. Затем кран переключается, и
секундомером отмечается время, в течение которого
уровень топлива проходит контрольные риски на со-
единительных трубках между мерными сосудами. Тре-
буемая емкость мерных сосудов штихпробера или рас-
ходных баков весовых расходомеров определяется по
формуле
где V — емкость мерного сосуда или расходного бака
. весового расходомера, л;
Gm—расход топлива, кг)ч\
т — время от начала до конца отсчета (продол-
жительность замера), сек. Обычно принимают
20—40 сек для быстроходных дизелей малой
и средней мощности и несколько минут для
мощных дизелей;
у — удельный вес топлива, кг/л.
Для повышения точности замеров часто применяют
устройства, автоматически включающие и выключающие
секундомер при переключении трехходовых кранов.
Иногда стендовые топливные системы, кроме весо-
вых или объемных расходомеров, дополняются уста-
540
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
новкой ротометра, который дает представление о вели-
чине и характере расхода топлива в любое время работы
дизеля.
Масляная система
Стендовые установки обычно оборудуются индиви-
дуальными системами смазки для каждого стенда, но
с централизованным подводом масла от общего хра-
нилища. Масляпая система должна обеспечивать бес-
перебойную подачу масла к дизелю при его работе,
а также позволять производить прогрев и прокачку
из промышленного водопровода. В пресную воду
Фиг. 9. Схема стендовой масляной системы: 1 — дизель; 2 — насос масла; 3 — клапан перепуска;
4 — блок управления терморегулятором; .5 — холодильник масла; 6 — сигнальный датчик тем-
пературы масла; 7 — фильтр масла; 8 — циркуляционная цистерна; 9 — бак для присадки;
10—сепаратор; 11 —автономный насос масла; 12— подогреватель; 13—сигнальный датчик
давления масла.
масла через дизель перед пуском, его очистку
и сепарацию, удаление отработанного и пополнение
системы свежпм маслом, возможность введения при-
садок к маслу и т. п. В соответствии с этими тре-
бованиями масляная система должна быть оборудо-
вана циркуляционной цистерной с приспособле-
ниями для замера уровня, автономными насосами,
фильтрами, холодильниками, подогревателями, рас^
ходомерами, а также средствами для регулирования
температуры масла. К последним относятся термостаты
и терморегуляторы. При их отсутствии должна быть
предусмотрена возможность ручного регулирования
температуры путем изменения количества охлажда-
ющей воды, проходящей через холодильник масла.
Схема стендовой системы с применением терморегуля-
тора показана на фиг. 9. Если втулки цилиндров
испытываемого дизеля смазываются от насосов центра-
лизованной смазки (лубрикаторов), что часто имеет
место у тихоходных судовых дизелей, то в стендовой
системе должна быть предусмотрена отдельная система
для пополнения лубрикаторов. При применении масла
с присадками или испытаниях, связанных с подбором
присадок ' к смазочному маслу, должно быть преду-
смотрено оборудование для введения присадок (см.
фиг. 9). В ряде случаев в масляную систему стенда
включают специальные устройства (обычно фильтры-
сигнализаторы) для обнаруживания в масле металли-
ческих частиц или стружки. Во избежание пуска
дизеля без масла в стендовой системе предусматрива-
ются различные блокировки и другие меры защиты,
исключающие возможность работы дизеля при отсутст-
вии требуемого давления в системе смазки.
Система охлаждения
Система охлаждения обычно состоит из системы
охлаждения дизеля и системы охлаждения холодиль-
ников масла, воды и воздуха. Охлаждение дизеля про-
изводится пресной или, в некоторых случаях, дистил-
лированной водой, по замкнутой системе циркуляции,
а охлаждение холодильников — технической водой
Система охлаждения должна обеспечивать подвод
воды к дизелю, пополнение системы пресной водой
и регулирование ее температуры (вручную или посред-
из системы
Фиг. 10. Схема стендовой системы водяного охлаждения дизеля
2Д100: 1 — запорные вентили; 2 — пароотводная трубка; 3 —
расширительный бачок; 4 — водомерное стекло; 5 —манометр;
6 — дистанционный термометр на входе воды в дизель; 7 —
водяной насос дизеля; 8 — дистанционный термометр на выходе
воды из дизеля; 9 —датчик электротермометра; 10 —сигналь-
ный датчик температуры воды; 11 —терморегулятор; 12—
холодильник воды.
СТЕНДЫ ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
541
ством термостатов или терморегуляторов). Расходные
(расширительные? бачки при наличии системы автома-
тического терморегулирования выполняются, как пра-
вило, индивидуальными на каждый дизель. В стендо-
вой системе должны быть предусмотрены насосы для
прокачки дизеля водой перед пуском и устройства для
подогрева воды. В ряде случаев для изменения темпе-
ратуры охлаждающей воды устанавливаются смеси-
тельные баки с подводом к ним горячей воды. Схема
стендовой системы охлаждения показана на фиг. 10.
Пусковая система
Пусковая система выполняется воздушной или элек-
трической. В первом случае (фиг. 11) в системе должны
быть предусмотрены воздушные баллоны необходимой
емкости и давления с соответствующей арматурой
На баллоны терморегулирования
и к дистанционном пульту
' управления \|
От компрессора
Фиг. 11. Схема стендовой пусковой воздушной системы:
1 —дизель; 2—главные пусковые клапаны; 3—манометр;
4 — баллоны пускового воздуха.
и клапанами, а в ряде случаев и с устройствами дистан-
ционного управления. Для пополнения баллонов воз-
духом на стенде устанавливается компрессор достаточ-
ной производительности, индивидуальный на каждый
стенд или общий на группу стендов. Для получения
воздуха низкого давления, необходимого для пневма-
тических систем управления и терморегулирования,
требуется установка либо редуктора и буферного бал-
лона, либо отдельных баллонов низкого давления,
либо централизованный подвод от цеховой магистрали
сжатого воздуха.
Для дизелей с электростартерным пуском требуются
стендовые аккумуляторные батареи и стендовые мотор-
генераторные или выпрямительные установки для
получения постоянного тока низкого напряжения
(6—36 в), с соответствующими распределительными
и контрольными устройствами. Эти установки могут
быть централизованными, групповыми или инди-
видуальными.
Воздухозаборная система
К этой системе относятся устройства притока чис-
того воздуха в помещение стенда для обеспечения ра-
боты дизеля и иногда для эжектирования отработавших
газов для снижения их температуры. Воздухоприем-
ные шахты и каналы стендов могут быть индивидуаль-
ными для каждого стенда или общими для нескольких
установок. Как правило, они снабжаются шумопогло-
щающими устройствами и фильтрами для очистки по-
ступающего воздуха. Необходимо стремиться к тому,
чтобы гидравлическое сопротивление системы воздухо-
забора было минимальным, не превышающим 100—
150 мм вод. ст. Для снижения гидравлических сопро-
тивлений следует уменьшать скорость потока воздуха,
улучшать условия его входа и выхода, применять
специальные обтекатели на шумопоглощающих устрой-
ствах и т. п. При отсутствии у испытываемого дизеля
воздушного фильтра в стендовой системе желательно
иметь фильтрацию воздуха, которая может осущест-
вляться одним из следующих способов:
а) сухой способ — посредством поверхностных или
пористых фильтров;
б) мокрый способ — посредством масляных филь-
тров;
в) инерционный способ — посредством инерционных
пыл еотде лителей;
г) электрический способ—путем электризации пыли.
Система воздухозабора должна включать устройство
для замера расхода воздуха посредством мерных шайб
или диафрагм.
Система газоотвода
Система газоотвода должна включать устройства
для шумоглушения и отвечать требованиям пожарной
безопасности. Системы газоотвода разделяются на от-
крытые, когда газоотводящий патрубок дизеля непо-
средственно не присоединяется к газоотводному трубо-
проводу и закрытые, т. е. с непосредственным соедине-
нием газоотводящего патрубка с газоотводным трубо-
Фиг. 12. Схема эжектора для выхлопных
газов: 1 — газовыхлопная труба дизеля;
2 — эжекторная труба; 3 — шарнирная
опора; 4—диффузор; 5 —вертикальный
шумоглушитель.
проводом. В открытых системах (фиг. 12) отработавшие
газы на некотором небольшом участке протекают по
воздуху без трубопровода. При этом воздух, окружа-
ющий выходящую струю газов, в этом районе увле-
кается ею и вместе со струей направляется в приемный
патрубок газоотвода. Это дает возможность эжектиро-
вать воздух для смешения его с отработавшими газами
и снижения их температуры, что требуется в иных
случаях для оборудования шумопоглощающих уст-
ройств.
Газоотводные системы стендов должны иметь мини-
мальное сопротивление и оборудоваться заслонками
или шиберами для изменения величины противодавле-
ния, что требуется при ряде испытаний. В некоторых
случаях система имеет устройства для присоединения
газоанализаторов и приборов контроля за дымностью
выхлопа. Газоотводящие трубопроводы, в которых
может иметь место скопление несгоревшего топлива
или его паров, должны быть оборудованы дре-
нажными и продувочными устройствами для пре-
дупреждения взрыва, а также искрогасительными
устройствами.
Для предохранения обслуживающего персонала от
ожогов и уменьшения нагрева помещения стенда си-
стема должна быть термоизолирована или иметь водя-
ное охлаждение.
542
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Подъемно-транспортные средства
Подъемно-транспортные средства стенда должны обес-
печивать доставку и установку дизеля на стенд,
а также возможность подъема и транспортировки наи-
более крупных узлов и деталей при разборках дизеля.
Подъемно-транспортные средства (краны, тельферы,
подъемники) могут быть индивидуальными для каж-
дого стенда или общими на несколько стендов.
Установки для испытания агрегатов
Помимо установок для испытания дизелей в прак-
тике экспериментальной работы заводов и научно-
исследовательских учреждений широкое распростра-
нение получили установки для испытания отдельных
агрегатов и устройств, как, например, трубонагпета-
телей, топливной аппаратуры, регуляторов скорости,
насосов и т. д. Эти установки создаются либо приме-
нительно к конкретным условиям и задачам, которые
ставятся перед экспериментаторами, либо универсаль-
ными, позволяющие проводить разнообразные иссле-
дования со снятием всех требующихся характеристик.
Требования, предъявляемые к системам и оборудова-
нию таких стендов, в основном аналогичны требова-
ниям, предъявляемым к стендам для испытаний ди-
зелей.
4. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ
НА ИСПЫТАТЕЛЬНЫХ СТЕНДАХ
Противопожарная безопасность
. Испытательные стенды должны оборудоваться эффек-
тивными средствами пожаротушения. Помимо обычных
средств пожаротушения (пожарные гидранты с рука-
вами, огнетушители, ящики с песком) могут приме-
няться стационарные и передвижные установки пено-
и газотушения. Для тушения пожара на дизеле или
одежды на обслуживающем персонале на стенде должна
иметься кошма. С целью быстрого удаления паров
пролитого топлива, особенно легкой спаряющегося,
а также для создания надлежащих санитарных усло-
вий необходимо устройство принудительной приточно-
вытяжпой вентиляции, исключающей возможность об-
разования взрывоопасных концентраций смеси паров
топлива с воздухом. Производительность вытяжной
вентиляции, как правило, должна быть выше приточ-
ной для обеспечения некоторого разрежения в венти-
лируемом помещении. Снабжение испытательных уста-
новок топливом рекомендуется осуществлять центра^-
лизованным путем — по трубопроводам с насосной
подачей, из топливохранилища, расположенного вне
помещения стенда. Магистральные трубопроводы реко-
мендуется прокладывать с внешней стороны здания
стенда, а в помещении стенда топливные трубы следует
прокладывать в отдельных каналах, в которых не
должны проходить теплопроводы и электрокабели.
Стендовые топливные системы должны быть обору-
дованы быстродействующими аварийными кранами,
приводимыми в действие дистанционно, с пульта
управлепия. Из всех стендовых емкостей топливной
системы должен быть предусмотрен аварийный само-
течный слив топлива в топливохранилище или в от-
дельную емкость, расположенную вне стенда.
Для обеспечения противопожарной безопасности
необходимо:
а) периодически осматривать и контролировать со-
стояние топливных трубопроводов, шлангов, арматуры,
приборов и оборудования топливных систем, не допу-
ская течи и подтеканий в местах соединений и в самом
оборудовании. Результаты осмотров должны заноситься
в стендовый журнал;
б) производить промывку топливных и масляных
фильтров в бензине или в керосине только в специаль-
ных изолированных и приспособленных для этой цели
помещениях;
в) немедленно убирать пролитое топливо и масло;
г) применять уборочный инвентарь (лопаты, скребки
и т. д.) только из материала, исключающего возмож-
ность искрообразования;
д) обтирочный материал и горючие материалы хра-
нить только в закрытой таре, причем их запас не дол-
жен превышать сменной потребности;
е) ремонтные работы на стенде с применением откры-
того огня (сварка и прочие работы) производить только
с соблюдением всех правил пожарной безопасности,
с разрешения и в присутствии представителей пожар-
ной охраны;
ж) иметь в каждой смене пожарные звенья (расчеты}
из обслуживающего персонала с точным распределе-
нием обязанностей и действий по борьбе с воспламе-
нением или пожаром.
Сооружение и эксплуатация испытательных стендов
должны соответствовать требованиям союзных норм
Государственного Комитета по делам строительства
СССР, а именно: «Противопожарных норм строительного
проектирования Н-102-54», «Противопожарных норм
и технических условий проектирования складов легко-
воспламеняющихся и горючих веществ Н и ТУ 108—56»
и «Правил устройства электрооборудования», а так-
же ведомственным правилам и инструкциям.
Безопасность работ на испытательных стендах
Вредные выделения паров и газов, имеющие место'
при проведении испытаний и при подготовке к ним,
не должны превышать в помещениях стенда предельно
допустимых концентраций, установленных Союзными
нормами Н 101-54, изд. 1958 г.
Ввиду повышенной шумности при испытании дизе-
лей необходимо на испытательных станциях широко
применять шумопоглощающие устройства и проводить
специальные мероприятия по звукоизоляции, снижа-
ющие уровень шума на стенде до допустимых величин,
определяемых «Временными санитарными нормами и
правилами по ограничению шума на производстве»,
утвержденными Главным Государственным санитарным
инспектором СССР 9 февраля 1956 г. № 205—56.
Сосуды и аппаратура, работающие под давлением
должны изготовляться, монтироваться и эксплуатиро-
ваться с соблюдением «Правил устройства и безопас-
ной эксплуатации сосудов, работающих под давле-
нием», утвержденных Госгортехнадзором СССР 17/XII—
1956 г.
Устройство и эксплуатация грузоподъемных меха-
низмов должна осуществляться в соответствии с «Пра-
вилами устройства и безопасной эксплуатации грузо-
подъемных кранов», утвержденными Госгортехнадзо-
ром СССР 5/VII 1957 г.
НАГРУЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
543
ГЛАВА III
НАГРУЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
Определение эффективной мощности двигателя
является одной из основных задач испытаний. Боль-
шинство других величин и параметров, измеряемых
при испытаниях, в конечном итоге, оцениваются в зави-
симости от характера их влияния на мощность и эко-
номичность двигателя. Эффективная мощность двига-
теля Ne выражается через крутящий момент М и число
оборотов п известной формулой
71W Мп-
Непосредственному измерению поддаются крутящий
момент и число оборотов. В качестве средств, обеспе-
чивающих измерение крутящего момента, используются
нагрузочные устройства.
Наиболее распространенными нагрузочными устрой-
ствами при испытании дизелей больших, средних и
малых мощностей как в заводских, так и в лаборатор-
ных условиях являются гидравлические тормоза.
Для испытаний дизелей малых и средних мощностей
широко используются электрические тормоза. Меха-
нические тормоза, вследствие присущих им значитель-
ных недостатков, применяются сравнительно редко
и только для испытаний маломощных двигателей.
1. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ТОРМОЗА
Тормозной момент в гидротормозе создается в резуль-
тате действия возникающих в нем сил гидравлического
сопротивления и трения на колесо ротора при его вра-
щении. Совершаемая двигателем работа в тормозе
превращается в тепло, нагревающее жидкость, поэтому
через гидротормоз должен быть обеспечен постоянный
проток рабочей жидкости. В качестве последней обычно
применяют воду ввиду ее большой теплоемкости, по-
стоянства вязкости при переменных температурах
и дешевизны.
В зависимости от конструкции проточной части
гидравлические тормоза подразделяются на следующие
основные типы: а) дисковые, б) штыревые, в) лопастные.
Конструкции гидротормозов
Дисковые гидротормоза. Схема конструкции диско-
вого гидротормоза приведена на фиг. 13, а. Гидротор-
моз состоит из одного или нескольких закрепленных
на валу дисков, которые вращаются между дисками,
связанными с кожухом, являющимся статором тормоза.
При вращении ротора вода, заполняющая рабочую
полость тормоза, вращается вместе с ним и стремится
увлечь за собой балансирно подвешенный статор.
Соединенное со статором измерительное устройство
удерживает его от вращения и одновременно обеспечи-
вает возможность измерения тормозного момента.
Дисковые гидротормоза обладают одинаковыми ха-
рактеристиками при вращении в обеих направлениях.
Гидротормоза выполняются с гладкими, перфориро-
ванными или наклонными дисками. Наиболее широко
используются при испытаниях дизелей гидротормоза
с перфорированными дисками. Тормоза с гладкими
дисками применяются в основном при испытании
быстроходных двигателей, а с наклонными — при
испытании тихоходных двигателей.
Штыревые гидротормоза (типа Юнкере). Схема
конструкции штыревого гидротормоза приведена на
фиг. 13, б. Тормоз имеет ротор, выполненный в виде
барабана, снабженного снаружи радиально располо-
женными четырехгранными штырями. Статор тормоза,
которым является замкнутый и балансирно подвешен-
ный кожух, имеет аналогичные штыри, обращенные
Фиг. 13. Типы гидротормозов: а —дисковый гидротормоз; б —
штыревой гидротормоз; в — лопастной гидротормоз; s —комби-
нированный гидротормоз.
внутрь. При вращении ротора его штыри проходят
между штырями статора в слое воды, заполняющей
кожух. Подобная конструкция обеспечивает большой
тормозной эффект при относительно небольших габа-
ритах тормоза. Так же как и у дисковых, у штыревых
тормозов направление вращения не сказывается на
характеристике тормоза. Недостатком штыревых гидро-
тормозов является часто возникающая вибрация шты-
рей, что служит причиной недостаточно устойчивой
работы тормоза на некоторых режимах. При эксплуата-
ции штыревых гидротормозов необходим периодический
осмотр и контроль крепления и состояния штифтов.
Лопастные гидротормоза. Схемы конструкций ло-
пастных гидротормозов приведены на фиг. 13, е. Наи-
более распространенные тормоза этого типа имеют
ротор в виде колеса, с обеих сторон которого имеются
кольцевые выемки, равномерно разделенные лопастями
на ковшеобразные ячейки. Аналогичные ячейки имеют-
ся и в полостях статора. В разрезе вдоль оси тормоза
ячейки ротора и статора образуют камеры эллиптиче-
ской формы. При вращении ротора вода, заполняющая
его ячейки, под действием центробежной силы пере-
мещается от центра к периферии колеса, затем отбра-
сывается в неподвижные ячейки статора, по которым
снова возвращается к центру колеса. Образующиеся
544
СТЕНДЫ ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
водяные вихри, непрерывно перерезаемые кромками
лопастей, и обусловливают возникновение тормоз-
ного эффекта. Лопастные тормоза с прямыми ради-
ально установленными лопастями имеют характери-
стики, одинаковые для обоих направлений вращения.
Тормоза, имеющие лопасти, наклоненные вперед по
ходу ротора, имеют повышенную энергоемкость и
используются преимущественно для испытаний не-
реверсивных двигателей.
Комбинированные тормоза. Для улучшения харак-
теристик работы гидротормозов в зоне малых чисел
оборотов используются конструкции комбинированных
тормозных установок. При этом на гидравлический
тормоз расходуется основная часть мощности (до 90—
95%), а остальная часть поглощается механическим
или электрическим тормозом.
В качестве примера на фиг. 13, г приведена схема
гидротормоза с механическим тормозным устрой-
ством.
Особенно широкие возможности при испытаниях
обеспечивает гидравлический тормоз, соединенный
с балансирной электромашиной, которая при работе
в моторном режиме обеспечивает прокрутку испыты-
ваемого двигателя.
Балансирная электромашина дает возможность бо-
лее точной настройки режима и расширяет область
регулирования.
Регулирование гидротормозов
Для регулирования гидротормозов, т. е. для изме-
нения их энергоемкости, существуют следующие два
основных способа: изменение заполнения рабочей
полости водой и изменение формы проточной части
тормоза.
По первому способу изменение количества воды в ра-
бочей полости тормоза осуществляется за счет регули-
рования как подачи воды, так и слива ее. При этом
заполнение дисковых и штыревых тормозов произво-
дится свободным заливом и окончательное регулиро-
вание количества воды в тормозе устанавливается
с помощью золотников, расположенных на сливе.
Для регулирования заполнения лопастных тормозов,
последние оборудуются специальными клапанами, уста-
навливаемыми на выходе из сливных каналов, сооб-
щающихся с той частью внутренней полости тормоза,
в которой давление зависит от скорости враще-
ния ротора. Сброс воды из тормоза происходит под
избыточным давлением. Обычно сбросные клапаны
управляются вручную и регулировка нагрузки произ-
водится их перестановкой. В случае, когда требуется
особая точность в поддержании оборотов, применяют
автоматически управляемые сбросные клапаны.
У некоторых лопастных гидротормозов регулирова-
ние нагрузки осуществляется по второму способу —
изменением формы проточной части. При этом тормоз
работает при постоянном заполнении рабочей полости
водой, а для осуществления регулирования он обору-
дуется или шиберами, вводимыми в зазор между лопа-
стями статора и ротора, или поворотными лопатками
в статоре. При перемещении шиберов часть ячеек ро-
тора разобщается с ячейками статора, в результате
чего уменьшается тормозное сопротивление. При пол-
ном закрытии ротора шиберами тормоз работает на
режиме минимальной нагрузки. У тормозов с поворот-
ными лопатками при повороте лопаток статора изме-
няется момент количества движения, с которым вода
поступает на насосное колесо ротора, благодаря чему
изменяется нагрузка на тормозе.
Водоснабжение гидротормозов
Одним из основных условий обеспечения стабиль-
ности работы тормоза является постоянство режима
питания тормоза водой. В дисковых и штыревых гидро-
тормозах равномерность подачи воды обеспечивается
питанием их из специального бака с постоянным уров-
нем. Постоянство уровня воды в баке достигается
устройством поплавкового клапана и водослива.
Фиг. 14. Схема питания штыревого гидротормоза
водой: 1 — бак с постоянным уровнем воды;
2 — труба для подачи воды из водопровода;
з — сливная труба; 4 — труба для подачи воды
из бака в гидротормоз; 6 — канализация.
Подобная схема питания тормоза водой приведена
на фиг. 14. Для этих тормозов величина напора воды
роли не играет, и заполнение их осуществляется сво-
бодным наливом через воронку, укрепленную на кор-
пусе тормоза.
Наполнение лопастных тормозов водой осуществляет-
ся при повышенном давлении. Давление воды на входе
поддерживается постоянным, в пределах 1—3 ат,
и зависит от числа оборотов и размеров тормоза.
Питание производится из бака с постоянным уров-
нем воды. Емкость бака берется из расчета 1—2 л на
1 л. с. Устанавливается бак на высоте от 10 до 30 м
над осью вала тормоза. Вместо бака может быть при-
менен насос, обеспечивающий постоянный напор в ука-
занных пределах. Температура воды, вытекающей из
тормозного устройства, не должна превышать 60—
70° С, т. к. при повышении температуры может на-
чаться парообразование, в результате чего работа
тормоза становится нестабильной.
Кроме того, при температуре выше 70° С начинается
выпадение солей, растворенных в воде, и отложение
накипи на внутренних поверхностях тормоза.
Для оценки количества воды, необходимой для пита-
ния гидротормоза, можно воспользоваться следующей
зависимостью:
G327V — G- (#2 —11) ккал!ч,
где N'— мощность, л. с.;
G — количество воды, проходящей через тормоз, л/ч;
с — теплоемкость воды;
— температура входящей и выходящей из тор-
моза воды, °C;
„ 632Д- ,
& = ----ГТ л'4-
С (^2 —Н)
П;
(2)
НАГРУЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
545
Отсюда, если принять температуру выходящей воды
<2 = 60° С; а температуру входящей воды^ = 15° С, то
часовой расход воды тормозом на 1 л. с. мощности
составит
G = 14 л/л. с. ч.
При”наличии достаточного количества воды, в целях
обеспечения лучших условий работы тормоза, целесо-
образно иметь несколько более высокий расход — до
15—18 л/л. с. ч.
Основные параметры и характеристика гидротормоза
Основными параметрами, характеризующими гидро-
тормоз, являются: тормозная мощность N, л. с. или
кет; тормозной момент М, кгм; число оборотов п,
об/мин; температура воды, выходящей из тормоза, t, °C.
Характеристикой гидротормоза называется область
Фиг. 15. Схемы характеристик гидротор-
мозов.
обеспечиваемых тормозом нагрузок в координатах N
(или М) — п. При постоянной регулировке гидро-
тормоза (постоянном заполнении или постоянной
форме проточной части тормоза) кривая изменения
его мощности в зависимости от числа оборотов является
приблизительно кубической параболой. Поглощаемая
тормозом мощность при различных числах оборотов
и различной регулировке ограничивается внешней
характеристикой гидротормоза. Типичный вид подоб-
ной характеристики приведен на фиТ. 15, а. Линия ОА
соответствует работе с максимальным заполнением
водой рабочей полости тормозов с регулируемым напол-
нением или с максимальной активной поверхностью
тормозов с постоянным наполнением. Линия АВ огра-
ничивает предельно допустимый крутящий момент
тормоза. Линия В С соответствует максимальной мощ-
ности, допустимой для тормоза из условия возможности
отвода тепла без превышения допустимой температуры
воды. Линия СД определяет предел допустимого числа
оборотов, а нижняя линия ОД характеризует вентиля-
35 Заказ 1630.
ционные потери и потери на трение и ограничивает
ниже лежащую область не поддающихся регулирова-
нию режимов работы тормоза. Иногда внешние харак-
теристики гидротормоза приводятся в логарифмиче-
ских координатах. Подобная характеристика изобра-
жена на фиг. 15, б. На этой характеристике линии
О А и ВС дают зависимость тормозной мощности от
числа оборотов, первая — при максимальном, вторая—
при минимальном заполнении тормоза водой. Осталь-
ные линии ограничивают рабочее поле тормоза анало-
гично предыдущей характеристике.
Весовые устройства и определение мощности
Для определения мощности, развиваемой двигате-
лем, соединенным с гидротормозом, измеряется крутя-
щий момент и число оборотов вала. Задача измерения
момента в конечном счете сводится к уравновешиванию
его силой известной величины, приложенной на опре-
деленном плече. Эта уравновешивающая сила создается
чаще всего:
а) силой тяжести груза;
б) силой упругости деформируемого элемента;
в) давлением жидкости на поршень.
В соответствии с этим системы измерения гидротор-
мозов разделяют на механические и гидравлические.
Механические и гидравлические системы по точности
измерения примерно равноценны, но гидравлические
требуют большего ухода и внимания при эксплуатации
и поэтому получили меньшее распространение. Из
механических систем на тормозах, используемых на
заводах при обкатке и испытании дцзелей, наиболее
широко применяются маятниковые весы. У маятнико-
вых весов по величине отклонения маятника или стрел-
ки, соединенной с его валиком, по протарированной
шкале определяют силу. Недостатком тормозов с маят-
никовым весовым устройством является малая чувст-
вительность к небольшим изменениям нагрузки. По-
этому при некоторых исследовательских работах целе-
Фиг. 16. Схема весов для прямого взвешивания с ура-
вновешивающими рычагами.
сообразно применение тормозов, оборудованных весами
с уравновешиванием измеряемой силы прямой нагруз-
кой. Эти тормоза обеспечивают большую чувствитель-
ность к колебаниям нагрузки. Схема подобного весо-
вого устройства приведена на фиг. 16. Здесь большая
часть измеряемой силы уравновешивается грузом 1,
546
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Фиг. 17. Конструкция дискового гидротормоза ЛЕ-4-70 (продольный разрез). 1—вал ротора; 2—диск ро-
тора; 3 — регулировочный диск; 4 — каналы в боковых крышках; 5, в и 7 — каналы в крайних и в среднем
неподвижных дисках; 3 — наливная коробка; 9 — канал сброса воды; 10 — грунд-букса; 11 — шарикоподшипник
ротора; 12—шарикоподшипник статора; 13—уплотнительное кольцо; 14—цапфа статора; 15— боковая
крышка; 16—средний неподвижный диск; 11—крайние неподвижные диски; is—сброс воды; 19—бара-
бан; 20 —сброс воды; 21 и 22 —водовыводящие отверстия ив каналов; 23 —гайка ротора; 24 —каплеуказатель.
НАГРУЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
547
подвешиваемым на рычаге 2, и только меньшая часть
определяется весами 3.
Для обеспечения точности определения мощности
гидротормоза с измерительным устройством должны
периодически тарироваться. Целью тарирования явля-
ется проверка измерительного устройства и получение
графической или аналитической зависимости между
показаниями шкалы указателя и измеряемым момен-
том. Сущность тарирования заключается в последова-
тельном нагружении статора гидротормоза известным
вращающим моментом и фиксировании показаний весо-
вого устройства. Нагружение ведется ступенчато от
нуля до нагрузки, превышающей максимальную изме-
ряемую на 10—20%. Затем нагрузка также ступенчато
уменьшается до нуля. Операция тарирования повто-
ряется несколько раз. Мощность дизеля, нагруженного
гидротормозом, определяется по формуле
Р1
N = 716 у п или N=kPn, (3)
где Р — показания тормоза (вес груза), кг;
I — длина плеча приложения груза, м;
п — число оборотов, об/мин;
к — коэффициент тормоза.
Для упрощения вычислений мощности градуировка
шкалы весового устройства чаще всего относится
к плечу, равному 716,2 мм. Тогда коэффициент тор-
моза к = 0,001.
2. ДАННЫЕ ПО НЕКОТОРЫМ
ГИДРАВЛИЧЕСКИМ ТОРМОЗАМ
Дисковые гидротормоза
Наиболее распространенными тормозами этого типа
являются многодисковые гидротормоза, разработан-
ные Московским авиационным институтом (МАИ).
Конструкция подобного тормоза приведена на фиг. 17.
Гидротормоза последней модели (1959 г.) марки ЛЕ-4-70
предназначены для испытания дизелей мощностью до
1500 л. с. при 1900—2500 об/мин. Максимальная ско-
рость вращения вала 3000 об/мин. Максимальный мо-
мент на валу 550 кГм. Тормоз реверсивный. Ротор тор-
моза состоит из четырех стальных перфорированных
дисков, насаженных на вал. Диск статора, располо-
женный между двумя средними дисками ротора, делит
тормоз иа две секции, представляющие собой как бы
самостоятельные двухдисковые тормоза, способные
поглощать примерно половину общей тормозной мощ-
ности. В тормозе предусмотрена возможность выключе-
ния из работы одной секции путем прекращения подачи
воды в нее и работы второй секции с большим напол-
нением.
Последнее обстоятельство может быть использовано
для повышения устойчивости работы тормоза при испы-
тании дизелей относительно малой мощности (до
500 л. с.).
Величина тормозного момента регулируется как
изменением величины подачи, так и изменением поло-
жения выпускного окна золотника по радиусу ротора.
Питание тормоза должно производиться из бака с по-
стоянным уровнем, емкостью около одного кубо-
метра, расположенного на высоте 3—5 м от оси
тормоза.
Характеристика тормоза представлена на фиг. 18.
В качестве измерительного устройства на гидротор-
мозе ЛЕ-4-70 применены маятниковые весы. Наимень-
шая относительная ошибка измерения достигается при
35*
работе на больших нагрузках. С целью сохранения
точности измерения при меньших нагрузках в весовом
механизме предусмотрены два диапазона измерений.
Для этого на маятнике механизма установлены два
груза: один постоянный и второй съемный. При погло-
щении тормозом мощности менее 1000 л. с., а также
при работе тормоза с одной секцией, измерения ведутся
только с одним постоянным грузом.
Фиг. 18. Характеристика дискового гидротормоза ЛЕ-4-70.
Штыревые гидротормоза
Наиболее распространенными тормозами этого типа
являются тормоза дизельного завода Шенебек (ГДР).
Завод выпускает восемь типов тормозов, характери-
стики которых приведены на фиг. 19, а, б, в, а основные
дайпые — в табл. 4. Тормоза — реверсивные, регули-
Таблица 4
Основные данные штыревых гидротормозов (ГДР)
Тип тормоза Размеры тормоза, мм Вес Макси- маль- ный крутя- щий момент кГ *м Маховой момент ротора КГ«.И2
дли- на ши- рина высо- та
В-4 680 820 900 275 28,6 0,35
Д-4 900 1100 ИЗО 660 86 3,1’
Е-4 1060 1180 1200 900 172 7,0.
Н-4 1600 1900 1800 3150 1145 158
J-6 2020 2 350 2500 6040 2 865 377
L-4 2 300 3400 2100 И 100 6 445 2 618
L-8 2900 3 500 2 210 15 600 7162 5015
М-8 4 500 4 720 2890 42 000 35 810 19 120
ровка нагрузки осуществляется изменением заполнения
рабочей полости водой путем перемещения дроссельной
заслонки на выпуске. Некоторые ориентировочные'
данные, необходимые при создании испытательного
стенда с тормозами данного типа, приведены
в табл. 5.
548
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Фиг. 19. Характеристики штыревых гидротормозов.
НАГРУЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
549
Таблица, 5
Некоторые данные по стендам со штыревыми
тормозами
Тип тормоза Высота фундамента (ориентиро- вочная) Л1Л4 Расход воды при макси- мальной мощности и повышении температуры на 40° С мз/ч Емкость расход- ного бака At3 Диаметр подводя- щих тру- бопрово- дов (внутрен- ний) мм
В-4 800—1000 2,4 1,0 40
Д-4 800—1000 5,6 1,5 50
Е-4 1000—1200 10,4 1,5 50
Н-4 1500—1800 35,0 1,5-2,0 65
J-6 — 51,0 2,5—3,0 80
L-4 — 64,0 2,5-3,0 100
L-8 — 96,0 2,5-3,0 150
М-8 — 415,0 6,0-8,0 . 200
Лопастные гидротормоза
Для испытаний двигателей малой мощности Цен-
тральным научно-исследовательским дизельным инсти-
тутом (ЦНИДИ) разработаны лопастные гидротормоза
с фланцевым креплением. Продольные разрезы и схемы
питания фланцевых тормозов, выполненных
с различным размещением опорных подшип-
ников ротора, представлены на фиг. 20. Нагру-
зочная часть этих тормозов состоит из кор- Д,.
пуса, закрепленного с помощью фланца на ма-
ховике двигателя и вращающегося с ним,
и вала с облопаченным диском, покоящегося
на опорных подшипниках внутри корпуса.
При вращении корпуса жидкость, заполня-
ющая рабочую полость тормоза, стремится
увлечь вслед за корпусом облопаченный диск
вала, уравновешенный на другом конце гру-
зом, навешенным на рычаге. Регулирование
тормозного момента достигается изменением
заполнения гидротормоза жидкостью. За-
крепление корпуса гидротормоза на махо-
вике с центровкой по специально выпол-
ненной заточке значительно упрощает со-
единение тормоза с двигателем. Недостатком ф
фланцевого тормоза, выполненного по схеме, г'
приведенной на фиг. 20, а, является ограни-
чение по мощности, вызванное повышенным весом
маховика с навешенным гидротормозом. Конструк-
ция гидротормоза, приведенная на фиг. 20, б, не имеет
этого недостатка.
Оба типа тормозов могут успешно использоваться
при нагружении двигателей до 15—18 л. с. с числом
оборотов до 1500 обIмин. Для испытания двигателей
больших мощностей в ЦНИДИ разработаны гидротор-
моза ГТ-350, ГТ-530 и ГТ-600, имеющие активный
диаметр ротора соответственно 350, 530 и 600 мм.
Тормоз этого типа представляет собой сдвоенную гидро-
муфту, работающую в режиме 100% скольжения,
с плоскими лопатками, наклоненными под углом 45°.
Статор и ротор тормоза сварной конструкции. Про-
дольный разрез гидротормоза ГТ-530 приведен на
фиг. 21. Особенностью гидротормозов этого типа
является замкнутая система питания с регулировкой
режимов работы тормоза путем изменения количества
циркулирующей в системе воды. Подобная система
обеспечивает большую устойчивость режимов работы
тормоза и больший диапазон их регулирования.
При испытании дизелей различных мощностей часто
используются лопастные тормоза фирмы «Хинан —
Фруд» (Англия), выпускаемые серийно в нескольких
модификациях. Наиболее распространенными гидро-
тормозами «Хинан — Фруд» являются тормоза серии FA
и SA, выполненные однорядными нереверсивными.
Полости ротора и статора этих тормозов имеют наклон-
но установленные лопасти. Регулировка режимов ра-
боты тормозов «Хинан — Фруд» осуществляется изме-
нением заполнения водой рабочих полостей, для чего
на выпуске воды из тормоза установлены специаль-
ные клапаны. Эти клапаны-регуляторы поддерживают
постоянным заданное число оборотов.
Тормоза серии FA рассчитаны на большие мощности
при больших скоростях вращения, чем тормоза серии
SA. В двухроторном исполнении выпускаются тормоза
серий RFA и RSA, а также серий FAD и SAD. Роторы
этих тормозов расположены в отдельных секциях ста-
тора. Причем у тормозов серий RFA и RSA для одного
направления вращения предназначена одна секция,
Продольный разрез лопастного гидротормоза ГТ 530 (ЦНИДИ)
а для другого направления — другая. Благодаря воз-
можности переключения заполнения секций водой,
тормоза серий RFA и RSA — реверсивные. Тормоза
серий FAD и SAD не реверсивные, но рассчитаны на
работу с удвоенным тормозным моментом.
Некоторые данные по тормозам серий FA и RFA
приведены в табл. 6, а их характеристики на фиг. 22.
Для мощностей от 2 до 4000 л. с. при умеренных ско-
ростях фирма «Хинан — Фруд» выпускает гидротор-
моза серий DPX и Dpy. Эти тормоза отличаются от
предыдущих в основном конструкцией системы регули-
рования, в которой для изменения количества воды
для заполнения тормоза используются вместо клапанов
дроссельные заслонки. Кроме серийных, фирма выпу-
скает специальные тормоза DPVBD и DPV 8450.
550
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 6
Данные по некоторым Лопастным тормозам фирмы «Хинан — Фруд» (Англия)
Тип тормоза Мощ- ность N, Л. с. Оборо- ты 71, об/мин Длина вала, At At Высота оси вала от ос- нования, мм Размеры тормоза, мм Вес тормоза, кг Реверсивность
длина ширина высота
RFA18 30 000 110/300 6044 1829±13 5452 5118 3277 123 000 Реверсивный
FA18 30 000 110/300 4764 1829+13 3493 5118 3277 — Нереверсивный
RFA16 17 000 108/225 5536 1702+13 4351 4168 2984 49 840 Реверсивный
FA16 17 000 108/225 4446 1702±13 3261 4168 2984 — Нереверсивный
FA15 13 500 113/250. — — —- — — — Нереверсивный
RFA14 12 000 122/250 4990 1448±13 4511 4130 2630 43 000 Реверсивный
FA14 12 000 122/250 4052 1448+13 3531 •4130 2630 — Нереверсивный
RFA13 10 000 130/300 4862 1448±13 4371 4100 2508 • — Реверсивный
FA13 10 000 130/300 3962 1448±13 3289 4100 2508 — Нереверсивный
FA9 5 000 198/450 2794 1042+13 2058 2601 1816 — Реверсивный
FA1030 12 500 350/600 — — — — — — Нереверсивный
RFA990 10 000 575/1100 — — — — — — Реверсивный
На фиг. 23 приведены характеристики подобных гидро-
тормозов.
Для широкого диапазона мощностей в одно- и двух-
роторном исполнении фирмой «Цольнер» (ФРГ) выпу-
скаются лопастные гидротормоза. Двухроторные тор-
моза этой фирмы реверсивные, причем реверс осущест-
вляется по тому же принципу, как и у тормозов серии
RFA фирмы «Хинан — Фруд». Регулирование нагруз-
ки осуществляется изменением заполнения тормоза
водой посредством золотника на впуске и управля-
емого клапана на выпуске воды.
Приведенные на фиг. 24 характеристики двух серий
тормозов фирмы «Цольнер» в логарифмических коорди-
натах дают представление о возможностях использова-
ния их для испытаний дизелей.
Лопастные гидротормоза фирмы «Везер» (ФРГ) от-
личаются от ранее описанных по конструкции и по си-
стеме регулирования. Конструкция одного из этих
Фиг. 23. Характеристика специальных тормозов
фирмы «Хинан — Фруд».
Фиг. 24. Характеристики гидротормозов фирмы «Цольнер».
НАГРУЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
551
552
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
тормозов приведена на фиг. 25. Ротор этого тормоза
выполнен в виде двухстороннего колеса центробежного
насоса, а в полостях статора установлены направля-
ющие лопатки. Тормоза фирмы «Везер» обычно работают
при полном заполнении рабочей полости водой. Регу-
лирование нагрузки тормозов осуществляется посред-
ством поворота направляющих лопаток статора. Изме-
нение положения направляющих лопаток''у тормозов,
рассчитанных на большую мощность, производится
с помощью гидравлического привода, а у тормозов,
рассчитанных на малую мощность, вручную. Тормоза
фирмы «Везер» реверсивные. Их характеристики приве-
дены на фиг. 26, а в табл. 7 даны основные размеры се-
рии этих тормозов.
Фиг. 26. Характеристики
Таблица 7
Основные размеры тормозов фирмы «Везер» (ФРГ)
Тип тормоза Размеры, мм
а 1 6 1 с 1 d 1 е 1 « 1 h
Вг 500 380 550 900 290 700 | 310 400
» 750 550 730 1300 440 850 460 450
» 1000 740 940 1750 580 1030 620 600
» 1250 920 1160 2200 730 ИЗО 770 750
» 1500 1100 1320 2600 880 1300 920 900
» 1750 1200 1570 3050 1020 1480 1070 1050
» 2000 1470 1700 3500 1160 1650 1230 1200
» 2250 1450 1850 3550 1550 2300 1.350 1250
» 2500 1575 1980 3850 1750 2600 1500 1400
». 2750 1700 21’30 4100 1880 2800 1650 1500
» 3000 1800 2230 4400 2050 3100 1800 1650
» 3250 1925 2380 4650 2230 3350 1950 1800
» 3500 2050 2500 4900 2400 3600 2100 1900
» 3750 2150 2650 5200 2550 3850 2250 2050
» 4000 2250 2750 5500 2730 4100 2400 2200
» 4250 2375 2880 5750 2900 4400 2550 2300
» 4500 2500 3050 6000 3080 4600 2700 2450.
» 4750 2625 3180 6300 3250 4900 2850 2600
» 5000 2750 3300 6550 3430 5200 3000 2700
Гидравлические тормоза конструкции «Шепк — Хек-
кер» (ФРГ) являются тормозами комбинированного
типа. Они выполнены по схеме, приведенной на
фиг. 13, г. Эти тормоза имеют ротор наружного типа,
Фиг. 27. Характеристики гидротормозов кон-
струкции «Шенк — Хеккер».
вращающийся вокруг балансирно подвешенного ’ вну-
треннего лопастного колеса, передающего тормозной
момент весовому механизму.
Регулирование нагрузки у этих тормозов осущест-
вляется изменением количества заполнения водой пу-
тем перемещения в рабочей полости тормоза вдоль по
радиусу подвижного патрубка слива. Для обеспече-
ния устойчивой работы на режимах малых чисел оборо-
тов и малых нагрузок тормоз дополнительно оборудо-
ван специальным механическим тормозным устройством.
НАГРУЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
553
Тормоза конструкции «Шенк — Хеккер» выпускаются
в двух сериях U-1 и U-2. Тормоза первой серии предна-
значены для работы лишь при одном направлении вра-
щения, а второй серии — для обоих направлений.
На фиг. 27 приведены характеристики гидротормозов
серии И-1. Следует отметить, что приведенные харак-
теристики обусловлены только гидравлической тормоз-
ной частью конструкции, механическая же тормозная
часть расширяет поле поглощаемой мощности в сторону
малых оборотов.
Для обеспечения стабильной работы тормоза фирма
рекомендует располагать напорный бак на высоте
4 м от оси вала. Температура воды на выходе из тормоза
при одновременном использовании гидравлической и
механической части тормоза не должна превышать 50°С.
3. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ТОРМОЗА
В качестве электрического тормоза может быть ис-
пользован генератор электрического тока, соединенный
непосредственно с валом испытываемого двигателя.
Более широко применяются при испытаниях двигателей
специальные электрические тормозные устройства—
балансирные динамомапшны или пендель-динамо.
В отличие от обычных генераторов постоянного тока,
статор балансирных
динамомашин установлен на под-
шипники, дающие ему возмож-
ность поворачиваться вокруг
оси, совпадающей с осью вра-
щения ротора. Для ограниче-
. ния угла поворота статора
' у балансирной динамомапшны
Фиг. 28. Схема балансирного генератора.
имеются упоры. Схема балансирной динамомашины
приведена на фиг. 28.
Подводимая к генератору механическая мощность
двигателя превращается в электрическую, которая
затем превращается в тепло в нагрузочных реостатах
или используется в электрической сети.
Регулирование мощности, потребляемой генератором,
осуществляется грубо ступенями с помощью нагрузоч-
ного реостата, включенного в цепь якоря, и плавно
путем изменения тока в обмотке возбуждения. Пример-
ная схема включений при работе генератора в качестве
тормоза приведена на фиг. 29. Для машин постоянного
тока наиболее целесообразным способом регулирования
в широком диапазоне оборотов и тормозного момента
является схема Леонардо.
К группе электрических тормозов относятся индук-
ционные (электромагнитные) тормоза. У этих тормозов
тормозной момент создается за счет взаимодействия
вихревых токов (токов Фуко), возникающих в статоре,
с магнитным полем ротора. Индукционные тормоза,
обладая всеми достоинствами балансирных динамо-
*Сеть
Фиг. 29. Схема включений генератора в качестве
тормоза: 1 — нагрузочный реостат; 2 — генера-
тор; 3—двигатель; 4—реостат для регулиро-
вания возбуждения; 5 — потенциометр.
Фиг. 30. Продольный разрез индукционного тормоза: 1 —
динамометр (весовая головка); 2 — подающий водопровод; з —
сливной водопровод. 4 — подшипник вала индуктора; 5 — опор-
ная втулка подшипника балансирной подвески; в — генератор
автоматического управления; 7—катушка возбуждения; 8 —
индуктор (ротор); 9 — статор.
машин, имеют более простое устройство и могут изготав-
ливаться до сравнительно больших мощностей (2000—
3000 л. с). Регулирование индукционных тормозов осу-
ществляется путем изменения силы тока возбуждения.
Расход мощности на возбуждение составляет 0,5—
554
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
1,0% от поглощаемой тормозом мощности. Схема одного
из типов подобных тормозов приведена на фиг. 30.
Определение мощности электрических тормозов
Мощность двигателя, соединенного с генератором
постоянного тока, вычисляется по показаниям ампер-
метра и вольтметра в цепи якоря. При этом эффектив-
ная мощность на валу двигателя может быть подсчитана
по формуле
где F — напряжение на клеммах генератора, в;
I — сила тока в обмотках якоря генератора, а;
т]а — к. п. д. генератора.
При использовании в качестве нагрузочного
устройства генератора переменного тока мощность вы-
числяется по формулам
Ne = 1,36 • IO-3 • т - Ф- cos <р л. с. или
Лг
5 W
АГе=1,36-10~3 — л. с., (5)
Лг
где т — число фаз;
I — фазное значение силы тока генератора, а;
U$ — фазное напряжение на зажимах генератора, в;
<р — фазовый угол;
Цг — к. п. д. генератора при данном числе оборотов;
W — показание ваттметра, вт.
Определение мощности двигателя, соединенного с ро-
тором балансирной динамомашины, производится пу-
тем измерения реактивного момента, стремящегося
повернуть статор. Реактивный момент на статоре, созда-
ваемый силами взаимодействия электромагнитных по-
лей ротора и статора, равен моменту, приложенному
к ротору. Измерение этого момента производится с по-
мощью весов или с помощью рычага, соединенного со
статором и нагружаемого гирями. Мощность при этом
вычисляется по формуле
N = kPn,
где Р — нагрузка, кГ;
п — число оборотов, об/мин',
к — коэффициент тормоза.
Характеристики электрических тормозов
При постоянной энергии возбуждения и постоянном
регулировании нагрузочного реостата момент торможе-
ния электрогенератора, используемого в качестве
тормоза, пропорционален числу оборотов. Область ре-
жимов работы электрогенератора ограничивается внеш-
ней характеристикой, дающей зависимость наиболь-
шей мощности N и наибольшего момента М от числа
оборотов.
Подобная характеристика приведена на фиг. 31.
Линия ОА характеристики соответствует режиму наи-
большего допустимого тока в якоре при возрастании
напряжения пропорционально числу оборотов. Этому
режиму отвечает постоянство наибольшего крутящего
момента, поглощаемого электрогенератором — линия
CD. Линия АВ ограничивает мощность, исходя из до-
пустимого нагрева машин.
Электрические тормоза отличаются большим постоян-
ством тормозного момента при постоянных оборотах.
Поэтому они обладают большой устойчивостью режимов
работы. При использовании электрического тормоза
в качестве электродвигателя наибольшая мощность,
которую может он развить, определяется для любого
числа оборотов из внешней характеристики с учетом
к. п. д. его, как электромотора.
Фиг. 31. Характеристика балансирного
генератора.
4. ДАННЫЕ ПО НЕКОТОРЫМ БАЛАНСИРНЫМ
ДИНАМОМАШИНАМ
Промышленностью выпускаются балансирные дина-
момапшны МПБ, предназначенные для работы в каче-
стве тормозных генераторов или электродвигателей.
Серия МПБ состоит из шести типов (по размерам на-
ружного диаметра якоря): МПБ-24,5; МПБ-28; МПБ-32;
МПБ-42,3; МПБ-49,3 и МПБ-55. Технические дан-
ные этих балансирных динамомашин приведены
в табл. 8. Все машины серии МПБ имеют подшипники
качения, обеспечивающие минимальные погрешности
при измерении вращающего момента. Балансирные ма-
шины МПБ выполнены с независимым возбуждением,
а машины типов МПБ-42,3; МПБ-49,3 и МПБ-55 кроме
того — компенсированные. Машины допускают любое
направление вращения. Пуск балансирных двигателей
производится от преобразовательного агрегата путем
регулирования подведенного к якорю напряжения,
а двигатели типа МПБ-24,5; МПБ-28 и МПБ-32,7 могут
кроме того запускаться пусковым реостатом. Для из-
мерения реактивной силы от крутящего момента балан-
сирные машины могут быть оборудованы рычажными
весами с циферблатной весовой головкой. Технические
данные подобных весов приведены в табл. 9. В табл. 10
и 11 приведены основные технические данные балан-
сирных динамомайшн, выпускаемых Чехословацкой
Социалистической Республикой и Германской Демокра-
тической Республикой.
5. ВЫБОР И СРАВНЕНИЕ НАГРУЗОЧНЫХ
УСТРОЙСТВ
Нагрузочное устройство для испытания дизелей
должно удовлетворять следующим основным требова-
ниям:
1. Обеспечивать поглощение мощности па всех
режимах работы двигателя, предусматриваемых про-
граммой испытаний.
2. Устойчиво работать на предусматриваемых режи-
мах.
3. Иметь характеристики, наиболее отвечающие тре-
бованиям испытаний.
4. Обеспечивать измерение мощности двигателя с не-
обходимой точностью.
Удовлетворение первого требования обеспечивается
в том случае, если испытываемые режимы работы дви-
гателя укладываются внутри поля характеристики на-
грузочного устройства (см. фиг. 15 и 31).
нагрузочные Устройства
555
Таблица 8
Технические данные балансирных динамомашин МП Б
Тип машины В режиме двигателя В режиме генератора Вес общий, кг Маховой момент ЯКОРЯ, КГ-Л12 Потребное количе- ство воздуха, м3/мин Аэродинамическое сопротивление ба- лансирной машины, мм вод. ст.
Номинальные значения Предельная ско- рость вращения, об/мин Номинальные значения Предельная ско- рость вращения, об/мин
Мощность, кет Напряже- ние, В Скорость вращения, об/мин Мощность, кет Напряже- ние, В Скорость вращения, об/мин
МПВ-24,5/14 21 220 2700 6500 25 230 3000 6500
МПБ-24,5/22 21 220 1250 4000 25 230 1500 4000
МПВ-24,5/22 45 440 2750 6500 50 460 3200 6500
МПВ-28/26 43 220 1350 3500 50 230 1500 3500 1480 9,7 27 50
МПБ-28/26 89 440 3100 6000 100 460 3400 6000 1480 9,7
МПБ-32,7/28 87 440 1500 3500 100 460 1700 • 3500
МПБ-42,3/30 177 440 1500 4500 200 460 1700 4500 4000 45 55 50
МПВ-49,3/30 364 580 1850 4000 400 600 2100 4000 5700 95 85 50
МПБ-55/34 600 530 2100 3000 800 700 3000 3000 7160 170 180 55
Таблица 9
Технические характеристики рычажных весов с циферблатной весовой головкой
Наименование Тип весового устройства
ВКМ-8 В КМ-17 ВКМ-32 ВКМ-57 ВКМ-115 ВКМ-185 ВКМ-300
Тип балансирной машины МПВ 24,5/14 МПВ 24,5/22 МПВ 28/26 МПВ 32,7/28 МПВ 42,3/30 МПВ 49,3/36 МПВ 55/34
Пределы измерения по шкале цифер- блатного указателя прибора, кГ 2—10 0-25 5-40 0-80 15—120 0-250 25—200
Цена наименьшего деления шкалы, к Г 0,02 0,05 0,1 0,2 0,25 0,5 0,5
Пределы измерения по дополнительной шкале с передвижной гирей, кГ 0-10 0-15 0-10 0-20 0—50 0—100 0,80
Цена наименьшего деления дополни- тельной шкалы, кГ 2 5 2 5 10 20 20
Общая наибольшая нагрузка, кГ 20 40 _ 50 100 170 350 280
Рабочее плечо балансирной машины, мм 537,15 477,2 716,2 716,2 716,2 716,2 1074,3
Расчетное плечо балансирной маши- ны, мм 716,2 716,2 716,2 716,2 716,2 716,2 716,2
Отношение плеч 3:4 2:3 1:1* 1:1 1:1 1:1' 1,5:1
Погрешность весового устройства при поверке образцовыми гирями 3-го раз- ряда, кГ ±0,02 ±0,05 ±0,1 ±0,2 ±0,25 ±0,5 ±0,5
Габаритные размеры, мм
высота 1575 1850 1870 1850 1930 1850 1930
длина 775 1000 880 1000 880 1000 880
ширина 220 300 220 300 220 300 220
Вес, кг 120 250 150 250 175 250 230
556
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Таблица 10
Балансирные машины ЧССР
Тип машины Мощность, кет Число оборотов, об/мин
МС-13-13-4 33 8000
МС-2812-4 83 5000
МС-4518-4 150 4500
МС-2821-4 100 3000
МС-2218-4 63 6000
КС-5613-4 280 2800
МС-2821-4 66 2000
МС-2812-4 83 5000
МС-2812-4 100 3000
МС-2812-4 83 5000
МС-2818-4 63 6000 •
МС-1713-4 33 8000
МС-1713-4 25 6000
! МС-2821-4 105 3000
МС-2812-4 83 5000
Таблица 11
Балансирные машины постоянного тока,
выпускаемые ГДР
Тип Мощность (кет) при максимальном числе оборотов
при исполь- зовании толь- ко в качестве мотора или генератора при использован ии в качестве мотора и в качестве генератора
п=1500 п=3000 о о о со II £ п—1500 п=3000 п=6000
гене- ратор мотор гене- ратор мотор ! гене- । ратор мотор
GP3 2,5 5,0 7,0 2,5 2,0 5,0 4,2 7 6,0
GP5 5 10 14 5 4,1 10 8,6 14 12,3
GP7 10 20 28 10 8,5 20 17,5 28 25
GP9 20 38 50 20 17,5 38 34 50 45
GP11 38 63 80 38 33,5 63 57 80 73
GP13 63 100 125 63 56 100 90 125 115
GP15 100 160 — 100 89 160 146 — —
GP17 160 250 — 160 146 250 232 — —
GP19 250 — — 250 232 — — — —
При выборе типа тормоза следует учитывать, что
одним из существенных недостатков гидротормозов
является то, что они не могут создавать большой тор-
мозной момент на малых оборотах, уступая в этом от-
ношении электрическим нагрузочным устройствам.
Точность измерения, имеющая особое значение при
испытаниях исследовательского характера, зависит
у балансирных нагрузочных устройств (как гидравли-
ческих, так и электрических) в основном от конструк-
ции используемого на них весового механизма и вели-
чины силы трения в опорных подшипниках. Наи-
большую точность обеспечивают рычаяшые весы на
призмах, имеющие погрешность не, более +0,1% от
измеряемой величины нагрузки. Достаточно точное из-
мерение можно осуществить весами с уравновешива-
нием измеряемой силы прямой нагрузкой (см. фиг. 16).
Для подобных испытаний совершенно не пригодны в ка-
честве тормозов электрогенераторы, не оборудованные
балансирными устройствами.
Кроме указанных требований при выборе тормоза
могут иметь решающее значение некоторые специаль-
ные требования, в том числе: необходимость прокрутки
двигателя при запуске и его холодной обкатки и целесо-
образность рекуперации механической энергии разви-
ваемой двигателем при его испытании.
Этим обоим требованиям хорошо удовлетворяют элек-
трические нагрузочные устройства, кроме индукторных
тормозов. Электрические тормоза как генераторы,
так и индукторные машины обладают весьма высокими
эксплуатационными качествами в отношении точности
регулирования нагрузки и стабильности режима ра-
боты. Однако использование этих тормозов значи-
тельно удорожает и усложняет установку и требует
более квалифицированного обслуживания.
ГЛАВА IV
МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЙ IIPIIJ ИСПЫТАНИИ ДИЗЕЛЕЙ
В период испытания дизеля осуществляется комплекс
измерений целого ряда величин. Специфика этих изме-
рений заключается в том, что имеется большое коли-
чество величин, характеризующих протекающие в ди-
зеле процессы. Эти величины претерпевают быстрые
изменения и требуют применения широкой номенкла-
туры измерительных средств. В данном разделе дается
общий обзор методов и аппаратуры, их точности, воз-
можных погрешностей измерений и т. д. в объеме,
необходимом для первоначального ознакомления
испытателя.
1. ТОЧНОСТЬ ПРИБОРОВ И ИЗМЕРЕНИЙ
Под точностью прибора подразумевается степень
достоверности результатов измерений, полученных
с его применением, численно оцениваемая пределами
наибольшей погрешности. Величина погрешности каж-
дого прибора имеет два знака, т. е. может быть положи-
тельной и отрицательной.
Абсолютная погрешность определяется как разность
между истинным значением измеряемой величины и ее
значением, полученным в результате измерения. Абсо-
МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЯ ПРИ ИСПЫТАНИИ ДИЗЕЛЕЙ
557
лютная погрешность, являясь вполне определенной
величиной для данного прибора, темне менее не может
характеризовать его точности, так как не связана с пре-
делами его применимости. Абсолютная погрешность
выражается в физических единицах.
Более правильное представление о качестве измере-
ния может дать относительная погрешность, опреде-
ляющаяся отношением значения абсолютной погрешно-
сти к значению измеряемой величины. Относительная
погрешность выражается в процентах. Однако и отно-
сительная погрешность не может оценить прибор, по-
скольку изменяется от какого-то определенного для
данного прибора значения до бесконечности (приборы
с нулевым делением шкалы) или другого определенного,
но большего значения (приборы с неполной шкалой).
Поэтому точность приборов оценивается относительной
приведенной погрешностью, являющейся отношением
значения абсолютной погрешности к численному значе-
нию диапазона шкалы. Относительная приведенная
погрешность выражается в процентах.
В соответствии с величиной относительной приведен-
ной погрешности все приборы вне зависимости от диа-
пазона измерений разделяются на классы точности.
Современная практическая метрология опирается на
классы 0,01; 0,05; 01; 02; 0,5; 1; 1,5; 2,5; и 4. Численно
класс точности определяет величину относительной при-
веденной погрешности, по которой может быть вычи-
слена абсолютная погрешность прибора, если известны
пределы его шкалы. Например, прибор для измерения
температуры класса 1 со шкалой 0—100° С будет иметь
абсолютную погрешность ±1° С, со шкалой 50—100°С —
±0,5° С, а со шкалой от —50 до 4-50° С также ±1° С.
Приборы классов 0,01; 0,05; 0,1 и 0,2 являются образ-
цовыми (классы 0,01 и 0,05 —рабочие эталоны). При-
боры класса 4 являются контрольными и результаты
измерений, полученные при их применении, не могут
использоваться для последующих расчетов. Обычно
все практические потребности удовлетворяются прибо-
рами классов 0,5; 1; 1,5 и 2,5.
(ж- При производстве измерений численное значение аб-
солютной погрешности прибора не может быть принято
за погрешность измерения из-за наличия систематиче-
ских и случайных погрешностей.
Систематическими называются погрешности постоян-
ные или изменяющиеся по определенному закону, ко-
торые могут быть учтены тарировкой прибора или
введением заранее рассчитанных поправок.
Случайными являются погрешности, величина и
закономерности изменения которых неопределимы.
Случайные погрешности в некоторой степени ком-
пенсируются путем , многократности осуществления
измерения.
2. МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЙ
В целях удобства измеряемые величины сгруппиро-
ваны по ряду общих признаков и сведены в табл. 12—
17, где указана номенклатура измерительных средств
и приведены данные о возможных предельных погреш-
ностях измерений. Следует отметить, что выбор аппара-
туры для производства измерений должен осущест-
вляться, исходя из действительных потребностей в отно-
шении точности (учета целей эксперимента) и анализа
возможной нестабильности измеряемого параметра. При
выборе аппаратуры предпочтение следует отдавать ме-
тодам, обеспечивающим автоматическую регистрацию
измеряемой величины.
Таблица 12
Измерение крутящего момента
Измеряемая величина Измерительное средство Точность измере- ния, %
Крутящий мо- мент, кГм: средний по времени мгновенный Гидравлический тор- моз Индукционный тормоз Электрическая балан- сирная машина Торсионный динамо- метр (индукционный, индуктивный, струнный) ± (0,5— 1,5) ± (0,2— 1,0) ± (0,2— 1,0) ± (1,5- 3,0)
Торсионный динамо- метр (емкостный, инду- ктивный, тензометриче- ский) Электронный или маг- нитоэлектрический ос- циллограф ± (3-5)
Таблица 13
Измерение числа оборотов и колебаний угловой
скорости
Измеряемая величина Измерительное средство Точность измерения,%
Число оборо- тов дизеля, об/мин Суммарный счетчик оборотов и секундо- мер Динамический (ме- ханический, электри- ческий, индукцион- ный) тахометр Стробоскопический тахометр Частотный тахо- метр (электрический, электронный) Механический тахо- скоп Электронный тахо- скоп ± (0,2—0.5) ± (1,0-8,0) ± (1,0—8,0) ± (0,2-0,5) ± (0,5-2,0) ± (0,01—0,2)
Число оборотов турбокомпрес- сора, об/мин Динамический (эле- ктрический, индук- ционный) тахометр Стробоскопический тахометр Частотный тахо- метр (измеритель ча- стоты, электронный частотометр, прибор скорости счета) ± (1,0—4,0) ± (1,0—8,0) ± (0,2-0,5)
558
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Продолжение табл. 13
Измеряемая величина Измерительное средство Точность измерения,%
Число оборо- тов турбоком- прессора, об/мин Электронный тахо- скоп (декадное или бииорное пересчетное устройство) ± (0,01—0,2)
Изменение уг- ловой скорости вала дизеля при переходном ре- жиме, об/мин Датчик угловой скорости и магнито- электрический осцил- лограф ± (3-6)
Колебания уг- ловой скорости вала дизеля, % Механический тахо- граф Электрический или электронный тахо- граф и магнитоэлек- трический осцилло- граф ± (2—5) ± (0,2—1,0)
Изменение уг- ловой скорости вала турбоком- прессора при переходном ре- жиме, об/мин Датчик угловой скорости и магнито- электрический осцил- лограф ± (3-6)
Колебание уг- ловой скорости вала турбоком- прессора, % Электронный ча- стотный тахограф и магнитоэлектриче- ский или электрон- ный осциллограф ± (0,2-2,0)
Таблица 14
Измерение давлений
Измеряемая величина Измерительное средство Точность измерения,%
Давление в ци- линдре, кГ/см* н течение цикла Механический ин- дикатор Пневмоэлектриче- ский стробоскопиче- ский индиктор Электронный (пье- зокварцевый, емко- стный, индуктивный, индукционный, тензо- метрический) индика- тор М агнитоэ лектриче- ский или электрон- ный осциллограф ± (3-5) ± (2-3) ± (2-3)
Продолжение табл. 14
Измеряемая величина Измерительное средство Точность измерения,%
максимальное и сжатия Механический ин- дикатор II невмоэлектриче- ский стробоскопиче- ский индикатор Электронный (пье- зокварцевый, емкост- ный, индуктивный, индукционный, тензо- метрический) инди- катор Магнитоэлектриче- ский или электрон- ный осциллограф М анометрический пли пружинный ма- ксиметр Ппсвмоэлектриче- ский максиметр Электронный ма- ксиметр ± (3—5) ± (2-3) ± (2-3)
Давление пу- скового воздуха в период пуска, кГ/см2 или мм жидк. ст. в течение ци- кла Ппевмоэлектриче- скпй стробоскопиче- ский индикатор Электронный (емко- стный н др.) индика- тор Магнитоэлектриче- ский или электрон- ный осциллограф ± (8-10) ± (3-6)
среднее по времени Пружинный или жидкостный манометр Манометрический датчик А втоматический электронный само- писец ±(1,5)
Давление отра- ботавших газов, кГ/см2 или мм жидк. ст. Пневмоэлектриче- ский стробоскопиче- ский индикатор Электронный (емко- стный и др.) инди- катор ± (8-10) ± (3-5)
М агнитоэлектри- ческий или электрон- ный осциллограф
МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЯ ПРИ ИСПЫТАНИИ ДИЗЕЛЕЙ
559
Продолжение табл. 14,
Измеряемая величина Измерительное средство ' Точность измерения,%
Давление в картере, мм жидк. ст. Пружинный мано- метр Жидкостный мано- метр ±1,5 + 5 мм жидк. ст.
Давление ох- лаждающего воз- духа, мм жидк. ст. Жидкостный мано- метр + 5 ЛЬМ жидк. ст.
Давление ох- лаждающей во- ды, кГ/см2 Пружинный мано- метр Манометрический датчик Автоматический электронный само- писец ±4 ±1,5
Давление мас- ла, кГ/см2 Пружинный мано- метр Манометрический датчик Автоматический электронный само- писец ±4 ±1,5
Давление топ- лива в трубо- проводе высоко- го давления, кГ/см* Электронный (пье- зокварцевый, емко- стный, индуктивный, тензометрический) ин- дикатор Магнитоэлектриче- ский или электрон- ный осциллограф ±3
Давление от- крытия иглы форсунки, кГ/см* Пружинный мано- метр ±2,5
Давление топ- лива после топ- ливоподкачива- ющего насоса, кГ/сл»2 Пружинный мано- метр М анометрический датчик Автоматический электронный само- писец ±4 ±1,5
Таблица 15
Измерение температуры
Измеряемая величина Измерительное средство Точность измерения,%
Температура воздуха на впу- ске, °C « Жидкостный термо- метр Манометрический термометр Термопара и мил- ливольтметр или по- тенциометр (с ручной наводкой, автомати- ческий электронный самопишущий) Термометр сопро- тивления и логометр или автоматический электронный самопи- шущий мост ± (0,5-1,5) ±2,5 ±1 ±2
Температура отработавших га- зов, °C в пределах цикла Малоинерционный термометр сопротив- ления с электронным блоком и магнито- электрический или электронный осцил- лограф Малоинерционная термопара с электрон- ным блоком и маг- нитоэлектрический или электронный по- тенциометр ±4 ±6
средняя по времени Жидкостный термо- метр . Манометрический термометр Термопара и мил- ливольтметр или по- тенциометр (с ручной наводкой, автомати- ческий электронный самопишущий) Термометр сопро- тивления и логометр или автоматический электронный само- пишущий мост ± (0,5-1,5) ±2,5 ±1 ±2
Температура охлаждающего воздуха, °C Жидкостный термо- метр Манометрический термометр ± (0,5-1,5) ±2,5
560
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Продолжение табл. 15
Измеряемая величина Измерительное средство Точность измерения,%
• Температура охлаждающего воздуха, °C Термопара и мил- ливольтметр или по- тенциометр (с ручной наводкой, автомати- ческий электронный самопишущий) Термометр сопро- тивления и логометр или автоматический электронный само- пишущий мост =Ы - ±2
Таблица 16
Измерение расходов
Измеряемая величина Измерительное средство Точность измерения,%
Расход топли- ва, кГ/ч Расход масла, кГ/ч Расход возду- ха, кГ/ч Расход охлаж- дающего возду- ха, кГ/ч Проток охлаж- дающей воды, кГ/ч Проток масла, кГ/ч * Для дизелей с допускается увеличы измерений до ±10% Весы (циферблат- ные, чашечные) и секундомер Массовый расхо- домер Мерный сосуд и секундомер Объемный расходо- мер и ареометр Весы и часы или секундомер Мерный бак и часы или секундомер Нормальные сужи- вающие устройства и приборы для изме- рения давления и температуры воздуха Нормальные сужи- вающие устройства и приборы для изме- рения давления и температуры воздуха Расходомер и се- кундомер Нормальные сужи- вающие устройства и термометр Мерный бак и се- кундомер Расходомер и се- кундомер Мерный бак и се- кундомер общим расходом масла » 1ие предельной допустимой ± (0,2-0,5) ± (0,5—1,0) ±1 ±1 ±5* ±7 Согласно правилам № 27-54 Согласно правилам № 27-54 ±3 ±3 ±4 ±3 ±4 гевее 5 кГ/ч погрешности
Таблица 17
Измерение прочих параметров
Измеряемая величина | Измерительное средство 1 Точность измерения
Опережение впрыска топли- ва действитель- ное, ° поворота коленчатого ва- ла: на дизеле на стенде (от- носительное запаздыва- ние впры- ска) Электронный (пье- зокварцевый, емкост- ный, индуктивный, тензометрический) индикатор давления Электронный (ем- костный, индуктив- ный) индикатор пере- мещения иглы фор- сунки Магнитоэлектриче- ский или электрон- ный осциллограф ±1° пово- рота ко- ленчатого вала
Электронный (пье- зокварцевый, емкост- ный, индуктивный, тензометрический) ин- дикатор давления Электронный (емко- стный, индуктивный) индикатор перемеще- ния иглы форсунки Магнитоэлектриче- ский или электрон- ный осциллограф Стробоскоп ±1° пово- рота колен- чатого вала
Продолжитель- ность подачи топлива, ° пово- рота коленчатого вала: па дизеле па стенде Электронный (пье- зокварцевый, емко- стный, индуктивный) индикатор перемеще- ния иглы форсунки Магнитоэлектриче- ский или электрон- ный осциллограф ±2° пово- рота колен- чатого вала
Электронный (пье- зокварцевый, емко- стный, индуктивный) индикатор перемеще- ния иглы форсунки Магнитоэлектриче- ский или электрон- ный осциллограф Стробоскоп ±2° пово- рота колен- чатого вала
Степень дым- ности отработав- ших газов, % Проточный фото- метрический дымомер Устройство для от- бора и фильтрации проб Фотометр Не регла- менти- руется
Состав выхлоп- ных газов, % Газоанализатор ручной (для частич- ного и полного ана- лиза) Не регла- менти- руется
МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЯ ПРИ ИСПЫТАНИИ ДИЗЕЛЕЙ
561
Продолжение табл. 17
Измеряемая величина Измерительное средство Точность измерения, %
Состав выхлоп- ных газов, % Газоанализатор электрический (элек- тронный) для частич- ного анализа Трометрическая и колориметрическая установки Не регла- менти- руется
Представляется обоснованным, что в таблицах при-
ведены методы измерения лишь основных величин и
опущены параметры, определяемые расчетом (мощность
и т. д.), а также параметры не требующие специальной
аппаратуры (фазы газораспределения, продолжитель-
ность пуска и пр.) или являющиеся общетехническими
(шумность, напряжение).
Перечень методов измерений включает только те,
которые бцробировавы практикой. Естественно, что
в ряде случаев не только допустимо, но и необходимо
применять и другие (новые, более грубые или более
точные) методы.
Все методы, приведенные в таблицах, подробно из-
ложены в специальной литературе.
ЛИТЕРАТУРА
1. Ав ру нин А. Г. Тепловозный дизель 2Д100. М., Все-
союзное издатполиграфобъединение МПС, 1963 315 с.
2. Байков Б. П. и Соколов В С Из опыта ЦНИДИ
по оборудованию экспериментальных стендов для исследования
рабочих процессов дизелей. Л., ОТИ ЦНИДИ, 1960, с. 23—38
(ЦНИДИ М 39).
3. В а р л а м о в Л И. Истытательные станции поршневых
и газотурбинных двигателей. М., Машгиз, 1963 172 с.
4. Б о л ч о к Л. Я. Методы измерений в двигателях вну-
треннего сгорания. М. —Л., Машгиз, 1955. 271 с.
5. Временные технические условия на обкатку, сдаточные
испытания и осмотр дизель-генераторов 11Д45-ТД-749 Коломен-
ского завода им. В. В. Куйбышева. 1962. 32 с.
6. Гавриленко Б. А , М и н и н В. А. и О л о в н и-
ко в Л. С. Гидравлические тормоза. М., Машгиз, 1961. 243 с.
7. Г л а г о л е в Н. М. Испытания двигателей внутреннего
сгорания. Харьков, Изд-во Харьковского университета, 1958.
8 ГОСТ 10 448—63 Дизели стационарные, судовые и тепло-
возные. Методы заводских испытаний.
9' . ГОСТ 7433—55. Дизели стационарные и судовые. Методы
испытаний.
10. ГОСТ 10 150—62. Дизели стационарные, судовые и тепло-
возные. Технические требования.
11. ГОСТ 10 032—62. Агрегаты дизель-электрические стацио-
нарные, передвижные и судовые. Технические требования к авто-
матизации.
12.. Г о р д е е в П. А. Испытания судовых двигателей вну-
треннего сгорапия. Пособие по лабораторным работам. Л.,
Изд-во кафедры ДБС, ЛКИ, 1960 128 с.
13. Дейч Р. С. Установка для исследований переходных
процессов двигателей с регулируемыми турбокомпрессорами.
ЦНИДИ.
14 Евангулов Л. Б. Некоторые вопросы проектирова-
ния и эксплуатации гидротормозного динамометра. Рабочие про-
цессы тепловых двигателей. М , Оборонгиз, 1962. е. 105—135.
15. Единая методика измерений при испытании дизелей.
Проект, 1962.
16. Инструкция по обкатке дизель-генератора 2Д100,
2Д100-ИНЗ-1.
17. Кац С. М. Балансирные динамометры для измерения
вращающего момента. М. —Л., Госэнергоиздат, 1962. 144 с.
18. Корчагин М. И. Измерение мощности судовых дви-
гателей внутреннего сгорания. М., Мориздат. 1956 147 с.
19. Петровский Н. В. Теплотехнические испытания
судовых двигателей внутреннего сгорания. М-, Мориздат, 1956.
235 с.
20. С и м а н о в и ч Г. М. Истытание двигателей дизеля.
Л. — М., ОНТИ, 1937. 209 с.
21. С и м с о н А. 9., Сименко Н. П. и др. Испытания
тепловозных и судовых дизелей типа Д100. М., Машгиз, 1960.
264 с.
22. Сороко-Новицкий В. И. Испытания автотрак-
торных двигателей. М , Машгиз, 1955 531 с.
23. Справочные данные по электрооборудованию ЦНИИТ-
маш. М., Машгиз, 1959.
24. Ц ы р к и н М. И. и Капитанский В. М.
Системы дистанционного управления главными судовыми
дизелями. Л., Судпромгиз, 1961. 247 с.
25. Я к о в ц е в Г. А. и С е р д ю к в. К. Испытания быстро-
ходных дизелей. Киев — Москва, Машгиз, 1950. 88 с.
36 Заказ 1630.
РАЗДЕЛ ВОСЬМОЙ
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
ГЛАВА I
РАБОЧИЙ ЦИКЛ, СПЕЦИАЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ И УСТРОЙСТВА
На первых этапах своего практического развития
идея использования горючих газов в дизелях осущест-
влялась темп же способами, которые были приняты
и для перевода па газ карбюраторных двигателей,
а именно: изменялась степень сжатия двигателя; для
компенсации падения мощности изменялся литраж
двигателя путем увеличения диаметра цилиндра и по-
вышалось число оборотов. Система топливоподачи
заменялась системой электрического зажигания, что
по существу приводило к созданию нового двигателя.
Работы, проведенные в СССР в области изыскания
и использования способов работы дизеля на газообраз-
ном топливе с обязательным сохранением преимуществ
дизеля (высокая степень сжатия и самовоспламенение
заряда в цилиндре), показали, что использование не-
большого количества жидкого топлива в качестве «за-
пального» наиболее целесообразно и практически позво-
ляет осуществить работу дизеля на газообразном топ-
ливе по так называемому газожидкостному циклу.
Перевод дизелей на работу по газожидкостному цик-
лу, с подводом газа в течение хода всасывания и с ча-
стичной присадкой жидкого топлива в конце хода сжа-
тия, обладает рядом преимуществ, так как не требует
большой переделки двигателя и устраняет необходи-
мость в установке электрического зажигания.
Мощность двигателя при этом сохраняется, а в от-
дельных случаях может быть увеличена, если двигатель
в состоянии выдерживать повышенные механические
и тепловые нагрузки.
Двигатель становится более экономичным, чем при
сгорании при постоянном объеме с воспламенением
горючей смеси от электрической искры, и сохраняет
возможность быстрого перевода с одного вида топлива
на другой.
В соответствии с решениями XXII съезда КПСС добы-
ча природного газа на ближайшие 20 лет должна уве-
личиться в 14—15 раз. Создается мощная кольцевая
система газопроводов, объединяющая многие месторо-
ждения и крупные промышленные центры.
Производство сжиженных газов (без учета газов
нефтепереработки) к 1965 г. должно быть увеличено
примерно в 10 раз по сравнению с 1961 г.
Резко возрастает потребление газа в различных об-
ластях народного хозяйства [1 ].
Природный газ и нефтяные газы, являясь первоклас-
сным топливом для газодизелей, дают возможность
перевести на эти топлива не только местные энерго-
установки общего назначения, но и двигатели насосных
станций газопроводов, нефтяных промыслов и др.
Следует отметить, что газодизельный процесс в по-
следнее время начинает находить применение в пере-
водимых на газ свободнопоршневых генераторах газа
(на газоперекачивающих станциях) и свободнопоршне-
вых дизель-компрессорах. В табл. 1 приведены основ-
ные параметры некоторых типов современных газожид-
костных двигателей [2, 3, 4].
1. ПРИНЦИП РАБОТЫ
Работа дизеля на газообразном топливе может быть
осуществлена тремя методами.
По первому методу, предложенному Е. К. Мазингом,
в 1934 г., двигатель засасывает чистый воздух, а подача
газа осуществляется в конце такта сжатия. Самовоспла-
менение газовоздушной смеси происходит от высокой
температуры заряда в конце такта сжатия.
Опыты проводились на компрессорном четырехтакт-
ном двигателе мощностью 40 л. с. при 200 об/мин.
Высококалорийный газ из московской городской сети
теплотворностью 4080 ккал/нм3 подавался в компрес-
сор и далее поступал непосредственно к форсункам.
Регулирование подачи газа осуществлялось перепуском
его обратно во всасывающий трубопровод. Основной
трудностью работы двигателя по рассматриваемому
методу явилось ненадежное самовоспламенение вдува-
емого газа, которое удалось устранить лишь в резуль-
тате подсоса выхлопных газов.
Изложенный метод работы двигателя сложен, требует
дорогостоящих дополнительных устройств и единствен-
ным его преимуществом является отсутствие потребле-
ния жидкого топлива.
По второму методу — в двигатель всасывается чистый
воздух, а газ в сжатом состоянии в смеси с жидким
запальным топливом вдувается через форсунку в конце
такта сжатия; жидкое топливо облегчает воспламенение
газового топлива.
Подобный метод, например, был осуществлен в двух-
тактных двигателях завода «Нордберг» для работы
на природном газе с теплотворностью 9420 ккал/нм3.
В этих двигателях давление в конце сжатия соста-
вляло 35 кГ/см3. Газ подавался через форсунку при да-
влении 77 кГ/см3.
Расход жидкого запального топлива не превышал
7% от расхода топлива при работе двигателя по чисто
дизельному процессу.
Описанный метод достаточно эффективен только при
работе двигателя на газах высокой теплотворности.
По третьему методу — в двигатель всасывается гото-
вая газовоздушпая смесь, которая сжимается за ход
сжатия до температуры, превышающей температуру
самовоспламенения жидкого топлива. Подаваемое в ци-
линдр вслед за этим в небольшом количестве распылен-
РАБОЧИЙ ЦИКЛ, СПЕЦИАЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ И УСТРОЙСТВА
563
Основные параметры некоторых типов газожидкостных двигателей
Примечание Э кспер име нта льн ый В опытной эксплуатации С газотурбинным наддувом » » » » » > » » » » » » » » > С газотурбинным наддувом » » »
•Ь ’О -1Г/1ГВЯЯ ‘В1ГПЭ1 HOXOBd 1750 1700 1800 1780 1820 1620 1600
JWO/ эинэкавп эон -аитяэффе ээнПэДэ 3,8 3,8 ~6,0 -6,7 9,1 8,35 9,36 7,8 7,6 8,65 5,64 5,06 4,25 -13,9 -7,5
stsa/w ‘ШО BHmdon чюойоио ввнпэйэ 9,0 9,0 8,27 6,7 6,0 6,35 6,1 6,7 6,1 4,3 6,34 5,85 3,55— 7,10 7,20
D 8 1,20 1,20 1,05 1,10 1,5 1,32 1,25 1,40 1,42 1,22 1,47 1,45 1,24 1,20
Основные размеры BHmdon Сох 18,0 18,0 33,0 20,0 60,0 44,5 50,8 55,9 55,9 43,2 68,6 70,0 53,2 90,0
W3 ‘а вадиикий сНэивиД 15,0 15,0 31,8 18,0 40,0 33,6 40,7 39,4 39,3 35,6 45,7 48,0 43,2 74,9
Мощность Ne, л. с. (вМ/’э -у) БВЯЭНШ -ЙОП-ОНЧКЭДА 11,5 11,5 22,0 23,0 24,0 17,7 21,8 23,0 18,5 17,00 7,55 30,0 26,0 — 27,0 11,6— 13,2
вваоагникий 20 20 166 58 270 157 247 140 206 213 75 350 300- 316 280 — 480 510— 580
нвгпдо 120 240 1000 700 1450 7 85 197 5 2230 1650 3400 450 3500 1800— 1900 3852— 7703 6150- 7025
аохявл, оеоиь <4* *4< «Ф *4< <4* «Ф «41 *4< «3* 030104 03
Hnw/go окоиь ООООООООО 1 _О>О 1 1 co00
асхйгншгий О1ГОИЦ eo 03 co ci л cc to co co tooto co 03
Марка двигателя EH Q QO _ ooWT sQ я о I ИИ 03*4 °? И м s 2яя "Sig S.® > « - 1 1 £ 5. '-'Q0--.O3 opwww 4 1 aS QO’~QO"--r-'‘ £ £ III S $ _ « '•cor- b □ 1 1 1 & 9* aaa SSS g, £ aaa PP aag g a ЁГозУоз^ о о a> £ д о
ное жидкое топливо, попадая в нагретую и сжатую газо-’
вую смесь, самовоспламеняется.
Степень сжатия в двигателях, работающих по этому
методу, обычно устанавливается в пределах е = 11—18,
несколько повышаясь в двигателях быстроходного
тина.
Возможность применения в двигателях, работающих
по этому методу, малокалорийных генераторных га-
зов, получаемых в газогенераторных установках в ре-
зультате газификации твердого топлива, явилась весьма
важным экономическим фактором, способствующим рас-
ширению применения этих двигателей в различных
областях народного хозяйства.
Работы последних лет в области газовых двигателей
характерны появлением двигателей «тройного топлива»,
дающих возможность достаточно быстро переключаться
с чисто дизельного на газодизельный или чисто газовый
цикл. Форсунка в этом случае заменяется свечой зажи-
гания, а вместо топливного насоса устанавливается маг-
нето.
Важной чертой современного развития газовых дви-
гателей в целях повышения мощности и улучшения тех-
нико-экономических показателей является расширение
применения газотурбинного наддува [5].
В четырехтактных газовых двигателях это позволяет
увеличить среднее эффективное давление с 5,0—
5,5 кГ/см2 до 17 кГ/см2 (MAN), а в двухтактных до
8,5 кГ/см2.
2. ОСОБЕННОСТИ РАБОЧЕГО ЦИКЛА
Рабочий цикл дизеля, работающего на газе по газо-
жидкостному процессу, характеризуется тем, что в ци-
линдре двигателя во время такта сжатия находится
газовоздушиая смесь, а жидкое топливо вводится
в цилиндр в конце сжатия, и самовоспламеняясь, под-
жигает смесь.
В четырехтактном двигателе зарядка цилиндра газо-
воздушной смесью осуществляется путем засасывания
в цилиндр, а в двухтактном — путем продувки цилин-
дра готовой смесью или воздухом с последующим доба-
влением газа.
На фпг. 1 приведена диаграмма действительного
рабочего цикла смешанного сгорания для четырехтакт-
ного дизеля, работающего с грисадкой жидкого запаль-
ного топлива.
В этом цикле одна часть тепла подводится при V =
= const, а другая при р = const.
Приготовленная в смесителе газовоздушная смесь
поступает в двигатель по линии г — а, однако действи-
тельное поступление смеси начинается лишь в точке гх,
где давление меньше атмосферного. Сжатие смеси до
температуры ниже ее самовоспламенения протекает по
линии d — с. В конце сжатия газовоздушной смеси
в нее впрыскивается жидкое запальное топливо, кото-
рое и поджигает смесь.
По линии cz происходит горение при постоянном
объеме (V = const) с подъемом давления.
На участке zz' горение протекает приближенно при
постоянном давлении (р = const), после чего начинает-
ся процесс расширения с догоранием до точки z".
При расчете и проектировании новых двигателей при-
бегают к теоретическому построению диаграммы рабо-
чего цикла, контур которой отличается от действитель-
ного рабочего цикла (на фиг. 1 показан пунктиром)..
Газожидкостный цикл, обобщая частные случаи работы
газового двигателя и двигателя жидкого топлива,
характеризуется обычными зависимостями между его
параметрами, однако вследствие использования двух
топлив, совершенно различных по своим физическим
36*
564
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
свойствам, эти зависимости имеют несколько отличный
ВИД.
Сравнивая условия работы двигателя на жидком
топливе и на газе по газожидкостному циклу, остано-
вимся на параметрах: ра — давление, Та — темпера-
тура в конце всасывания. Так как при работе на газе
Фиг. 1. Диаграмма действительного рабочего
цикла смешанного сгорания для четырехтактного
дизеля, работающего по газожидкостному про-
цессу.
двигателю, в период всасывания, необходимо преодоле-
вать сопротивление газопроводов, включая газовый
смеситель, а при работе на генераторном газе и сопро-
тивление слоя топлива в газогенераторе, то в этом
случае давление всасывания ра при работе по газожид-
костному циклу будет ниже, чем при работе на жидком
топливе.
В связи с тем, что температура рабочей смеси в начале
всасывания будет выше температуры окружающего
воздуха, а также в силу того, что остаточные газы будут
отдавать тепло меньшему весовому заряду топлива,—
повысится температура Та в конце всасывания.
С изменением величин ра и Та изменится и величина
коэффициента наполнения.
Газовая смесь, поступающая в цилиндр двигателя
при работе ио газожидкостному циклу, в диапазоне
степеней сжатия е = 11—18 характеризуется значитель-
ным по величине коэффициентом избытка воздуха ар
равным для смеси газа и воздуха 1,4—2,2.
Выбор at меньше указанной величины может приве-
сти к самовоспламенению смеси в процессе сжатия.
Величина политропы сжатия пх для указанных выше
пределов коэффициента избытка воздуха at колеблется
в пределах 1,30—1,38.
Как указывалось выше, воспламенение сжатой
газовоздушной смеси в двигателе при установленной
величине коэффициента избытка воздуха происходит
в результате нагревания и самовоспламенения рас-
пыленного жидкого теплина.
Скорость горения зависит от качества смесеобразова-
ния, температуры и свойств компонентов, входящих
в состав газа, и возрастает с увеличением температуры.
При небольшом количестве подаваемого жидкого за-
: пального топлива скорость горения в камере опреде-
ляется в основном скоростью горения газовых компо-
нентов.
При работе двигателя по газожидкостному процессу
на полной нагрузке величина коэффициента избытка
воздуха при сгорании и расширении аа составляет
1,2-1,8.
Исследования тепловозного двигателя Д50 при ра-
боте но газожидкостному процессу показывают, что
оптимальные результаты работы двигателя и высокая
экономичность могут быть достигнуты при величине
а2 = 1,7 и расходе жидкого запального топлива менее
20% от полного расхода жидкого топлива двигателем.
Работа с большими расходами жидкого запального
топлива приводит к увеличению догорания в процессе
расширения и к снижению индикаторного к. п. д. дви-
гателя.
Весьма важным элементом рабочего процесса двига-
теля с газожидкостным процессом является величина
угла опережения <р впрыска жидкого запального
топлива. Экспериментальный материал, подтверждая
наличие значительного запаздывания самовоспламене-
ния при впрыскивании топлива не в среду чистого воз-
духа, а в газовоздушную смесь, в то же время пе дает
возможности заранее установить величину <р для раз-
ных типов двигателей. В основном величина <р обусло-
вливается степенью сжатия и числом оборотов двигателя
при допустимом давлении сгорания и коэффициенте
избытка воздуха.
Практически величину утла опережения впрыска
для каждого типа двигателя следует подбирать экспе-
риментально, имея в виду, что оптимальная величина
угла <р должна соответствовать наибольшей мощности
и экономичности двигателя при умеренных давлениях
вспышки.
Например, при испытании двигателя Дб ДГ [6] ве-
личина угла опережения впрыска установлена в 40°,
причем максимальное давление в цилиндре составляет
около 60 ати при температуре выпускных газов
около 380° С. Индикаторные диаграммы при этом пока-
зывают, что процесс видимого сгорания при угле опере-
жения в 40° заканчивается наиболее близко
к в. м. т.
Процесс расширения в газожидкостном цикле обычно
принимают политропическим со средним показателем
политропы п2, постоянным для всего хода расширения.
Величину п2 принимают иногда равной среднему по-
казателю адиабаты к'2.
Ввиду того что газожидкостный процесс осущест-
вляется обычно при степенях сжатия более высоких,
чем в чисто газовых двигателях (при одновременном на-
личия большого количества очагов воспламенения),
скорость сгорания в этом случае больше.
Догорание газа на линии расширения может иметь
место при значительных дозах присадки жидкого за-
пального топлива и увеличении коэффициента избытка
воздуха ар и угла опережения впрыска <р.
Практически показатель политропы расширения п2,
для газожидкостного цикла может быть принят в пре-
делах 1,20 — 1,28.
Большое значение в деле расширения применения га-
зодизелей имеет применение факельного зажигания га-
зовоздушной смеси, осуществляемого запальным жидким
топливом. Этот способ важен для работы по газожидко-
стному циклу двухтактных дизелей во всем диапазоне
нагрузок и при параллельной работе, чего пе удавалось
достигнуть для двухтактных дизелей с обычным искро-
вым зажиганием.
РАБОЧИЙ ЦИКЛ, СПЕЦИАЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ И УСТРОЙСТВА
565
3. СПЕЦИАЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ И РЕГУЛИРУЮЩИЕ
УСТРОЙСТВА ГАЗОДИЗЕЛЕЙ
Благодаря особенностям рабочего процесса дизеля,
работающего по газожидкостному циклу, возникает
ряд практических задач.
К таким основным задачам при переводе дизеля с
жидкого топлива на газожидкостный цикл необходимо
отнести следующие:
1) выбор оптимальной формы камеры сгорания;
2) установление необходимой величины степени сжа-
тия в соответствии с необходимыми параметрами конца
сжатия;
3) определение необходимой величины угла опере-
жения впрыска жидкого запального топлива;
4) создание газосмесительных органов;
5) создание системы регулирования мощности двига-
теля путем воздействия регулятора на количество газа,
поступающего в цилиндр двигателя на один цикл;
6) приспособление или замена топливной аппара-
туры.
Следует указать, что для каждого конкретного типа
двигателя, переводимого на газожидкостный цикл,
необходимые конструктивные изменения определяются
в первую очередь конструктивными особенностями
данного двигателя и, кроме того, зависят от тактично-
сти, способа распыливания топлива, формы камеры сго-
рания, фаз, газораспределения и др.
Камеры сгорания
Газовоздушная смесь, поступающая за время хода
сжатия в цилиндр газожидкостного двигателя, воспри-
имчива к резким изменениям формы камеры сгорания.
Перегрев выступающих частей камеры может нарушить
управление процессом и привести к преждевременному
воспламенению топливного заряда. Это должно учиты-
ваться при проектировании формы камеры сгорания
газожидкостного двигателя; простота формы камеры
Фиг. 2. Схемы неразде-
ленных камер сгорания:
а и б — одинарные ка-
меры непосредственного
впрыска; а — двойные
камеры, размещенные в
поршне.
сгорания и осуществление впрыска топлива ближе к оси
цилиндра приводят к улучшению процесса сгорания.
Наиболее благоприятными камерами, с точки зрения
их соответствия условиям газожидкостного процесса,
являются неразделенные (однополостные) камеры с за-
вихрением или без завихрения заряда.
Эти камеры (фиг. 2) не требуют никаких переделок
в случае перевода дизеля на газожидкостный процесс.
Перевод дизеля со сферической камерой сгорания
(фиг. 3) на газожидкостный процесс показывает исклю-
чительно хорошую приспособляемость этой камеры
для работы на смешанном топливе.
Фиг. 3. Сферическая камера сгорания
двигателя МАН.
На фиг. 4 приведены сравнительные данные, характе-
ризующие работу двигателя со сферической камерой на
жидком топливе и на газе, с присадкой жидкого запаль-
ного топлива.
Фиг. 4. Сравнительные характеристики
работы двигателя со сферической каме-
рой на жидком топливе и на газе с
присадкой жидкого запального топ-
лива: 1 — на жидком топливе; 2 —
газожидкостный процесс; 3 — расход
тепла газа; 4 — расход тепла жидко-
го запального топлива.
Как видно из приведенных данных, мощность дви-
гателя на газе при всех числах оборотов достигает
полной мощности двигателя на жидком топливе.
Удельный расход тепла, равный 1655—
1720 ккал)л. с- “, при всех числах оборотов является
примерно одинаковым как для работы на жидком то-
пливе, так и на газе с присадкой жидкого топлива в пре-
делах 14—18%.
На фиг. 5 приведена схема переделки камеры сгора-
ния двигателя со струйным распыливанием для работы
566
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛЙ)
по газожидкостному процессу. Налево изображена схе-
ма камеры с многодырчатой форсункой для работы па
жидком топливе, направо — измененная форма камеры
сгорания для работы по газожидкостному процессу
со штифтовой форсункой.
Результаты испытания этого двигателя показа ли,что
основным затруднением в организации рабочего про-
цесса является значительная задержка самовоспламе-
Фиг: б. Схема переделки камеры вихрекамер-
ного двигателя.
нения на высоких оборотах при небольшом количестве
запального топлива. Чтобы сохранить величину пери-
ода задержки самовоспламенения в допустимых преде-
лах, необходимо было работать с достаточно высоким
коэффициентом избытка воздуха, что приводило к сни-
жению теплотворности рабочей смеси скорости сгора-
ния и тем самым к снижению мощности двигателя.
Фиг. 6. Разрез верхней части цилиндра дизеля
ОМ65/3 с переделанной предкамерой.
Рациональное решение этого вопроса заключается
в увеличении угла опережения <р впрыска жидкого
запального топлива с 18° (до в. м. т.) при низком числе
оборотов до 34° (до в. м. т.) при высоком числе оборотов.
Значительно большие неудобства встречаются при
применении разделенных (двухполостных) камер глав-
ным образом н связи с большим количеством тепла,
аккумулирующегося в стенках предкамеры и
приводящего к преждевременному воспламенению
газовоздушной смеси.
Во всех случаях подлежит удалению перегородка
между предкамерой и цилиндром; это необходимо для
улучшения продувки при работе на газе, кроме того,
перегородки не выдерживают высоких темпера-
тур.
С устранением днища предкамеры не только удаляет-
ся наиболее горячее место из камеры сгорания, но и
дается свободный проход для запального жидкого
Фиг. 7. Цилиндровая крышка двигателя переве-
денного на газожидкостный процесс.
топлива. Боковое расположение предкамеры при пере-
воде двигателя на газ менее удобно, чем центральное.
Ра.зл> чают два вида предкамер: неохлаждаемые и ох-
лаждаемые. На фпг. 6 приведена схема переделки пред-
камерного двигателя с неохлаждаемой предкамерой.
Переделка осуществлена удалением предкамеры и укре-
плением форсунки несколькими дополнительными дета-
лями. Положение предкамеры до переделки показано
пунктиром.
Следует указать, что удаление предкамеры не
устраняет недостатков камеры в целом с точки зрения
организации процесса сгорания.
В связи с этим предельное обогащение смеси в
предкамерном двигателе ниже, чем у двигателя со
струнным распиливанием.
Па фиг. 7 приведена головка цилиндра предкамер-
ного двигателя, переведенного на работу по газожидко-
стному процессу. До перевода двигателя на газ объем
камеры сжатия складывался из объема предкамеры,
расположенной в крышке цилиндра, и собственного
объема камеры сжатия.
Для условий работы двигателя на газе в предкамеру
вставлена форсунка, которая закрывает канал для со-
единения предкамеры с цилиндром. Форсунка в связи
с этим подает запальное жидкое топливо непосредствен-
но в цилинш) двигателя; объем предкамеры исключен
из общего объема камеры сжатия. Для сохранения не-
обходимого объема камеры сжатия между крышкой и
рабочей втулкой вставлено промежуточное кольцо
высотой 9 мм.
РАБОЧИЙ ЦИКЛ, СПЕЦИАЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ И УСТРОЙСТВА
567
В целях уменьшения влияния нагрева предкамеры
на процесс работы двигателя на газе иногда вводят
искусственное охлаждение предкамеры. В этом случае,
например в камере двигателя ВВМ, полость предка-
меры, отделенная от основного пространства сжатия
узкой горловиной, отключается с помощью цилиндри-
ческой вставки, охлаждаемой водой.
Вода поступает через сверление и выходит через от-
верстие, ранее служившее для пускового запального
патрона. Отверстие предкамеры заглушено.
В связи с таким устройством исключается наиболее
нагретая часть пространства сгорания и обеспечивается
подача жидкого запального топлива в центральные об-
ласти газовоздушного топливного заряда.
На фиг. 8 приведена схема приспособления воздуш-
ной камеры для работы по газожидкостному процессу.
Фиг. 8. Схема воздушной камеры для
работы по газожидкостному процессу.
Это приспособление заключается в заглушке воздуш-
ной*^гамеры и увеличении объема камеры горения за
счет установки прокладки между крышкой двигателя
и цилиндровой втулкой.
На фиг. 9 приведен разрез по крышке цилиндра га-
зожидкостного двигателя «Рустон», показывающий
раздельный впускной газовый канал.
Фиг. 9. Разрез по цилиндровой
крышке, показывающий раздельный
впускной газовый канал.
Воздушный канал расположен внутри отливки остова
двигателя, газовый трубопровод находится вне двига-
теля. Оба трубопровода, воздушный и газовый, соеди-
няются в цилиндровой крышке при помощи колена
с двумя клапанами: воздушным и газовым, с устано-
вленными в них регулировочными заслонками. За-
слонка газового канала соединена тягой с регулятором
скорости вращения двигателя.
Газовый клапан, как это видно из приведенной схемы,
установлен на стержне впускного клапана. Клапаны
приводятся в действие при помощи толкателей от ку-
лачков распределительного вала, цривод распредели-
тельного вала осуществляется цепью от коленчатого
вала.
В газожидкострых двигателях с наддувом «Вортин-
гтон» в каждой крышке цилиндра во впускном
Фиг. 10. Кривые изменения коэффициента пода-
чи т]нас топливного насоса ККАЗ.
трубопроводе установлен дополнительный газовый кла-
пан, управляемый кулачком. Через этот клапан в кон-
це перекрытия подается под давлением газ. На двига-
телях без наддува такого газового клапана нет, и газ
засасывается через впускной клапан вместе с воздухом.
Около каждой крышки цилиндра двигателя, работа-
ющего по газожидкостному циклу, помещен клапан
отмеривающий количество газа, управляемый регуля-
тором. Отмеривающий клапан имеет цилиндрическую
форму и перекрывает большое количество отверстий,
предусмотренных для широкого диапазона регулиро-
вания количества подаваемого газа. Кроме того, на
двигателях, работающих по газожидкостному процессу
в выхлопном трубопроводе, установлен клапан регули-
ровки подачи воздуха. В зависимости от температуры
выхлопных газов, которая меняется в пределах 326—
350° С, клапан воздействует на заслонку в трубопро-
воде, идущем от турбовоздуходувки к двигателю. При
работе на жидком топливе расход тепла составляет
1700 ккал/а. л. с. ч, а термический к. п. д. —38%;
при работе по газожидкостному процессу —
1700 ккал/а. л. с. ч., к. п. д. —39%, при работе на газе
с электрозажиганием —1660 ккал/а. 'л. с. ч, к. п. д. —
38,6%.
Одним из важных вопросов перевода дизелей на газо-
жидкостный процесс является определение степени
сжатия; при этом для разного типа двигателей вопрос
о выборе степени сжатия должен решаться по-разному.
Решающую роль в этом вопросе играют величины
максимальных давлений сгорания и связанные с этим
нагрузки на кривошипно-шатунный механизм.
Степень сжатии е выбирается с таким расчетом, чтобы
существовало неравенство между температурами
Т ж < Тс < Т ев у
где Тж — температура самовоспламенения смеси воз-
духа с жидким топливом;
Тс — температура рабочего тела в конце сжатия;
Тгв — температура самовоспламенения газовоздуш-
ной смеси.
568
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
На основании лабораторных исследований и произ-
водственных работ следует указать на общее правило
некоторого снижения степени сжатия у двигателей
с самовоспламенением при переводе их на газожидкост-
ный процесс.
У дизелей максимально допустимая степень сжатия
на газе с присадкой жидкого запального топлива зави-
сит от способа смесеобразования. Например, в предка-
мерных двигателях повышенного сжатия в случае
их перевода па газожидкостный процесс требуется сни-
жение степени сжатия. Действительно, при уменьшен-
ной степени сжатия увеличивается объем камеры сжа-
тия на величину т, равную разности объемов Vc —Vc,
где Vc — объем камеры сжатия при сниженной степени
сжатия е. Если выразить объем камер сжатия через
степень сжатия и рабочий объем Va, описываемый порш-
нем, то получим:
В случае продувки камеры сжатия в начале зарядки
рабочей смесью получим, что с уменьшением степени
сжатия происходит увеличение объемного и весового
заряда рабочей смеси. Это обстоятельство приводит
к увеличению цилиндровой мощности при неизменном
ходе поршня.
Прирост мощности Negun в процентах может быть оп-
ределен следующим образом:
m I 4 4
^„ = 100^ = 100(^-1-^
В двигателях со струйным и вихревым смесеобразова-
нием практически возможна работа на газе при сте-
пени сжатия 16—20, в зависимости от быстроходности
и размеров двигателя. Опыты подтверждают, что без
изменения степени сжатия (е = 13) успешно работают
по газожидкостному процессу двигатели 4 442,5/60 и
4426/38.
В двигателях с предкамерным смесеобразованием
максимально допустимая степень сжатия не должна
превышать 14—15.
Практически снижение степени сжатия осуществляет-
ся путем установки прокладок между цилиндром и
крышкой (с одновременной переделкой некоторых дета-
лей привода к клапанам), а также путем укорочения
шатуна, замены поршня или крышки цилиндра.
При наличии у шатуна отъемной мотылевой головки
обычно прибегают к уменьшению числа прокладок или
фрезерованию тела шатуна в месте разъема.
Топливоподача
В газожидкостном двигателе подача жидкого запаль-
ного топлива, необходимого для воспламенения газовоз-
душной смеси, осуществляется топливным насосом.
В настоящее время в среднем расход жидкого за-
пального топлива составляет 15—20% от количества
топлива, подаваемого насосом при работе двигателя
только на жидком топливе, и лишь в отдельных слу-
чаях снижается до 7%.
Установление минимальной подачи жидкого запаль-
ного топлива, обеспечивающей падежное воспламене-
ние газовоздушпой смеси в двигателе, осуществляется:
а) некоторыми конструктивными изменениями устана-
вливаемого на двигатель основного топливного насоса;
б) установкой насосов специальной конструкции с ши-
роким диапазоном регулирования и в) установкой
дополнительных насосов с малой подачей. ,
При приспособлении существующих на двигателе
насосов следует иметь в виду, что расход запального
жидкого топлива зависит от типа топливного насоса,
метода регулирования подачи топлива и подбора его
наивыгодпейшего количества на различных нагрузках,
от тщательности ухода за насосом и калорийности газа.
Золотниковые топливные насосы типа ККАЗ, 38-К-8
и другие допускают подачу меньшего количества за-
пального топлива, чем насосы, регулируемые отсеч-
ными клапанами, так как в них начало подачи насту-
пает при значительной скорости плунжера.
Так как на малых подачах отсечной клапан большую
часть времени остается открытым, то в этом случае
всасывание происходит и через всасывающий и через
отсечной клапаны; возможно попадание пузырьков
воздуха в рабочую полость насоса, что вызывает пере-
бои в нагнетании. Для предотвращения этих явлений
необходимо при работе по газожидкостному процессу
разделять всасывающий и нагнетательный трубопро-
воды топливного пасоса.
При переводе в ЦНИДИ на газожидкостный процесс
вихрекамерного двигателя 410,5/13 переделка топлив-
ного насоса заключалась в замене плунжера 6,5 мм
на 6,0 мм с целью обеспечения минимальной подачи
жидкого топлива.
Однако следует иметь в виду, что при установке плун-
жеров меньшего диаметра работа двигателя на полной
мощности только на жидком топливе становится уже
невозможной.
При переводе двигателя В2-300 на природный газ
топливный насос регулировался таким образом, что раз-
ница подачи топлива двух любых пар плунжеров пе пре-
вышала 3—4% на максимальной мощности (на газе).
Работа элементов топливной аппаратуры на режиме
холостого хода не всегда протекает нормально, вызы-
вает перебои и неравномерное распределение нагрузки
по цилиндрам.
Пропуски и утечки топлива через неплотности
являются наиболее характерными трудностями в на-
стройке работы топливной системы; чем меньше при
этом количество подаваемого насосом топлива, тем
больше относительное влияние утечек.
На фиг. 10 нанесены кривые изменения коэффициента
подачи T),iaC насоса ККАЗ. 4ем меньше количество
подаваемого топлива на цикл, тем меньше и коэффи-
циент подачи. Например, при п,г = 600 об/мин и ДРнас=
= 100 мм3/цикл коэффициент подачи т)„ас — 53%.
С увеличением количества подаваемого топлива до
160 мм3/цикл коэффициент подачи повышается до 71%,
что объясняется более полным использованием рабочего
хода плунжера.
Проведенные ЦНИИ железнодорожного транспорта
исследования одной секции топливного насоса на по-
дачу топлива в зависимости от положения рейки на-
соса h, числа оборотов вала п и давления затяжки
пружины иглы форсунки рф показали (фиг. 11), что
устойчивая зона работы насоса находится в пределах
передвижения рейки 12,2—24 мм. Если рейка занимает
положение менее 12,2 мм, то насос может давать про-
пуски, что для двигателей, работающих по газожидко-
стному процессу, крайне нежелательпо [7].
При переводе на газожидкостный процесс дизелей
со струйным и вихревым смесеобразованием угол опе-
режения впрыска топлива приходится уменьшать;
наоборот в дизелях с разделенными камерами (предка-
мерные, воздушнокамерные и др.) его приходится уве-
личивать.
РАБОЧИЙ ЦИКЛ, СПЕЦИАЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ И УСТРОЙСТВА
569
Для примера можно привести следующие экспери-
ментально установленные величины угла опере-
жения впрыска <р для дизелей, переведенных
на газожидкостный процесс.
Двигатель ЗД6-ГД ........40° до в. м. т.
> 6БК-43 ........15° » »
Фиг. 11. Кривые подачи топливным насосом в
зависимости от положения рейки и числа оборо-
тов: 1 — п = 470 об/мин; р$ — 275 ат; 2 — п =
= 740 об/мин; р$ = 220 ат; 3 — п = 275 об/мин;
Рф = 275 ат; 4 —п = 275 об/мин; Рф = 220 ат.
Коренное улучшение и значительное повышение эко-
номичности работы по газожидкостному процессу до-
стигается установкой второго дополнительного насоса
небольшой производительности и форсунки малых раз-
меров.
В этом случае обеспечивается возможность работы
двигателя на жидком топливе с главным (основным)
топливным насосом и по газожидкостному процессу
с дополнительным насосом. Например, специальные
топливные насосы типа ККАЗ, обеспечивая подачу
топлива от 150 до 450 мм3/ход, в зависимости от раз-
мера плунжера, числа оборотов и давления открытия
иглы форсунки, могут быть установлены на двигателях
с цилиндровой мощностью до 50 л. с.
На фиг. 12 приведена принципиальная схема
элементов механизма регулирования и управления
Двигателем при наличии двух самостоятельных топ-
ливоподающих систем.
В качестве примера газожидкостных двигателей
с двумя топливными насосами можно привести судовой
двигатель 6ГСЧ28/45 мощностью 400 а. л. с. Один
насос служит для подачи топлива при работе только
на жидком топливе, а другой — для подачи запального
топлива при работе двигателя по газожидкостному
процессу. Оба топливных насоса блочные, золотнико-
вого типа, со своими кулачковыми валиками, с регули-
рованием количества подаваемого топлива путем по-
ворота плунжера.
Оба топливных насоса соединяются с форсункой
через тройник с обратным клапаном (фиг. 13), служа-
щим для отключения нагнетательного трубопровода
топливного насоса для работы двигателя на жидком
топливе.
На фиг. 13 приведена схема форсунки этого двигателя
закрытого типа с миогодырчатым распылителем.
Объединение функций двух топливных насосов
в двигателях двойного топлива осуществлено в топлив-
ном насосе с двумя плунжерами (фиг. 14), который
обеспечивает: а) точную дозировку жидкого запального
топлива при работе по газожидкостному процессу;
б) быстрый переход на полную подачу при работе дви-
гателя на жидком топливе; в) впрыснутое плунжером
малого диаметра за относительно длительный период
времени запальное топливо качественно распиливается,
что уменьшает возможность детонации; г) снижение
давления воспламенения, температуры выхлопных га-
зов и расхода запального топлива.
При переводе двигателя на сжиженный газ последний
может впрыскиваться в двигатель при помощи стандарт-
ной топливной аппаратуры, однако при этом следует
учитывать различные удельные веса жидкого топлива
и сжиженного газа.
Для надежного воспламенения рекомендуется к сжи-
женному газу прибавлять некоторое количество (5—7%)
нефтяного жидкого топлива.
На фиг. 15 приведена схема устройства для впрыска
сжиженного газа в дизеле, работающем по газожидко-
стному процессу.
Приборы смесеобразования и распределения газа
□о цилиндрам двигателя
Приборы смесеобразования должны обеспечивать:
подвод газа, подвод воздуха, необходимого для образо-
вания смеси, и выпуск готовой газовоздушной смеси.
В дальнейшем эта смесь поступает во всасывающий кол-
лектор, к которому в большинстве случаев и присоеди-
няется смеситель.
В зависимости от взаимного направления потоков
воздуха и газа, необходимых для образования газо-
воздушной смеси, смесители бывают следующих типов:
1) с пересекающимися потоками воздуха и газа:
простые (фиг. 16, а) и струйные (фиг. 16, б);
2) с параллельными потоками воздуха и газа: простые
(фиг. 16, в) и эжекционные (фиг. 16, г).
Принципы работы смесителей ясны из приведенных
на фиг. 16 схем Конструктивное выполнение смесите-
лей видно из приводимых фигур.
В мпогоцилипдровых газовых двигателях небольшой
мощности обычно устанавливается на всасывающий
коллектор один общий смеситель, из которого питаются
газовоздушиой смесью все цилиндры.
У переводимых на газ двухтактных нефтяных двига-
телей с кривошипно-камерной продувкой и зарядкой
газовоздушной смесью смеситель непосредственно при-
соединяется к картеру двигателя.
На фиг. 17 представлена схема смесителя двигателя
6ГСЧ22/28 мощностью 150 л. с. Это смеситель с пересе-
кающимися потоками воздуха и газа с золотниковым
элементом. При пуске двигателя тяга 8 переставляется
в положение, при котором с помощью валика 1 и ше-
стерни 2 достигается максимальный подъем стакана
золотника 8 и клапана 3. В данном положении проре-
зи 6 в стакане золотника и 5 в его корпусе совпадут,
вследствие чего воздух будет проходить по ним в ка-
меру смешения 7. Газ будет поступать в камеру смеше-
ния через щелевое отверстие 4 и прорези в верхней
570
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
Фиг. 12. Схема механизма регу-
лирования газожидкостного дви-
гателя при наличии двух смеси-
тельных топливонодающих си-
стем: / — газоподводнщая тру-
ба; 2 — газовая заслонка, 3 —
тяга; 4 — скользящее коромыс-
ло, л — регулятор; в — воздуш-
ная заслонка; 7 — впускной
трубопровод; 8 — основная
форсунка; 9 — вспомогательная
форсунка; т — пружина. II —
вспомогательный топливный на-
сос; 12 — коромысло; 13 — ос-
новной топливный насос; 14 —
рычаг тяги коромысла; 15 —
упор; 16—тяга топливного
насоса; 17 — рычаг упора; 18 —
указатель; 19 — маховичок.
Фиг. 13. Схема соединений топливных насосов газожидкостного двигателя с форсункой.
РАБОЧИЙ цикл, специальные детали и устройства
571
Фиг. 15. Схема устройства для впрыска сжиженного
газа при работе по газожидкостному процессу; 1 —
топливный насос; 2 — кольцевой трубопровод; 3 —
холодильник; 4 — газовый редуктор; 5 — впускной
трубопровод; 6 —ввод сжиженного газа; 7 — трубо-
провод; 8—форсунка; 9—вход жидкого запального
топлива; 10 —топливный насос.
Фиг. 14. Единый топливный
насос для двигателя двой-
ного топлива с двумя плун-
жерами: 1 — канал для по-
дачи основного или запаль-
ного топлива в общий рас-
пыл ител ь; 2—вспомо га гел fa-
ный контрольный клапан
для принудительного регули-
рования вспрыска; 3 — по-
ложение деталей насоса для
обеспечения точного отме-
ривания запального топли-
ва; 4 — вспомогательный
плунжер малого диаметра
с удлиненным ходом для
точной дозировки запально-
го топлива по цилиндрам;
5 — гибкая саморегулирую-
щаяся муфта главного плун-
жера для привода плунжера
запального топлива.
Фиг. 17. Смеситель двигателя 6ГЧ22/28: 1 — валик; 2 — шестерня; 3 —клапан;
4 —щелевое устройство; 5, 6 —-прорези; 7 —камеры смещения; 8 —стакан зо-
лотника; 9—тяга; 10—рычаг; 11 — предохранительный клапан.
572
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
яасти золотника. Качественное регулирование рабочей
смеси осуществляется при помощи рычага 10. Назначе-
ние предохранительного клапана 11 — гашение взрыв-
ной волны в случае преждевременных вспышек рабочей
смеси в цилиндрах двигателя.
Фиг. 18. Схема газового смесителя с экономайзером: 1 — вход-
ной патрубок; 2 — дозирующая шайба экономайзера; 3 — основ-
ная дозирующая шайба; 4 — обратный клапан; 5 — корпус
воздушной горловины; в — диффузор с отверстиями для выхода
газа; 7 — корпус смесительной камеры; з — крышка экономай-
зера; 9 —пружина; 10 —клапан экономайзера; 11 —мембрана;
12 — корпус экономайзера; А — канал для прохода газа; Б —
вакуумная полость экономайзера; В — полость экономайзера;
Г — канал для прохода газа к дозирующей шайбе экономай-
зера.
В целях улучшения характеристики смесителя под-
вод газа для работы на холостом ходу осуществляется
выше дроссельной заслонки, а также вводится коррек-
торное устройство и экономайзер.
Фиг. 19. Схема газосмесительного устрой-
ства с точной регулировкой смеси.
На фиг. 18 изображен общий вид современного газо-
вого смесителя с экономайзером.
Главные части смесителя: корпус 5 воздушной горло-
вины, корпус 7 смесительной камеры, входной газовый
патрубок 1, в котором размещено экономайзерное
устройство. При частичных нагрузках газ из редук-
тора через патрубок 1, дозирующую шайбу 3, обратный
клапан 4 и отверстия диффузора в поступает в смеси-
тельную камеру, откуда с воздухом засасывается в ци-
линдры двигателя. Клапан экономайзера закрыт.
На полной нагрузке разрежение в полости Б эконо-
майзера снижается настолько, что пружина 9 откры-
вает клапан 10, п газ начинает поступать не только
через отверстие в шайбе 3, но и через канал А, по-
лость В, капал Г и дозирующую шайбу 2.
На фиг. 19 представлено газосмесительное устройство
с точным регулированием смеси типа «Вентури».
Фиг. 20. Газовый клапан с точной регули-
ровкой: / — коллектор 2 —отверстие; з —
кромки; 4 — привод; л — газовый клапан
6 — газовый приемник; 7 — патрубок;^ —
магнитный клапан.
На фиг. 20 изображен поперечный разрез всасыва-
ющего газового коллектора с газовым клапаном, уста-
навливаемым на каждый цилиндр двигателя для обеспе-
чения точного распределения газа по цилиндрам.
Газ в полость коллектора 1 поступает через отвер-
стие 2 Патрубок 7 для впуска газа в цилиндр имеет
газовый приемник б, в котором установлен газовый
клапан 5 с дозирующими отсечными кромками 3.
Управление клапаном осуществляется приводом 4.
Газ, пройдя отсечные кромки клапана, поступает в газо-
вый приемник 6 и далее идет через патрубок 7в ци-
линдр двигателя.
Количество газовых клапанов в коллекторе и газо-
вых приемников соответствует числу цилиндров двига-
теля.
В целях поддержания давления газа в полости 1 на
заданном уровне на коллекторе установлен магнитный
клапан 3.
На фиг. 21 приведена схема смесительного устройства
двигателя ЗД6 при работе по газожидкостному циклу.
Газосмееительные клапаны
В многоцилипдровых двигателях большой' мощности
установка центрального смесителя не может быть ре-
комендована из-за его большого объема, так как это
может явиться причиной взрыва газа, и из-за трудности
равномерного распределения смеси по отдельным ци-
линдрам.
Иногда в таких случаях прибегают к установке;
групповых смесителей, а чаще всего устанавливают
индивидуальные смесители. Такие смесители могут
быть выполнены в виде особых органов (предусмотрен-
ных в конструкции всасывающих клапанов и называ-
РАБОЧИЙ ЦИКЛ, СПЕЦИАЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ И УСТРОЙСТВА
573
Фиг. 21. Схема смесительного устройства даигателя
ЗД6 при работе по газожидкостному циклу.
Фиг. 22. Схема газосмесительного устройства газо-
жидкостного двигателя 6ГС428.5/42.
Фиг. 23 Схема питания сжатым газом: 1 — газопро-
вод; 2 и 8 — вентили; 3 — фильтр; 4 и 7 — манометры;
.5 — редуктор первой ступени; г, — буферный ресивер;
9 — водяной пьезометр: 10 — редуктор второй ступе-
ни; 11—объемный газовый счетчик; 12—газовый
смеситель; 13 —двигатель.
Фиг. 24. Схема питания дизеля сжиженным газом: 1 — резер-
вуар со сжиженным газом; 2 —труба подачи жидкого газа
в насос; 3 — труба дя отвода избытка газа в резервуар; 4 — элек-
тромотор; .5 — центробежный многоступенчатый насос; в —
испаритель сжиженного газа, 7 — змеевик испарителя, 8 — от-
вод горячей воды пли пара; 9 — подвод горячей воды или пара;
Ю — ограничитель давления; 11 — двигатель; /2 — газовый
счетчик; 13 —смеситель; 14 —труба для подачи испаряемого
газа; 15—газовый редуктор; 16—соединение разгрузочного
устройства газового редуктора со всасывающим коллектором
двигателя.
574
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
ющихся тогда газосмесительными клапанами) либо
в виде особых приспособлений, расположенных в не-
посредственной близости от крышек цилиндров двига-
теля и соединенных короткими трубопроводами со вса-
сывающим клапаном крышки.
Наиболее рациональным решением является устрой-
ство газосмесительного клапана, которое следует реко-
мендовать при создании новых двигателей; однако при
переводе па газ существующих двигателей необходи-
мость раздельной подачи газа и воздуха заставляет при-
бегать к изготовлению либо новой крышки, либо газо-
смесительного клапана.
Смесительный всасывающий клапан газового двига-
теля должен обеспечивать не только максимальное на-
полнение цилиндра, но и создавать иаилучшие условия
для перемешивания воздуха и газа; для этого про-
ходные сечения клапана должны удовлетворять равен-
ству
Ft = 2Ft,
где Fi — проходное сечение воздушного клапана;
F% — проходное сечение газового клапана.
На фиг. 22 представлена схема газосмесительного
устройства газожидкостного двигателя 6ГСЧ28,5/42
мощностью 400 л. с.
Газ и воздух подводятся к смесительному клапану
раздельно к каждому цилиндру.
{Расчет газового смесителя
При расчете смесителя обычно определяются следу-
ющие его размеры:
di — диаметр патрубка для поступления газовоздуш-
ной смеси в цилиндры двигателя;
d2 — диаметр патрубка, через который в смеситель
поступает газ;
d3 — диаметр патрубка для поступления в смеситель
воздуха.
Для расчета необходимо знать расход рабочей смеси,
потребляемой двигателем. Для четырехтактного двига-
теля он определяется по следующей формуле:
Gcai = 0,03 т|нУлга нм3/ч, (1)
где т]н — коэффициент наполнения двигателя;
Ул — литраж двигателя, л;
п — число оборотов двигателя, мин.
Диаметр di определяется следующим образом
'=/1®; * <2>
Здесь w — скорость газовоздушной смеси; прини-
мается обычно для судовых и стационарных газовых
двигателей в пределах 20—25 м/сек.
Диаметр патрубка для поступления газа da обычно
принимается равным диаметру патрубка di.
Диаметр воздушного патрубка da определяется по
следующему выражению
d3= 1,88 l/------f° — см' (3)
Г (р0 — Др) (1,11-J-ф) И»!
где Ро — давление окружающей среды в кГ/см2',
<р — коэффициент смешения, принимаемый равным
1,2-1,5;
wi — скорость воздуха в м/сек.
При отсутствии воздухоочистителя
и’1 = 1,16рлДр м/сек. (4)
При наличии воздухоочистителя
ц-1 = 1,19/ДР-1,5ЯО м/сек. (4а)
Здесь Др — разрежение газа перед смесителем,
мм. вод. ст.',
Ht — сопротивление воздухоочистителя, рав-
ное:
Яо = <;
а — коэффициент, характеризующий сопро-
тивление воздухоочистителя; принимается
для различных систем в пределах 0,0025—
0,0035;
Ge — часовой расход воздуха;
Ca=~~i,ii+<p GcM нм*/4.
Примеры расчета газового смесителя
Исходные данные: Ул — 14,1; п = 1870 об/мин-,
Лн = 0,85.
1. Определяем расход рабочей смеси двигателем:
GeM = 0,03 TiH Улп = 0,03 • 0,85 • 14,1 • 870=340 нм3/ч.
2. Определяем диаметр di.
Принимаем скорость рабочей смеси w = 25 м/сек
rfl= V 2830^ = У/ 2830 • 25 = 0,069 м или ~70 см-
Диаметр патрубка da принимаем равным di, т. е.
—70 мм.
3. Определяем диаметр воздушного патрубка da.
Принимаем: р0 = 1 кГ/см2', — 300 мм вод. ст.,
Ф = 1,3.
Определяем скорость воздуха wi при отсутствии воз-
духоочистителя
u>i= 1,16 /Д^ =1,16 /Збб" = 27,7 м/сек.
Подставляем найденные величины в формулу для
определения dg
Й3=!Д8 у (1<11 + 1<3)27>7 «5^ или 50^.
Приборы питания дизелей сжатым
и сжиженным газами
Питание дизелей, работающих по газожидкостному
процессу, сжатым и сжиженным газами может быть
осуществлено следующими способами:
1) заполнением цилиндров двигателя газовоздушной
смесью путем всасывания (как в обычных газовых дви-
гателях) и ее воспламенения жидким запальным топли-
вом; кроме газового смесителя дополнительными устрой-
ствами в этом случае являются редукционная система,
а для сжиженных газов — испарители и подогреватели;
на фиг. 23 приведена принципиальная схема питания
дизеля сжатым газом, а на фиг. 24 — сжиженным га-
зом; указанный способ в настоящее время является
наиболее распространенным;
2) впрыском сжиженного газа непосредственно в ци-
линдр двигателя стандартной топливной аппаратурой
и добавкой жидкого запального топлива;
3) вводом сжатого газа (из баллона или сети) непо-
средственно в цилиндр двигателя в начале хода сжатия,
через специальный золотниковый механизм под давле-
нием, с последующим воспламенением при помощи
небольшой порции жидкого запального топлива.
РАБОЧИЙ ПИКЛ, СПЕЦИАЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ И УСТРОЙСТВА
575
Газовые редукторы для сжатого газа
Назначение редуктора — снижение давления газа,
поступающего в двигатель, до небольшого разрежения
или избыточного давления.
Редукционные системы классифицируются по коли-
яеству ступеней, по знаку перепада и по ходу клапана.
На фиг. 25 показана схема работы современного уни-
версального двухступенчатого редуктора, с экономай-
зером, снижающим расход газа на дробных нагрузках
на 10—14%.
При употреблении газа низкого давления применяет-
ся одноступенчатый редуктор, схема которого приведе-
на на фиг. 26. Отличительной особенностью редуктора
Разрежение, пере -
,VU даваемое из впуск-
ной трубы двигателя
Давление (2,5 ~3ати)
Давление (0-5 мм вод.ст)
или разрежение (от 0
до 20 -25мм вод ст )
Давление (5-200ати)
Фиг. 25. Схема универсального двухступенчатого редуктора с экономайзером: а —
при работе на частичных нагрузках (клапан экономайзера закрыт): 1 —трубка ваку-
ум-разгружателя; 2 —капал для подачи дополнительного газа; 3 —клапан экономай-
зера; 4—седло клапана экономайзера; .5 — диафрагма экономайзера; 6—пружина
экономайзера, б — при работе двигателя с полной нагрузкой (клапан экономайзера от-
крыт).
По количеству ступеней редукторы бывают односту-
пенчатые и двухступенчатые.
По знаку перепада различают редукторы с давлением
на выходе и с разрежением на выходе.
По ходу клапана редукторы бывают с открытием кла-
пана по ходу газа (прямой ход) и с открытием клапана
протин направления газа (обратный ход).
Редуктор должен удовлетворять следующим требо-
ваниям:
1) поддерживать на выходе из системы постоянное
давление, близкое к атмосферному;
2) обеспечивать при холостом ходе двигателя давле-
ние па выходе из редуктора не более чем на
30 мм вод. ст. ниже атмосферного;
3) обеспечивать герметичность на всем диапазоне
давления, на который рассчитана редуцирующая си-
стема;
4) обеспечивать максимальный расход газа в дви-
гателе;
5) обладать компактностью, а также простотой уст-
ройства и обслуживания.
Отечественные газовые редукторы изготовляются
для основного их потребителя — газобаллонных автомо-
билей, по, однако, могут быть применены как для су-
довых, так и для стационарных двигателей.
Наиболее универсальными являются двухступенча-
тые редукторы НАМИ-МКЗ и Р-2, пригодные как для
сжатых, так и сжиженных газов. В табл. 2 приведены
технические характеристики.
является отсутствие рычажной передачи и наличие
весьма большого клапана. Степень его открытия зависит
от перепада давления на мембране, т. е. от режима
работы двигателя.
На фиг. 27 представлен современный регулятор рас-
хода газа с диафрагмой и клапаном с калиброванной
пружиной, установленный на всасывающем патрубке
двигателя.
Испарители и подогревательные устройства
При употреблении сжиженных газов перед газовым
редуктором устанавливается испаритель, в котором
обычно используется горячая вода из системы охла-
ждения и лишь в отдельных случаях отработавшие газы
двигателя.
Водяные испарители конструктивно выполняются
различно. На фиг. 28 приведена схема водяного испа-
рителя.
При использовании в двигателях сжатых газов и сни-
жении их давления в редукторе газ сильно охлажда-
ется, в результате чего влага, содержащаяся в газе,
может замерзнуть и образовать ледяные пробки.
Для предотвращения замерзания обычно газ подо-
гревают отработавшими газами в подогревателях,
устанавливаемых перед глушителем. Степень подогре-
ва устанавливается сменными шайбами с различными
576
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
Фиг. 26. Схема одноступенчатого
редуктора для газа низкого давле-
ния: а — при неработающем двига-
теле: б — при работающем двига-
теле; / — полость разрежения; 2 —
мембрана; Л — полость атмосфер-
ного давления; 4 — направляющая
штока клапана; 5 — регулировоч-
ный колпачок; в — пружина; 7 —
отверстие для сообщения с атмо-
сферой; 8 — входной патрубок; 9 —
полость избыточного давления;
10 —клапан; II —выходной па-
трубок
Фиг. 27. Установка регуляторов расхода газа и воздуха на вса-
сывающем патрубке двигателя.
Фиг. 29. Схема подогревателя сжатого газа.
Фиг. 30. Диаграмма качественного регу-
лирования рабочей смеси: G — газ; L —
воздух; Л —жидкое топливо.
Фиг. 28. Схема водяного испарителя для ежпжеппого газа.
рабочий цикл, специальные детали и устройства
577
Таблица 2
Основные конструктивные данные универсальных редукторов
Наименование НАМИ-МКЗ Р-2
первая ступень вторая ступень первая ступень вторая ступень
Тип клапана Прямого хода ПРЯМО! ю хода
Диаметр седла клапана, мм:
для сжатого газа 4 7 4 •6
» сжиженного газа 6 7 6 6
Материал клапана:
для сжатого газа Нержавеющая сталь Газомасломоро- зостойкая ткань или резина Нержавеющая сталь Газомасломоро- зостойкая ткань или резина
сжиженного газа Газомасломороз< или ; эстойкая ткань эезина Газомасломороз< или ; эстойкая ткань эезина
Материал седла клапана:
для сжатого газа Нержавеющая сталь Латунь Нержавеющая сталь Л атунь
» сжиженного газа Латунь Латунь Латунь Латунь
Рабочий диаметр мембраны, мм 75 150 75 150
Материал мембраны Газомасломоро- зостойкая резина с двумя слоями ткани Прорезиненная газ о- и маслостой- кая ткань Газомасломоро- зостойкая резина с двумя слоями ткани Прорезиненная газо- и масло- стойкая ткань
Толщина материала мембраны, мм 3,5 0,4 3,5 0,4
Диаметр диска мембраны, мм 60 120 60 120
Материал диска мембраны Сталь Алюминий Сталь Алюминий
Толщина материала диска мем- браны, мм 3 1 1,5 0,8
Отношение диаметров диска и мембраны 0,8 ОЛ 0,8 0,8
Передаточное число механизма связи мембраны и клапана 2,27 3,64 2,27 3,64
Диаметр мембраны вакуум-раз- гружателя, мм 75 150 75 150
Материал мембраны вакуум- разгружателя Прорезиненная стойкая ткань газо- и масло- Прорезиненная кая ткань газо- и маслостой-
Толщина материала мембраны .вакуум-разгружателя, мм 0,4 . 0,4
Диаметр отверстий в дозаторе, мм 12 10
Диаметр отверстия выходного патрубка, мм 16 16
Габаритные размеры редукто- р а, м м ;
диаметр 185 ’ 190
высота 180 185
вес редуктора, кг 4,3 4,5
37 Заказ 1630.
578
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
проходными сечениями для прохода отработавших
газов. Схема подогревателя сжатого газа приведена
на фиг. 29.
Фиг. 31. Диаграмма количественного ре-
гулирования рабочей смеси.
Механизмы регулирования
Регулирование газожидкостных двигателей может
осуществляться как качественное, так и количествен-
ное.
На фиг. 30 приведена диаграмма качественного регу-
лирования рабочей смеси двигателя.
Фиг. 32. Действительная диаграмма каче-
ственного регулирования.
В этом случае повышение мощности двигателя дости-
гается изменением состава газовоздушной смеси путем
использования дроссельного органа на газовсасыва-
ющем трубопроводе. Однако, как видно из приведенной
диаграммы, коэффициент смешения рабочей смеси
т = —= = a Lo возрастает при уменьшении числа обо-
G
ротов. В связи с этим практически при малых нагруз-
ках этот способ регулирования приводит к переобедне-
нию смеси, которое сопровождается обратными вспыш-
ками и пропусками воспламенения вследствие умень-
шения скорости горения смеси на линии сгорания
и, наоборот, увеличения скорости сгорания на линии
расширения.
На фиг. 31 приведена диаграмма количественного
регулирования, которое осуществляется установкой
дроссельных приборов как па газовсасывающем, так
и на воздуховсасывающем трубопроводах двигателя.
Однако, как следует из диаграммы, при переходе на
малые обороты расход смеси снижается; происходящее
при этом сильное дросселирование при всасывании
газа и воздуха приводит к увеличению насосных по-
терь и может создать условия, при которых будет за-
труднительно своевременное воспламенение запаль-
ного топлива.
Отмеченные выше недостатки количественного и ка-
чественного регулирования могут быть в большой мере
устранены при переходе на способ смешанного регу-
лирования, при котором в области высоких нагрузок
происходит качественное изменение смеси, а в области
малых нагрузок — количественное.
Практически для газожидкостного процесса следует-
fl качестве основного метода регулирования рекомен-
Фиг. 33. Схема регулирования газожидкостного двигателя М-17.
довать качественное, с возможностью дросселирования1
всасывающего воздуха на смесителе. В данном случае
дросселирование дает возможность обеспечить наилуч-
шее соотношение газа и воздуха, распределить смесь по
цилиндрам двигателя и несколько обогатить ее при
переходе на малые нагрузки.
Так как расход смеси VCM и жидкого топлива В за
цикл будет зависеть от числа оборотов, то в действитель-
ности расход того и другого можно выразить при помо-
щи кривой: для смеси — убывающей с возрастанием
числа оборотов, а для жидкого топлива — возраста-
ющей или убывающей с уменьшением числа обо-
ротов.
Действительная диаграмма качественного регулиро-
вания в этих условиях приведена на фиг. 32.
Регулирование при газожидкостном процессе и осу-
ществление передачи от регулятора к регулирующим
органам несколько усложняется в силу ряда причин,
а именно:
1) пуск двигателя на жидком топливе должен быть
обеспечен;
2) работа двигателя должна протекать с воздействием
регулятора на количество поступающего газа, причем
подача запального топлива должна оставаться постоян-
ной, с возможностью ручного ее регулирования;
3) в случае чрезмерного повышения числа оборотов-
двигателя должно быть осуществлено автоматическое-
выключение подачи газа и жидкого топлива.
Для двигателей, работающих по газожидкостному
процессу, эти требования могут быть осуществлены не-
определенной кинематической схеме, предусматрива-
ющей упругую связь газового дросселя с регулятором
и связь регулятора с отсечным валиком топливных на-
сосов, позволяющих ограничивать вручную максималь-
ное количество подаваемого запального жидкого то-
плива, но не препятствовать воздействию регулятора на
РАБОЧИЙ цикл, специальные детали и устройства
579
Фиг. 35. Схема системы питания газожидкостного дви-
гателя «Дейтц».
Фиг. 34. Схема управления и регулирования опытного двига-
теля МВТУ: 1 —пружинные весы; 2 — регулятор; 3 — работа
на жидком топливе; 4 — работа на газе с присадкой жидкого
топлива; 5 —топливный насос; 6—рукоятка для остановки;
7—упругое звено; 3—регулировка дозы жидкого топлива.
Фиг. 36. Схема шкалы прибора для автоматического контроля и регулирования
соотношения газа и жидкого топлива в газожидкостном двигателе.
37*
Фиг. 37. Схема автоматического
регулирования количества воздуха
и газа: 1 —термометр; 2—регу-
лятор температуры; з — воздушный
клапан; 4 — демпфер регулятора
температуры; 5 —управляющее
устройство демпфера; 6 —пневма-
тическое устройство; 7—серво-
мотор.
Фиг. 38. Характеристика двигателей ЗД6-ГД и 1Д6-ГД: а — внешняя;
б — винтовая.
Фиг. 39. Поперечный разрез двигателя ОГСЧ28/45.
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ГАЗОДИЗЕЛЕИ
581
отсевку в сторону изменения количества подаваемого
жидкого топлива, вплоть до полного его выключения
в случае чрезмерного повышения числа оборотов двига-
теля,
Конструктивное оформление ручного ограничителя
должно допускать прецизионное регулирование коли-
чества запального топлива и быстрый переход к нор-
мальному воздействию регулятора на отсечку для ра-
боты на жидком топливе, а упругие звенья должны
исключать необходимость в дополнительных усилиях
на муфте регулятора в процессе регулирования.
Схема регулирования и управления двигателя М-17.
Приготовление газовоздушной смеси осуществляется
в одном общем смесителе, изготовленном в виде трой-
ника с дроссельными заслонками для газа и воз-
духа.
Воздушная заслонка предназначается для ручного
управления, а газовая — системой тяг и рычагов свя-
зывается с регулятором (фиг. 33). Это обеспечивает
качественное регулирование, наиболее распространен-
ное в двигателях, работающих с присадкой жидкого
топлива.
Для ограничения подачи жидкого топлива и возмож-
ности воздействия регулятора на газовую дроссельную
заслонку при ограниченной подаче жидкого топлива
к валику рычага пружины регулятора приваривается
дополнительный рычаг, конец которого выпускается
через щель в кожухе регулятора. К этому концу рычага
присоединяется одна из тяг передачи к газовой за-
слонке.
Схема регулирования и управления опытного дви-
гателя МВТУ. На фиг. 34 приведена система регули-
рования и управления газожидкостным процессом, раз-
работанная для опытного двигателя МВТУ
им. Э. М. Баумана.
Здесь коромысло регулятора с газовой заслонкой
связано жесткой связью, а с валиком клапанов топлив-
ных насосов — упругой связью.
В целях надежности упругое звено топливного насоса
выполнено таким образом, что при работе двигателя
только на жидком топливе увеличение подачи топлива
производится через пружину, а уменьшение — помимо
пружины.
. Корпус упругого звена соединен с рычагом отсеч-
ного валика. Подачу жидкого топлива можно сокра-
тить до нуля путем воздействия на корпус при помощи
рычага переключения, не мешая регулятору переме-
щать газовую заслонку. Таким образом, при отклоне-
нии верхнего конца рычага переключения вправо
ограничивается подача насоса и устанавливается нуж-
ная доза жидкого топлива. Регулятор, получая допол-
нительную нагрузку от пружины упругого звена, дей-
ствует только на газ. Рычаг переключения фиксируется
только в двух положениях, соответствующих или работе
на жидком топливе или работе на газе с присадкой
жидкого топлива.
Схема регулирования двигателя «Дейтц». На фиг. 35
приведена схема регулирования газожидкостного дви-
гателя Дейтц. Рычаг управления в имеет три положе-
ния: I — полная нагрузка, II — холостой ход и III —
остановка двигателя. Увеличение подачи жидкого
топлива при разгоне двигателя осуществляется за счет
паза 3 в тяге 5. Эта же тяга, с некоторым запаздыва-
нием, открывает и газовую заслонку 4 для подачи газа
в цилиндры двигателя.
При уменьшении нагрузки рычагом в снижается по-
дача жидкого топлива, а пружина 2 приоткрывает
газовую заслонку.
На протяжении угла поворота рычага II—III подача
жидкого топлива регулируется уже при закрытой га-
зовой заслонке.
Независимо от этого порядка регулирования машинист
может один установить требуемое число оборотов
двигателя при помощи рычага 1.
Автоматическое регулирование. В целях улучше-
ния условий эксплуатации газожидкостных двигателей,
автоматизации контроля мощности двигателя и расхода
газа и жидкого топлива в ряде случаев устанавли-
вается специальные контрольные механизмы.
На фиг. 36 изображена схема прибора с индикатором,
автоматическим устройством и шкалой, дающей возмож-
ность контролировать в каждый момент работы двига-
теля соотношение расхода газа и запального жидкого
топлива и регулировать это соотношение путем пово-
рота контрольной рукоятки.
Если в какой-либо момент уменьшается подача газа
в двигатель или уменьшается теплотворность газа, то
автоматическая контрольно-рычажная система, воздей-
ствуя на смеситель и топливный насос, увеличивает
подачу топлива и, таким образом, поддерживает уста-
новленную мощность двигателя.
На фиг. 37 изображена установка контрольного
устройства для газожидкостного двигателя мощностью
165 а. л. с. при 1000 об/мин.
ГЛАВА II х-
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ГАЗОДИЗЕЛЕИ
1. КОНСТРУКЦИЯ ЧЕТЫРЕХТАКТНЫХ
ГАЗОДИЗЕЛЕИ [9-11]
Двигатели Д6-ГД
В связи со значительным распространением на реч-
ном флоте четырехтактного бескомпрессорного дизеля
ЗД6 на его базе для речных газоходов и других нужд
народного хозяйства создан газожидкостный двигатель
ЗД6-ГД.
Приспособление двигателя для работы на газе огра-
ничивается установкой газового коллектора и смеси-
теля газа на каждые два цилиндра двигателя, что обес-
печивает одинаковые условия зарядки цилиндров
смесью и предотвращает, таким образом, возможность
взрывов газовой смеси и так называемых «хлопков».
Регулятор двигателя воздействует на воздушную
заслонку смесителя, а во время пуска и прогрева двига-
теля — на рейку топливного насоса. Кулисный меха-
низм служит для отключения насоса от регулятора
при переводе двигателя на газ с тем, чтобы подаваемое
жидкое топливо было только в количестве, необходи-
мом для воспламенения газовоздушной смеси.
Эксплуатационные испытания двигателя ЗД6-ГД
показали расход жидкого запального топлива
582
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
3,5—4 г/э. л. с. или 14,7—16,8% от расхода при работе
двигателя только на жидком топливе.
Наивыгоднейший угол опережения подачи жидкого
запального топлива составляет 40° до в. м. т.
Максимальное разрежение при 100% нагрузки до-
стигало после газогенератора 230 мм вод. ст.., перед
смесителем 490 -мл вод. ст. и во всасывающем коллек-
торе 680 мм вод. ст. Удельный расход древесины
с абсолютной влажностью 70,9% составлял 0,85 кг/э. л. с.
В этих условиях величина перемещения воздушного
клапана изменяется от 24 до 8 мм, а газового от 20
до 4 мм.
Регулирование количества смеси осуществляется
изменением величины подъема впускного смеситель-
ного клапана при помощи специального привода.
Двигатель оборудован двумя топливными насосами,
установленными на блоке и приводящимися в действие
от специального вала. Один насос служит для работы
Фиг. 40. Схема питания газом одного ряда цилиндров двигателя В2-300-ГД.
Двигатель 1Д6-ГД предназначен для передвижных
и станционарных установок, не обеспеченных водой,
и отличается от двигателя ЗД6-ГД наличием радиатора
и способом крепления к раме.
Сухой вес двигателя 1774 мм, ширина без воздухо-
очистителя 843 мм и высота 1105 мм.
Для соединения с генератором или другим агрегатом
двигатель снабжен однотипной для всех двигателей
этого рода гибкой муфтой.
На фиг. 38 приведены внешняя и винтовая характе-
ристики двигателей Д6-ГД.
Топливные насосы — золотниковые, с регулирова-
нием количества подаваемого топлива поворотом плун-
жера.
33
it.
5 6,
7.
3,
.9 ,10
11
12
13
Двигатель 6ГСЧ-28,5/42
Ц У
Двигатель создан на базе четырехтактного реверсив-
ного* дизеля со струйным смесеобразованием.
17
16'
~Г----4—*
15' W
3
2
Основные данные
двигателя
О
7Ve=400 э. л. с.
п=300 об/мин
i=6
0 = 280 мм
S=450 мм
Е= 13—13,5
Поперечный разрез двигателя приведен на фиг. 39.
Фазы газораспределения у двигателя для впуск-
ного клапана непостоянны и зависят от нагрузки.
Положе- ние кла- панов Полная нагрузка Малая нагрузка
Открытие впускного клапана 16° до в. м. т. 7° до в. м. т.
Закрытие впуского кла- пана 23° после н. м. т. 3° после н. м. т.
Открытие выпускного клапана 58° до н. м. т. 58° до н. м. т.
Закрытие выпускного клапана 2° после н. м. т. 2° после н. м. т.
(О
И
Фиг 41. Схема питания и регули-
рования газодизеля ГД-700: 1 — га-
зовый редуктор I ст.; 2—газовый
редуктор II ст.; з — газовая за-
слонка; i —смеситель; .5 — нагнета-
тель; 6 — газовоздушная заслонка;
7 — всасывающий коллектор; 8 —
форсунка; 9—топливный насос;
10 — рейка насоса; 11 — внешняя
пружина рейки; 12 —регулируемый упор рейки для работы по га-
зодизельному процессу; 13 — всережимный регулятор; -14 — тяга
от регулятора к газовоздушной заслонке; 15 — упругий элемент
тяги; 16 — тяга ручного управления регулятором; 17 —тяга
к газовой заслонке; 18 — рукоятка управления двигателем
Регулирование двигателя осуществляется центробеж-
ным регулятором непрямого действия.
Двигатель В2-300-ГД
Этот двигатель создан на базе дизеля В2-300 и при-
способлен для работы как на жидком, так и на газо-
образном топливе. Новыми конструктивными элемен-
КОНСТРУКЦИЯ? И РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ГАЗОДИЗЕЛЕИ
583
тами этого двигателя, как газожидкостного, являются:
газовый смеситель, охлаждаемые выхлопные коллек-
торы, измененные всасывающие коллекторы и измене-
ния в системе подачи жидкого топлива и регулирова-
ния.
При выборе тормозного устройства следует иметь
в виду, что тормозная мощность может быть увеличена
за счет последовательного подключения двух тормозов.
При этом необходимо учитывать, что вал ближайшего
к двигателю тормоза передает полную мощность. По-
следнее обстоятельство для многих типов тормозов
является допустимым, так как валы тормозов рас-
считаны с большим запасом прочности.
Основые данные двигателя
A’t, = 700 л. с.
71 = 15 00 об/мин
1=12
D — 180 лиг
S = 200 лии
err 12 - 13,5
1,3—1,35 кГ/смЪ
1750 ккал/э. л. с. ч
Основные данные двигателя
Тип двигателя — четырехтактный с V-образ-
пым расположением цилиндров и водяным
охлаждением.
.Уе= 240 — 300 л. с.
п = 1500 об/мин
г — 12
Удельный расход топлива:
Генераторный газ (1100 ккал/нм.3) . . . Не более
2,0 лгЗ
Природный газ (8000 ккал/нмЗ) .... Не более
0,025 Л13
Жидкое запальное топливо...........Не более
38 г на
Давление наддува при
150 0 об/мин .......
Расход тепла ............
Коэффициент избытка возду-
ха для номинального ре-
жима ....................
Расход жидкого запального
топлива .................
1,8-1,82 '
9-12%
Фиг. 43. Диаграмма подачи газа и жидкого
топлива в зависимости от хода штока сер-
вомотора h в мм. 1 —подача газа;г —по-
дача жидкого топлива.
1 э.л. с. ч
Эксплуатационные испытания этого двигателя пока-
зали его полную работоспособность.
Газовоздушная смесь приготовляется в двух смеси-
телях по одному на каждый ряд цилиндров.
Фиг. 42. Внешняя характеристика газоди-
зеля ГД-700.
На фиг. 40 приведена схема питания газовоздупшой
смесью одного ряда цилиндров двигателя В2-300-ГД.
Двигатель 12ЧН18/20 (ГД-700)
Создан в качестве комплектного силового .агрегата
СА-700 для бурения, а также может применяться для
электростанций.
Схема питания и регулирования газодизеля приве-
дена на фиг. 41.
Газ из магистрали с давлением ~3,0~кГ/см2 поступает
в редуктор первой ступени, где его давление снижается
до 1,0—1,2 кГ/см2 в зависимости от расхода газа. Ре-
Фиг. 44. Схема регулирования двигателя Д-55; I —газовая
труба с заслонкой; 2 — рычажная передача от вала наполнения
к газовой заслонке; 3 —сервомотор; 4 —гидравлический регу-
лятор двигателя; 5 —вал наполнения топливных насосов; в —
ограничитель минимальной подачи жидкого топлива 7 — топлив-
ный насос; 8 — пружинный элемент.
дуктор второй ступени снижает давление газа до740—
150 мм вод. ст. ниже атмосферного. Из редуктора
второй ступени газ поступает в газовоздушный смеси-
тель, установленный на входе в нагнетатель после воз-
духоочистителя.
584
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
Полученная в смесителе газовоздушная смесь допол-
нительно перемешивается в нагнетателе и поступает
через всасывающие патрубки в цилиндры двигателя.
Регулирование газодизеля количественное, при ко-
тором изменение нагрузки двигателя достигается умень-
шением или увеличением количества газовоздушной
смеси; состав же смеси и количество запального дизель-
ного топлива на цикл остаются примерно постоянными.
Система регулирования обеспечивает работу двигателя
как по дизельному, так и газодизельному циклам на
всех режимах, как и автоматический переход с одного
вида топлива па другой.
При постоянном скоростном режиме топливная ап-
паратура используется без всяких изменений с регу-
лировкой плунжерных пар на минимально-возможную
неравномерность подачи топлива.
Прп работе газодизеля на переменных оборотах по-
дача топлива должна изменяться в пределах 0,015—
0,025 г/цикл, что уже серийной топливной аппаратурой
не обеспечивается. Получение более пологой характе-
ристики подачи по оборотам достигается изменением
конструкции нагнетательных клапанов. Отсасывающий
поясок нагнетательного клапана уменьшен по диаметру
до 6 мм. В клапане просверлен осевой канал диаметром
1,3 мм и радиальные отверстия диаметром 0,8 мм, со-
единяющие надплунжерное пространство с кольцевой
выточкой между запорным конусом и отсасывающим
пояском. Жесткость клапанных пружин повышена
с 0,47 до 0,82 кГ/мм.
На фиг. 42 приведена внешняя характеристика газо-
дизеля ГД-700.
Двигатель Д-55
Создан для газогенераторного тепловоза ТЭ-1 на
базе дизеля Д-50 с газотурбинным наддувом.
Основные данные двигателя
Фпг. 45. Схема подачи сжиженного газа в цилиндры двига-
теля; 1 —газовый клапан; 2 — газовый коллектор; з —
трубка подвода газа к цилиндру.
Тип двигателя вертикальный, однорядный
Ne = 1 000 э. л. с. S = 330 JH.M
п = 7 4 0 об/мин Ул = 15 7,2 л
4 = 6 е= 11 — 12,5
0=318 мм
Давление наддува............ Не менее
240 л!.и рт. ст.
Производительность турбовозду-
ходувки (по воздуху)........ 5100 мЗ/ч
Часовой расход антрацита ... 374 кг/ч
Средний расход жидкого за-
пального топлива при работе
на жидком топливе............. 15,5—25,5%
Наибольшее среднее давление
сгорания.................... G0 кГ/с.и2
Питание цилиндров двигателя воздухом и газом раз-
дельное; осуществляется через всасывающие клапанпые
каналы крышек цилиндров. Смешение газа и воздуха
происходит в цилиндрах двигателя.
Это дает возможность обходиться без смесителя.
Подача жидкого топлива и газа изменяется гидравли-
ческим регулятором в соответствии с диаграммой
(фиг. 43) Схема регулирования двигателя приведена
на фиг. 44. На фиг. 45 приведена схема подачи сжи-
женного газа в цилиндры двигателя Д50 при его испы-
тании в лаборатории двигателей Всесоюзного научно-
исследовательского института железнодорожного транс-
порта (ЦНИИ МПС).
Теплотворная способность газа Нн =
= 21 800 ккал/нм3. При мощности 862 в. л. с. величина
присадки жидкого топлива составляла 14,1%, эффек-
Фиг. 46. «Динамика тепловыделения газожидкостного двига-
теля: Т—температура; —индикаторный коэффициент
выделения теплоты; р —давление; 45, 47, 49, 50, 53 —но-
мера индикаторных диаграмм.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ РАБОЧЕГО’ЦИКЛА ГАЗОДИЗЕЛЕИ
585
тивный к. п. д. .г]е = 30%, удельный расход тепла —
2110 ккал/а. л. с. ч и коэффициент избытка воздуха
при горении а = 1,975.
Фиг. 47. Поперечный разрез газодизеля
MANG7V40/60DG: 1 - топливный насос; 2 — при-
вод газовпускного клапана; 3 — форсунка; 4 — подвод
газа к цилиндру; 5 — выпускной коллектор; в —
газовый коллектор; 7 — воздушный коллектор.
На фиг. 46 показана динамика тепловыделения газо-
жидкостного двигателя Д50 для п = 745 об/мин при
работе по нагрузочной характеристике.
Газодизель MANG7V40/60DG
На фиг. 47 приведен поперечный разрез четырехтакт-
ного стационарного газодизеля MANG7V40/60DG с га-
зотурбинным наддувом. ....... ______
Основные данные
. Ne = 1450 э. л. с.
Л’д — 2,75 э. л. с.
п = 300 об/мин
1=7
двигателя;
D = 400 мм
S = 600 мм
Ст = 6,0 м/с
Ре= 1,1 кГ/смС
Фиг. 48. Схема питания газодизеля MANG7V40/60DG:
1 — регулятор давления газа; 2 — золотник-
регулятор количества газа; 3 — газовпускной кла-
пан; 4 — выход отработавших газов; 5 — впуск атмо-
сферного воздуха; в — турбонагнетатель.
На двигателе дополнительно установлены газовпуск-
ные клапаны с приводом от кулачкового вала и рычаж-
ного механизма.
На фиг. 48 приведена система питания газом и возду-
хом этого газодизеля, а на фиг. 49 — схема его упра-
вления.
2. КОНСТРУКЦИЯ ДВУХТАКТНЫХ
ГАЗОДИЗЕЛЕИ
V-образный двигатель «Купер— Бессемер» газовый
и газожидкостный (фиг. 50)
Основные данные двигателя:
7Ve = э. л. с. D — 393 мм
Г4Л = 3,13 э. л. с. S = 559 мм
п = 327 — норм.; 360 —наиб. Ст = 6,1 м/сек
i==18 Ре = 8,65 кГ/см2
Ge = 26 кГ/э. л. о.
Габариты двигателя
L = 9017 мм В= 1727 мм И = 2972 мм
На фиг. 51 приведены кривые удельного расхода
тепла при работе по чисто газовому циклу и газожидко-
стному.
Выхлопные клапаны установлены в крышке цилин-
дров, а всасывающие расположены в особых корпусах,
которые заменяются при переводе двигателя на газо-
образное топливо.
Фазы газораспределения
Без наддува С наддувом
Всасывающий клапан Открытие 80° до в. м. т.
20° ДО в. м. т.
Закрытие 40° за в. м. т.
. ... 35° за н._м. т.
586
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
Фиг. 49. Схема управления газодизеля G7V40/60DG: 1 — регу-
лятор числа оборотов; 2—топливный насос; 3—автомат;
4 — переключатель топлива; 5 — золотник;
Фиг. 50. Поперечный разрез V-образпого газового и газожидкост-
ного двигателя «Купер—Бессемер».
Фиг. 51. Удельный расход тепла двигателем «Купер—Бессемер»:
I—на газе с наддувом; 2—по газожидкостному циклу с наддувом.
Фиг. 52. Схема установки с двухтактным двигателем и ревер-
сивной продувкой; 1 — газогенератор; 2 — дроссель; 3 —воз-
духодувка; 4 — перепускной дроссель.
Фиг. 53. Поперечный разрез двухтактного газожидкостного
двигателя «Нордберг»: 1 — качающийся рычаг форсуночной
иглы; 2 — форсунка; з — спускная водяная труба; 4 — топливо-
провод жидкого запального топлива; 5 — подвод запального
топлива; в — насос запального жидкого топлива; 7 — трубо-
провод регулятора давления; 8 — ролик топливного насоса;
9 — груз; 10 — подвод газа; 11 — клапан регулятора давления;
12—трехступенчатый компрессор; 13—газовый баллон-реси-
вер; 14, 15—распределительный вал; 16 —гидравлический
подъемник форсуночной иглы; 17 —вход охлаждающей воды;
18—масляный гидропривод управления работой форсунки;
19 —пружина; 2о — масляный резервуар; 21 — сливной трубо-
провод.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ГАЗОДИЗЕЛЕЙ
587
Выхлопной клапан Открытие 50° до и. м. т.
35° до н. м. т.
Закрытие 40° за в. м. т.
20° за в. м. т.
Указанные данные относятся к стационарному дви-
гателю. Для судового варианта с наддувом закрытие
клапанов — 80° за в. м. т.
Двигатель с продувкой смесью
Иа фиг. 54 приведена схема двухтактного двигателя
с воспламенением смеси от запального жидкого топлива
и с продувкой смесью от воздуходувки.
Часть воздуха, сжатого в воздуходувке, нагнетается
в газогенератор 1 для газификации топлива, а другая
часть смешивается перед дросселем 2 с выходящим из
газогенераторной установки газом и поступает в двига-
тель для его продувки и зарядки. Соотношение возду-
ха, который поступает для газификации в газогенера-
тор и расходуется па смешение с газом и продувку,
регулируется дросселем 2. Важное значение в этой
схеме придается перепускной дроссельной заслонке 4,
которая дает возможность уменьшить расход и потери
при продувке, позволяя излишпему воздуху выходить
в атмосферу.
Заслонка 4 связана с заслонкой 2 так, что при повы-
шении нагрузки она прикрывается, а при снижении —
открывается, регулируя таким образом режим процесса
газификации топлива в газогенераторе.
На фиг. 53 изображен поперечный разрез вертикаль-
ного двухтактного газожидкостного двигателя большой
мощности «Нордберг» с подводом газа в конце хода сжа-
тия.
Характеристика двигателя
следующая:
Ne = 2250 а. л. с.
п — 225 об/мин
i = 6
D «= 533,4 лиц
S = 736,6 льи
e= 12
Pz = 42 КГ/СЛ12
Pj = 8 КГ/СЛ12
В качестве основного топлива для двигателя употре-
бляется естественный газ, предварительно сжатый в спе-
циальном трехступенчатом компрессоре до давления
70 kI'Icm?, который подается вместе с жидким топливом
через топливоподводящий клапан в цилиндры двига-
теля.
Запальное жидкое нефтяное топливо подается
топливным насосом, приводимым в движение от распре-
делительного вала двигателя. Расход жидкого запаль-
ного топлива составляет от расхода при работе двига-
теля только на жидком топливе около 4—6%.
Количество газа регулируется в зависимости от па-
грузки двигателя. Продувка цилиндров двигателя
осуществляется чистым воздухом посредством воздуш-
ного пасоса.
3. СХЕМЫ РАСЧЕТА РАБОЧЕГО ЦИКЛА
ГАЗОДИЗЕЛЯ [9, 12—15]
Данные о составе н теплотворности применяемого
в двигателе топлива
1. Состав газового топлива и его теплотворность
принимаются по данным табл. 3—4 или по результатам
газового анализа.
Таблица 2
Средний состав газа чисто газовых месторождений СССР, %
Месторождение сн4 С2Ив ОО и м О ф 1’ч$« и C5H12 или более тяжелые угле- водороды о о со м Й о Плотность по отношению к воздуху Высшая тепло- творная способ- ность, ккал/нмЗ
Елшанское 93,2 0.7 0,6 0,6 0,5 — Следы 4,4 — 0,605 8400
Курдюмское 92,2 0,8 — 0,1 — — — 6,0 — 0,589 8200
Бугурусланское 76,8 4,4 1,7 0,8 0,6 0,2 1,0 13,5 — 0,689 7900
Южпо-Дагестапское .... 86,5 3,0 0,9 0,1 — 7,3 — 2,2 — 2 8500
Мелитопольское 98,0 — — — — 0,3 — 1,8 — — 8800
Ухтинское 88,0 1,9 0,2 0,3 — 0,3 — 9,3 — 0,608 7500
Тульское (Краснодарский край) 97,8 0,4 0,3 0,2 Следы 1,3 8900
Мельникове (Саратовская область): а) Западное поле . . . 55,0 0,2 Следы 44,8 4950
б) Восточное поле . . . 88,0 0,2 — — — 0,1 — 11,7 — — 7900
Ставропольское: а) Северное поле . . . 97,7 — 0,7 — 1,6 — 8890
б) Южное поле .... 60,0 — — — — — — 40,0 — — 5400
Меловые горы (Новороссий- ский район) 94,0 0,6 5,0 8450
Кулушарское (Западная Украина) 95,7 — — 0,1 4,1 0,1 0,575 8200
Дашавское 97,8 0,5 0,2 0.1 0,05 0,055 — 1,3 — 0,568 8500
Косовское 75,7 21,3 1,4 1,6 — — — — — — —
Опаринское 89,0 9,1 — 1,9 — — — — — — —
588
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
Таблица 4
Основные свойства попутного и сжиженного газов
Показатели Попутный таз (метая 87%, углеводороды 12,5%) Сжиженный газ (пропан 50%. бутан 50%) Метан жидкий
Октановое число (по моторному методу) 95—100 95—100 110
Температура самовос- пламенения, °C 550—660 500 650
Удельный вес в паро- образном состоянии, кГ!м2 0,8 2,165 —
Температура испаре- ния, °C —160 10 -161,4
Низшая теплота сго- рания:
в парообразном со- стоянии, ккал/м? 9250 23 582 —
В жидком состоянии, ккал(кг И 600 10 900 И 895
Количество воздуха, необходимого для полно- го сгорания:
m3!ms топлива 10,9 27,4 9,52
л3/кг топлива — 12,7 —
Теплота сгорания сте- хиометрической (нор- мальной) смеси топлива с воздухом (а= 1), ккал/м5 776 830 770
2. В случае отсутствия данных о теплотворности газа
ее подсчитывают по следующей формуле:
Нк = 3050СО + 2570На+8520СН4+
+ 1400CnHm ккал/нм2 (5)
3. В случае отсутствия данных о теплотворности жид-
кого топлива она может быть подсчитана по следующей
формуле
<2н = 81С%+246Н%—260% ккал/кГ. (6)
Состав жидкого нефтяного топлива может быть с до-
статочной для расчета точностью принят следующим
. С=0,86; Н = о,13; 0 = 0,01.
4. Температура газа ts и его давление рг перед
входом в двигатель зависят от рода применяемого газа:
.генераторный, из сети и др. Для генераторного газа
температура (г принимается' в пределах 30 -5- 40° С;
(давление ре пропорционально количеству рабочей сме-
лей и зависит от скорости всасывания и>вс
' ' JL '
Рг = 0,014 (0,1 • Шцс) 2 кГ/см2. ( 7)
Исходные параметры
1. Степень сжатия е.
В газожидкостных двигателнх величина е опреде-
ляется принятой величиной для данного типа дизеля
и лежит в пределах 11—18.
2. Расход жидкого запального топлива Ag.
Согласно опытным данным величина Ag, обеспечи-
вающая устойчивую работу двигатели, лежит в преде-
лах 7—15%.
Если принять, что дж — доля тепла, вводимого жид-
ким топливом, от всего тепла, фактически участвующего
в процессе, т. е.
дж= ф1;чя’+Сч<2н ’ (8)
где G4 — часовой расход жидкого топлива, кг;
ич — приведенный часовой расход газа, лс3;
ф — часть газа, остающаяся в цилиндре двига-
, теля;
— вес жидкого запального топлива на 1 моль
газа,
тогда
(9)
&'=22,А-^~-
* Qh 1 — Яж
3. Коэффициент избытка воздуха для смеси воздуха
и газа ах.
Из условий наибольшей экономичности и условий
предупреждения детонации величина ах при номиналь-
ном режиме для приведенных в п. 1 степеней сжатия
лежит в пределах 1,4—2,2.
4. Коэффициент избытка воздуха аг при сгорании
и расширении.
Величина аг обычно подсчитывается и зависит от
и доли внесенного жидким топливом тепла дж.
Практически величина аг лежит в пределах КЗ-
Кв, принимая ббльшие значения для тихоходных дви-
гателей.
5. Параметры окружающей среды р0 и То.
Для нормальных условий работы в расчете прини-
маются: давление р0 — 1 кГ/см2, температура То =
= 290° К.
6. Давление начала сжатия ра.
Определяется как разность давления окружающей
среды и разрежения в цилиндре двигателя в конце
хода впуска
Ра=Ра—&Ра,
где Апринимается в пределах 0,08—0,20 кПсмг
и зависит от конструктивных элементов двигателя (сме-
сителя, числа оборотов двигателя, конструкции клапа-
нов, наличия воздухоочистителя и др.).
7. Параметры остаточных газов — давление рч и
температура Тч.
Давление остаточных газов рч для номинального ре-
жима работы принимается в пределах 1,08—1,25 кГ!смг.
Величина температуры остаточных газов Тч оцени-
вается в пределах 700—1000° С с последующим расчет-
ным уточнением; меньшие значения Тч относятся
к двигателям, работающим с бблыпим значением аг
и меньшим количеством жидкого запального топлива Ag.
( 8. Подогрев свежего заряда от стенок двигателя АГ.
Зависит от температурного режима двигателя, его
скоростного режима, температуры свежего заряда при
входе в цилиндр и температуры выхлопа; величина
подогрева определяется также конструкцией высасы-
вающего коллектора.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ГАЗОДИЗЕЛЕИ
589
Величина АГ оценивается в пределах 20—50° С.
В газовых двигателях в целях устранения подогрева
смеси стремятся всасывающий коллектор устанавли-
вать отдельно от выхлопного.
9. Показатель политропы сжатия п^.
Сложность явлений, определяющих действительный
показатель политропы сжатия, заставляет приближен-
но рассматривать линию сжатия как псевдоадиа-
бату.
В связи с этим показатель политропы сжатия выби-
рается по опытным данным, которые лежат в пределах
1,30—1,38. Большие значения относятся к быстроход-
ным двигателям при значительной величине ах и более
высоких температурах стенок камеры сжатия.
Ошибка в выборе показателя политропы сжатия на
0,01 приводит к ошибке величины среднего индикатор-
ного давления, при прочих равных условиях, на 2—
3%.
10. Степень повышения давления X.
В газожидкостных двигателях обычно осуществляется
смешанный термодинамический цикл, который в от-
дельных случаях приближается к циклу с подводом
тепла при V = const.
В случае смешанного цикла величина X выбирается
из максимального давления сгорания
% = ^-=,1,5-=-2,0.
Рс
Величина pz для тихоходных двигателей с большим
диаметром цилиндра равна около 65 кГ/см3, а для
быстроходных с малым диаметром цилиндра — около
75 кГ/см3.
11. Коэффициент использования теплоты при сгора-
нии cz-
В основной части процесса сгорания вследствие вы-
соких температур имеет место значительная потеря
тепла в стенки цилиндра.
При отсчете температур от 0° и при использовании
современных данных о теплоемкости газов для газо-
жидкостных двигателей величину с? можно принимать
в пределах 0,80—0,85.
12. 'Показатель политропы расширения щ.
Выбирается в пределах 1,20—1,28, причем большие
значения относятся к быстроходным двигателям и
менее совершенному сгоранию, меньшие — к тихо-
ходным двигателям и к лучшему сгоранию.
Ошибка в выборе показателя политропы расширения
на 0,01 приводит к ошибке в величине среднего инди-
каторного давления в 2—3%.
13. Коэффициент полноты диаграммы <р.
Выбирается в пределах 0,94—0,97. Меньшие его значе-
ния берутся для быстроходных двигателей с большим
опережением фаз впрыска и выпуска и с большим сред-
ним индикаторным давлением.
14. Механический коэффициент полезного дейст-
вия Г)т.
Выбирается в пределах 0,75—0,85; меньшие значения
относятся к тихоходным двигателям с более низким
классом точности изготовления.
Очистка и зарядка двигателя
1. Коэффициент остаточных газов уг для четырех-
тактных двигателей. Коэффициент уг есть отношение
объемов остаточных газов и чистого заряда в начале
сжатия.
Под объемом чистого заряда для газожидкостного
двигателя подразумевается объем смеси воздуха с горю-
чим газом
где
Тсл»~Ь АГ .Рг
е • ра — Рг
(10)
Тсм —
1 + а^:
В случае, если Тг — То, то Тсм = То.
2. Коэффициент наполнения т]к по газовой смеси для
процесса всасывания
й> (g' Ра—Рг) .
(Гсд-г АГ) (е —1) р0
3. Температура начала сжатия Та
т ___ Тсм~\~№ +Yr-Ar
Та~ Г+й ' (12)
или по формуле
Та=Тг + -^(Тг-Тг),
где Тг — температура газа перед входом в двигатель.
Параметры рабочего тела
1. Теоретически необходимое количество воздуха
для сгорания 1 моля газового топлива
тг 1 [СО
о 0,21 L 2
Н2
2
+ 2СН4-О2
моль воздуха
моль газа
(- [ п + -jrj СпНга +
м3 воздуха
или ---5------— .
м3 газа
(13)
2. Теоретически необходимое количество воздуха
для сгорания 1 кг жидкого топлива 1%с:
тЖ 1 [A+JL О ] моль воздуха (14)
о 0,21 L 12 “ 4 32 J кг топлива
3. Доля тепла, вводимая жидким топливом, от всего
тепла, фактически участвующего в процессе q
= G4Qh ,, -.
q V4Hh + G4Qh ’ ' ;
где G4 — часовой расход жидкого топлива, потребля-
емого двигателем, кг • ч;
V4 — часовой расход газа, приведенный к 0°С
и 760 мм pm. cm., нм3- ч.
4. Вес жидкого топлива g, кг, на 1 моль сжигаемого
в двигателе газа
g = 2^L = 22,4^L.^.. (16)
УЧ VH 1—У
5. Теоретически необходимое количество воздуха Ьг™
для сгорания газа с присадкой жидкого запального
топлива:
тгж___ г г । -гэ/с
0 ^0
кг* моль
кг • моль газа с присадкой * '
жидкоге топлива
590
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
6. Общее количество вводимого в двигатель теплового
заряда
М =14-аДг
1 1 о
кг • моль
моль газа
(18)
11. Низшая теплотворность горючей' смеси 1 моля
газа с присадкой g кг жидкого топлива ННгж
ккал
кг • моль газа с присадкой
жидкого топлива
12. Коэффициент избытка воздуха на линии
рения а2
тт ____ 22,4 Ян~|-£(?н
14-с^Г’ .
(22)
7. Общее количество продуктов полного сгорания
1 моля с присадкой g кг жидкого топлива
расши-
М2
Мсог = ^4 +
+(со+»спнга+сц1+со2)
жидкого топлива
^НгО—(нг +
т JJ \ кг • моль
~2 + 2СН4 -|- g ~2 j кг-моль с присадкой
жидкого топлива
^о2=0,21 [(а-1) L>-gL™]
кг • моль
кг- моль с присадкой
жидкого топлива
,, „ „„ , ,, кг • моль
— 0,79 ct L + A ---------------——
1 о 1 г кг- моль с присадкой
жидкого топлива
,, V v . , г'г . (Н , О А Г СО ,
М2 - 2^ -1 + ах Lo + g J [ — 4
{'^'+(1“т)СпНт
кг моль
кг - моль с присадкой
жидкого топлива
(19)
8. Изменение (уменьшение или увеличение) объема
при сгорании 1 моля газа с присадкой жидкого запаль-
ного топлива ДМ
дм= м2 - ЛЛ = g (A 4-g-) - te-4- 4
(t т \ п тт | кг • моль
1----г* i (-‘пЛлт ------------«—-
4 ) \ кг - моль с присадкой
жидкого топлива
9. Теоретический коэффициент молекулярного из-
менения ро
6 — — 14-
Ро~ М± +
СО Н2 т \
~2---1--~г I 1-----j '-‘пП-т
1 + а Ег
' 10
(21)
Для жидкого топлива и для газов с Высоким содер-
жанием тяжелых углеводородов в горючей смеси теоре-
тический коэффициент молекулярного изменения боль-
ше единицы; для большинства же газов с преобладанием
СО, На и CaHi в горючей части величина ро меньше
единицы.
10. Расчетный коэффициент молекулярного измене-
ния р
Рр + Уг
Р 1+Yr
а_ Vo.
Un- ----- -
6 ггж тж
° v
Процесс сжатия
(23)
1. Давление конца сжатия рс
Рс = Ра в"1
Для газовых двигателей низкого сжатия величина рс
лежит в пределах 8—15 ата, повышаясь в газожидкост-
ном двигателе до 30—35 ата.
2. Температура конца сжатия Тс
Tc=Tae.n~i-, ic = Z’c-273°.
В газожидкостном двигателе температура сжатия
должна превышать температуру самовоспламенения ра-
бочей смеси на 150—300° в целях обеспечения своевре-
менного сгорания; этот перепад должен увеличиваться
с повышением числа оборотов двигателя.
Обычно допускаемые температуры сжатия для газо-
жидкостных двигателей лежат в пределах 450—650°С,
в то время как для газовых двигателей низкого сжатия
эта температура составляет 350—500° С.
Теплоемкость рабочих газов
Для определения теплоемкости рабочих газов необ-
ходимо знать состав отдельных компонентов свежего
заряда смеси и продуктов сгорания. В газожидкостном
двигателе состав свежего заряда в процессе сжатия
зависит от состава горючего газа, от общего количества
воздуха и от количества остаточных газов, относитель-
ное количество которых характеризуется коэффициен-
том остаточных газов. Для решения уравнений, приво-
димых ниже, значения средних теплоемкостей воздуха
и газа берутся из табл. 5 средних теплоемкостей. При-
нимая во внимание небольшое содержание многоатом-
ных газов в газовоздушной смеси, можно в пределах
достаточной для расчетов точности пользоваться зна-
чениями средних молекулярных теплоемкостей газа
при постоянном объеме для воздуха.
1. Средняя молекулярная теплоемкость свежего за-
ряда при постоянном объеме в интервале температур
0 —Г°С
= 2 гй • cvk ккал>кг • моль • град.
Здесь — средняя молекулярная теплоемкость;
гд — объемная доля отдельного газового ком-
понента в свежем заряде
или
_ _ с0
rk — rCO~-р-
2. Средняя молекулярная теплоемкость продуктов
сгорания при постоянном объеме cv
с„ = У, гь с,,;, ккал/кг-моль-град,
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ГАЗОДИЗЕЛЕИ
591
где cv^— средняя молекулярная теплоемкость при по- с' — средняя молекулярная теплоемкость остаточ- стоянном объеме газового компонента продук- ных газов при постоянном объеме и темпера- тов сгорания при температуре сгорания от 0 туре от g до tc °C; до tz °C при или подсчете теплоемкости оста- — коэффициент полноты сгорания. точных газов от 0 до Гс°С. По данным решения левой части указанного выше Температура конца сгорания Tz уравнения по кривым энтальпии Q tz) для средних продуктов сгорания находят значение энтальпии и по 1. Определяется из уравнения сгорания смешанного ней определяют tz. цикла г > • \ . В условиях сгорания при постоянном объеме вели- ^z^AHh-^-SQh) , \сс+Усо;гс . чина tz определится из уравнения ₽ + (1+'Yr) ₽(1+Y>-) 1,985-%(273+Q _<0g5.97?=/t (24) lz(22AHH+gQH) «+Yr~Oc, ? 1 ₽ ₽(4+^) ° z где c" — средняя молекулярная теплоемкость продук- тов сгорания при постоянном давлении при температуре от 0 до iz° С; откуда Tz = 4Z + 273°. Таблица 5 Средняя мольная теплоемкость газов при постоянном объеме кал С® кг • моль • град
t° G | Н2 Оа Na СО нао СОа сн4 С2На с2н4 Воздух
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 4,87 4,93 4,96 4,98 4,99 5,00 5,02 5,04 5,07 5,10 5,13 5,16 5,21 5,25 5,29 5,33 5,37 5,41 5,46 5,50 5,54 5,58 5,63 5,67 5,71 5,75 4,999 5,064 5,166 5 275 5,391 5,498 5,602 5,694 5,780 5,867 5,926 5,990 6,050 6,103 6,154 6,203 6,249 6,294 6,335 6,375 6,414 . 6,452 6,490 6,523 6,556 6,590 4,936 4,955 4,977 5,013 5,065 5,127 5,194 5,265 5,336 5,404 5,469 5,532 5,592 5,650 5,703 5,754 5,801 5,844 5,885 5,924 5,960 5,994 6,026 6,057 6,086 6,113 4,970 4,983 5,014 5,065 5,130 5,205 5,283 5,351 5,428 5,502 5,570 5,626 5,685 5,761 5,815 5,865 , 5,911 5,954 5,995 6,033 6,069 6,102 6,134 6,164 2,193 6,219 6,016 6,074 6,164 6,273 6,396 6,525 6,660 6,802 6,946 7,093 7.239 7,384 7,527 7,666 7,802 7,933 8,060 8,184 8.302 8,414 8,523 8,628 8,728 8,824 8.917 9,006 6,543 7,187 6,632 8,031 8,387 8,703 8,986 9,239 9,467 9,680 9,866 10,035 10,191 10,333 10,461 10,581 10,691 10,794 10 891 10,978 11,061 11,139 11,213 11,282 11,344 11,406 6,25 6,67 7,41 8,11 8,78 9,42 10,04 10,63 11,18 11,69 12,18 8,03 9,28 10,47 11,56 12,58 13,50 14,34 15,09 15,91 16,47 17,09 8,14 9,01 9,68 10,26 10,71 11,11 11,48 11,81 12,13 12,41 16,68 4,968 4,977 5,014 5,067 5,131 5,204 5,278 5.354 5,427 5,503 5,563 5,627 5,686 5,744 5,797 5,847 5,893 5,937 5,987 6,017 6,053 6,088 6,121 6,153 6,183 6,212
592
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
Практически температура Tz для газожидкостных
двигателей лежит в пределах 1800—2000° С.
2. Давление сгорания рг
Pz — ^Pc кГ/см2.
3. Пользуясь полученной в п. 1 температурой конца
сгорания Тг, вычисляют степень предварительного рас-
ширения Q
5. Индикаторный удельный расход жидкого запаль-
ного топлива
632? г
gi = -—-fz- кГ/и. л. с. ч.
ТН ’ VH
6. Экономический коэффициент полезного действия
газогенераторной установки вместе с газожидкостным
двигателем
Tfa. e- = r\et\e
Нн Ч~ QhS
+ (?н + g Лг
(28)
Как видно из приведенного выражения, величина q
связана с величиной X и для газожидкостного двига-
теля находится в пределах 1,4—1,5.
Процесс расширения
1. Степень последующего расширения б для сме-
шанного цикла
б = -.
е
2. Температура конца расширения
т
Ть=—гок.
3. Давление конца расширения
Рь= кГ/см2.
б"а
4. Проверка правильности оценки температуры оста-
точных газов
где г|г — коэффициент полезного действия газогенера-
тора.
Для стационарных установок он принимается 0,85,
а для установок для газоходов 0,80.
Общие параметры работы двигатели
1. Среднее эффективное давление
P«=TU' Pi кГ/см2,
где ти — механический коэффициент полезного дей-
ствия, равный
рг — среднее сопротивление трения в кГ/см2.
Для газожидкостных двигателей в первом прибли-
жении величину рг можно подсчитать по следующей
формуле
Рг= (0,182 до 0,136) V^D =
= (0,45 до 0,74) кГ/см2. (29)
В случае расхождения величины Тт более чем на 15%
по сравнению с предварительной оценкой ее следует
пересчитать.
Параметры рабочего цикла
1. Среднее индикаторное давление (теоретическое)
Здесь ст — средняя скорость поршня;
I — отношение хода поршня s к диаметру ци-
линдра D.
2. Эффективный к. п. д.
3. Удельный эффективный расход газа
п- Рс
Pimeop ' g j
1
п1— 1
Ме-1)+-^т
1
/. 1
1
бп2-1
-----, i . кГ/см,2.
в"!-1 Л
(26)
632 (1 — ?) vi -
р ' -......дД. ——— нм‘э. л. с. ч.
АеНн ти
4. Удельный эффективный расход жидкого запаль-
ного топлива
2. Действительное среднее индикаторное
Pi = <р Pimeop-
632? _ ?{
"*le Qh Чи
кГ/з. л. с. ч.
(31)
давление
5. Эффективная мощность четырехтактного двига-
теля
3. Индикаторный к. п. д.
v РеУдШ
е 900
а.л. с..
п = 1 9Я5 ' 1 07 0 ‘
ЛнРо (22,4 • Нн gQH)
(27)
4. Индикаторный удельный расход газа Vi
где Va — рабочий объем цилиндра в литрах;
п — число оборотов коленчатого вала в минуту;
i — число цилиндров двигателя.
6. Объем цилиндра двигателя
„ 632(1-?)
Vi=----нм6 и. л. с. ч.
Щ-Нн
<_ 900Уе
а РеШ
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ)
593
7. Диаметр цилиндра двигателя
Р=10
Уа
0,785 I
см,
(32)
где
‘-4
Отношение -& задается по конструктивным сооб-
ражениям.
ЛИТЕРАТУРА
1. Использование газа в теплосиловых установках. Сборник
статей. Гостоптехиздат, 1959. 203 с.
2. Дизели и газовые двигатели. Каталог-справочник. Л.,
Машгиз, 1961. 297 с.
3. Салтыковский В. В. Компрессоры и газовые
двигатели. Сборник статей. ГОСИНТИ, М., 1961. 55 с.
4. Г е н к и н К. И. Газовые двигатели, м., Машгиз, 1962,
114 с.
5. К о л л е р о в Л. К. Наддув газовых двигателей. — Энер-
гомашиностроение», 1955, № 2, с. 27—29.
6. Платонов А. М. Исследование работы судового дви-
гателя ЗД6 на природном газе по газожидкостному циклу. Ново-
сибирск, 1958. 56 с.
7. Дизелестроение за рубежом. ЦИНТИмаш, М. 1962. 132 с.
8. Газогенераторные тепловозы и совершенствование тепло-
возных силовых установок. Трансжелдориздат, 1954. Труды
ЦНИИ. Вып 87, 1954. 180 с.
9. Петровский Н. В. Режимы работы судовых двига-
телей. М., Мориздат, 1953. 200 с.
10. Коллеров Л. К. Газовые двигатели. Л., Машгиз,
1955. 211 с.
И. Diesel Power, 1955, N 263. 27 с.
12. Oil Eng. and gas Turbine, 1956, N 9. 34 c.
13. ВаншейдтВ. А. Судовые двигатели внутреннего сго-
рания. Судпромгиз, 1962. 543 С.
14. Двигатели внутреннего сгорания. Под ред. А. С. Орлина.
Т. 1. М., Машгиз, 1960. 393 с.
15. Тар ее в В. М. Справочник по тепловому расчету
рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания. Речгиз,
1961. 413 с.
16. Орлин А. С. иКруглов М. Г. Двухтактные дви-
гатели. М., Машгиз, 1960. 553 с.
38 Заказ 1630-
594
ПРИЛОЖЕНИЕ
ПРИЛОЖЕНИЕ
МЕЖДУНАРОДНАЯ СИСТЕМА ЕДИНИЦ (СИ) (ИЗВЛЕЧЕНИЯ ИЗ СИСТЕМ ФИЗИЧЕСКИХ ВЕЛИЧИН
И КОЭФФИЦИЕНТЫ ПРИВЕДЕНИЯ К СИСТЕМЕ СИ)
Наименование и обозна- чение единиц Система единиц Единица измерения Коэффициенты приведения к единицам СИ
I. Механические единицы Основные единицы
Длина 1 СИ и МКГСС СГС Внесистемная м см мк Основная единица 1-10~2 м 1-10—6 м
Масса т СИ МКГСС СГС кг кГ'Сек^/м (т. е. м) г Основная единица 9,81 кг 1 10_2 кг
Время t СИ и МКГСС Внесистемная » сек мин ч Основная единица 6-10 сек 36-102 сек
Плоский угол ф СИ и МКГСС Внесистемная » рад ° (градус) ' (минута) ' (секунда) Дополнительная единица я/180 рад я/108-10“2 рад я/648- IO-2 рад
Телесный угол Площадь S СИ и МКГСС СИ и МКГСС СГС стер Производные единицы м2 СМ2 Дополнительная единица 1-10~4 JK2
Объем V СИ и МКГСС СГС Внесистемная м3 см3 л (литр) 1 • 10—6 ^3 1 • 10“3 4i3
Момент инерции J (дина- мический) СИ МКГСС КГ-М2 кГ 'М^секЪ 9,81 * кГ-сл{2
Скорость V СИ и МКГСС СГС м/сек см/сек 1 • 10—2 At/сек
Ускорение а СИ и МКГСС СГС м/СекЗ см/сек2 1.10—м/сек2
Угловая скорость а СИ и МКГСС Внесистемная » рад/сек об/сек об/мин 2л рад/сек л/30 рад/сек
Угловое ускорение е СИ и МКГСС рад/сек* —
Частота / ' СИ и СГС гц (герц) (1): (1 сек)
Сила F СИ МКГСС Внесистемная н (ньютон) кГ или кгс (килограмм-сила) Т или тс (тонна-сила) (1 кг-1 м) : (1 сек)2 9,81 н 9,81-103 н
Удельный вес у СИ МКГСС Н/мЗ кГ /м3 9,81 и/м3
Плотность, объемная мас- са Q СИ МКГСС Внесистемная кг /м3 кГ'СекЪ/м* г/см3 9,81 кг/м3 1-103 кГ/мЗ
Работа, энергия А СИ МКГСС Внесистемная » дж (джоуль) кГ'М вШ’Ч (ватт-час) л. с. ч. (1 н)-(1 м) 9,81 дж 3,6-103 дж 2,647- 106 дж
ПРИЛОЖЕНИЕ
595
Продолжение приложения
Наименование и обозначение единиц Система единиц Единица измерения Коэффициенты приведения к единицам СИ
Мощность N СИ МКГСС Внесистемная вт кГ-м/сек л. с. (75 кГ-м/сек) (1 дж): (1 сек) 9,81 вт 0,735 кет = 735 ** вт
Давление (механическое напряжение) р СИ МКГСС Внесистемная » » » н/м2 кГ/м2 кГ/см2 (техн, ат.) кГ/см2 (физ. ат.) мм вод. ст. мм рт. ст. 9,81 н/м2 9,81-104 н/м2 10,013 Н/Л12 9,81 Н/Л12 133,322 н/м2
Кинематическая вяз- кость V СИ и МКГСС сгс м2/сек ст (стокс) 1-104 м2/сек
Динамическая вязкость t) СИ МКГСС H«cex/ju2 кГ*сек/м2 9,81 н-еек/л12
Термодинамическая темпе- ратура Т Температура II СИ Тепловые единицы °К. град °C, град Основная единица
Количество теплоты Q си . Внесистемная дж ккал (1 н)*(1 м) 4,19 ***• 103 дж
Удельная теплота q СИ Внесистемная дж/кг ккал/кг 4,19* 103 дж/кг
Теплоемкость системы С СИ Внесистемная дж/град ккал/град 4,19 • 103 дж/град
Удельная теплоемкость с СИ Внесистемная дж/кг*град ккал/кг* град 4,19*103 дж/кг* град
Энтропия системы AS СИ Внесистемная бж/°К ккал/°К 4,19 • 103 дж/град
Удельная энтропия As СИ Внесистемная дж/кг*°К. ккал/кг*0^ 4,19*103 дж/кг • град
Тепловой поток Фт СИ Внесистемная вт ккал/ч 1 (дж): (1 сек) 1,1630 вт
Плотность теплового пото- ка ф си Внесистемная вт/м2 ккал/м%ч 1,630 вт/м2
Коэффициент теплоотда- чи а СИ Внесистемная вт/м2* град ккал/м2 • ч • град 1,1630 вт/м2* град
Коэффициент теплопровод- ности Л СИ Внесистемная вт/м*град ккал/м*ч*град 1,1630 вт/м* град
Коэффициент температуро- проводности а СИ Внесистемная м2/сек м2/ч 2,7778*104 м2/сек
* Точное значение 9,80665 н/м2. * * Точное значение 735,499 вт. * ** Точное значение коэффициента 4,1868.
38*
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие.......................................................
РАЗДЕЛ ПЕРВЫЙ
ТИПЫ ДИЗЕЛЕЙ И ИХ ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Глава I. Классификация дизелей и техни-
ческие требования к ним (В. А. Ваншейдт)
1. Основы работы дизеля..................
2. Классификация двигателей внутреннего
сгорания ...............................
3. Основные технические требования, предъ-
являемые к дизелям ..................
Глава II. Основные параметры двигателей
(Л. В. Гендлер, Н. Н. Иванченко)
1. Подобие двигателей . . .
2. Мощность, число цилиндров н основные
размеры цилиндра ........................
3. Число оборотов п и скорость поршня ст
4. Степень сжатия в, давления ре и pz, ко-
эффициент избытка воздуха а, расход
топлива .................................
5. Весовые и габаритные показатели . . .
6. Надежность и срок службы ............
Глава III. Конструктивные особенности ти-
7 пичных дизелей отечественного и зарубежного
изготовления (В. А. Ваншейдт) .................
8 1. Современные четырех- и двухтактные ди-
— зели отечественного производства ....
2. Современные четырех- и двухтактные ди-
9 зели зарубежного производства.........
10 Литература ..................................
РАЗДЕЛ ВТОРОЙ
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ДИЗЕЛЯ (В. А. Ваншейдт)
Г л а в а I. Процессы наполнения и сжатия
1. Очистка и наполнение цилиндра ....
2. Процесс сжатия заряда................
Глава II. Воспламенение и сгорание топлива
1. Схема процесса воспламенения и сгорания
топлива ................................
2. Характеристика процесса сгорания по
развернутой индикаторной диаграмме р =
= / (ф) ............................
3. Факторы, влияющие на период задержки
самовоспламенения и на процесс сгорания
Глава III. Термохимия и термодинамика про-
цесса сгорания и расширения................
1. Термохимия процесса сгорания . . .
2. Теплоемкость воздуха и продуктов сгора-
ния ....................................
3. Термодинамика процесса сгорания. Взаи-
мосвязи между параметрами процессов
сгорания и расширения ..................
4. Коэффициенты выделения и использования
тепла ..................................
5. Уравнение сгорания смешанного цикла
6. Динамика тепловыделения .............
7. Процессы расширения продуктов сгорания
8. Процесс выпуска отработавших газов у че-
тырехтактных дизелей ...................
Г л’а в а IV. Выпуск и продувка двухтактных
дизелей ...................................
1. Системы выпуска и продувки...........
2. Протекание процессов выпуска и продувки
3. Основные параметры процессов продувки
и выпуска...............................
38
42
44
4. Располагаемое время—сечение органов
газораспределения........................
5. Расчет процессов выпуска и продувки
Глава V. Индикаторные и эффективные па-
раметры рабочего цикла .....................
1. Среднее индикаторное (внутреннее) давле-
ние .....................................
2. Индикаторный к. п. д. и индикаторный
46 расход топлива.......................
3. Среднее эффективное давление. Механи-
47 ческий к. п. д.......................
4. Эффективный к. п. д. и эффективный рас-
ход топлива .............................
5. Уравнения мощности и экономичности в
— общем виде...........................
6. Индикаторная и эффективная мощности
53 двигателя............................
7. Тепловой баланс дизеля ..............
8. Определение основных размеров дизелей
55 Глава VI. Камеры сгорании и способы сме-
_ сеобразования ................................
56 1. Классификация способов смесеобразова-
57 ния. Неразделенные камеры сгорания . .
60 2. Вихрекамерное смесеобразование ....
3. Предкамерное смесеобразование........
61 4. Воздушно-камерное смесеобразование . .
Глава VII. Наддув дизелей ..................
62 1. Основные положения; наддув четырех-
— тайтных дизелей.......................
65 2. Использование энергии выхлопных газов
3. Особенности паддува двухтактных дви-
— гателей .............................
ОГЛАВЛЕНИЕ
597
4. Системы комбинированного наддува с пе-
ременным и постоянным давлением газов 93
5. Примеры выполненных четырехтактных
дизелей с наддувом ......................... —
6. Примеры систем наддува двухтактных
дизелей.............................. 94
Глава VIII. Характеристики двигателей 98
1. Основные режимы работы двигателей . —
2. Скоростные характеристики.......... —
3. Винтовые характеристики .............. 100
4. Нагрузочные характеристики....... 102
5. Характеристики регуляторные, регулиро-
вочные, совместные и универсальные . . 103
Глава IX. Методика расчета рабочего
процесса дизеля............................. 104
1. Примеры расчета рабочего цикла ... —
2. Построение индикаторной диаграммы . . 112
Глава X. Расчет рабочего процесса дизелей
по методу ЦНИДИ (Б. М. Гончар)............ 113
1. Табличный способ расчета ............. 117
2. Расчет рабочего процесса дизелей на ЭВМ
«Урал-2».................................... 119
Литература.................................. 128
РАЗДЕЛ ТРЕТИЙ
ДИНАМИКА ДИЗЕЛЕЙ (П. А. Истомин)
Глава I. Кинематика механизмов двигателей 129
1. Кинематика центрального кривошипно-
шатунного механизма ....................... —
2. Кинематика смещенного кривошипно-ша-
тунного механизма....................... 135
3. Кинематика прицепных шатунов . . . 137
4. Перемещение поршней в цилиндрах дви-
гателей с комбинированными механизмами 138
5. Кинематика прицепных поршней . . . 139
6. Выбор кинематических параметров V-об-
разных двигателей ....................... 141
7. кинематика двигателей с расходящимися
поршнями................................
8. Геометрия щелевого газораспределения
в цилиндрах ДРП. Связь между кинема-
тическими параметрами................. 143
Глава II. Силовой анализ механизмов . . 145
1. Расчетные положения механизма ... —
3. Силы, действующие в деталях и подшипни-
ках центрального КШМ..................... 147
4. Определение сил, действующих в деталях
центрального КШМ с прицепным шату-
ном ...................................". 150
5. Полный, набегающий и средний крутящие
моменты.................................. 151
6. Неравномерность вращения вала двига-
теля .................................... 152
7. Определение среднего индикаторного дав-
ления по данным динамического расчета
или развернутой индикаторной диаграмме 153
8. Диаграммы, характеризующие нагрузку
подшипников ................................ —
Глава III. Внешняя и внутренняя неуравно-
вешенность двигателей ..................... 157
1. Силы инерции одного цилиндра однорядных
двигателей с центральными КШМ ... —
2. Внешняя неуравновешенность одноряд-
ных многоцилиндровых двигателей . . . 157
3. Неуравновешенные силы инерции двухци-
линдровых V-образных двигателей . . . 168
4. Неуравновешенность силы инерции одного
цилиндра ДРП............................. 171
5. Внешняя неуравновешенность многоцилин-
дровых двигателей с комбинированными
схемами.................................. 172
6. Уравновешивание двигателей .... 173
7. Внутренние силы и моменты в остове дви-
гателя .................................. 175
Глава IV. Свободные крутильные колебания
валопровода................................ 180
1. Общие сведения......................... —
2. Составление крутильных схем и их услов-
ное изображение.......................... 181
3. Вычисление податливостей............... —
4. Вычисление моментов инерции масс . . 182
5. Безразмерные параметры системы. Основ-
ные соотношения.......................... 184
6. Предварительное определение частот сво-
бодных колебаний........................ —
7. Уточнение значения частот свободных ко-
лебаний .................................. 185
Глава V. Резонансные и околорезонансные
крутильные колебания валопроводов.......... 193
1. Возмущающие моменты.................... —
2. Моменты сил трения .................... 196
3. Расчет резонансных и околорезонансных
амплитуд ............................... 197
4. Определение запретных зон ........... 198
5. Способы уменьшения крутильных колеба-
ний .................................... 200
Литература................................. 205
РАЗДЕЛ ЧЕТВЕРТЫЙ
МА ТЕРИ АЛЫ ДЛЯ ДИЗЕЛЕСТРОЕНИИ
Глава I. Сталь (С. М. Баранов).............. 206
1. Выбор конструкционной стали .... —
2. Цементируемые марки стали и их приме-
нение .................................... 214
3. Выбор жароупорных марок стали и сплавов 217
лава II. Серый чугун (М. Д. Никитин) 219
1. Основные характеристики. Марки чугуна.
Механические свойства................... —
2. Назначение марок чугуна .st-.... 222
598
ОГЛАВЛЕНИЕ
Глава III. Цветные металлы (М. Д. Ники-
тин) ................................... 225
1. Материалы подшипников коленчатого вала
двигателя.............................. —
2. Сплавы на медной основе ............ 226
3. Алюминиевые сплавы.................. 232
Глава IV. Неметаллические материалы
(М. Д. Никитин).............................. 235
1. Общие данные........................... —
Литература . . . ............................ 238
РАЗДЕЛ ПЯТЫЙ
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Глава I. Остов двигателя (В. А. Ваншейдт) 239
1. Фундаментная рама и рамовые подшип-
ники .................................. —
2. Расчет фундаментной рамы и конструк-
тивные соотношения................ 241
3. Картер (станина) ................... 243
4. Расчет станины и конструктивные соотно-
шения ........................... 246
5. Блок-цилиндры и втулки цилиндров . . 249
6. Расчет блок-цилиндров и втулок и кон-
структивные соотношения ............. 253
7. Крышки (головки) цилиндров ......... 254
8. Расчет цилиндровых крышек и конструк-
тивные соотношения .................. 256
Глава II. Коленчатый вал (Н. Н. Иван-
ченко) .................... 257
1. Условия работы; основные требования;
конструктивные соотношения........... —
. 2. Расчет коленчатого вала ........... 266
Глава III. Шатун (Н. Н. Иванченко) . . . 279
1. Основные требования............. —•
2. Поршневая головка шатуна ........... 280
3. Стержень шатуна...................... 282
4. Кривошипная головка шатуна .... 284
5. Шатунные болты................. 286
6. Шатунные (мотылевые) подшипники . . 287
7. Шатун, поперечина, ползун и стержень
поршня крейцкопфных двигателей . . 288
Глава IV. Поршень (Н. Н. Иванченко) . . 291
1. Конструкция, условия работы .... —
2. Расчет поршня ...................... 296
3. Поршневые кольца.................... 298
4. Поршневой палец .................... 300
Глава V. Распределительные органы
(Л. В. Гендлер)........................... 301
1. Клапаны............................... —
2. Клапанный привод.................... 302
3. Профилирование кулачков............. 303
4. Клапанные пружины................... 307
5. Расчет клапанного привода........... 309
Литература................................ 313
РАЗДЕЛ ШЕСТОЙ
СИСТЕМЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Глава I. Топливоподающие системы
(Р. В. Русинов) ......................... 314
1. Основные параметры и технические условия
на проектирование топливоподающих си-
стем .................................. —
2. Выбор типа топливоподаюшей системы 324
3. Новые тенденции в проектировании топли-
воподающих систем ...................... 336
4. Расчет топливоподающих систем . . . 343
5. Конструирование прецизионных деталей
топливоподающих систем ................. 353
Глава II. Турбокомпрессоры для наддува ди-
зелей (В. П. Вайков)......................... 358
1. Энергетические возможности газотурбин-
ного наддува .............................. —
2. Выхлопные системы дизелей ............ 361
3. Требования, предъявляемые двигателем
к турбокомпрессору....................... 362
4. Конструкции турбокомпрессоров . . . 365
5. Теория, расчет и профилирование турбо-
компрессоров ............................ 370
6. Расчет компрессора..................... 376
7. Расчет турбины постоянного давления . . 380
8. Особенности профилирования цельноли-
тых колес центробежных компрессоров
и радиальных центростремительных тур-
бин . 5.................................. 381
9. Испытание турбокомпрессоров .... 383
10. Испытание и доводка турбокомпрессора
на двигателе............................ "87
11. Ряды турбокомпрессоров.............. 388
Глава III. Системы охлаждения и смазки
(Н. Н. Иванченко).......................... 392
1. Система охлаждения, выбор типа; насосы,
теплообменники и автоматическое регу-
лирование ............................... —
2. Система смазки. Масляные насосы и филь-
тры ................................... 402
Глава IV. Системы пуска, реверса и управле-
ния (М. И. Левин).......................... 410
1. Системы пуска.......................... —
2. Механизм реверса..................... 426
3. Системы управления................... 428
Глава V. Автоматическое регулирование ско-
рости (Л. В. Гендлер) ..................... 436
1. Основные понятия и определения ... —
2. Типы регуляторов, классификация . . 439
3. Основные технические требования к си-
стемам автоматического регулирования
(САР) и к регуляторам ................... 440
4. Схемы центробежных регуляторов прямого
действия .............................. 442
5. Элементы центробежных регуляторов не-
прямого действия ........................ 444
ОГЛАВЛЕНИЕ
599
6. Расчет центробежных регуляторов пря-
мого действия .......................... 447
7. Расчет центробежных регуляторов непря-
мого действия........................... 451
8. Примеры конструкции регуляторов . . 455
9. Унифицированный размерный ряд регуля-
торов ................................. 463
Глава VI. Комплексная автоматизация ди-
зельных установок (М. И. Левин) ....... 466
1. Общие сведения......................... —
2. Автоматическое регулирование темпера-
туры воды и масла ....................... 467
3. Типовая технологическая последователь-
ность выполнения автоматических операций 469
4. Типовые схемы автоматизации дизель-ге-
нераторов ............................... 480
5. Комплект унифицированных приборов
и устройств дизельной автоматики (тех-
нические характеристики и краткое опи-
сание) .................................. 484
6. Общепромышленные средства автомати-
зации в системах дизельной автоматики 492
7. Автоматизированные дизель-генератор-
ные установки ........................... 499
Глава VII. Системы дистанционного авто-
матизированного управления транспортных ди-
зелей (Л. В. Гендлер) . ;............... 500
1. Типы силовых установок и задачи упра-
вления .................................... —
2. Технические требования к системам ДАУ
главных судовых дизелей ................. 502
3. Посты управления ..................... 503
4. Дистанционные цепи воздействия . . . 505
5. Элементы дистанционных цепей .... 508
6. Специальные устройства ............... 515
7. Примеры схем систем ДАУ .............. 517
Глава VIII. Шум и вибрации дизелей и меро-
приятии по их снижению (А. А. Скуридин,
Л. В. Тузов)............................... 518
1. Акустические измерения ................. —
2. Общие уровни шума и вибрации дизелей 520
Дитература ............................ 531
РАЗДЕЛ СЕДЬМОЙ
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ ДИЗЕЛЕЙ (И. П. Воронов)
Глава I. Виды стендовых испытаний дизелей 533
1. Испытания дизелей серийного производства —
2. Испытания дизелей опытного производства 534
3. Испытания дизелей научно-исследователь-
ского характера..................... 535
Глава II. Стенды для испытания дизелей . —
1. Фундаменты ........................... 536
2. Системы управления и контроля .... —
3. Системы, обслуживающие стенд .... 538
4. Техника безопасности на испытательных
стендах ............................. . . 542
Глава III. Нагрузочные устройства . . . 543
2. Данные по некоторым гидравлическим тор-
мозам ................................... 547
3. Электрические тормоза................. 553
4. Данные по некоторым балансирным ди-
намомашинам ............................... 554
5. Выбор и сравнение нагрузочных устройств —
Глава IV. Методы измерений при испытании
дизелей .................................... 556
1. Точность приборов и измерений .... —
2. Методы измерений .............. 557
Литература............................ 561
РАЗДЕЛ ВОСЬМОЙ
ГАЗОЖИДКОСТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ (ГАЗОДИЗЕЛИ) (Л. К. Коллеров)
Глава I. Рабочий цикл, специальные детали
и устройства .............................. 562
1. Принцип работы......................... —
2. Особенности рабочего цикла .......... 563
3. Специальные детали и регулирующие уст-
ройства газодизелей..................... 565
Глава II. Конструкция и расчет рабочего
цикла газодизелей............................. 581
1. Конструкция четырехтактных газодизелей —
2. Конструкция двухтактных газодизелей 585
3. Схемы расчета рабочего цикла газодизеля 587
Литература ................................... 593
Приложение ................................... 594
Редакторы издательства:
Р. Н- Михеева, Г. Г. Степанова, инж. ЛГ. П. Юркевич
Переплет художника Н. И. Васильева
Технический редактор Л. В. Щетинина
Корректоры: Э. А. Мирошниченко и 3. П. Смоленцева
Сдано в производство 31/1П 1964 г.
Подписано к печати 6/Х 1964 г.
М-14086- Формат бумаги 84x1081/ю. Печ. листов 62,83 (4 вклейки).
Уч.-изд. листов 72;0. Тираж 12 500 экз. Цена 3 р. 90 к. Заказ 1630.
Ленинградская типография № 14
«Красный Печатник» Главполиграфпрома
Государственного комитета Совета Министров СССР по печати.
Ленинград, Московский пр., д. 91.
ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стр. Колонка Строка Напечатано Должно быть
141 левая 21-я снизу 2lr cos Pj 2Lr cos Pt
143 левая табл. 6; 5-я сверху arctg 0,5 arctg
184 левая 12-я снизу n 0O
184 левая 1-я снизу eo^ft,fe4-ieo = e0Fk, H-1 — e0
184 правая 2-я сверху -6йД- — О'АД.
232 левая 7-я сверху АЛ1 АЛ2
289 левая 3-я снизу Pr/<Z Pz/2
310 левая ф-ла (116) WK, wr ‘"к, WT
375 левая Подпись к фиг. 89 полнолопаточ- ный полнопоточ- ный
378 левая 8-я снизу колеблется колеблется
414 табл. 31 8-я снизу 12; 150; 180 186,7 6; 150; 180
440 правая 1-я сверху не менее 70% не более 70%
441 левая табл. 41, 1-я графа справа 4 8
490 правая 5-я снизу емая мощ- ность, вт <23 Потребляемая мощность, вт
Лакав 10!)О