Локомотивные двигатели внутреннего сгорания - Володин А.И.

Автор: Володин А.И.

Теги: тяга поездов на железных дорогах подвижной состав двигатели железнодорожный транспорт двигатели внутреннего сгорания локомотивы

Год: 1978

Похожие

Локомотивные двигатели внутреннего сгорания

Тепловоз ТЭЗ

Техническое обслуживание и ремонт локомотивов

Узкоколейные тепловозы ТУ6 и ТУ7

Текст

А.И Володин
ЛОКОМОТИВНЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
А. И. ВОЛОДИН
ЛОКОМОТИВНЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
МОСКВА «ТРАНСПОРТ» 1978
6Т1.2
В68
УДК 629.424.1 : 621.436+629.426 : 621.438
Володин А. И.
В68 Локомотивные двигатели внутреннего сгорания.
М.., «Транспорт», 1978.
239 с. с ил. и табл. Список лит.: с. 236—237.
В книге освещены принципы работы, устройства, рабочие процес-
сы, основы динамики тепловозных двигателей внутреннего сгорания
и локомотивных газотурбинных установок. Основное внимание уделено
тепловозным дизелям.
Рассчитана на инженерно-технических работников железнодорож-
ного транспорта.
В _3£802-123_122 7g
049(01)-78
6Т1.2
© Издательство «Транспорт», 1978
ОТ АВТОРА
На отечественных железных дорогах наряду с электровозами
широкое применение нашли тепловозы. Накоплены некоторые данные
по эксплуатации опытных образцов газотурбовозов. Тепловозы и га-
зотурбовозы принадлежат к автономным локомотивам, у которых
в качестве первичных источников энергии используются двигатели
внутреннего сгорания — поршневые и газотурбинные.
Современный тепловозный двигатель представляет собой сочетание
поршневой машины и элементов газотурбинного двигателя, к которым
относятся лопаточные машины — турбины и компрессоры. Лопа-
точные машины служат для подачи воздуха под давлением в поршневой
двигатель. Имеются также схемы и конструкции поршневых двига-
телёй, где газовая турбина дополнительно вырабатывает энергию,
передаваемую на вал отбора мощности. Значение лопаточных машин
в работе тепловозного двигателя все более возрастает. Например,
мощность турбины турбокомпрессора для подачи воздуха достигает
уже 20—30% номинальной мощности двигателя. Поэтому современ-
ный тепловозный двигатель часто называют комбинированным или
турбопоршневым.
Основное внимание в книге уделено изложению основ работы, уст-
ройства и теории современных тепловозных комбинированных двига-
телей. При изложении материала сделана попытка отойти от тради-
ционных схем изучения работы поршневого двигателя, когда за ос-
нову берется двигатель без наддува. Работа поршневого двигателя
рассматривается в совокупности с работой агрегатов воздухоснаб-
жения и с учетом всей сложности процессов и явлений, происходящих
в этих машинах.
Имеется много общего в основах работы лопаточных машин теп-
ловозного комбинированного и газотурбинного двигателей. Это по-
зволило с единых методических позиций дать также краткие сведения
о работе и устройстве локомотивных газотурбинных двигателей.
Содержание книги определялось стремлением дать материал, ко-
торый может быть полезен в основном специалистам, работающим
в области эксплуатации локомотивов. Эксплуатация двигателей с наи-
большей эффективностью предполагает знание их конструкции, ра-
боты обслуживающих систем, тепловых и механических процессов,
3
совершающихся в основных элементах двигателя. Эти знания позво-
ляют квалифицированно производить регулировку и настройку ма-
шин, анализировать причины повреждений и характер износов, до-
биваться наибольшей экономичности в их работе, устанавливать влия-
ние эксплуатационных факторов.
Рассмотрены только основы устройства мощных двигателей магист-
ральных локомотивов. В сжатой форме изложены термодинамические
основы рабочих процессов локомотивных двигателей.
Широкие возможности для изучения влияния эксплуатационных
и конструктивных факторов на работу двигателей предоставляет
использование электронно-вычислительных машин. С этой целью из-
ложены и иллюстрированы примерами методы моделирования рабо-
чих процессов тепловозных комбинированных двигателей на ЭВМ.
Воздействие на детали двигателя силовых факторов ограничено
рассмотрением динамики шатунно-кривошипного механизма. Для
оценки двигателей как источников энергии на локомотивах исполь-
зованы их технико-экономические характеристики с учетом режимов
работы.
Глава
I
ОСНОВЫ РАБОТЫ ЛОКОМОТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
1. Классификация тепловых двигателей
Локомотивные двигатели внутреннего сгорания принадлежат
к тепловым двигателям. Тепловая энергия в тепловых двигателях
преобразуется в механическую посредством различных газообразных
веществ: воздуха, горючей смеси, продуктов сгорания топлива, водя-
ного пара и др. Эти газообразные вещества называют рабочим телом.
В зависимости от устройств для сгорания топлива и места подвода
тепла к рабочему телу тепловые двигатели делят на две основные
группы (рис. 1): двигатели внутреннего сгорания и двигатели внеш-
него сгорания.
В двигателе внутреннего сгорания (д. в. с.) топливо вводится
непосредственно в двигатель, в котором совершается сгорание топ-
лива, сообщение тепла рабочему телу и преобразование частц тепла
в механическую работу. В двигателе внешнего сгорания передача
тепла рабочему телу и сгорание топлива происходят во внешних уст-
ройствах, а преобразование части тепла в работу — в двигателе.
По типу основных рабочих органов, участвующих в преобразова-
нии тепловой энергии в механическую, различают: поршневые, лопа-
точные и роторно-поршневые двигатели1.
В поршневом двигателе (рис. 2) рабочее тело заключено в цилиндре.
При расширении рабочего тела его тепловая энергия преобразуется
в механическую работу поступательного движения поршня 1. Ша-
тунно-кривошипный механизм преобразует поступательное движение
поршня во вращательное движение вала. Существуют также бесша-
тунные механизмы для преобразования прямолинейного движения
во вращательное.
В лопаточной машине (газовой турбине, рис. 3) рабочее тело пе-
ремещается по криволинейным каналам, образованным лопатками
специального профиля. Лопатки 1 укреплены в статоре и составляют
сопловой аппарат, а лопатки 2 укреплены в роторе 3 и вместе с ним
образуют турбинное колесо. В результате расширения рабочего тела
в каналах его тепловая энергия преобразуется в механическую работу
вращения ротора. Газотурбинные двигатели (г. т. д.) представляют
собой тепловые двигатели с лопаточными машинами.
1 Реактивные двигатели не рассмотрены.
5
Рис. 1. Классификация тепловых двигателей
Рабочее тело
Рис. 2. Схема поршневого двигателя:
1 — поршень; 2 — шатун; 3 — кривошип коленчатого вала
Рис. 3. Схема лопаточной машины
(газовой турбины):
/“Лопатки соплового аппарата; 2 —
лопатки турбины; 3 — ротор
Рис. 4. Схема роторно-поршневого
двигателя:
1— корпус; 2 — ротор; 3 — свеча зажи->
гания; 4 — эксцентрик
6
В роторно-поршневом двигателе (рис. 4) рабочее тело заключено
в трех отдельных серповидных камерах, образованных корпусом
1 со специальными криволинейными очертаниями и ротором 2 с тре-
мя вершинами. Стороны ротора также имеют специальную форму.
Ротор расположен на эксцентрике 4 вала и передает ему вращение
через планетарную зубчатую передачу. Вершины ротора при его вра-
щении безотрывно перемещаются по корпусу. Объем каждой серпо-
видной камеры за время одного оборота ротора изменяется дважды
от наименьшего до наибольшего. Изменение объема используется
для наполнения камер рабочим телом в виде топливо-воздушной сме-
си, его сгорания и расширения. Тепловая энергия, сообщенная ра-
бочему телу, преобразуется в механическую работу вращения ротора.
Ротор вращается под действием разности давления на его боко-
вые поверхности со стороны рабочего тела в серповидных ка-
мерах.
Двигатели внутреннего сгорания могут быть также совокупностью
поршневых и лопаточных машин, совместно участвующих в преоб-
разовании тепловой энергии в механическую. В этом случае двига-
тель называют комбинированным или турбопоршневым. Современные
мощные тепловозные поршневые двигатели имеют лопаточные машины,
которые в подавляющем большинстве не производят механической
энергии, а предназначены для обеспечения поршневого двигателя воз-
духом. Их также относят к комбинированным двигателям. По таким же
признакам лопаточные двигатели внутреннего сгорания, например
газотурбинные двигатели со свободно-поршневым генератором газа,
также относятся к комбинированным двигателям.
По способу воспламенения топлива д. в. с. делят на две группы:
с самовоспламенением и с посторонним источником зажигания. В дви-
гателях с самовоспламенением топливо подается непосредственно
в цилиндр, где находится сжатый воздух, нагретый путем сжатия
до температуры, превосходящей температуру самовоспламенения топ-
лива. Такой способ образования смеси топлива с воздухом в цилиндре
называют внутренним. Чтобы воздух нагревался до высокой темпе-
ратуры, необходимо иметь высокую степень сжатия. Поэтому порш-
невые двигатели с самовоспламенением иначе называют двигателями
высокого сжатия, или дизелями. Для тепловозов и дизель-поездов
применяют только дизели. В принципе высокая степень сжатия мо-
жет быть получена и в роторно-поршневых двигателях, но пока тех-
нические трудности не позволяют создать такой двигатель.
К двигателям с посторонним источником зажигания принадлежат
поршневые и роторно-поршневые бензиновые двигатели автотрактор-
ного типа. У этих двигателей смесь топлива с воздухом образуется
вне рабочей полости в специальном устройстве—карбюраторе. Такой
способ смесеобразования называют внешним. Горючая смесь сжимается
в цилиндре при невысоких степенях сжатия и воспламеняется от элект-
рической искры. Степень сжатия этих двигателей ограничивается де-
тонационными явлениями при сгорании, которые сопровождаются вы-
сокой скоростью распространения пламени, взрывным характером
горения, стуками и перегревом двигателя, обильным выделением са-
7
жи и потерей мощности. Степень сжатия у этих двигателей зависит
от качества применяемого топлива.
В камерах сгорания газотурбинных двигателей происходит непре-
рывное горение топлива, а поступающее топливо воспламеняется
от горящего факела. При пуске двигателя топливо воспламеняется
от электрической искры. Поэтому такие г. т. д. следует отнести к д. в. с.
с посторонним источником зажигания. В г. т. д. с поршневыми гене-
раторами газа используется самовоспламенение топлива.
Двигатели внутреннего сгорания получили широкое распрост-
ранение в различных отраслях народного хозяйства. По области их
применения различают стационарные, локомотивные, судовые, авто-
тракторные и авиационные двигатели. В зависимости от специфики
применения к двигателям предъявляются вполне определенные тех-
нические требования по расходу топлива, массе, габаритам, срокам
службы, степени автоматизации управления и т. д. Разнообразие
этих требований определяет целесообразные области применения
рассмотренных видов двигателей.
Для двигателей народнохозяйственного назначения затраты на топ-
ливо составляют значительную долю в эксплуатационных расходах
силовых установок. Так, например, для магистральных тепловозов
эта доля достигает 30—45%. Поэтому повышение топливной эконо-
мичности первичного двигателя оказывает существенное влияние
на снижение эксплуатационных расходов.
Расход топлива двигателем находится в обратной зависимости
от эффективного к. п. д. Различные типы двигателей имеют следую-
щие интервалы изменения эффективного к. п. д. т]е:
Двигатели внутреннего сгорания:
дизели и комбинированные двигатели 0,35—0,41
карбюраторные двигатели (поршневые и роторно-
поршиевые) 0,22—0,30
газотурбинные двигатели 0,18—0,30
Двигатели внешнего сгорания:
паровые машины (совместно с котельной установкой) 0,09—0,14
паровые турбины 0,15—0,35
двигатели Стирлинга 0,30—0,35
Из приведенных данных видно, что дизели имеют наибольший
эффективный к. п. д. среди других тепловых двигателей. Это достоин-
ство дизелей послужило причиной широкого применения их для теп-
ловозов и дизель-поездов на отечественных и зарубежных железных
дорогах.
Для автономных локомотивов могут быть использованы и газо-
турбинные двигатели. Основное достоинство газотурбинного двига-
теля по сравнению с поршневым состоит в возможности снижения
массы и габарита силовой установки при заданной мощности. В свя-
зи с этим в отечественной промышленности проводятся опытные и
поисковые разработки газотурбовозов.
8
2. Тепловозные четырехтактные двигатели
Двигатели внутреннего сгорания, установленные на тепловозах,
различают по основным общим признакам: числу тактов, расположе-
нию цилиндров, числу валов и др.
По числу тактов двигатели или дизели могут быть четырехтактные,
у которых рабочий цикл осуществляется за четыре хода поршня или
два оборота коленчатого вала; двухтактные — рабочий цикл осу-
ществляется за два хода поршня или один оборот коленчатого вала.
Тактом называют часть рабочего цикла, совершающуюся между
двумя последовательными положениями поршня или поршней, одно
из которых соответствует наибольшему объему цилиндра, а другое —
наименьшему.
По расположению цилиндров тепловозные двигатели преимущест-
венно бывают (рис. 5) однорядные вертикальные и V-образные.
Более сложное расположение цилиндров, например V- или Х-образ-
ное, является исключением. Дизели однорядные с горизонтальным
расположением цилиндров изредка применяются на зарубежных
дизель-поездах. Коленчатых валов обычно бывает один или два
(см. рис. 5). По частоте вращения коленчатого вала тепловозные дви-
гатели делят на две группы: до 1000 и выше 1000 об/мин. Другие клас-
сификационные признаки тепловозных дизелей не являются доста-
точно общими.
Четырехтактный комбинированный двигатель с газотурбинным над-
дувом и охлаждением воздуха (рис. 6) состоит из поршневой и лопа-
точных машин, причем лопаточные машины используются в качестве
агрегатов подачи воздуха под давлением в поршневую машину, где
происходит сгорание топлива и преобразование энергии. Поршень 3,
шатун 2 и кривошип 1 коленчатого вала образуют шатунно-криво-
шипный механизм. Он предназначен для преобразования возвратно-
поступательного движения поршня во вращательное движение ко-
ленчатого вала.
В объем, заключенный между верхней поверхностью поршня и
стенками цилиндра, периодически подается топливо через форсунку
9. Периодичность подачи топлива зависит от числа тактов и частоты
вращения коленчатого вала. Начало и количество подачи топлива
Рис. 5. Схема расположения цилиндров в тепловозных двигателях:
а, в — однорядное, вертикальное; б — V-образное; г — V-образное
9
регулируются топливовпрыскивающей аппаратурой, В пространство
над поршнем периодически подается воздух, необходимый для сго-
рания топлива. Продукты сгорания удаляются из цилиндра через вы-
пускной клапан 11. Периодичность подачи воздуха и удаления про-
дуктов сгорания регулируется работой впускного 5 и выпускного 11
клапанов, которые кинематически связаны с коленчатым валом по-
средством газораспределительного механизма.
Распределительный вал 15 приводится во вращение от коленчатого
вала через систему зубчатых передач. На распределительном валу раз-
мещен кулачок, который сообщает возвратно-поступательное движение
толкателю 14. Через штангу 13 и рычаг 10 движение от толкателя
передается выпускному клапану 11. Привод впускного клапана 5
от распределительного вала аналогичен приводу выпускного. Профиль
кулачков на распределительном валу, управляющих работой клапа-
нов, и положение кулачков относительно кривошипа коленчатого вала
определяют продолжительность и моменты их открытия и закрытия.
Продукты сгорания, удаляемые через выпускной клапан, посту-
пают в газовую турбину 8. Здесь
Рис. 6. Принципиальная схема устрой-
ства и работы четырехтактного ком-
бинированного двигателя:
1— кривошип коленчатого вала; 2— ша-
тун; 3 — поршень; 4 — впускной коллектор;
5 — впускной клапан; 6 — холодильник воз-
духа; 7 — компрессор; 8 — турбина; 9 —
форсунка; 10— рычаг; // — выпускной кла-
пан; 12 — выпускной коллектор; 13 — штан-
га; 14 — толкатель; 15— вал; в — воздух;
т — топливо, ог — отработавшие газы
часть тепловой энергии газа преоб-
разуется в механическую энергию
вращения ротора турбины. На од-
ном валу с турбинным колесом
размещено компрессорное колесо.
Компрессор 7 служит для забора
воздуха из атмосферы, сжатия его
и подачи к полости впускного кла-
пана двигателя. Агрегат, состоя-
щий из турбины и компрессора,
называют турбокомпрессором. Та-
ким образом, часть тепловой энер-
гии выпускных газов двигателя
используется для предварительно-
го сжатия воздуха, поступающего
в двигатель. Перед поступлением
в двигатель производится охлаж-
дение воздуха в холодильнике 6.
Подача топлива и воздуха в
двигатель и удаление отработав-
ших газов из двигателя произво-
дятся в определенные периоды
рабочего цикла. В течение рабо-
чего цикла происходит одноразо-
вая подача топлива, воздуха и
удаление продуктов сгорания.
Поэтому частота вращения газо-
распределительного вала и вала
топливоподающих устройств дол-
жна быть в два раза меньше, т. е.
один оборот за два оборота колен-
чатого вала.
10
Рис. 7. Изменение объема цилиндра V,
сечений впускного FK и выпускного
FB клапанов в зависимости от угла <р
поворота коленчатого вала (п. к. в.):
Vc=Vmin — объем камеры сжатия; Vh—
= Vmax— Vmln — рабочий объем; Va — пол-
ный объем цилиндра (объем начала сжа-
тия)
При вращении коленчатого
вала поршень в процессе своего
движения может занимать одно из
двух крайних положений по отно-
шению к оси вала. Наиболее уда-
ленное положение поршня от оси
вала называют верхней мертвой
точкой (в. м. т.); положение пор-
шня при наибольшем его прибли-
жении к оси вала называют ниж-
ней мертвой точкой (н. м. т.).
Соответственно этому различают
и положения шатунной шейки
вала в в. м. т. и н. м. т. За нача-
ло отсчета угла ф поворота колен-
чатого вала (п. к. в.) условимся
принимать положение кривоши-
па в в. м. т., при этом поло-
жительные значения угла совпадают с направлением вращения.
Для качественного анализа процессов, происходящих в цилиндре
двигателя за рабочий цикл (ф — 0 4- 720°), необходимо рассмотреть
изменение объема рабочей полости цилиндра V и проходных сечений
впускного fKH выпускного FB, клапанов в зависимости от угла ф
поворота коленчатого вала (рис. 7). При положении поршня в в. м. т.
(ф — 0, ±360°) объем рабочей полости достигает наименьших зна-
чений Vmln и, наоборот, в н. м. т. (ф = ±180°) — наибольших Кшах.
Впускной клапан начинает открываться при угле поворота криво-
шипа фк, когда поршень еще не доходит до в. м. т., и закрывается
при угле <рие, когда поршень минует н. м. т. При открытом впускном
клапане полость цилиндра сообщается с впускным коллектором. Вы-
пускной клапан открывается и закрывается соответственно при углах
поворота кривошипа фв и фве, когда поршень не дошел до н. м. т. и
перешел в. м. т. При открытом выпускном клапане полость цилиндра
сообщается с выпускным коллектором.
Углы <рк, фке, фв, фве называют фазами газораспределения дви-
гателя. Существует опережение открытия клапанов и запаздывание
их закрытия по отношению к положениям поршня в своих мертвых
точках. Изменение сечений FK и FB в зависимости от угла ф при от-
крытии и закрытии клапанов происходит не мгновенно, а по неко-
торому закону, определяемому профилями кулачков. Профили выби-
раются из условий допустимых ударных нагрузок при посадке клапа-
нов, нагрузок от сил инерции в газораспределительном механизме,
безотрывного движения толкателей и др. При ф = фт, когда пор-
шень не доходит до в. м. т. (ф = 0°), в цилиндр начинает подаваться
топливо; подача заканчивается после в. м. т. Количество подаваемого
топлива и момент окончания его подачи зависят от нагрузки.
Процессы движения поршня, горения топлива, впуска воздуха и
удаления отработавших газов приводят к непрерывному изменению
количества рабочего тела в цилиндре, его состава и параметров сос-
11
тояния — давлений и температур. К этим изменениям добавляется
теплообмен между рабочим телом и стенками цилиндра. Совокупность
всех изменений рабочего тела в цилиндре называют рабочим процес-
сом двигателя. В цилиндре за рабочий цикл, т. е. в четырехтактном
двигателе за два оборота коленчатого вала, рабочее тело претерпе-
вает последовательно ряд изменений своего состояния, и при устано-
вившемся режиме его параметры принимают свое первоначальное
состояние.
Рассмотрим изменение одного из параметров состояния рабочего
тела в цилиндре — давления р в зависимости от угла поворота колен-
чатого вала ф и объема цилиндра V. Зависимости р — f (ф) или р =
= f (V) называют индикаторной диаграммой. Эти зависимости яв-
ляются равноценными, поскольку переход от координаты ф к коор-
динате V может быть сделан из кинематического соотношения
К = f (ф) (см. рис. 7). Обозначим параметры состояния воздуха
во впускном коллекторе рк, Тк, отработавших газов в выпускном кол-
лекторе рт, 7\ и рабочего тела в цилиндре р, Т (см. рис. 6). Давле-
ния в коллекторах будем считать постоянными. Обычно в четырех-
тактных тепловозных комбинированных двигателях, имеющих толь-
ко газовую связь поршневого двигателя с турбокомпрессором, при
работе на режимах с нагрузкой более 50% номинальной давление
во впускном коллекторе превышает давление в выпускном, т. е.
Рк > Рт- На режимах малых нагрузок, а также в двигателях других
схем, например с силовой газовой турбиной, может быть обратное
соотношение давлений в коллекторах рт > рк.
Основная доля процесса заряда цилиндра воздухом у четырех-
тактного двигателя совершается за один такт, который называется так-
том наполнения. В процессе наполнения поршень движется от в. м. т.
(ф = —360°) к н. м. т. (ф = —180°) и объем цилиндра увеличивается.
При ф = —360° поршень находится в в. м. т., объем цилиндра наи-
меньший, впускной и выпускной клапаны открыты. Таким образом,
полость цилиндра сообщается с впускным и выпускным коллекторами.
Такту наполнения предшествовал такт выпуска, когда продукты
сгорания удалялись в выпускной коллектор. Часть продуктов сгора-
Рис. 8. Индикаторная диаграмма четырехтактного комбинированного двигателя
в координатах р—<р
12
ния осталась в объеме камеры сжа-
тия. Поэтому в в. м. т. давление в
цилиндре р должно несколько пре-
вышать давление в выпускном
коллекторе рт. Соотношение меж-
ду р и рк в этот момент зависит от
соотношения давлений во впуск-
ном и выпускном коллекторах.
Если рк > рт, как показано на
рис. 8 и 9, то величина давления
в цилиндре р будет больше давле-
ния рт и меньше давления рк,
т. е. рт < р <z рк. Состояние ра-
бочего тела в цилиндре в этот
момент характеризуется точкой г.
Так как впускной и выпускной
клапаны открыты, то под действием
разности давлений воздух посту-
пает из впускного коллектора
в цилиндр, смешивается с остаточными продуктами сгорания, а из ци-
линдра продукты сгорания вместе с воздухом вытекают в выпускной
коллектор. Благодаря этому цилиндр продувается свежим воздухом
и более полно удаляются из него продукты сгорания.
Если рт > рк, то при <р = —360° давление в цилиндре будет пре-
вышать давление во впускном коллекторе, т. е. р>рк. При открытом
впускном клапане под действием разности давлений продукты сго-
рания из цилиндра будут забрасываться во впускной коллектор -до тех
пор, пока давление р не станет равным или меньше давления рк.
По мере увеличения угла ф объем цилиндра увеличивается и впускной
клапан все больше открывает сечение для прохода воздуха в цилиндр,
пока оно не достигнет своих наибольших значений. Выпускной
клапан закрывается с некоторым запаздыванием после в. м. т.
(ф фВе)-
Изменение давления в цилиндре в процессе наполнения зависит
от ряда факторов: скорости изменения объема* цилиндра, величины и
соотношения давлений в коллекторах, проходных сечений впускных
и выпускных органов. На начальном этапе движения поршня при
недостаточном открытии впускного клапана, затрудняющем поступле-
ние воздуха в цилиндр, давление р может понизиться настолько, что
оно станет меньше давления в выпускном коллекторе. Если к этому
моменту выпускной клапан еще открыт, то может произойти заброс
газов из выпускного коллектора в цилиндр.
Для хорошего наполнения цилиндра воздухом необходимо, чтобы
впускной клапан после в. м. т. как можно, быстрее открывал все сече-
ние для прохода воздуха. После закрытия выпускного клапана на-
полнение цилиндра воздухом определяется величинами открытого
сечения впускного клапана и давления рк. Примерный характер
изменения давления в цилиндре в процессе наполнения изображен
линией г — а.
13
Такт сжатия совершается при движении поршня от н. м. т.
(Ф = —180°; V = Кпах) к в- м- т- (Ф = 0°; = I'min)- Объем цилинд-
ра уменьшается, и впускной клапан закрывается с некоторым запаз-
дыванием после н. м. т. (ф = фке). До момента закрытия впускного
клапана давление в цилиндре может повыситься до величины, пре-
вышающей давление во впускном коллекторе, т. е. р > рк. В этом
случае может произойти заброс рабочего тела из цилиндра во впускной
коллектор. На явления заброса влияют не только перепад давлений,
но и инерционные силы -движущихся потоков газов.
По мере движения поршня к в. м. т. объем цилиндра уменьшается,
а давление и температура рабочего тела, заключенного в цилиндре,
повышаются. При сжатии рабочего тела повышается его внутренняя
энергия, на что затрачивается механическая работа, подводимая
от коленчатого вала.
При угле ф = фт, когда поршень еще не дошел до в. м. т., включа-
ется топливоподающая аппаратура и начинает подавать в цилиндр топ-
ливо. Мелко распыленное топливо распределяется в объеме цилиндра
в среде сжатого воздуха. Под действием высоких температур рабо-
чего тела топливо испаряется и, реагируя с кислородом воздуха, пре-
терпевает ряд химических превращений. В результате этих процессов
создаются условия, при которых начинаются реакции бурного окис-
ления топлива, т. е. происходит его сгорание с выделением тепла.
От момента начала поступления топлива в цилиндр до начала его ви-
димого сгорания проходит некоторое время, которое называют перио-
дом задержки воспламенения.
Начало видимого сгорания отмечается на индикаторной диаграмме
заметным повышением давления в цилиндре по сравнению с линией
сжатия. К моменту прихода поршня в в. м. т., которым завершается
такт сжатия, часть поступившего в цилиндр топлива сгорает, и за счет
выделившегося тепла происходит дальнейшее повышение внутренней
энергии рабочего тела.
Такт горения — расширения, или рабочий ход, совершается при
движении поршня от в. м. т. (ф = 0°; V=l/min) кн.м.т. (ф = 180°;
У — Vmax). В начале этого такта продолжается поступление топлива
в цилиндр и его горение. Несмотря на увеличивающийся объем ци-
линдра, давление и температура рабочего тела возрастают и достигают
своих наибольших значений при некотором угле поворота коленчатого
вала после в. т. м. Дальнейшее движение поршня сопровождается
понижением давлений и температур рабочего тела, при этом в течение
еще некоторого времени продолжается горение топлива. Продол-
жительность подачи топлива соответствует разности углов конца и
начала подачи фте — фт и изменяется в зависимости от нагрузки
двигателя.
Выделяющееся при сгорании топлива тепло затрачивается на из-
менение внутренней энергии рабочего тела, потери тепла в систему
охлаждения и совершение механической работы. Часть этой работы
расходуется на такт сжатия и покрытие механических потерь
в самом двигателе, а другая часть используется потребителем
энергии.
14
С некоторым опережением, когда поршень еще не дошел до н. м. т.,
при <р = Фв открывается выпускной клапан. В этот момент давление
в цилиндре значительно больше давления в выпускном коллекторе и
продукты сгорания начинают вытекать в выпускной коллектор.
Истечение газов из цилиндра при рабочем ходе под действием разно-
сти давлений в цилиндре и коллекторе называют свободным выпуском.
Отношение давлений в этот период обычно ниже критического
{рт/р <0,54) и истечение происходит с критической скоростью (равной
скорости звука), соответствующей критическому отношению давле-
ний. Выпускной клапан все больше открывает сечение для прохода
газов, и давление в цилиндре быстро понижается.
Такт выпуска совершается при движении поршня от н. м. т. (ф =
= 180°; V = Етах) к в. м. т. (ф = 360°, V = Emin). На протяжении
всего такта выпускной клапан открыт. Истечение газов из цилиндра
происходит главным образом вследствие выталкивающего действия
поршня при уменьшающемся объеме цилиндра. Давление в цилиндре
в начале такта понижается и сохраняется при последующем ходе
поршня к в. м. т. несколько выше давления в выпускном коллекторе.
При подходе поршня к в. м. т. с некоторым опережением открывается
впускной клапан (ф = фк). На протяжении определенного времени ос-
таются открытыми одновременно впускной и выпускной клапаны.
Это время называют перекрытием клапанов, и оно соответствует раз-
ности углов фве —• фк. В этот период выпуск газов из цилиндра про-
должается, но одновременно возможно поступление свежего воздуха
в цилиндр, а также продувка цилиндра. С приходом поршня в в. м. т.
(ф = 360°) рабочий цикл завершается и давление в цилиндре соот-
ветствует давлению в точке г.
Таким образом, в четырехтактном дизеле для очистки цилиндра
от продуктов сгорания и наполнения его воздухом существуют два
вспомогательных такта — выпуска и наполнения. Такты сжатия и
рабочий ход являются основными в рабочем цикле; их выполнение
обеспечивает преобразование выделяющейся при сгорании топлива
тепловой энергии в механическую.
3. Тепловозные двухтактные двигатели
В цилиндре двухтактного комбинированного двигателя (рис. 10)
в противоположных направлениях движутся верхний 5 и нижний 9
поршни. Шатунами 4 и 10 они связаны с верхним и нижним коленчаты-
ми валами. Коленчатые валы между собой имеют строгую кинемати-
ческую связь, которая обеспечивает закономерное движение валов и,
следовательно, поршней по отношению друг к другу. Каждый из порш-
ней и соответствующие им шатунные шейки кривошипов могут нахо-
диться в своих внутренних и наружных мертвых точках (в. м. т. и
н. м. т.). Поршни не находятся одновременно в своих мертвых точ-
ках. У дизелей типаДЮО взаимное расположение кривошипов таково,
что когда нижний поршень находится в в. м. т., то верхний поршень
еще не дошел до в. м. т. на некоторый угол ф0 (ф0 = 12°). Если выра-
15
жать положение нижнего кривошипа углом <рн, то положение верх-
него кривошипа соответствует углу <рв = <рн — <г0. Воздух в цилиндр
двигателя поступает из воздушного ресивера о через продувочные
окна во втулке цилиндра. Продукты сгорания удаляются из цилинд-
ра через выпускные окна во втулке в выпускной коллектор 8. Перио-
ды поступления воздуха и удаления продуктов сгорания определяются
моментами открытия соответствующих окон втулки. Открываются и
закрываются окна верхним и нижним поршнями. Топливовпрыски-
вающая аппаратура подает топливо в среднюю часть цилиндра через
форсунку 7.
Для подачи воздуха в двигатель имеются два агрегата: турбоком-
прессор (I ступень), состоящий из турбины 2 и компрессора 1, и ком-
прессор 13 (II ступень), приводимый от верхнего коленчатого вала.
Воздух, поступая в I ступень, сжимается и направляется во II ступень,
где он дополнительно сжимается. После охлаждения в холодильнике
12 воздух под избыточным давлением поступает в воздушный ресивер
6. Продукты сгорания из выпускного коллектора 8 направляются
в газовую турбину 2 турбокомпрессора. Здесь часть тепловой энергии
газа преобразуется в механическую энергию ротора турбины, потреб-
ляемую компрессором для сжатия воздуха.
Объем рабочей полости цилиндра двигателя изменяется в резуль-
тате движения обоих поршней. Если условно разделить этот объем
плоскостью, проходящей по оси топливной форсунки, то объемы, обра-
зуемые между поверхностями головок поршней и выбранной условной
плоскостью, будут изменятся в зависимости от утла <рн поворота
нижнего коленчатого вала (рис. 11). Значения наименьших и наи-
больших объемов для верхнего и нижнего поршней смещены по фазе
на угол ф0, соответствующий углу взаимного расположения криво-
шипов. Сумма этих объемов представляет суммарный объем Ех,
который изменяется в зависимости от угла <рн. Наименьшее значение
oei 6
Рис. 10. Принципиальная схема устройства и работы
двухтактного комбинированного двигателя (дизеля
1 ОД 100) с противоположно движущимися поршнями:
1—компрессор; 2— турбина; 3, // — кривошипы коленчатых ва-
лов; 4, /0 — шатуны; 5, 9 — поршни; 6 — ресивер воздуха; 7 —
Форсунка; 8 — выпускной коллектор; 12 — холодильник возду-
ха; 13 — приводной компрессор; в — воздух; т — топливо; ог —
отработавшие газы
16
Рис. 11. Изменение объема
цилиндра V, сечений впуск-
ных FK и выпускных Рв
окон в зависимости от угла
ср поворота коленчатого ва-
ла:
Ув — объем нижней полости;
Ув — объем верхней полости
суммарного объема Vs min соответствует углу поворота нижнего ко-
ленчатого вала <рн « <р0/2.
При анализе процессов, происходящих в цилиндре двигателя,
необходимо принять в качестве начала координат момент наименьшего
суммарного объема цилиндра. Отсчет углов будем производить от это-
го момента по шкале <р = <рн — <р0/2. При ср = 0° суммарный объем
цилиндра наименьший и это положение называют внутренней объем-
ной мертвой точкой (в. о. м. т.); наружная объемная мертвая точка
(н. о. м. т.) соответствует <р = 180°.
Выпускные окна начинают открываться при угле <рв, когда порш-
ни не достигли положений, соответствующих наружной объемной
мертвой точке и закрываются при угле <рве после н. о. м. т. Впускные
окна открываются и закрываются с некоторым запаздыванием по от-
ношению к выпускным при углах <рк и <рке. Скорость изменения се-
чения впускных и выпускных окон при их открытии и закрытии может
быть достигнута значительно выше, чем для клапанов в четырехтакт-
ном двигателе. Здесь не существует ограничений, налагаемых инер-
ционными нагрузками в газораспределительном механизме. Функции
газораспределительных органов выполняют движущиеся поршни и
окна во втулке. Углы <рв, <рве, <рн, <рне определяют фазы газораспреде-
ления.
Топливо в цилиндр начинает подаваться с некоторым опережением
до в. о. м. т. при угле <рт, и его подача заканчивается при угле срте.
Продолжительность подачи топлива зависит от нагрузки двигателя.
Параметры состояния воздуха и газов в цилиндре, во впускном
ресивере и выпускном коллекторе обозначены на рис. 12 и 13. В двух-
тактном двигателе удаление продуктов сгорания из цилиндра осу-
ществляется под действием разности давлений рк и рт. Поэтому всег-
да давление во впускном ресивере рк должно превышать давление
в выпускном коллекторе рт. В противном случае работа двухтакт-
ного двигателя невозможна.
Анализ изменения состояния рабочего тела в цилиндре начнем
с положения, когда впускные окна закрыты, т. е. <р — <ркВ. Рабочая
полость цилиндра не сообщается с впускными и выпускными органами,
и суммарный объем цилиндра уменьшается от н. о. м. т. к в. о. м. т.
17
Вис. 12. Индикаторная диаграмма
двухтактного комбинированного дви-
гателя в координатах Р—<р
Совершается процесс сжатия со-
держащегося в цилиндре заряда,
за которым следует процесс горе-
ния и расширения. Изменение па-
раметров состояния рабочего тела
в этих процессах протекает так же,
как и в четырехтактном двигателе.
Во второй половине хода рас-
ширения при угле <р = <рв начи-
нают открываться выпускные окна
втулки цилиндра и совершается
процесс свободного выпуска. В
момент открытия окон давление
в цилиндре значительно больше
давления в выпускном коллекто-
ре, отношение давлений обычно
меньше критического и истечение продуктов сгорания происходит
в выпускной коллектор с критическими скоростями. По мере даль-
нейшего увеличения объема давление в цилиндре быстро понижается.
При угле <р = <рк начинают открываться впускные окна. Если
в этот момент давление в цилиндре превышает давление во впускном
ресивере, то происходит заброс газов через впускные окна втулки
из цилиндра в ресивер. Обычно работа под нагрузкой сопровождается
этими явлениями. После открытия впускных окон рабочая полость
цилиндра сообщена с впускным ресивером и выпускным коллектором,
а объем цилиндра продолжает увеличиваться. Вследствие этого дав-
ление в цилиндре быстро понижается и становится меньше давления
во впускном ресивере. С этого момента совершается процесс продувки
рабочей полости цилиндра воздухом.
Благодаря специальному направлению кромок окон во втулке
поступающий в цилиндр воздух приобретает вращательное движение
Рис. 13. Индикаторная диаграмма
двухтактного комбинированного дви-
гателя в координатах Р—V
вокруг оси цилиндра и поступа-
тельное движение вдоль нее. Своим
потоком воздух вытесняет продук-
ты сгорания из цилиндра в выпуск-
ной коллектор. На процесс исте-
чения оказывают влияние инер-
ционные силы движущегося пото-
ка газов, что может привести к
возникновению волн давления и
падению давления в цилиндре
настолько, что оно станет ниже
давления в выпускном коллекто-
ре, т. е. р < рг. При таком соот-
ношении может происходить за-
брос газов из выпускного коллек-
тора в цилиндр. В дальнейшем дав-
ление в цилиндре повышается до
величин, лежащих между рк и рт.
18
2.
РтЛ:
Рис. 14. Принципиальная
схема устройства и работы
двухтактного комбинирован-
ного двигателя с прямоточ-
ной клапанно-щелевой про-
дувкой:
1 — компрессор; 2 — турбинам
3 — форсунка; 4 — выпускной
коллектор, 5 — выпускные кла-
паны; 6 — ресивер воздуха; 7 —
поршень; 8 — шатун; 9— криво*
шип коленчатого вала; 10 — при-
водной компрессор; 11— холо-
дильник воздуха
Продувка цилиндра совершается и при
уменьшении объема от н. о. м. т. к в. о.
м. т. до момента, когда выпускные окна
закрываются (<р = <рве). От момента закры-
тия выпускных окон до закрытия впуск-
ных (ср = фке) происходит процесс подза-
рядки цилиндра воздухом, при этом объем
цилиндра уменьшается. Подзарядка совер-
шается за счет инерционных сил потока
воздуха, возникающих вследствие изме-
нения скорости его прохода через впуск-
ные окна. При подзарядке давление в
цилиндре может превышать давление во
впускном ресивере, поэтому некоторое
количество рабочего тела будет перетекать
из цилиндра в ресивер. После закрытия
впускных окон начинается процесс сжа-
тия, и цикл повторяется.
В двухтактном дизеле в отличие от
четырехтактного отсутствуют два вспомо-
гательных такта — наполнение и выпуск.
Очистка цилиндра от продуктов сгорания
и наполнение его воздухом осуществляют-
ся на части основных тактов — сжатия и
рабочего хода. Поэтому часть рабочего
объема цилиндра ( — 20— 25%) затрачи-
вается на очистку и наполнение ци-
линдров. Рассмотренная схема продувки
цилиндров называется прямоточной ще-
левой.
Принципиальная схема устройства и работы двухтактного комби-
нированного дизеля 11Д45 с прямоточной клапанно-щелевой продув-
кой и двухступенчатой системой наддува приведена на рис. 14. Воздух
в цилиндр поступает из впускного ресивера 6 через окна во втулке.
Выпуск продуктов сгорания происходит через выпускные клапаны 5.
Периодичность подачи воздуха через впускные окна определяется дви-
жением поршня. Выпускные клапаны приводятся в движение от газо-
распределительного механизма, аналогичного изображенному на
рис. 6 для четырехтактного двигателя. Так как рабочий цикл двух-
тактного двигателя совершается за один оборот коленчатого вала
(два хода поршня), то период работы выпускных клапанов должен
соответствовать также одному обороту коленчатого вала, т. е. кулач-
ковый вал газораспределения вращается с такой же скоростью, как и
коленчатый. Воздух, подаваемый в цилиндр, охлаждается между
ступенями наддува.
Изменение параметров состояния рабочего тела и сопутствующие
ему процессы за рабочий цикл в двигателе этого типа происходят
так же, как и в двигателе с прямоточной щелевой продувкой.
Отличаются только фазы газораспределения: выпускные клапаны
19
закрываются после закрытия продувочных окон. Если проходное
сечение регулируется клапаном (см. рис. 7), то требуется большее время
на полное изменение его величины, чем для окон (см. рис. II). Поэ-
тому начальная и конечная фазы работы выпускного клапана растя-
гиваются по углу поворота коленчатого вала по сравнению с фа-
зами для выпускных окон.
4. Локомотивные газотурбинные двигатели
Воздух в газотурбинные двигатели (г. т. д.) со сгоранием при по-
стоянном давлении (рис. 15) поступает из атмосферы в компрессор 1,
где сжимается до давления р2. В г. т. д. без регенерации (рис. 15, а и
15, б) воздух после компрессора направляется в камеру сгорания 2.
Одновременно в нее подается топливо в мелко распыленном виде.
В камере сгорания происходит непрерывный процесс горения топлива,
в результате чего образуются продукты сгорания и их температура
повышается. Затем продукты сгорания поступают в турбину, где про-
исходит процесс расширения газа. При расширении температура и
давление газа понижаются. В результате расширения часть тепловой
энергии преобразуется в механическую, а другая часть теряется
с отработавшими газами. Одна доля механической энергии затрачи-
вается на работу сжатия воздуха в компрессоре, а другая используется
потребителем, например генератором. В одновальном двигателе привод
компрессора и генератора осуществляет одновременно одна турбина 3.
В двухвальном двигателе имеются две турбины — компрессорная 3 и
тяговая 4. Компрессорная турбина жестко связана с валом компрессора
и обеспечивает подвод мощности к нему для сжатия воздуха. Мощ-
ность тяговой турбины используется потребителем энергии. Для ус-
ловий тяги схема двухвального г. т.д. имеет преимущества перед од-
новальной.
Турбина 3 и приводимый ею компрессор 1 могут работать при пол-
ностью заторможенной турбине 4. Продукты сгорания, покидая тур-
бину 3, вытекают через проточную часть тяговой турбины 4 в атмо-
сферу. Компрессор, камера сгорания и компрессорная турбина в этом
случае служат генератором газа как рабочего тела. Количество ра-
бочего тела регулируется за счет количества сжигаемого топлива
в камере сгорания. Продукты сгорания, проходя через лопатки тя-
говой турбины, создают вращающий момент на роторе. Если величина
этого момента не превосходит величины момента сопротивлений,
то ротор неподвижен; в противном случае ротор придет в движение и
будет совершаться внешняя мехническая работа. Возможность гене-
рирования рабочего тела независимо от вращения вала потребителя
является преимуществом двухвального г. т. д. перед одновальным.
Эти достоинства двухвального г. т. д. позволяют использовать более
простые схемы преобразования и передачи вращающего момента от
двигателя к колесам локомотива, например применить электри-
ческую передачу переменного тока или гидромеханическую передачу
с гидравлическими муфтами.
20
Рис. 15. Принципиальные схемы газо-
турбинных двигателей:
а — одновальный; б — двухвальный; в —
одновальный с регенерацией тепла; 1 —
компрессор; 2 — камера сгорания; 3 — тур-
бина; 4 — тяговая турбина; 5 — генератор;
б— регенератор; в — воздух; т — топливо;
ог — отработавшие газы
Рис. 16. Диаграмма рабочего цикла
газотурбинного двигателя со сгорани-
ем при постоянном давлении р:
а — в координатах ри; б — в координа-
тах is\ v — удельный объем рабочего те-
ла; i — энтальпия; s — энтропия
Чтобы повысить к. п. д. газотурбинных двигателей, предполага-
ется применение регенерации тепла отработавших газов. В одноваль-
ном двигателе с регенерацией тепла (рис. 15, в) воздух перед поступ-
лением в камеру сгорания подогревается в регенераторе 6 за счет
тепла отработавших газов. Таким образом, часть тепла, заключенная
в отработавших газах, сообщается рабочему телу и используется для
совершения полезной работы в турбине.
Процесс 1—2 на диаграмме рабочего цикла (рис. 16) соответст-
вует изменению параметров воздуха при сжатии его в компрессоре
от давления р± до давления р2- Вследствие потерь в компрессоре (см.
гл. IV) этот процесс отличается от адиабатического сжатия, совершаю-
щегося по адиабате 1—2а (рис. 16, б). Гидравлические потери на
входе в компрессор оцениваются разностью давлений р± — р0, где
р0 — наружное давление.
Горению топлива в камере сгорания соответствует изменение пара-
метров рабочего тела между точками 2 и 3. В результате подвода тепла
к рабочему телу его температура и удельный объем будут увеличи-
ваться. Приближенно можно принять, что процесс горения 2—3 со-
21
вершается примерно при постоянном давлении р2. Однако с учетом
гидравлических потерь в коммуникациях и камере сгорания давление
р3 рабочего тела перед турбиной будет меньше давления р2 на выходе
из компрессора.
Изменение состояния рабочего тела в турбине соответствует процес-
су 3—4. В турбине рабочее тело расширяется до давления р4, которое
несколько превышает наружное давление р0 вследствие гидравли-
ческих сопротивлений на выпуске. Действительный процесс расшире-
ния газов в турбине отличается от адиабатического процесса 3—4а
вследствие потерь в турбине. В результате расширения в турбине
часть тепловой энергии рабочего тела преобразуется в механическую.
Замыкание рабочего цикла соответствует изменению состояния
в процессе 4—1, отождествляемого с отдачей тепла холодному источ-
нику. При двух турбинах конец расширения рабочего тела в компрес-
сорной турбине и начало расширения в тяговой будут характеризо-
ваться точкой е; работа компрессорной турбины затрачивается на
сжатие воздуха в компрессоре и компенсацию механических сопро-
тивлений вращению ротора.
В г. т. д. с регенерацией тепла после сжатия в компрессоре осу-
ществляется подвод тепла воздуху в регенераторе примерно при по-
стоянном давлении р2. В результате этого удельный объем и темпе-
ратура воздуха увеличиваются. В камере сгорания необходимо под-
вести меньшее количество тепла к рабочему телу, чтобы оно имело
параметры точки 3. Поэтому регенерация повышает экономичность
рабочего цикла г. т. д.
У газотурбинного двигателя со свободно-поршневым генератором
газа (с. п. г. г.) в качестве генератора газа применен поршневой двух-
тактный двигатель внутреннего сгорания с противоположно движу-
щимися поршнями (рис. 17). Поршни 5 дизельной полости 1 приводят
в движение поршневые компрессоры, расположенные по обеим сторо-
нам свободно-поршневого генератора газа. Воздух, поступаю-
Рис. 17. Схема газотурбинного
двигателя со свободно-поршневым
генератором газа:
/ — дизельная полость; 2 — компрес-
сорная полость; 3 — буферная полость;
4 — поршень компрессора; 5 — поршень
дизеля; 6— турбина; 7— выпускные
окна; 8— впускные окна
щий из атмосферы в цилиндры ком-
прессоров, сжимается в них и по-
дается к цилиндру дизеля, где он
используется в качестве рабочего
тела и для продувки.
В цилиндре поршневого двига-
теля часть тепла, выделившегося
при сгорании топлива, расходуется
на сжатие воздуха в поршневом ком-
прессоре, механические потери и
потери в системе охлаждения двига-
теля; другая часть в виде тепловой
энергии заключена в отработавших
газах двигателя. Далее газы посту-
пают в газовую турбину 6, где про-
исходит преобразование части тепло-
вой энергии газов в механическую,
используемую потребителем.
22
Из схемы работы видно, что достоинством г. т. д. со свободно-
поршневым генератором газа является возможность генерирования
рабочего тела независимо от состояния вала потребителя аналогично
тому, как это имеет место в двухвальном г. т. д. Кроме того, по эко-
номичности такие г. т.д. превосходят рассмотренные выше простейшие
г. т. д. с одними лопаточными машинами и приближаются к тепловоз-
ным двигателям.
5. Технические данные локомотивных двигателей
Технико-экономические показатели первичного двигателя оказы-
вают определяющее влияние на конструкцию автономного локо-
мотива и расходы в эксплуатации. Распределение годовых расхо-
дов в локомотивном хозяйстве по тепловозной тяге характеризуется
следующими ориентировочными данными (в %):
Топливо 44
Смазка 2,5
Экипировка 1,5
Зарплата локомотивных бригад 13
Текущий ремонт тепловозов 8,2
Амортизационные расходы 17,2
Основные расходы (распределяемые) 10,2
Накладные расходы 3,4
Расходы на топливо находятся в прямой зависимости от расходов
топлива двигателем. В структуре расходов на ремонт тепловоза стои-
мость ремонта двигателя и вспомогательного оборудования достигает
50%. Расходы на ремонт состоят из расходов на текущий и заводской
(средний и капитальный) ремонты. На заводской ремонт производятся
ежегодные отчисления, которые составляют около 75% амортизаци-
онных расходов. Поэтому расходы на ремонт двигателя превышают
10% всех годовых расходов в локомотивном хозяйстве.
В расходах на смазку тепловоза значительная часть приходится
на долю двигателя. В среднем расходы на смазку двигателя достигают
2—3% расходов на топливо. Из приведенных данных вытекают техни-
ческие требования к локомотивным двигателям.
Основные технические данные отечественных тепловозных дви-
гателей поиведены в табл. 1, а газотурбинных — в табл. 2.
Агрегатная мощность двигателя должна удовлетворять потребно-
стям создания маневровых и магистральных тепловозов в диапазоне
1,0—4,5 тыс. кВг и в дальнейшем до 6,0—7,5 тыс. кВт в секции.
Исследования показывают, что экономически выгодно реализовать
мощность в одном агрегате вместо двух.
Современный уровень развития тепловозных двигателей и имею-
щиеся научно-технические разработки позволяют удовлетворить пер-
спективные требования по агрегатной мощности с обеспечением тре-
буемых моторесурса, массы и габаритных размеров.
Масса двигателя на эксплуатирующихся отечественных тепловозах
составляет 11—15% сцепной массы тепловоза при нагрузке на ось
23
Основные параметры
10Д100 2Д100 11Д45 14Д40 1-5Д49
2ТЭ10В, 2ТЭ10Л 1 ео СП Н ТЭП60 ... . М62 2ТЭ116
Мощность на номинальном ре- 2200 1470 2200 1470 2200
жиме при стандартных атмос- ферных условиях *, кВт
Частота вращения вала, об/мин:
иа номинальном режиме 850 750 1000
минимально устойчивая на хо- 400 400 400
лостом ходу
Тактность 2 2 4
Расположение цилиндров Однорядное
Число цилиндров 10 16 12 16
Диаметр цилиндра, мм 207 230 230 260
Ход поршня, мм 2X254 300/3 04,3** 260
Рабочий объем цилиндров, м3 0,1707 0,199 0,1493 0,22!
Среднее эффективное давление, 0,912 0,611 0,892 0,795 1,205
МПа
Средняя скорость поршня, м'с 7,2 7,5 8,66
Таблица 1
Дизели и серии тепловозов
2-2Д49 2-5Д49 1Д49 2Д70 12Д70 ЗД70 ПД1 М756
1 ТЭП70 ТЭП75 2ТЭ116 ТЭЗМ 1 £ СП Н ТГ16
1470 2940 4410 2200 1470 2940 880 735
850 1000 1050 1000 850 1000 750 1500
350 400 400 400 350 400 400 600—800
4 4 4 4 4 4 4 4
12 V- 16 образы 20 ое 16 12 16 Одно- рядное 6 V-образ- ное 12
260 260 260 240 240 250 318 180
260 260 260 2 70/278,, 2 330 200/ 209,8
0,166 0,221 0,2765 0,1955 0,1465 0,210 0,1572 0,0624
1,26 1,60 1,825 1,355 1,42 1,68 0,90 0,945
7,37 8,66 9,1 9 7,65 9 8,25 10
Продолжение табл, 1
Дизели и серии тепловозов
Основные параметры 1 ОД 100 2 Д1 ОС 1 1Д45 14Д4С 1-5Д4С 2-2Д45 2-5Д49 1Д49 2Д70 12Д70 ЗД70 ПД1 М756
ТЭ10В, ТЭ10Л
со СП О ё СП 03 «э 5 О С СП ТО Ё СП СП ЭЗМ OJ СП О
сч о» Н ё С9 1 н 09 н 1 н Н
Удельный расход топлива 218 231 231 218 211 204 211 211 204 197 207 225 225
на номинальном режиме, г/(кВт-ч) Система воздухоснабжения:
число ступеней наддува 2 1 2 2 1 1 1 2 1 1 1 1 1
тип агрегатов подачи возду- у 4* ТК, пцк прк ТК, пцк ТК, прк тк ТК тк ТК ТК тк ТК тк ТК
охлаждение воздуха Есть Нет Есть Нет Есть Есть Есть Есть Есть Есть Есть Есть Нет
Габариты, мм:
длина 6015 6 115 4 484 3 787 4 696 — 4 722 4 926 5 090 4 380 5 090 5 192 2420
ширина 1730 1440 1950 1730 1616 — 1 610 1610 1 930 1 730 1 930 1467 1120
высота 3210 3 240 2 600 2190 2 890 — 2 890 2 890 2 950 2890 2 950 2 478 1480
Масса сухая с поддизельной рамой, кг 19 500 19400 13 800 12 500 18 500 — 18 500 22 000 17 400 13 000 17 400 16200 1800
* Температура 20°С, атмосферное давление 760 мм рт. ст.
** Числитель—для поршня с главным шатуном, знаменатель—для поршня с прицепным шатуном.
тк—турбокомпрессор, пцк—приводной центробежный компрессор, прк—приводной роторный компрессор.
СЛ —, ........... ........................
Таблица 2
Основные параметры Марка двигателя
ГТ-3,5 ГТ-6*
Мощность на номинальном режиме при стандартных условиях, кВт 2570 4 410
Тип Компрессор: Одновальный Двухвальный
ТИП Осевой
количество ступеней 12 12
степень повышения давления 6 6,7
частота вращения вала, об/мин Камера сгорания: 8500 7 000
ТИП Прямоточная Противоточная
секционная секционная
количество секций Турбина компрессора: 6 6
тип Осевая
количество ступеней Турбина тяговая: 4 2
тип — Осевая
количество ступеней — 2
частота вращения вала, об/мин —• 5 200
Удельный расход топлива на номинальном режиме, г/(кВт-ч) 605 485
Температура газа перед турбиной, °C Габариты двигателя, мм: 727 777
длина 4800 4 468
ширина 1400 2 420
высота 1500 2 230
Масса двигателя, кг 7570 12 032
* Проект.
21—23 т. В последующем предусматривается повышение нагрузки на
ось до 25—27 т, а следовательно, и сцепной массы тепловоза. Однако
доля массы двигателя, по-видимому, сохранится в тех же пределах.
По своим габаритам двигатель должен удовлетворять габаритам
подвижного состава железных дорог, обеспечивать возможность об-
служивания и ремонта. Как показывают конструкторские проработки,
ограничением габарита тепловозного V-образного двигателя явля-
ется ширина кузова тепловоза. Она ограничивает диаметр цилиндра
такого двигателя не более 320—330 мм.
Удельный расход топлива на номинальной мощности у современ-
ных отечественных четырехтактных тепловозных двигателей достиг-
нут 205—210 г/(кВт • ч), у двухтактных — 225—230 г/(кВт • ч) и
масла — 1—1,5% расхода топлива.
Срок службы до первой переборки отечественных тепловозных
двигателей составляет 150—200 тыс. км и до среднего ремонта 700-—
750 тыс. км пробега. В настоящее время сроки службы между пере-
борками и заводскими ремонтами определяются в основном необхо-
димостью контроля состояния ответственных деталей (поршней, под-
шипников коленчатого вала, втулок цилиндра и др.) для обеспс-
26
чения их надежной работы между ремонтами и очистки от нагаров.
В меньшей мере эти сроки ограничиваются износом деталей (поршне-
вых колец, коленчатых валов).
По мере повышения надежности работы ограничивать сроки служ-
бы между ремонтами будут в основном величины износов деталей.
Увеличение надежности работы деталей цилиндро-поршневой группы
и шатунно-кривошипного механизма, а также износостойкости трущих-
ся пар позволит увеличить сроки службы между ремонтами и
уменьшить расход запасных частей.
Повышение моторесурса двигателя является важнейшей задачей,
решение которой приводит к снижению расходов на ремонт. Дости-
жимым в ближайшее время является пробег до первой переборки дви-
гателя 300 тыс. км и до среднего ремонта 1—1,2 млн. км пробега гру-
зового тепловоза.
Одной из важных задач в развитии тепловозных двигателей явля-
ется их широкая унификация. Существующие и перспективные по-
требности в агрегатных мощностях двигателей для маневровых и ма-
гистральных тепловозов могут быть удовлетворены ограниченным
числом типоразмеров двигателей. Перекрытие необходимого диапа-
зона мощностей возможно достигнуть на базе этих типоразмеров
путем их развития в ряды. Двигатели одного ряда отличаются числом
цилиндров, компоновкой, степенью наддува и охлаждения наддувоч-
ного воздуха и в отдельных случаях небольшим изменением частоты
вращения коленчатого вала. Один типоразмер двигателя, развитый
в ряд, позволяет сохранить примерно 80% деталей и узлов одинаковой
конструкции для двигателей различной мощности. Унификация дви-
гателей уменьшает стоимость их изготовления и ремонта, позволяет
повысить качество изготовления, что оказывает положительное влия-
ние на надежность и долговечность.
Кроме унификации конструкции двигателя, большое значение для
условий эксплуатации имеет унификация навесного оборудования, от-
носящегося к обслуживающим системам — топливной, масляной, во-
дяной и др. Унификация фильтров, насосов, теплообменников и ар-
матуры систем целесообразна не только для одного, но и для несколь-
ких типоразмеров двигателей.
Тепловозные двигатели должны удовлетворять не только указан-
ным основным требованиям, но обладать рядом других качеств, вы-
текающих из условий их эксплуатации: приемлемыми пусковыми
свойствами, автоматизацией контроля, защитой и регулированием
работы, ограничением по воздействию на внешнюю среду и т. д.
Глава
II
ОСНОВЫ УСТРОЙСТВА ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Устройство и кинематические схемы дизелей
10Д100 и 2Д100
Дизели 10Д100 и 2Д100 принадлежат к одному типоразмеру и
имеют примерно 80% аналогичных по конструкции деталей и узлов.
Двигатели типа Д100 представляют собой вертикальные двухтактные
десятицилиндровые дизели с противоположно движущимися поршнями
и прямоточной щелевой продувкой.
Двигатели отличаются системой воздухоснабжения. Дизель 10Д100
имеет комбинированную двухступенчатую систему наддува, включаю-
щую два параллельно работающих турбокомпрессора в качестве пер-
вой ступени и приводной центробежный компрессор в качестве вто-
рой ступени. Подаваемый в двигатель воздух охлаждается в водо-
воздушном холодильнике. У дизеля 2Д100 для подачи воздуха служит
приводной роторный компрессор и воздух не охлаждается. Мощность
дизеля 10Д100 составляет 2200 кВт (3000 л. с.), 2Д100—1470 кВт
(2000 л. с.). Увеличение мощности в 1,5 раза достигнуто путем повы-
шения давления воздуха в ресивере с 0,13 до 0,21—0,22 МПа и при-
менения охлаждения воздуха, что позволило увеличить цикловую
подачу топлива.
Остовом дизеля 10Д100 (рис. 18) служит сварной блок цилиндров
20, образованный горизонтальными и вертикальными листами.
К вертикальным листам блока приварены опоры 19 верхнего и 26
нижнего коленчатых валов. С боков опоры приварены также к высту-
пам верхних и нижних горизонтальных плит блока. Каждая опора
имеет свою крышку, которая тщательно пригнана к опоре и крепится
к ней шпильками или болтами. В опорах размещены подшипники
верхнего 15 и нижнего 3 коленчатых валов.
Сверху блок закрыт крышкой 16, которая имеет герметично закры-
вающиеся люки, предназначенные для осмотра шатунно-кривошип-
ного механизма верхнего коленчатого вала. В нижней части блока
с обеих его сторон расположены смотровые люки 27. На люках
одной из сторон установлены предохранительные клапаны, которые
срабатывают в случае повышения давления в картере свыше 0,05 МПа.
Блок установлен на сварную поддизельную раму 1, которая служит
также опорой для генератора.
Внизу поддизельной рамы размещен поддон 28, являющийся
маслосборником и емкостью для дизельного масла. В нижней поло-
28
Рис. 18. Поперечный разрез дизеля 1 ОД 100:
— поддизельная рама; 2, 14— крышки коренных подшипников; 3, 15 — нижний и верхний
коленчатые валы; 4, 18 — ннжний и верхний шатуны; 5 — вертикальный лист блока;
6, 21 — нижний и верхний поршни; 7 — выпускной коллектор; 8 — выпускная коробка; 9—
форсунка; 10— топливный насос; 11— толкатель; 12 — воздушный ресивер; 13— кулачковый
вал топливных насосов; 16 — крышка блока; 17, 25 — верхний и нижний масляные коллек-
торы; 19, 26— опоры коленчатых валов; 20— блок цилиндров; 22 — коллектор горячей воды;
23— втулка цилиндра; 24— рубашка втулки; 27— люк с предохранительным клапаном; 28 —
поддон
29
сти поддона проходит канал, по которому масло подается к масля-
ному насосу двигателя.
В блоке вертикально установлено десять втулок 23, в каждой из ко-
торых размещено по два поршня — верхний 21 и нижний 6. В верх-
ней части втулка своими фланцами крепится к горизонтальному листу
блока. В средней части на втулку напрессована рубашка 24. В зазоре
между втулкой и рубашкой циркулирует вода для охлаждения втулки.
С двух сторон в отверстиях рубашки и втулки установлены две фор-
сунки 9 для подачи топлива в цилиндр и индикаторный кран.
В верхней полости блока помещены с обеих сторон кулачковые валы
13 топливных насосов. Под кулачковыми валами расположены тол-
катели 11 топливных насосов, которые приводят в действие топлив-
ные насосы 10. Толкатели установлены в горизонтальных листах бло-
ка. Полость между этими листами служит ресивером 12 для воздуха,
поступающего к верхним продувочным окнам втулки цилиндра. Эта
полость должна быть герметичной, чтобы предотвращать утечки над-
дувочного воздуха, находящегося под избыточным давлением, в ат-
мосферу и кривошипную камеру (картер) верхнего коленчатого вала.
Герметичность должна обеспечиваться в местах посадки в блок втулки
с рубашкой и толкателя топливных насосов. Воздух в ресивер 12
поступает от агрегатов воздухоснабжения.
В нижней части на втулке размещена выпускная коробка 8.
С двух сторон к выпускным коробкам цилиндров присоединены правый
и левый выпускные коллекторы 7. Продукты сгорания удаляются из ци-
линдра через выпускные окна во втулке по каналам коробки в выпуск-
ные коллекторы. Выпускные коробки и коллекторы охлаждаются во-
дой. Вода поступает к нижней полости охлаждения выпускных кол-
лекторов, перетекает в выпускные коробки, из них — в верхнюю
полость выпускного коллектора, а затем по переходным патрубкам
поступает в полость охлаждения втулки и из верхней ее части
по патрубкам направляется в коллектор горячей воды 22.
Масло для смазки шатунно-кривошипного механизма и других
трущихся деталей, а также для охлаждения поршней подводится по
верхнему 17- и нижнему 25 масляным коллекторам. Поверхности
трения поршня с втулкой смазываются маслом, вытекающим из за-
зоров в подшипниках и из поршня после его охлаждения.
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма дизеля
ЮД100 показана на рис. 19. Верхний 2 и нижний 16 коленчатые валы
связаны между собой вертикальной передачей, которая обеспечивает
синхронизацию вращения коленчатых валов. Верхний вал при своем
вращении отстает от нижнего на угол 12°, принимая за начало отсчета
угла внутренние мертвые точки кривошипов. Вертикальная передача
состоит из верхнего 10, нижнего 13 и торсионного 12 валов. Торси-
онный вал на своих концах имеет шлицы, которыми он зацепляется
с одной стороны с нижним валом вертикальной передачи, а с другой —
с муфтой, закрепленной на верхнем валу. Верхний и нижний валы вер-
тикальной передачи вращаются в роликовых 8 и шариковых 9 под-
шипниках. Шариковые подшипники являются опорно-упорными.
На концах верхнего и нижнего валов вертикальной передачи посажены
30
Рис. 19. Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма дизеля 10Д100:
/ — шестерня привода кулачковых валов топливных насосов; 2, 16 — коленчатые валы; 3,
19 — коренные опорные подшипники; 4, 18 — коренные опорно-упорные подшипники; 5, 17 —
конические шестерни; 6 — торсионный вал привода компрессора второй ступени; 7 — ко-
ническая шестерня вертикальной передачи; 8— роликовый подшипник; 9— шариковый под-
шипник; 10 — верхний вал вертикальной передачи; 11 — муфта; 12— торсионный вал; 13— ниж-
ний вал вертикальной передачи; 14 — генератор; 15 — муфта; 20 — аитивибратор; 21 — шес-
терня с пружинными элементами; 22 — карданный вал; 23, 26 — шатуиы; 24, 25 —поршни
конические шестерни 7 со спиральными зубьями. Эти шестерни входят
в зацепление с большими коническими шестернями 5 и 17, посажен-
ными на верхнем и нижнем коленчатых валах.
Вертикальная передача дизеля 2Д100 (рис. 20) состоит из верхне-
го 2 и нижнего 4 вертикальных валов, на концах которых закреплены
малые конические шестерни. Валы 2 и 4 соединены между собой упру-
гой муфтой 3. Остальные элементы конструкции вертикальной пере-
дачи подобны этому узлу на двигателе 10Д100.
Верхний и нижний коленчатые валы (см. рис. 19) вращаются
в коренных подшипниках, расположенных в опорах блока. Каждый
вал имеет 11 опорных подшипников и один опорно-упорный. Опорно-
упорные подшипники 4 и 18 расположены между шатунной шейкой
последнего цилиндра и коническими шестернями вертикальной
передачи.
Нижний коленчатый вал через полужесткую муфту 15 соединен
с якорем генератора 14. Работа газов в цилиндрах через шатунно-
кривошипные механизмы передается верхнему и нижнему коленчатым
валам, суммируется на нижнем валу 16 и эффективная мощность пере-
дается генератору. На переднем конце нижнего коленчатого вала по-
сажены маятниковый антивибратор 20 и шестерня 21 с пружинными
элементами между венцом и ступицей. Антивибратор предназначен
для изменения частот собственных колебаний и уменьшения амплиту-
31
ды крутильных колебаний валопровода на рабочих режимах. От ше-
стерни 21 приводятся в действие масляный и водяные насосы и регу-
лятор частоты вращения двигателя. Через кардан 22 от нижнего вала
часть мощности отбирается для вспомогательных устройств теп-
ловоза.
На переднем конце верхнего коленчатого вала посажена шестер-
ня 1 с косыми зубьями. От этой шестерни приводятся во вращение
кулачковые валы топливных насосов. На другом конце через шлице-
вое соединение верхний коленчатый вал зацеплен с торсионным валом 6
привода компрессора второй ступени наддува. Кривошипы коленчато-
го вала расположены между собой так, что обеспечивается работа ци-
линдров в порядке 1—6—10—2—4—9—5—3—7—8.
Через торсионный вал 2 (рис. 21) вращение от верхнего колен-
чатого вала 1 передается шестерне 4, которая содержит упругие
Рис. 20. Схема вертикальной передачи
дизеля 2Д100:
/ — верхний коленчатый вал; 2 — верхний
вертикальный вал; 3 — упругая муфта; 4 —-
нижний вертикальный вал; 5 — нижний ко-
ленчатый вал
пружинные элементы. Шестерня
с пружинными элементами пред-
назначена для смягчения ударных
нагрузок, передаваемых от колен-
чатого вала в процессах пуска
двигателя и переходных режимов.
При передаче постоянного вращаю-
щего момента упругая шестерня
работает как жесткая система.
В случае резкого изменения пере-
даваемого вращающего момента
удар смягчается пружинными па-
кетами, смонтированными между
ступицей и зубчатым венцом шес-
терни. От шестерни 4 получает вра-
щение промежуточный вал с распо-
ложенными на нем шестернями
7 и 13 и далее вал с шестерней
11 и колесом центробежного комп-
рессора 9. Двухступенчатый ре-
дуктор повышает частоту враще-
ния от верхнего коленчатого вала
к валу центробежного компрессора
в отношении 1 : 10. Через кардан-
ный вал 6 приводится в действие
вентилятор охлаждения генера-
тора.
У дизеля 2Д100 роторный комп-
рессор 4 (рис. 22) получает вра-
щение от верхнего коленчатого ва-
ла 1 через косозубые шестерни 3 и
5. Упругие пружинные элементы
шестерни 3 смягчают ударные на-
грузки, которые могут передавать-
ся от коленчатого вала при пуске
32
двигателя и на переходных ре-
жимах.
Два кулачковых вала топлив-
ных насосов (рис. 23) приводят-
ся во вращение от шестерни /че-
рез промежуточные шестерни 2
и шестерни 4, расположенные
на кулачковых валах. Шестерня
1 закреплена на верхнем колен-
чатом валу 12. Шестерни 1, 2,
4 имеют косые зубья. На каждом
кулачковом валу имеется 10 ку-
лачков 7 в соответствии с чис-
лом цилиндров двигателя. Шей-
ки кулачкового вала опираются
на 10 опорных подшипников 5,
крайний подшипник 11 — опор-
но-упорный. При вращении
кулачок нажимает на ролик
толкателя топливных насосов.
От толкателя приводится в дви-
жение плунжер топливного на-
соса, благодаря чемуо беспечи-
вается подача топлива в ци-
линдр. Пружина 10 толкателя
своим давлением обеспечивает
постоянное прилегание ролика
к кулачку, т. е. безотрывное дви-
жение ролика по кулачку при
действии сил инерции поступа-
тельно движущихся масс толка -
теля. На конце одного из кулач-
ковых валов размещается регу-
лятор предельной частоты вра-
щения 3, предназначенный для
остановки дизеля при повыше-
нии частоты вращения колен-
чатого вала свыше 930 — 960
об/мин. Регулятор воздействует
через механизм управления на подачу топлива и прекращает
ее, защищая дизель от аварийного режима работы.
От переднего конца нижнего коленчатого вала 10 (рис. 24) приводят-
ся в действие масляный насос 1, регулятор частоты вращения 8, тахо-
метр, водяной насос 13 системы охлаждения масла двигателя и над-
дувочного воздуха и водяной насос 14 системы охлаждения двигателя.
Все приводы осуществляются от шестерни 9. Ведущий вал масляного
насоса 1 получает вращение от вала 3 через зубчатую муфту 2. На ва-
лу 3 размещаются винтовая шестерня, с которой входит в зацепление
винтовая шестерня 4. От вала шестерни 4 через шлицевую муфту 6
2 Зак. 1807
Рис. 21. Кинематическая схема редукто-
ра привода компрессора II ступени над-
дува дизеля 10Д100:
1— верхний коленчатый вал; 2— торсионный
вал; 3, 8, 14 — роликовые подшипники сфери-
ческие; 4 — шестерня с пружинными элемен-
тами; 5 — шариковый подшипник; 6 — кардан-
ный вал; 7, 11, 13 — шестерни; 9 — центро-
бежный компрессор; 10 — опорный подшип-
ник; 12 — опорно-упорный подшипник
Рис. 22. Кинематическая схема привода
роторного компрессора двигателя 2ДЮ0:
1 — верхний коленчатый вал; 2 — опорный ко-
ренной подшипник; 3 — шестерня с пружинны-
ми элементами; 4 — роторный компрессор; 5 —
шестерня
33
Рис. 23. Кинематическая схема привода топливных насосов дизелей 10Д100 и
2Д100:
/, 2, 4 — шестерни; 3 — предельный регулятор; 5 — опорный подшипник; 6 — кулачковый
вал топливных насосов; 7 — кулачок; 8 — толкатель; 9 — топливный иасос; 10 — пружина
толкателя; 11 — опорно-упорный подшипник; 12 — верхний коленчатый вал
Рис. 24. Кинематическая схема привода масляного насоса, водяных насосов ре-
гулятора частоты вращения и тахометра:
1 — масляный насос; 2 — муфта зубчатая; 3 — вал; 4, 7 — шестерни винтовые; 5, И, 12—
шестерни; 6 —• муфта шлицевая; 8 — регулятор частоты вращения; 9 — шестерня с пружин-
ными элементами; 10 — коленчатый вал; 13 — водяной насос системы охлаждения масла и
наддувочного воздуха; 14 — водяной насос системы охлаждения двигателя; 15 — карданный
вал
34
вращение передается валу, на котором расположена винтовая
шестерня 7 привода тахометра и коническая шестерня привода регу-
лятора. Шестерни 11 и 12 закреплены на валах водяных насосов 13
и 14. Водяные насосы вместе с этими шестернями представляют
собой единые комплектные узлы.
2. Устройство основных узлов дизелей
10Д100 и 2Д100
Втулка цилиндра 1 (рис. 25) отлита из специального чугуна, ле-
гированного добавлением хрома, никеля, молибдена, меди. Внутрен-
няя поверхность втулки хонингована и фосфатирована для предо-
хранения от коррозии и улучшения приработки поршневых колец.
Продувочные окна расположены вверху равномерно по окружности
втулки. Стенки окон в вертикальной и горизонтальной плоскостях
направлены так, что воздух, поступающий через окна в цилиндр,
получает вращательное движение вокруг оси цилиндра и поступа-
тельное движение вдоль его оси. Благодаря этому улучшаются про-
цессы образования смеси топлива с воздухом и очистка цилиндров
от продуктов сгорания.
В средней части стенки втулки подвергаются воздействию пере-
менных высоких температур и давлений от продуктов сгорания.
Для обеспечения необходимой надежности и долговечности втулка
в средней части охлаждается водой и имеет оребрение. На среднюю
часть напрессована стальная рубашка 2, которая образует со втулкой
полость для циркуляции охлаждающей воды. Рубашка фиксируется
на втулке упорным кольцом 5. Полость для воды сверху и снизу уп-
лотнена'резиновыми кольцами 4. Во втулке и рубашке имеются три
отверстия, в которые установлены адаптеры двух форсунок и инди-
каторного крана.
В процессе работы двигателя рубашка воспринимает деформации
втулки, возникающие под действием температуры и давления газов.
Для повышения усталостной прочности рубашки и уменьшения корро-
зионного воздействия воды внутреннюю поверхность средней части
рубашки упрочняют накаткой роликами, а зоны вокруг адаптерных
отверстий в рубашке подвергают дробеструйному упрочнению и
покрывают бакелитом.
В нижней части втулки имеются выпускные окна, находящиеся
на диаметрально противоположных сторонах, по пяти окон на каждой
стороне. Отработавшие газы отводятся через эти окна в выпускную
коробку 6. Между втулкой и выпускной коробкой поставлены уплот-
нительные кольца. Во внутренней полости выпускной коробки также
циркулирует вода, одновременно охлаждающая нижнюю часть втулки.
Верхняя часть втулки охлаждается воздухом, поступающим в ци-
линдр. Втулка с выпускной коробкой центрируется в блоке посадоч-
ными поясами Б, В, Г и Д. Уплотнение воздушной полости в проду-
вочном ресивере осуществляется резиновыми кольцами на посадочных
поясах Б и В.
2* 35
Поршень дизеля 10Д100 (рис. 26) состоит из стакана 13 и вставки
6, в бобышках которой размещен поршневой палец 7. Стакан поршня
отлит из легированного чугуна. Боковая поверхность стакана покрыта
слоем олова толщиной 0,02—0,03 мм для лучшей приработки, умень-
шения износа поршня и втулки цилиндра и предотвращения их за-
дира. Поверхность днища стакана со стороны газов и верхняя цилинд-
рическая поверхность до уплотнительного кольца покрыты слоем
хрома, чтобы защитить их от газовой коррозии чугуна.
На боковой поверхности стакана имеются в верхней части четыре
канавки, в которых размещены уплотнительные кольца 11 и 15, и в
нижней — три канавки, где установлены маслосъемные коль-
ца 4 и 5. Кольцо 5 выполняет также функции дополнительного уплот-
нения от проникновения газов в картер. Излишки масла с поверх-
ностей трения стакана и втулки цилиндра удаляются в картер при
помощи маслосъемных колец через отверстия в стакане, распо-
ложенные в канавках и под канавками колец.
Наружная геометрия стакана представляет собой сочетание не-
скольких конических поверхностей и цилиндрической поверхности
Рис. 26. Нижний поршень дизеля 10Д100:
/ — шплинт; 2 — гайка; 3 — замковая шайба; 4,
5 — маслосъемные поршневые кольца; 6 — встав-
ка; 7 — поршневой палец; 8 — втулка; 9~ пружи-
на; 10 — ползушка; 11 — уплотнительные хроми-
рованные кольца; 12 — прокладка; 13 — стакан;
14 — шпилька; 15 — уплотнительные кольца
с бронзовой вставкой
«—-------------------------------------------
Рис. 25. Втулка цилиндра с выпускной ко-
робкой:
1 — втулка; 2 — рубашка; 3 — адаптер форсунки;
4 — уплотнительное кольцо; 5 — упорное кольцо;
б — выпускная коробка; А — фланец; Б, В, Г, Д —
посадочные пояса
36
в зоне расположения маслосрезывающих колец. Наибольшая конус-
ность в верхней части применяется потому, что под действием высоких
температур здесь имеется наибольшее тепловое расширение стакана.
После расширения между стаканом и втулкой при работе двигателя
должен существовать равномерный зазор для смазки трущихся по-
верхностей. На головке же выше поршневых колец, где жидкостное
трение исключается и часто имеются отложения нагара, зазор выби-
рается с таким расчетом, чтобы избежать абразивного износа цилиндро-
вой втулки и заеданий поршня. Равномерный зазор по рабочей по-
верхности обеспечивает равномерную передачу и восприятие удель-
ных давлений по боковой поверхности стакана от нормальной силы,
которая передается от поршня к втулке.
Вставка 6 поршня отлита из чугуна и крепится к днищу стакана че-
тырьмя шпильками 14. Между вставкой и днищем расположены про-
кладки 12, толщиной которых регулируют степень сжатия двигателя
и расстояние верхней кромки стакана от оси отверстия до форсунки.
В бобышках вставки запрессованы втулки 8, изготовленные из брон-
зы. Втулки служат подшипниками для плавающего поршневого паль-
ца. Поршневой палец 7 изготовлен из стали 12ХН2А и имеет цементи-
рованную и полированную наружную поверхность. Осевое перемеще-
ние пальца ограничивается приливами в стакане.
Внутренняя поверхность головки стакана охлаждается маслом. Оно
поступает по каналу в шатуне к отверстию в верхней его головке,
проходит через отверстия в ползушке 10, вставке б и прокладках 12,
омывает центральную часть днища стакана и поступает к периферии.
Ползушка 10 прижимается пружиной 9 к верхней головке шатуна и
служит для уплотнения от утечек масла по поверхности между нею,
головкой шатуна и вставкой. Часть масла из канала в шатуне расхо-
дуется на смазку головного подшипника шатуна. Из поршня масло
сливается в картер через два отверстия во вставке, расположенных
на уровне оси пальца
Конструкция поршня предусматривает комбинированный способ
охлаждения днища: циркуляционное за счет течения масла по кана-
лам в днище, которые образованы ребрами, и инерционное за счет дви-
жения под действием сил инерции объема масла, заключенного между
вставкой и стаканом ниже сливного отверстия. Предполагается, что
инерционное охлаждение более эффективно и имеет место в перифе-
рийной части стакана. Силы инерции турбулизируют потоки масла
также в центральной части поршня.
Верхний поршень отличается от нижнего только отсутствием удли-
ненной части стакана ниже маслосрезывающих колец. Увеличение
рабочих опорных боковых поверхностей нижнего поршня сделано
для снижения удельных давлений от нормальных сил на стенку.
Поршни дизеля 2Д100 отличаются от дизеля 10Д100 следующими
основными конструктивными особенностями: днище со стороны камеры
сгорания выполнено в виде поверхности части сферы, поршневой па-
лец закреплен во вставке и не вращается, применено циркуляционное
охлаждение днища. Имеются варианты конструкции поршней двига-
телей типа Д100, отличающиеся способом охлаждения днища, ореб-
37
рением внутренней поверхности днища стакана, способом крепления
вставки к стакану и др.
Уплотнительные кольца не имеют фиксации в канавке поршня и
в процессе работы двигателя могут перемещаться вокруг оси цилинд-
ра. При движении по продувочным и выпускным окнам втулки ци-
линдра концы кольца у замков, совпадая с окнами и имея упругие
радиальные деформации, испытывают дополнительные напряжения
изгиба, встречаясь с кромками окон. В ряде случаев это вызывает
поломку колец.
В первой и третьей канавках нижнего и в первой канавке верхнего
поршней дизеля 10Д100 установлены уплотнительные кольца 11,
изготовленные из высокопрочного чугуна, а затем хромированные.
Со стороны втулки цилиндра кольца имеют маслоудерживающие ка-
навки и приработочное покрытие из медно-дисульфидмолибденового
сплава. Такие кольца хорошо противостоят излому.
В остальных канавках поршней установлены уплотнительные
кольца 15, у которых со стороны втулки цилиндра в кольца запрес-
сованы бронзовые вставки для обеспечения хорошей приработки ко-
лец к втулке. У дизеля 2Д100 применены все уплотнительные кольца
с бронзовыми вставками.
Маслосъемные кольца 4 и 5 имеют острые кромки, направленные
по движению поршня от внутренней мертвой точки. Поэтому кольца
снимают лишнее масло со стенки втулки цилиндра. При обратном дви-
жении по направлению к камере сгорания кольца, имеющие закруг-
ленные кромки, скользят по слою масла, не удаляя его со стенок.
Кольцо 5 выточено слошным и дополнительно служит для гермети-
зации между выпускным коллектором и картером двигателя. Срезаемое
кольцом масло удаляется в картер через радиальные отверстия в ста-
кане поршня, расположенные ниже кольца. Кольца 4 (два кольца
на один поршень) имеют в своем теле щели, через которые
по радиальным отверстиям в канавках стакана поршня масло удаля-
ется в картер.
Поршневые кольца в процессе работы двигателя выполняют важ-
ные функции: уплотнительные кольца — герметизация камеры сго-
рания и отвод тепла в стенки втулки цилиндра и далее в систему ох-
лаждения водой; маслосъемные кольца — обеспечение жидкостного
трения между поршнем и втулкой цилиндра и удаление излишков
масла во избежание его попадания в камеру сгорания. Поступление
масла в камеру сгорания приводит к образованию нагаров на дета-
лях, пригоранию поршневых колец и другим отрицательным явле-
ниям, вызывающим увеличение расхода топлива, масла, снижение
мощности двигателя. Поэтому качество изготовления колец должно
соответствовать техническим требованиям по упругости, величине
замка, прилеганию по окружности в калибре, прилеганию торцов
по плите и т. д.
Нижний и верхний шатуны дизеля одинаковы по конструкции и
отличаются длиной стержня. Стержень шатуна 1 (рис. 27) двутав-
рового сечения изготовлен из стали 40ХФА. В верхнюю головку ша-
туна запрессован подшипник 2, состоящий из двух неразъемных вту-
38
лок— наружной стальной и внутренней бронзовой (Бр. ОС8-12).
Для подвода масла к поршневому пальцу во втулках просверлены ра-
диальные отверстия, соединяющие кольцевую канавку головки ша-
туна с внутренней кольцевой канавкой бронзовой втулки. По всей
внутренней поверхности бронзовой втулки прорезаны наклонные
поперечные канавки, по которым масло равномерно распределяется
по поверхности трения пальца и втулки. Шаровая поверхность верх-
ней головки шатуна притерта совместно с ползушкой поршня.
НижнЯя головка шатуна разъемная и имеет крышку 5, которая
крепится к стержню двумя шатунными болтами 7. Шатунные болты
из стали 20ХНЗА имеют в средней части пояски для центровки шатуна
и крышки, а на цилиндрических головках болтов сделаны лыски,
препятствующие проворачиванию болтов при затяжке корончатых
гаек 6. Нижняя головка растачивается вместе с крышкой. В нижней
головке установлены два вкладыша шатунного подшипника — беска-
навочный 3 и канавочный 4. Вкладыш 3 воспринимает наибольшую
нагрузку и называется рабочим. Оба вкладыша устанавливаются
в постели нижней головки с натягом, который должен обеспечить
непроворачиваемость вкладышей в процессе работы двигателя. Штифт
8 в крышке фиксирует вкладыш от осевого смещения относительно
головки шатуна. Вкладыши изготовлены из бронзы, а поверхность
трения залита слоем баббита БК2 толщиной 0,5—0,7 мм.
Масло для смазки шатунного подшипника поступает от коренных
подшипников через каналы, просверленные в коленчатом валу.
Во вкладыше <3 у окончания кольцевых канавок сделаны два канала,
совпадающих с наклонными ка-
налами в нижней головке стерж-
ня шатуна. Из кольцевой канав-
ки шатунного подшипника через
эти каналы масло поступает в
канал шатуна к подшипнику
верхи ей головки и на охлаждение
поршня.
Шатунные подшипники дизелей
2Д100 и ранних выпусков дизелей
10Д100 имеют кольцевые канавки
у обоих вкладышей. Опыт эксплуа-
тации показал, что в такой кон-
струкции возможно возникновение
режимов граничного трения в ша-
тунном подшипнике, вызывающих
повреждение вкладышей и задиры
трущихся пар.
Верхний и нижний коленчатые
валы (рис. 28) одинаковы по кон-
струкции и размерам коренных и
шатунных шеек, щек кривошипов,
расстояниям между осями цилинд-
ров. Валы отличаются друг от друга
Рис. 27. Шатун:
1 — шатун; 2 — подшипник верхней голов-
ки; 3, 4 — вкладыши; 5 — крышка; 6 —
гайка; 7 — шатунный болт; 8 — штифт
39
Рис. 28. Коленчатые валы дизеля 10Д100:
1 — нижний коленчатый вал; 2 — шпилька; 3— гайка; 4 — шестерня; 5 — верхний коленчатый
вал; 6 — фланец; 7 — направляющее кольцо; Н.П — фланцы
Рис. 29. Коренные подшипники нижнего коленчатого вала дизеля 1 ОД 100
/ — опора (бугель); 2 — гайка; 3 — верхний вкладыш; 4, 6, 8 — штифты; 5 — нижний вкладыш
(бесканавочный); 7 — крышка; 9 — болт; 10, 11— вкладыши опорно-упорного подшипника
40
конструкцией концевых частей, от которых приводятся в движение
различные механизмы двигателя. Для уменьшения массы коренные и
шатунные шейки валов выполняют пустотелыми. Валы отливают из вы-
сокопрочного чугуна, а шейки валов обрабатывают с большой точ-
ностью и шероховатостью поверхности 7-го класса. Для повышения
усталостной прочности валов галтели всех шеек накатывают роликом.
Валы проходят динамическую балансировку; дисбаланс не должен
превышать 10 кг-см. На поверхность шатунной шейки масло по-
ступает в двух противоположных точках по двум косым каналам,
проходящим в теле вала от соседних коренных шеек. Этим обеспечива-
ется непрерывность подачи масла для охлаждения поршня при уста-
новке бесканавочных шатунных вкладышей. У дизеля 2Д100 примене-
ны канавочные вкладыши, и масло от коренных шеек к шатунным
подводится по одному каналу с запрессованной в нем трубкой.
К фланцам Н прикреплены болтами конические шестерни верти-
кальной передачи. На переднем конце верхнего коленчатого вала 5 ус-
тановлена на шпонке шестерня 4 привода валов топливных насосов;
на противоположном конце к фланцу вала крепится болтами ведущий
фланец 6 с внутренними шлицами для привода торсионного вала ре-
дуктора центробежного компрессора.
В передней части нижнего коленчатого вала 1 на хвостовике уста-
новлен антивибратор, который закрепляется на валу шпилькой 2,
а на противоположном конце вала на фланце П смонтирована муфта
привода генератора. Стальное направляющее кольцо 7 напрессовано
на хвостовик вала и служит для центровки вала генератора.
Коренные подшипники (рис. 29) установлены в блоке на опорах
коленчатого вала. К опоре 1 блока цилиндров крепится болтами 9
крышка 7 подшипника. Крышка имеет в местах посадки натяг
по размерам А и Б, а опорные поверхности крышки и каблучков бло-
ка пригнаны по краске. От осевого смещения в блоке крышка фик-
сируется штифтом 8. Отверстия под коренные подшипники обрабаты-
вают в блоке вместе с крышками. В отверстие на коренной опоре
установлены с натягом два вкладыша 3 и 5, один из которых распо-
ложен в постели блока, а другой — в крышке. Наибольшая нагрузка
приходится на вкладыш 5, установленный в крышке. Этот вкладыш
изготовлен без сплошной кольцевой канавки на внутренней поверх-
ности трения; вкладыш 3 в опоре блока имеет кольцевую канавку.
Вкладыши фиксируют от осевого смещения в опоре и по отношению
друг к другу штифтами 4 и 6. Коренные вкладыши толстостенные,
изготовлены из бронзы, а трущаяся поверхность залита слоем бабби-
та БК2 толщиной 0,5—0,7 мм. Масло подводится от масляного кол-
лектора к нижней опоре через отверстие в бугеле и далее по ради-
альному отверстию во вкладыше поступает в кольцевую канавку
верхнего подшипника. Из кольцевой канавки масло расходуется
на смазку коренного подшипника и по каналам коленчатого вала
поступает к шатунному подшипнику.
На опоре верхнего коленчатого вала масло подводится к крышке
подшипника. Нагруженный вкладыш, установленный в крышке,
также не имеет на внутренней поверхности трения кольцевой канавки.
41
Рис. 30. Вертикальная передача дизе-
ля 1 ОД 100:
1 — нижний корпус; 2, 17, 20, 27 — гайки;
3 — торсионный вал; 4 — болт; 5, 24 — ра-
диально-упорные подшипники; 6, 7 — регу-
лировочные кольца; 8, 9 — конические ше-
стерни; 10, 12 — регулировочные проклад-
ки; И, 25 — роликоподшипники; 13 —• рас-
порная втулка; 14 — верхний вал; 15 —
верхний корпус; 16, 23 — нажимные флан-
цы; 18 — ступица; 19— штифт конический;
21 — шлицевая муфта; 22 —- шлицевая втул-
ка; 26 — нижний вал
42
На наружной его поверхности имеется кольцевая канавка, соединяю-
щаяся отверстиями с внутренней кольцевой канавкой. Это обеспечи-
вает поступление масла к поверхностям трения подшипников и на ох-
лаждение поршней. На двигателях типа Д100 ранних выпусков все
коренные вкладыши имеют кольцевые канавки.
Опорно-упорный подшипник коленчатого вала в отличие от
опорного имеет по торцам вкладышей 10 и 11 бурты, которыми он
охватывает опоры. Эти бурты покрыты антифрикционным слоем и
выполняют роль упорного подшипника, ограничивающего осевой
разбег коленчатого вала.
Вертикальная передача (рис. 30) служит длл синхронного вра-
щения верхнего и нижнего коленчатых валов и передачи мощности
от верхнего вала к нижнему. Большие конические шестерни 9 уста-
новлены на концах коленчатых валов и прикреплены к их фланцам
болтами, часть из которых является призонными. Шестерни 9 нахо-
дятся в зацеплении с малыми коническими шестернями 8, установлен-
ными на верхнем 14 и нижнем 26 валах. Верхний и нижний валы опи-
раются на роликовые подшипники качения 11 и 25 и радиально-
упорные шариковые подшипники 5 и 24, установленные в нижнем 1
и верхнем 15 корпусах. Торсионный вал 3 соединяет верхний 14 и
нижний 26 валы через шлицевые соединения. Торсионный вал 3, втулка
22 и нижний вал 26 закреплены от взаимного перемещения гайками
20 и 27, которые контрятся болтами. Шлицевое соединение втулки 22
с муфтой 21 и торсионным валом 3 позволяет регулировать угол опе-
режения нижнего коленчатого вала по отношению к верхнему и до-
пускает взаимное осевое перемещение при изменении длины торсион-
ного вала при его закрутке или тепловом расширении.
Торсионный вал выполняет также функции защиты системы вало-
провода двигателя от чрезмерных нагрузок при недопустимых режи-
мах работы — гидравлических ударах, задирах поршней и др.
Антивибратор расположен на конце нижнего коленчатого вала,
имеющего наибольшие амплитуды крутильных колебаний. Ступица
антивибратора 1 (рис. 31) напрессована на коленчатый вал и зафик-
Рис. 31. Антивибраторы:
1— ступица; 2, 4, 5, 6 — пальцы; 3 — груз; 7 — шпонка (цифры в кружках 3, 4, 6, 7 —
клеймы)
43
сирована шпонкой. Ступица имеет три диска, между которыми распо-
ложены грузы 3 в виде секторов. Всего у антивибратора восемь гру-
зов, одинаковых по размерам и массе. Каждый груз подвешен в сту-
пице на двух пальцах одного размера. От выпадания и осевого пере-
мещения пальцы предохраняются планками, укрепленными на внеш-
них сторонах наружных дисков ступицы. Пальцы устанавливают
в отверстиях втулок, которые запрессованы соответственно в отвер-
стия дисков ступицы и грузов. Пальцы изготовлены из стали 20Х,
втулки — из стали ШХ-15. Между наружным диаметром пальца и
внутренними диаметрами втулок имеются определенные зазоры.
Величина возможного отклонения груза и изменение расстояния его
центра тяжести от оси качания определяются величиной этих зазоров.
Соответствующий подбор диаметров пальцев позволяет настраивать
груз антивибратора на гашение частоты крутильных колебаний вы-
бранного порядка.
Комплект пальцев антивибратора состоит из четырех типов, отли-
чающихся только наружным диаметром (по четыре пальца каждого
типа). При сборке антивибратора пальцы следует устанавливать
по клеймам 3, 4, 6, 7 на цилиндрической части ступицы и на торце
пальцев. Пальцы одинакового размера (клейм) устанавливают диа-
метрально противоположно.
Трущиеся поверхности грузов, пальцев и втулок смазывают мас-
лом, поступающим из коренной шейки в канавки и радиальные от-
верстия ступицы. Затем масло под действием центробежной силы по-
падает в радиальные канавки грузов, расположенные на поверхностях
трения в направлении пальцев, и смазывает трущиеся поверхности.
Шестерня с пружинами (рис. 32) служит для привода водяных и
масляных насосов. Ступица 3 напрессована на цапфу ступицы анти-
А .
Рис. 32. Шестерня с пружинами:
/ — опорный диск, 2, 7 — втулки (подшипники); 3 — ступица; 4 — сухарь; 5 — болт; 6 — ше-
стерня; 8 — пружина
44
вибратора и зафиксирована на ней шпонкой. Диск ступицы имеет
по окружности шесть секторных вырезов. В этих вырезах размещаются
сухари 4 с пружинами 8. Сухари призонными болтами 5 скреплены
с опорным диском 1 и диском шестерни 6.
Во время работы вращающий момент передается от секторных вы-
ступов ступицы 3 через пружины 8 сухарям 4 и далее опорному диску
1 и шестерне 6. В опорный диск 1 и диск шестерни 6 запрессованы брон-
зовые втулки 2 и 7; на цапфе ступицы втулки имеют радиальный зазор
0,10—0,20 мм и осевой 0,20—0,35 мм. Эти втулки выполняют роль
опорно-упорных подшипников при перемещении опорного диска
с шестерней относительно ступицы. Масло к трущимся поверхностям
подшипника и к зубьям шестерни подводится от ступицы антивибра-
тора по каналам и сверлениям в ступице 3 и шестерне 6. Пружины 8
позволяют ступице 3 перемещаться относительно шестерни 6 в случае
возникновения динамических нагрузок при передаче вращающего
момента от ступицы к шестерне. Эти нагрузки могут превосходить уси-
лия предварительной затяжки пружин 8. Подобная конструкция
шестерни с пружинными элементами применяется для привода ком-
прессоров подачи воздуха в двигатель.
3. Устройство и кинематические схемы дизелей
11Д45 и 14Д40
Дизели 11Д45 и 14Д40 принадлежат к одному типоразмеру и имеют
большинство аналогичных по конструкции деталей и узлов. Двига-
тели этого типа представляют собой V-образные двухтактные двигате-
ли с прямоточной клапанно-щелевой продувкой и двухступенчатой сис-
темой наддува. Двигатель 11Д45 мощностью 2200 кВт (3000 л. с.) име-
ет 16 цилиндров. Для наддува применены два параллельно работающих
турбокомпрессора в качестве первой ступени и один приводной цент-
робежный компрессор во второй ступени. Между ступенями воздух
охлаждается в водовоздушном холодильнике. Двигатель 14Д40 мощ-
ностью 1470 кВт (2000 л. с.) имеет 12 цилиндров. Первая ступень над-
дува аналогична двигателю 11Д45, а во второй ступени применен
приводной роторный компрессор. Охлаждение воздуха отсутствует.
Остов дизеля 11Д45 (рис. 33) состоит из сварного блока 6 цилинд-
ров V-образной формы, разделенного поперечными стойками на во-
семь секций, в которых размещены втулки 8 цилиндров. В нижней
части блока к поперечным стойкам и к нижней горизонтальной плите
блока приварены опоры 4 коленчатого вала 3. Каждая опора имеет
крышку 2. Зубцы на поверхностях стыка опор и крышек позволяют
фиксировать положение крышек относительно опор в поперечном
направлении. В опорах размещены подшипники коленчатого вала.
К торцовому листу блока со стороны генератора крепится при-
зонными болтами опора выносного подшипника коленчатого вала,
служащего второй опорой для якоря генератора. Блок установлен
на сварную поддизельную раму 1, которая служит также опорой для
генератора и сборником (ванной) для дизельного масла.
45
11
1Q
-25
'27
9
В
23
гч-
-----25
Рис. 33. Поперечный
разрез дизеля 11Д45:
/ — подднзельная рама;
2 — крышка коренного
подшипника; 3 — колен-
чатый вал; 4— опора ко-
ленчатого вала; 5 — при-
цепной шатун; 6 — блок
цилиндров; 7 — впускной
коллектор; 8 — втулка
цилиндра; 9 — поршень;
10 —. распределительный
кулачковый вал; 11 — вы-
пускной коллектор; 12 —
выпускной клапан; 13 —
46
траверса клапанов; 14 —
рычаг; 15 — толкатель;
16 — блок топливных на-
сосов; 17 — кулачковый
вал топливных насосов;
18 — инидакторный вен-
тиль; 19 — колпак крыш-
ки; 20— форсунка; 21 —
коллектор горячей воды;
22 — крышка цилиндра;
23 — коллектор подвода
воды; 24 — канал для
масла; 25 — главный ша-
тун; 26 — палец прицеп-
ного шатуна; 27 — люк
картера
На верхние плиты блока установлены крышки 22 на каждый ци-
линдр. Крышка цилиндра составная: днище изготовлено из высоко-
прочного чугуна, а верхняя часть — из алюминиевого сплава. Крыш-
ка нижней плоскостью опирается на блок и крепится к нему четырьмя
шпильками, ввернутыми в верхнюю плиту блока. В крышке распо-
ложены четыре выпускных клапана 12, форсунка 20 и индикаторный
вентиль 18. Сверху крышки закрыты колпаками 19.
Втулка 8 цилиндра подвешена к крышке 22 цилиндра на шести
шпильках. Газовый стык уплотнен медной прокладкой, зажатой
между втулкой и крышкой цилиндра. В средней утолщенной части
втулки равномерно по окружности расположены продувочные окна.
Втулка по своей длине имеет в блоке три опорных пояса: в верхней
плите блока, над продувочными окнами и в нижней части. В верхней
полости между втулкой и блоком циркулирует охлаждающая вода,
которая подводится от водяного коллектора 23. Из блока в крышку
вода поступает через трубки с резиновыми прокладками, а из крышки
— в коллектор горячей воды 21. Воздух к продувочным окнам поступает
через вырезы в блоке из впускных коллекторов 7, расположенных
по обеим сторонам блока. Водяная полость и воздушный ресивер уп-
лотнены в опорных поясах втулки круглыми кольцами из жаростой-
кой резины.
Во втулках цилиндра движутся поршни 9 с прицепным 5 и глав-
ным 25 шатунами. Прицепной шатун сочленен с главным при помощи
пальца 26 и проушин в главном шатуне. Продукты сгорания из ци-
линдра удаляются через выпускные клапаны 12 в выпускные коллек-
торы 11. Выпускные коллекторы подсоединены к крышкам цилиндров
на правой и левой сторонах двигателя.
В развале блока цилиндров расположен распределительный кулач-
ковый вал 10 и топливный насос 16 блочного типа с кулачковым ва-
лом 17. От распределительного вала приводятся в движение выпускные
клапаны 12 через толкатели 15, рычаги 14 и траверсы 13. Распредели-
тельный и топливного насоса кулачковые валы приводятся во вра-
щение от коленчатого вала через шестеренную передачу, располо-
женную на торце блока.
В нижней части блока с обеих его сторон размещены смотровые
люки 27. На одной из сторон на люках имеются предохранительные
клапаны, которые срабатывают в случае повышения давления в кар-
тере свыше 0,05 МПа. Люки и предохранительный клапан имеются
также на впускном коллекторе. Масло для смазки шатунно-криво-
шипного механизма и других трущихся деталей, а также для охлаж-
дения поршней подводится по каналу 24.
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма дизе-
ля 11Д45 приведена на рис. 34. Коленчатый вал 5 вращается в десяти
коренных подшипниках, расположенных в опорах блока. Все подшип-
ники опорные. Упорный подшипник 7 образован буртами коленчатого
вала и антифрикционными накладками на торцах опор вала. Подшип-
ник 8 размещен на выносной опоре, укрепленной к блоку цилиндра.
Коленчатый вал на переднем конце имеет конус, на котором насажен
маятниковый антивибратор 3, предназначенный для сдвига частот соб-
47
Рис. 34. Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма дизеля 11Д45:
1 — поршень; 2— торсионный вал; <? —антивибратор; 4, б, 8 — коренные опорные подшипни-
ки; 5 — коленчатый вал; 7 —упорный подшипник; 9 — полужесткая муфта; 10 — генератор;
// — шестерня; 12 — шатун прицепной; /3 —шатун главный
Рис. 35. Кинематическая схема привода насосов и центробежного компрессора
дизеля 11Д45:
1 — центробежный компрессор; 2 — опорный подшипник; 3, 7, 8, 9, 10. 15, 16 — шестерни;
4 — опорно-упорный подшипник; 5 — шестерня с пружинами; 6 — торсионный вал; 11 — ма-
сляный насос; 12 — зубчатая муфта; 13 — шлицевой вал; 14 — водяной насос
48
ственных колебаний и уменьшения напряжений, возникающих вслед-
ствие крутильных колебаний в системе валопровода. Торсионный вал
2 имеет на конце шлицевые соединения со втулкой коленчатого вала,
фиксирующей положение антивибратора. Вал 2 приводит в движение
масляный и водяные насосы, компрессор II ступени подачи воздуха
в двигатель и вспомогательные агрегаты тепловоза.
На фланце коленчатого вала, расположенном между шейками
опорно-упорных подшипников, закреплена косозубая шестерня 11.
От нее приводятся во вращение кулачковые валы: распределительный
и топливного насоса. Фланец отбора мощности коленчатого вала
соединен через полужесткую муфту 9 с валом генератора 10.
Кривошипы коленчатого вала расположены так, что одновременно
работают два цилиндра одного ряди, например 1-й и 8-й цилиндры
правого или левого ряда. Работа цилиндров одного ряда происходит
через 90° поворота вала в порядке 1,8—4,5—2,7—3,6. Цилиндры с при-
цепными шатунами отстают по фазе на 45° от цилиндров с главными
шатунами.
Торсионный вал 6 (рис. 35), получая вращение от коленчатого
вала, своим другим концом через шлицевое соединение приводит во вра-
щение шестерню 5, которая имеет пружинные элементы. Они пред-
назначены для смягчения ударных нагрузок, передаваемых от колен-
чатого вала в процессах пуска двигателя и переходных режимов.
Шестерня 5 вместе с центробежным компрессором 1 и шестернями
3, 15 и 16 конструктивно представляют один узел — редуктор с цент-
робежным компрессором. Редуктор монтируется на торце блока ци-
линдров. Двухступенчатый редуктор позволяет повысить частоту вра-
щения от коленчатого вала к ротору компрессора в отношении 1 •: 9,82.
От шестерни 5 приводятся во вращение следующие агрегаты:
водяной насос 14 охлаждения дизеля через шестерню 7; водяной на-
сос охлаждения дизельного масла и наддувочного воздуха через шес-
терню 5; масляный насос двигателя 11 через шестерню 9; вентилятор
охлаждения тяговых двигателей через шестерню 10. Шестерни 7—10
состоят в комплекте со своими агрегатами. От ступицы шестерни 5
через зубчатую муфту 12 получает вращение шлицевой вал 13 гидро-
насосов, используемых для привода вентиляторных колес холодиль-
ника тепловоза.
Шестерня 12 (рис. 36), расположенная на коленчатом валу 13,
приводит во вращение кулачковый вал 2 топливных насосов, привод-
ной вал 4 для тахометра, регулятор частоты вращения 7 и распреде-
лительный кулачковый вал 18.
На распределительном кулачковом валу 18 закреплены шестерни
9 и 15 и кулачки 16. От одного кулачка приводятся в движение два
толкателя 14 для правого и левого цилиндров. Один толкатель
управляет движением двух выпускных клапанов. Таким образом,
на распределительном валу имеется 16 кулачков. Кулачковый вал
вращается в опорных подшипниках 17. Крайний подшипник 19 явля-
ется опорно-упорным. От вала 18 через шлицевой вал 6 и пару кони-
ческих зубчатых колес приводится в действие регулятор частоты вра-
щения 7. На валу привода регулятора размещается регулятор пре-
49
12 3 k 5 ж / ф \ Л/ ф \ 7W_Jb==i^^|v=r ’ 75Ооб/мин д - | *| ‘ * 13 18 17 16 U. у X А-4 /• = 15 750об/мин-^ ' 8-8-С-С А-А ,8 и/ в 5 1* I? 2880об/мин _ \1 /" ~х \ ER2! Р ’ <!'V \ ж 3жЬ h V'it< 75Оо8/мшу 1 А р- v\ / х =-т^ -| La а \ * J \ \< 1 у 12 4^ *л 6 7 r\ < \ - \ ф ‘ x.^^S>g- — Р в 5_ х ГЛ 1 Рис. 36. Кинематическая . схема привода кулачковых — 11 валов дизеля 11Д45: «_ - — / — топливный насос; 2 — кулач- у О’ ковый вал; 3 — зубчатая муфта; □ х 4 — вал привода тахометра; 5, 9, 15 — шестерни на кулачковых <2 валах; 6 — шлицевой вал; 7 — с регулятор частоты вращения; 8 — регулятор предельной ча- стоты вращения; 10, И — про- j? межуточные шестерни; 12 — ше- । 1 t стерня ведущая; 13 — коленча- Ф X тый вал; 14 — толкатель выпу- 1 1 скных клапанов; 1$ — кулачки распределительного вала; 17 — опорный подшипник; 18 — рас- пределительный вал; 19 — опор- но-упорный подшипник н 1 1 / Рис. 37. Кинематическая схема редук- тора привода роторного компрессора дизеля 14Д40: 1, 4, 5 — шестерни; 2 — силиконовый демп- фер; 3, 6 — торсионные вялы
50
дельной частоты вращения 8, который останавливает двигатель при
увеличении частоты вращения коленчатого вала выше 840—
870 об/мин.
Плунжер блочного топливного насоса 1 приводится в действие
толкателем, ролик которого опирается на кулачок. Кулачковый вал
2 топливного насоса имеет 16 кулачков в соответствии с числом ци-
линдров двигателя. Вал соединен зубчатой муфтой 3 с валом, на ко-
тором закреплена шестерня 5, находящаяся в зацеплении с шестер-
ней 15. Через пару конических шестерен вращение передается также
валику 4, к которому присоединяется тахометр частоты вращения ва-
ла двигателя. С шестерней 9 находится в зацеплении шестерня раз-
даточного редуктора (на рис. 36 не показано), используемого для
привода электроагрегатов тепловоза.
На дизеле 14Д40 привод роторного компрессора второй ступени
наддува (рис. 37) осуществляется от шестерни 1, которая получает
вращение от торсионного вала 3, соединенного шлицами с коленча-
тым валом. Силиконовый демпфер 2, установленный в шестерне 1,
может сглаживать крутильные колебания, возникающие в системе
валопровода редуктора, а также передаваемые от коленчатого вала
к редуктору. Торсионный вал 3 в определенной мере является упругим
элементом, который смягчает ударные нагрузки на редуктор, возни-
кающие при пусках двигателя и в переходных режимах. Шестерня 1
передает вращение через шестерню 4 к шестерне 5, с которой соединен
на шлицах торсионный вал 6. Он приводит в действие роторный
компрессор.
Двухступенчатый редуктор повышает частоту вращения от колен-
чатого вала к валу роторного компрессора в отношении 1 : 3,6.
4. Основные узлы дизелей 11Д45 и 14Д40
Втулка цилиндра 1 (рис. 38) отлита из легированного чугуна.
Она подвешена к крышке цилиндра на шпильках 2, благодаря чему
стык между крышкой и втулкой разгружен от газовых сил. На верх-
нем опорном бурте втулки имеется кольцевая площадка, где проре-
заны кольцевые канавки Д. На площадке размещена прокладка 3
из красной меди, которая уплотняет газовый стык при соединении
втулки цилиндра с крышкой, при этом кольцевые канавки способст-
вуют лучшему уплотнению. В блоке втулка фиксируется верхним А,
средним Б и нижним В опорными поясами. Наружная поверхность
втулки между поясами А и Б омывается водой, а между поясами Б
и В — воздухом. В цилиндр воздух поступает через окна, располо-
женные равномерно по окружности в утолщенной средней части втул-
ки. Между опорными поясами блока и втулки цилиндра для уплотне-
ния ставят четыре кольца 4—7 из жаростойкой резины. Два выреза
Е в нижней части втулки служат для прохода стержня шатуна при ра-
боте двигателя.
Крышка цилиндра (рис. 39) состоит из днища 20, отлитого из вы-
сокопрочного легированного чугуна, и крышки 1, отлитой из алюми-
51
ниевого сплава. Стык между днищем и крышкой пришабривают и
притирают. Днище с крышкой соединяют двумя шпильками, а также
шестью шпильками, скрепляющими крышку с втулкой цилиндра и
четырьмя шпильками, крепящими крышку цилиндра к блоку. В ниж-
ней части крышки имеется кольцевая канавка для фиксации втулки
цилиндра и уплотнения газового стыка между крышкой и втулкой.
В крышке размещены форсунка и четыре выпускных клапана 19,
изготовленных из жаростойкой стали. Клапан движется в направляю-
щей втулке 14, запрессованной в крышку 1. Для уплотнения штока кла-
пана от утечек масла или газов во втулке 14 установлены металло-
керамическая втулка 15 и два разрезных уплотнительных кольца из
фторопласта. Уплотнения удерживаются во втулке 14 от выпада-
ния упругим кольцом. Гнездо для посадки тарелки клапана, обра-
зованное в чугунном днище 20, притирается совместно с клапаном.
Рис. 38 Втулка цилиндра:
/—втулка; 2 — шпилька; 3 — прокладка;
4, 5, 6, 7 — резиновые кольца; А, Б, В —
опорные пояса; Д — кольцевые канавки;
Е — вырез
Рис. 39. Крышка цилиндра дизеля
11Д45;
1 — крышка; 2 — колпак; 3 — колпачок; 4 —
гидротолкатель; 5 — траверса; 6 — рычаг;
7 —болт, 8, /2 —сухари; 9, 11, /3 —пру-
жины, 10, 17 — тарелки, 14, 15, 16 — втул-
ки, 18 — гнездо; 19 —* клапан, 20 — дннще
52
На рабочих поясках клапанов в местах притирки путем наварки на-
несено покрытие из кобальтового сплава, что увеличивает долговеч-
ность клапанов.
Клапан прижимается к седлу двумя пружинами 11 и 13 из легиро-
ванной стали. Пружины имеют левую и правую навивки во избежание
проворота клапана и упираются внизу и вверху в тарелки 10 и 17.
Тарелка 10 соединена со шпинделем клапана разрезным сухарем 12.
На верхний конец клапана для предохранения его от расклепывания
насажен колпачок 3, застопоренный пружинным кольцом. Клапаны
открываются траверсой 5, действующей одновременно на два клапана
через втулки гидротолкателей 4.
Стержень траверсы 5 движется в направляющей втулке 16, которая
своей шаровой поверхностью упирается в стальное гнездо 18, запрес-
сованное в крышку цилиндра. Траверсу удерживает в верхнем поло-
жении пружина 9, упирающаяся вверху в шайбу, а внизу — во втулку
16. От поворота вокруг своей оси траверса удерживается щечками, охва-
тывающими головку рычага. В расточки траверсы вставлены гидротол-
катели, которые автоматически поддерживают величины зазоров и
уменьшают шум в механизме привода клапанов во время работы двига-
теля.
Масло поступает в полость А гидротолкателя (рис. 40) из масляной
системы двигателя через каналы траверсы 1 в момент, когда клапан
закрыт. В момент открытия клапана давление масла в полости А
мгновенно повышается, и шарик 2 запирает выход маслу. Усилие
рычага передается на клапан через масляную подушку.
Траверса 5 (см. рис. 39) получает движение от вильчатого рычага 6,
качающегося на цапфах в подшипниках, установленных в стойке,
укрепленной шпильками к крышке 1. Рычаг 6 имеет на вильчатом
конце два нажимных болта 7, которые шаровой поверхностью упирают-
ся в сухари 8, запрессованные
в траверсах. Другой конец рыча-
га 6 опирается на головку штанги
толкателя, получающего движение
от кулачкового распределитель-
ного вала.
Днище и крышка имеют полости
для охлаждающей воды. Вода по-
ступает в днище из блока через
восемь перепускных отверстий.
Из днища 20 вода через два отвер-
стия перетекает в крышку 1, а из
нее через два отверстия — во фла-
нец выпускного коллектора. В
верхней части крышки 1 имеется
полость для сбора масла, стекаю-
щего с рычажно-клапанного меха-
низма. Из этой полости масло сли-
вается в лоток распределитель-
ного вала и далее в картер двига-
Рис. 40. Гидротолкатель:
1 — траверса; 2 — шарик; 3 — упор; 4 —
пружина; 5 — толкатель; 6 — втулка
53
Рис. 41. Поршень:
/ — кольцо маслосрезывающее; 2 — кольцо стопорное; 3, 7 — винты стопорные; 4 — палец;
5— втулка; б —стакан; 8 — прокладка; 9 — бронзовый поясок; 10— головка поршня; 11, 18 —
уплотнительные кольца; 12, 13 — опорные бурты; 14 — болт; 15—вставка; 16 — тронк; 17 —
пружина; а, б, в, г, д, е, о/с — полости, каналы и отверстия для прохода масла
теля. Сверху крышку цилиндра закрывают колпаком 2, укрепленным
на крышке тремя винтами с маховиками. Между колпаком и крышкой
установлена прокладка из маслостойкой резины.
Поршень (рис. 41) состоит из трех основных частей: головки 10,
тронка 16 и вставки 15. Головка поршня отлита из жаропрочной стали.
На боковой наружной поверхности головки имеются четыре канавки
для уплотнительных колец 11 и 18. Головка соединена с тронком че-
тырьмя болтами 14. Усилия от давления газов передаются от головки
через опорный кольцевой бурт 12 на тронк и вставку. Тронк 16 изго-
товлен из чугуна и имеет в нижней части на наружной поверхности две
канавки для маслосъемных колец 1. Цилиндрическая часть наружной
поверхности тронка покрыта тонким слоем олова для улучшения при-
работки к втулке цилиндра.
Вставка 15 изготовлена из алюминиевого сплава. В радиальном
направлении вставка центрирована относительно тронка двумя опор-
ными поясами в верхней и нижней частях. Осевое перемещение вставки
ограничивает пружинное стопорное кольцо 2, установленное в кольце-
вую проточку тронка. Прокладка 8 между вставкой и тронком служит
для регулировки величины камеры сжатия. Тронк вместе с головкой
54
поршня не имеет фиксации от поворота на вставке вокруг своей вер-
тикальной оси.
Поршневой палец 4 — плавающего типа, полый, изготовлен из ле-
гированной стали. Палец установлен в стальных втулках 5, имеющих
заливку свинцовистой бронзой. Втулки 5 застопорены в бобышках
вставки винтами 3. Осевое перемещение пальца ограничивает внутрен-
ний пояс тронка поршня.
В верхнюю канавку головки поршня установлено уплотнительное
кольцо 11, изготовленное из высокопрочного чугуна. Рабочая поверх-
ность кольца со стороны втулки цилиндра хромирована. В остальных
канавках головки поршня установлено уплотнительное кольцо 18,
изготовленное из легированного чугуна. Для лучшей приработки
к втулке цилиндра оно имеет бронзовый поясок 9, закатанный в канав-
ку кольца, а на рабочей поверхности выполнена винтовая канавка,
которая после лужения заполнена дисульфидом молибдена. Для устра-
нения пригорания кольцо 11 имеет наклонную поверхность на верх-
нем торце.
Маслосъемные кольца 1 имеют прямой замок и изготовлены из ле-
гированного чугуна. Излишнее масло, снимаемое острыми кромками
колец с втулки цилиндра, при движении поршня вниз стекает по от-
верстиям е в картер двигателя.
Поршень охлаждается маслом, поступающим из верхней головки
шатуна через алюминиевый стакан 6, плотно прижатый пружиной 17
к головке. Из полости а по каналу б масло перетекает в полость г,
охлаждает днище поршня, после чего по отверстиям д в опорном бурте
головки поршня попадает в полость в, охлаждает пояс уплотнительных
колец и по отверстиям ж во вставке поршня стекает в картер двигателя.
Можно считать, что в периферийной части днища преобладает инер-
ционный тип охлаждения головки в результате перемещения под дей-
ствием сил инерции массы масла, находящегося между вставкой и трон-
ком ниже сливных отверстий.
Шатунный механизм (рис. 42) образован главным 1 и прицепным
6 шатунами. Шатуны соединены между собой пальцем 9, который уста-
новлен в проушинах нижней головки главного шатуна и в своей сред-
ней части дополнительно опирается на тело нижней головки. Палец
фиксирован в нижней головке коническим разводным штифтом 8.
Шатуны изготовлены из высококачественной легированной стали.
Стержни шатунов имеют двутавровое сечение с утолщением в средней
части для канала подачи масла к верхней головке.
В верхние головки обоих шатунов запрессованы стальные втулки
4 с тонкослойной заливкой свинцовистой бронзы. Втулки имеют на
внутренней поверхности косые канавки для равномерного распределе-
ния масла по поверхности трения поршневого пальца. В канавки
масло поступает из кольцевого канала верхней головки шатуна через
радиальные отверстия во втулке.
Нижняя головка главного шатуна имеет отъемную крышку 3,
которая крепится к стержню четырьмя шатунными болтами 2. Плос-
кости разъема головки имеют нарезку в виде зубчиков, предназначен-
ную для надежной фиксации обеих половин от поперечных смещений.
55
В нижнюю головку главного шатуна установлены с натягом верхний
10 и нижний 12 стальные вкладыши, залитые тонким слоем свинцови-
стой бронзы. Трущаяся поверхность свинцовистой бронзы покрыта
слоем свинцовистого сплава толщиной 0,020—0,025 мм, обеспечивающе-
го лучшую приработку вкладышей к коленчатому валу. Положение
вклыдышей в головке фиксируется замками 11, входящими в соответ-
ствующие углубления в крышке и в теле головки.
Верхний вкладыш 10 воспринимает наибольшую нагрузку от сил
давления газов и не имеет кольцевых канавок. Нижний вкладыш 12
менее нагружен, имеет в средней части на внутренней поверхности
широкую кольцевую проточку, которая через радиальные отверстия
во вкладыше соединяется с кольцевым каналом в крышке нижней
головки.
В нижнюю головку прицепного шатуна запрессован подшипник 7,
представляющий собой стальную втулку с тонкослойной заливкой свин-
цовистой бронзой и покрытием поверхности трения свинцовистым спла-
вом. На трущейся поверхности подшипника 7 имеются косые канав-
ки, к которым подводится масло через радиальные каналы из кольцево-
го канала нижней головки прицепного шатуна. Подшипник имеет
прорези под промежуточную опору прицепного пальца и для подачи
масла в кольцевой канал.
Масло к поверхностям трения шатунной шейки и на охлаждение
поршней поступает от коренных подшипников через два канала в ко-
ленчатом вале. На поверхность шатунной шейки каналы выходят
в диаметрально противоположных местах, и масло заполняет кольце-
вую канавку нижнего вкладыша, благодаря чему обеспечивается не-
прерывная подача масла в поршни. Из кольцевой канавки через ра-
диальные отверстия в нижнем вкладыше масло поступает в кольцевую
канавку крышки нижней головки, полость А и через канал Б, соеди-
ненный с отверстием в стержне, перетекает к подшипнику верхней
головки главного шатуна и на охлаждение поршня. По каналу В, от-
верстию Г в прицепном пальце и через прорезь Д в подшипнике 7
масло поступает к кольцевому каналу Е нижней головки прицепного
шатуна. Из канала Е масло расходуется на смазку подшипника 7, пе-
ретекает по каналу в стержне к подшипнику верхней головки шатуна и
на охлаждение поршня.
Коленчатый вал дизеля 11Д45 (рис. 43) отлит из высокопрочного
чугуна. Поверхность шеек и щек азотирована, что обеспечивает повы-
шение износоустойчивости и усталостной прочности. Для уменьше-
ния массы коренные и шатунные шейки выполняют пустотелыми. Пятая
коренная шейка наиболее нагружена и отличается от остальных боль-
шей длиной.
На одном конце вал имеет конус, на который насажен антивибратор.
В отверстия конусного участка вала и первой коренной шейки уста-
новлена втулка 2 с внутренними шлицами. Втулка своим фланцем ук-
реплена болтами 1 к торцу коленчатого вала. Положение втулки 2
фиксируют контрольными штифтами 3. Кольцевой канал вокруг втул-
ки образует масляную полость, которая уплотнена резиновыми коль-
цами 5. По отверстиям в первой коренной шейке масло поступает в эту
56
Рис. 42. Шатунный механизм:
/ — шатун главный; 2 — шатунный
болт; 3 — крышка; 4, 7 — подшипни-
ки; 5 — канавка для масла; 6 — ша-
тун прицепной; 8 — штифт; 9 — па-
лец; 10— вкладыш верхний; // —
замок; 12 — вкладыш нижний; А, Б,
В, Г, Д, Е — каналы для прохода
масла
57
полость, а из нее по радиальным отверстиям в конусе вала поступает
на смазку трущихся поверхностей антивибратора. По отверстиям во
втулке 2 и заглушке 4 масло поступает на смазку внутренних шлицев
втулки 2.
Поверхности шатунных и коренных шеек соединены наклонными
отверстиями в теле вала, по которым масло из коренных подшипни-
ков поступает к шатунным. Десятый коренной подшипник, располо-
женный на выносной опоре со стороны фланца отбора мощности, сма-
зывается из внутренней масляной полости вала. Эта полость сообщает-
ся через радиальные отверстия с поверхностями трения 9-й и 10-й ко-
ренных шеек и уплотняется торцовыми заглушками 7 и 12 с прокладкой
8 и кольцами 10. Масло в полость поступает по радиальным отверс-
тиям в 9-й коренной шейке.
Между 9-й и 10-й коренными шейками на коленчатом валу распо-
ложены фланец Н для крепления разъемной шестерни привода распре-
делительного вала и два бурта Б с торцовыми поверхностями. Бурты
вместе с упорными антифрикционными кольцами, закрепленными
в блоке цилиндров, образуют упорный подшипник, ограничивающий
осевой разбег коленчатого вала. В расточке хвостовика коленчатого
вала установлены кольца 13 со сферическими поверхностями. На эти
кольца опирается и центрируется вал якоря генератора.
Коленчатый вал дизеля 14Д40 изготовлен из легированной стали и
азотирован. По своей конструкции, числу и размерам шеек, располо-
жению кривошипов, способу подвода смазки он отличается от коленча-
того вала дизеля 11Д45.
Коренные подшипники (рис. 44) установлены на опорах коленчатого
вала. К опоре 3 блока цилиндров крепится болтами 2 крышка 1. Стык
между блоком и крышкой имеет зубцы, которые фиксируют крышку от
смещений и придают подшипниковому узлу жесткость.
Коренной подшипник установлен на опоре с натягом и состоит из
верхнего 6 и нижнего 7 стальных вкладышей, залитых тонким слоем
свинцовистой бронзы. На трущуюся поверхность свинцовистой бронзы
для лучшей ее приработки к коленчатому валу нанесен слой свинцо-
вистого сплава толщиной 0,02—0,025 мм. По трубкам 5 и отверстию
в опоре масло поступает в серповидную расточку опоры над верхним
вкладышем 6. Верхний вкладыш на рабочей поверхности имеет широ-
кую кольцевую проточку и три отверстия, через которые из серповид-
ного кольцевого канала в опоре блока масло поступает на смазку ко-
ренного и шатунного подшипников и на охлаждение поршней. Нижний
вкладыш не имеет кольцевой канавки. Положение верхних и нижних
вкладышей фиксируют замками, входящими в углубления в крышках
и опорах блока.
Антивибратор (рис. 45) предназначен для гашения крутильных
колебаний валопровода и изгибных колебаний первого колена вала.
Для гашения крутильных колебаний установлены четыре груза 3,
каждый из которых подвешен к диску ступицы 9 на двух пальцах 8.
Грузы качаются в плоскости вращения коленчатого вала. Для гашения
изгибных колебаний установлены два груза 11, каждый из которых
на двух пальцах 15 подвешен к кронштейну, прикрепленному болтами
58
Рис. 44. Коренной подшипник:
I — крышка; 2 — болт; 3 — опора (бугель); 4— гайка; 5 — трубка маслоподводящая; 6 —
верхний вкладыш; 7 — нижний вкладыш
Рис. 45. Антивибратор:
1, 18 — болты; 2, 6, 12 — пояски; 3, 11 — грузы; 4, 5, 13, 14 — втулки; 7, 10—стопоры вту-
лок; 8, /5— пальцы; 9 — ступица; 16 — шпонка; 17 — крышка
59
1 к диску ступицы 9. Грузы качаются в продольной плоскости, сов-
падающей с плоскостью первого колена вала.
В отверстия грузов, диска ступицы и кронштейнов запрессованы
втулки 4, 5, 13 и 14, по которым работают пальцы грузов. Величина
возможного отклонения груза и изменение расстояния его центра тяже-
сти от оси качания определяются величиной зазора между пальцами и
втулками. Соответствующий подбор диаметра втулок позволяет наст-
раивать груз антивибратора на гашение частоты колебаний требуемого
порядка.
Для направления колебаний грузов в диск ступицы и кронштейны
запрессованы бронзовые пояски 2, 6 и 12.Трущиеся поверхности гру-
зов и пальцев смазывают маслом, поступающим из внутренней поло-
сти конического конца коленчатого вала через радиальные отверстия
в ступице, диске и кронштейне.
5. Устройство и кинематические схемы дизелей
типа Д49
Дизели типа Д49 составляют унифицированный типоразмерный
ряд тепловозных двигателей, перекрывающий диапазон мощностей
880—4400 кВт (см. табл. 1). Созданы модификации двигателей этого
типа с числом цилиндров 8, 12, 16, 20. Изменение агрегатной мощности
достигается за счет изменения числа цилиндров, степени повышения
давления воздуха в системе газотурбинного наддува, охлаждения над-
дувочного воздуха, номинальной частоты вращения коленчатого вала.
Двигатели типа Д49 представляют собой V-образные четырехтактные
двигатели с газотурбинным наддувом и охлаждением воздуха.
Остов двигателя (рис. 46) состоит из стального сварнолитого блок-
картера 2 и сварного блока цилиндров, расположенного над блок-
картером и соединенного с ним сваркой. В литых поперечных стойках
блок-картера размещены опоры коленчатого вала 3 и отверстия под
нижнюю часть втулки цилиндра с рубашкой. Количество стоек выби-
рают в зависимости от числа цилиндров и стойки сваривают между
собой. Коленчатый вал 3 подвешен на крышках, закрепленных к блок-
картеру 2 болтами. Стыки опор и крышек имеют торцовые зубцы для
фиксации. В опорах и крышках уложены вкладыши коренных под-
шипников.
На верхние массивные плиты блоков установлены индивидуальные
крышки 8 цилиндров, к которым подвешены на шпильках втулки 6
цилиндров с рубашками. Подвесная конструкция втулки цилиндра
разгружает газовый стык между втулкой и крышкой от сил давления
газов в цилиндре. Газовый стык уплотнен медной прокладкой анало-
гично дизелю 11Д45. Верхний фланец втулки фиксирован в отверстии
верхней плиты блока, а нижняя часть втулки с рубашкой — в от-
верстии блок-картера.
Крышка цилиндра 8 крепится анкерными связями 14 к верхней
плите блок-картера. Такая силовая схема позволяет разгрузить свар-
ные швы блока от сил давления газов путем передачи этих нагрузок на
60
72
13
74
15
16
17
-flrh
ЛИ т

Рис. 46. Поперечный
разрез дизеля 5Д49:
1— поддизельиая рама;
2 — блок-картер; 3 — ко-
ленчатый вал; 4 — филь-
тры топлива; 5 — коллек-
тор подвода воды; 6—
втулка цилиндра с ру-
башкой; 7 — поршень;
8 — крышка цилиндра;
привод клапана;
10 — распределительный
вал; 11 — регулятор ча-
стоты вращения; 12 —
топливный насос; 13 —
форсунка; 14 — анкер-
ная связь; 15 — выпуск-
ной коллектор; 16— ша-
туны; 17 — центробеж-
ный фильтр масла; 18 —
охладитель масла
61
анкерные связи. В крышке цилиндра размещены форсунка 13, два
впускных и два выпускных клапана. На крышке цилиндра установлен
рычажный механизм привода клапанов, закрытый сверху колпаком.
В развале блока цилиндров внизу размещен масляный коллектор
двигателя, над которым расположен воздушный коллектор. Впускной
канал крышки соединен с воздушным коллектором через проставок,
имеющий уплотнения.
Над верхней плитой блока установлен лоток, в котором находится
кулачковый распределительный вал 10. От его кулачков получают
движение толкатели рычажного механизма привода впускных и выпуск-
ных клапанов, а также толкатели индивидуальных для каждого ци-
линдра топливных насосов 12. По обеим сторонам блока расположены
выпускные коллекторы 15, которые через проставки прикреплены
к крышкам цилиндров.
Вода для охлаждения втулок цилиндров и крышек подводится из
коллектора 5 по каналу, образованному втулкой с уплотнениями, уста-
новленной в верхней плите блок-картера 2. Между втулкой цилиндра
и рубашкой имеется полость для циркуляции воды, которая уплотнена
резиновыми кольцами, установленными между втулкой и элементами
рубашки. В верхнем фланце втулки цилиндра имеются каналы с ре-
зиновыми уплотнениями, по которым вода перетекает в крышку ци-
линдра. Через проставок между выпускным коллектором и крышкой
цилиндра вода перетекает в коллектор горячей воды. В последних
моделях двигателей применены выпускные коллекторы с охлаждением
водой.
Шатунный механизм состоит из главного и прицепного шатунов.
Составной поршень имеет головку из жаропрочной стали и тронк из
алюминиевого сплава. Поршень охлаждается маслом, поступающим
к верхней головке шатуна от шатунного подшипника по каналу в стер-
жне шатуна. Блок-картер внизу опирается на поддизельную раму 1,
которая также служит опорой для генератора, емкостью для масла и
маслосборником. По обеим сторонам блок-картера имеются люки для
осмотра шатунно-кривошипного механизма; на люках одной стороны
установлены предохранительные клапаны, срабатывающие при повы-
шении давления газов в картере.
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма дизеля
5Д49 приведена на рис. 47. Коленчатый вал 5 имеет противовесы на
двух крайних и двух средних щеках. Противовесы отлиты вместе с ва-
лом и предназначены для уменьшения моментов от сил инерции вра-
щающихся масс. Коленчатый вал вращается в десяти коренных под-
шипниках, расположенных в опорах блока. Все подшипники опорные.
Подшипник 9 расположен на выносной опоре, укрепленной на торце
блок-картера. Упорный подшипник 7 образован буртами коленчатого
вала и антифрикционными накладками на торцах опор вала. Бурты
на коленчатом валу и антифрикционные накладки на опоре ограничи-
вают осевой разбег вала в упорном подшипнике 7, а шейка вала вместе
с вкладышами на опоре образуют опорный подшипник.
Коленчатый вал на переднем конце имеет фланец, к которому на
призонных болтах крепится комбинированный антивибратор 2. От
62
Рис. 47. Кинематическая схема дизеля 5Д49:
1— торсионный вал; 2 — антивибратор комбинированный; 3, 6, 9 — подшипники коренные
опорные; 4 — противовес коленчатого вала; 5 — коленчатый вал; 7— опорно-упорный под-
шипник; 8 — шестерня; 10 — полужесткая муфта; 11 — генератор; 12—поршень; 13 — шатун
прицепной; 14 — шатун главный
Рис. 48. Кинематическая схема привода водяных и масляных иасосов дизеля
5Д49:
водяной насос; 2 — шлицевой вал; 3, 4, 7 — шестерни; 5 — торсионный вал; £ —полу-
муфта; 8 — зубчатая муфта, Р —масляный насос
63
переднего конца вала через шлицевое соединение получает вращение
торсионный вал 1, от которого приводятся масляные и водяные насо-
сы двигателя, а также отбирается мощность на привод вспомогатель-
ных агрегатов тепловоза. Шестерня 8 служит для привода распреде-
лительного вала двигателя, вспомогательных электрических машин
и других механизмов. Фланец отбора мощности коленчатого вала
соединяется через полужесткую муфту 10 с валом генератора 11.
Кривошипы коленчатого вала расположены так, что работа ци-
линдров одного ряда совершается через 90° поворота вала в порядке
1—5—7-—3—8—4—2—6. Цилиндры с прицепными шатунами отстают
по фазе на 42° от цилиндров с главными шатунами.
Два водяных 1 и два масляных 9 насоса двигателя (рис. 48) уста-
новлены на торце блока цилиндров. Насосы получают вращение от
торсионного вала 5, один конец которого соединен шлицами с передним
концом коленчатого вала, а другой имеет шлицевое соединение со сту-
пицей шестерни 4. Ведущая шестерня 4 передает вращение прямозубым
шестерням 3 и 7. На конец ступицы шестерни 4 насажена полумуфта
6 для привода редуктора вспомогательных механизмов.
Шестерня 3 посредством шлицевого вала 2 передает вращение рабо-
чему колесу водяного насоса, а шестерня 7 через свой вал и зубчатую
м^фту 8 приводит в действие масляный насос. Ступицы всех шестерен
опираются на подшипники качения.
Привод распределительного вала (рис. 49) презназначен для переда-
чи вращения от коленчатого вала 1 распределительному валу 9 ,а также
приводному валу 20 объединенного регулятора, валам 24 привода меха-
нического тахометра, 28 — привода якоря возбудителя, 25 — привода
якоря стартер-генератора и шлицевому валу 19 вращения вала предель-
ного выключателя частоты вращения. С шестерней 13 находится также
в зацеплении шестерня привода вентилятора охлаждения тягового ге-
нератора. Кроме того, привод используется для передачи вращения
коленчатому валу от стартер-генератора во время пуска двигателя.
На распределительном валу 9 закреплены кулачки 10 в количестве
3 шт. на каждую пару (левый и цравый) цилиндров двигателя, из кото-
рых один кулачок служит для приведения в действие топливных на-
сосов 7 от толкателей 8 и два других — для работы впускных и выпуск-
ных клапанов в крышке цилиндра. Движение клапанам передается
через рычаги 4 и штанги 5. Распределительный вал имеет внутреннее
шлицевое соединение с полым шлицевым валом 12. На другом конце
вала 12 посажена на наружных шлицах шестерня 15. Шестерня 11
имеет полую ступицу, опирающуюся на два шариковых подшипника,
и через нее свободно проходит вал 12.
Распределительный вал 9 приводится во вращение от коленчатого
вала 1 через следующую систему шестерен и соединений: прямозубые
шестерни 2, 3, 6, 11, 13, 14, 15, шлицевые соединения шестерни 15
с полым валом 12 и вала 12 с валом 9. Полый шлицевой вал 12 имеет
разное количество наружных и внутренних шлицев. Это позволяет из-
менять взаимное положение распределительного и коленчатого валов
за счет внутренних и наружных шлицевых соединений вала 12 без раз-
борки всего привода.
64
23 Vl 23 2311 11 15 26
Рис. 49. Кинематическая схема привода распределительного вала двигателя
5Д49:
/ — коленчатый вал; 2, 3, 6, И, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 23, 26, 27, 29 — шестерни цилиндриче-
ские прямозубые; 4 — рычаг; 5— штанга; 7 — топливный насос; 8 — толкатель; 9— распреде-
лительный вал; 10—кулачки; 12— полый шлицевой вал; 19 — шлицевой вал привода пре-
дельного выключателя; 20 — вал привода объединенного регулятора; 21, 22 — шестерни ко-
нические; 24 — вал привода тахометра; 25— вал привода якоря стартер-генератора; 28— вал
привода якоря возбудителя
Вал 24 привода механического тахометра получает вращение от
коленчатого вала через последовательное зацепление шестерен 2, 3, 6,
11, 27, 29, 23. В полом конце вала 24 имеются внутренние зубья для
шлицевого соединения привода механического тахометра. На валу 24
закреплена коническая шестерня 21, находящаяся в зацеплении с ко-
нической шестерней 22, изготовленной за одно целое с валом 20, от ко-
торого через шлицевое соединение получает вращение вал объединен-
ного регулятора.
Вал 28 привода якоря возбудителя изготовлен за одно целое с ше-
стерней 29, а вал 25 привода якоря стартер-генератора — с шестернями
17 и 16. Вал 25 получает вращение от шестерни 11 через шестерни 26
и 17.
Шестерни привода и валы опираются на подшипники качения,
установленные в стальных обоймах, которые запрессованы в алюминие-
вый корпус привода. Шестерни привода, подшипники и шлицевые
соединения смазываются маслом, которое поступает по каналам из
системы двигателя и разбрызгивается в корпусе.
3 Зак. 1807 65
6. Конструкция основных узлов дизелей типа Д49
Втулка цилиндра 1 (рис. 50) отлита из специального легированного
чугуна. Внутренняя поверхность втулки хонингована и фосфатирована.
На втулку напрессована алюминиевая рубашка 2. К крышке цилиндра
втулка крепится шпильками. Газовый стык между крышкой и втулкой
цилиндра уплотнен стальной омедненной прокладкой 7. В блоке
цилиндра втулка имеет два опорных пояса: верхний Ж и нижний В.
В отверстия верхнего торца втулки цилиндров запрессованы сталь-
ные втулки 8, которые покрыты с внешней стороны теплоизолирующим
слоем. Бурты втулок 8 уплотнены снизу паронитовыми прокладками
10, а сверху — резиновыми кольцами 9. Охлаждающая вода через от-
верстия М в блоке поступает в полость К и перетекает по отверстиям
втулок 8 в крышку цилиндра. Водяная полость втулки цилиндра уп-
лотнена резиновыми кольцами 4, 5 и 6.
Отверстия Г служат для крепления приспособления, удерживающе-
го поршень во втулке цилиндра при подъеме и опускании цилиндро-
вого комплекта (крышки, втулки, поршня с шатуном). Отверстие Д
предназначено для постановки монтажного болта, удерживающего
рубашку в случае сползания ее со втулки. Скос Е на нижнем бурте
втулки располагается со стороны всасывания и ориентирует поло-
жение втулки в блоке цилиндра.
Впускной и выпускной клапаны. В приводе впускных и выпускных
клапанов цилиндров применены гидротолкатели, подобные изображен-
ным на рис. 40. Уплотнительная фаска тарелки впускного клапана
имеет наплавку из жаропрочного материала и притерта к седлу в дни-
ще крышки. Тарелка выпускного клапана опирается на седло (рис. 51),
установленное в днище крышки, и удерживается в ней пружинным
кольцом из жаростойкой стали.
Для уменьшения расхода масла, перетекающего из полости привода
клапанов крышки цилиндра по стержням клапанов в цилиндр, при-
менено уплотнение стержней в крышке. Уплотнение состоит из фторо-
пластовых колец и скребка. Стержень клапана 3 движется в направ-
ляющей втулке 4. В верхней части втулки установлен бронзовый скре-
бок 9, зафиксированный во втулке стопорным кольцом 8. Во втулке 4
установлены также фторопластовые кольца 6 и металлокерамическая
втулка 5, которые служат в качестве скользящих подшипников для
стержня.
Конусная поверхность скребка 9 удаляет излишки масла с верх-
ней части стержня при его движении вниз, а кольца 6 и втулка 5
препятствуют проникновению масла из полости над крышкой в камеру
сгорания при неподвижном клапане.
Поршень (рис. 52) состоит из головки 6, отлитой из жаропрочной
стали, и алюминиевого тронка 11. Головка и тронк скреплены четырь-
мя шпильками 1 с гайками 16. Под гайки установлены втулки 2. Пор-
шень имеет три чугунных уплотнительных кольца 7 трапециевидной
формы. Такая форма колец препятствует их пригоранию в ручьях. По-
верхность колец, совпадающая с основанием трапеции, хромирована с
целью уменьшения износа трущейся пары кольцо — втулка цилинд-
66
Рис. 50. Втулка цилиндра:
1 — втулка; 2 — рубашка, 3, 4, 5, 6, 9 —
кольца уплотнительные, 7, 10 — проклад-
ки, 8 — втулка перетока воды, В — пояс
опорный нижний, Г, Д, М — отверстия
Е— скос, Ж—пояс опорный верхний, К —
полость
Рис. 51. Выпускной клапан:
1 — кольцо пружинное, 2 — седло; 3 —
клапан, 4 — втулка направляющая; 5 —
втулка, 6 — кольцо фторопластовое, 7 —
кольцо регулировочное, 8 — кольцо сто-
порное, 9 — скребок; 10— сухарь, 11— кол-
пачок, 12 — боек, 13—гидротолкатель
3*
67
Рис. 52. Поршень:
1 — шпилька; 2 — втулка;
3 — палец; 4 — кольцо
стопорное; 5 — резиновое
кольцо; 6 — головка; 7 —
уплотнительные кольца;
8, 9 — маслосъемные
кольца; 10 — экспандер;
11 — тронк; 12 — трубка;
13 — стакан; 14 — пру-
жина; 15 — проволока;
16 — гайка; а, б, в —
полости, отверстия и
каналы
ра. На поршне расположены два маслосъемных кольца 8 и 9. Коль-
цо 9 снабжено пружинным расширителем 10 (экспандером). Рабо-
чая поверхность тронка покрыта антифрикционным приработочным
покрытием. В отверстия бобышек тронка установлен поршневой па-
лец 3 плавающего типа. Осевое перемещение пальца ограничивается
стопорными кольцами 4.
Головка поршня охлаждается маслом. Из верхней головки шату-
на масло поступает по отверстию в стакан 13, прижатый к головке
пружиной 14. По отверстиям б масло от центра днища перетекает
в периферийную полость охлаждения а, откуда сливается по каналу
в в картер двигателя. Для поддержания уровня масла в тронк за-
прессована трубка 12. Резиновое кольцо 5 препятствует вытеканию
масла между головкой и тронком.
Главный 2и прицепной/5 шатуны (рис. 53) соединены между со-
бой пальцем 13, который установлен во втулке 12, запрессованной в
проушины главного шатуна. Прицепной шатун крепится к пальцу
болтами 16 со шлицевыми головками. Болты застопорены фигур-
ными шайбами 17, укрепленными на головках гайками 18 со шплин-
тами 19.
В верхние головки обоих шатунов запрессованы стальные втулки
1 и 20, внутренняя поверхность которых покрыта свинцовистой брон-
зой. В средней части каждой втулки имеется кольцевая проточка,
сообщающаяся двумя отверстиями с кольцевым каналом в головке
шатуна. Через эти отверстия масло поступает на смазку трущихся
поверхностей поршневого пальца и втулок.
Нижняя головка главного шатуна имеет съемную крышку 7, кото-
рая крепится к стержню четырьмя шатунными болтами 6. Стык крыш-
68
Рис. 53. Шатунный механизм:
Л 20 — втулки верхних головок шатунов; 2 — шатун главный; 3, 18 — гайки; 4 —
кольцо уплотнительное; 5, 12 — втулки; 6 — болт шатунный; 7 — крышка иижней го-
ловки; 8, 10 — штифты; 5 —вкладыш иижиий; 11 — вкладыш верхний; 13— палец
прицепного шатуна; 14 — втулка проставочная; 15 — шатун прицепной; 16 — болт;
П — шайба стопорная; 19 — шплинт
G9
ки и стержня имеет зубцы Р трапециевидной формы. В нижнюю го-
ловку главного шатуна установлены верхний 11 и нижний 9 стальные
тонкостенные вкладыши шатунных подшипников. Трущаяся поверх-
ность вкладышей залита свинцовистой бронзой и покрыта тонким слоем
свинцовистого сплава. Поверхности вкладышей, которыми они опи-
раются на головку шатуна, покрыты тонким слоем меди во избежание
фретинг-коррозии. Образующие трущейся поверхности шатунных
вкладышей имеют гиперболическую форму. Такая форма расточки от-
верстия создает лучшие условия для гидродинамического режима смаз-
ки в подшипнике с учетом упругих деформаций шеек коленчатого вала.
Шатунные вкладыши устанавливаются с натягом, и их положение
фиксируется штифтами 8 и 10, запрессованными в стержень и крышку
шатуна.
В нижнем вкладыше в отличие от верхнего имеется внутренняя
канавка с отверстиями для перетока масла. Шатунный подшипник
смазывается и охлаждается маслом, поступающим из коренных подшип-
ников через каналы коленчатого вала. Из внутренней канавки нижнего
вкладыша масло поступает по отверстиям Т в канал П нижней крышки
и перетекает через втулку 5, уплотненную кольцом 4, в канал стержня
главного шатуна. Далее часть масла направляется в продольный канал
стержня главного шатуна и поступает к втулке 1. Другая часть масла
направляется к втулке 12 и через отверстие в пальце 13 и продольный
канал в стержне прицепного шатуна поступает к втулке 20. Из втулок
1 н 20 масло поступает на охлаждение поршней через отверстия в верх-
них головках шатунов.
Коленчатый вал (рис. 54) отлит из высокопрочного чугуна, поверх-
ность щеек и щек азотирована. На двух крайних и двух средних
щеках расположены противовесы, отлитые вместе с валом.
На фланец Б установлен комбинированный антивибратор. Втулка
4 имеет внутренние шлицы и через шлицевой вал передает вращение
шестерням привода насосов. Она укреплена к коленчатому валу бол-
тами и зафиксирована штифтами 2. Масло на смазку шлицев втулки 4
подводится от первой коренной шейки по отверстиям Н в полость М,
а затем по отверстиям К и Л. Резиновые кольца 3 и 5 предотвращают
утечку масла.
На фланец Е отбора мощности устанавливается ведущий диск полу-
жесткой муфты между двигателем и генератором. К фланцу Г прикреп-
лена призонными болтами шестерня 9, которая передает вращение
шестерням распределительного вала. Бурты В на девятой коренной
шейке являются буртами упорного подшипника, ограничивающего
осевое перемещение коленчатого вала.
Масло из коренных подшипников по отверстиям в шейках коленча-
того вала поступает на смазку шатунных подшипников. Подвод масла
для смазки десятого коренного подшипника осуществляется с девятой
коренной шейки через два отверстия И, выполненные в теле вала без
сообщения с полостью Ж,- Для уплотнения полости М установлена
заглушка 10 с резиновыми кольцами 11. Заглушка фиксируется сто-
порным кольцом 12.
70
1—пластина; 2 — штифт; 3, 5, 11 — кольца уплотнительные; 4— втулка шлицевая; 6" — ко-
ленчатый вал; 7, 10 — заглушки; 8, /2 — стопорные кольца; 9 — шестерня
Коренной подшипник (рис. 55) состоит из верхнего 1 и нижнего 2
стальных тонкостенных вкладышей, залитых тонким слоем свинцо-
вистой бронзы, на которую нанесен приработочный тонкий слой
свинцовистого сплава. Верхний вкладыш на внутренней поверхности
имеет канавку, которая через отверстия С сообщается с канавкой
в стойке блока цилиндров, откуда поступает масло для смазки подшип-
ников. Нижний вкладыш около стыка имеет карманы для равномер-
ного распределения смазки у трущихся поверхностей подшипника и
непрерывной подачи масла к шатунным подшипникам и поршням.
к-к
Рис. 55. Коренные подшипники:
/ — верхний вкладыш; 2 —нижний вкладыш; 3 —штифт; 4 — полукольцо упорного подшип-
ника; 5 — винт
71
13 12 11
ffuS Л
Рис. 56. Антивибратор комбиниро-
ванный:
1, 10 — болты; 2, 9 — штифты; 3, 8 —
пластины замочные; 4 — гайка; 5 — сту-
пица; 6 — палец; 7 — маятник; 11, 14 —
крышки; 12 — корпус; 13—маховик
Вкладыши устанавливают в опо-
рах с натягом; их положение фикси-
руется штифтом 3, запрессованным
в подвеску блока. Упорный подшип-
ник состоит из стальных полуколец
4, прикрепленных винтами 5 к девя-
той стойке и подвеске блока. Опор-
ная поверхность полуколец покрыта
тонким слоем бронзы.
Антивибратор комбинированный
(рис. 56) установлен на свободном
конце коленчатого вала и состоит
из маятникового антивибратора и
демпфера вязкого трения. По устрой-
ству и принципу действия маят-
никовый антивибратор аналогичен
применяющимся на дизелях 10Д100
и 11Д45. В отверстия ступицы 5
запрессованы втулки. При помощи
пальцев 6 к ступице подвешены
шесть маятников/. Для смазки анти-
вибратора масло подводится из по-
лости коленчатого вала в кольцевую
полость и каналы ступицы 5. Под
действием центробежной силы масло
разбрызгивается и смазывает пальцы
и втулки.
К ступице 5 прикреплен болтами
10 и зафиксирован штифтами 9 кор-
пус 12 демпфера вязкого трения.
Внутри корпуса 12 размещается ма-
ховик 13. Для направления махови-
ка в корпусе на его боковых поверх-
ностях установлены два бронзовых
кольца и два кольца во внутреннем
отверстии. Корпус закрыт завальцо-
ванной в него крышкой 11. Простран-
ство между корпусом и маховиком
заполнено жидкостью (силиконом),
имеющей большую вязкость.
При равномерной частоте враще-
ния вала маховик приобретает такую
же частоту вращения. В случае воз-
никновения крутильных колебаний
коленчатого вала их энергия передает-
ся корпусу демпфера и поглощается
силами вязкого трения, возникаю-
щими в жидкости между корпусом
и инерционной массой маховика.
72
7. Дизели типа Д70
В унифицированный типоразмерный ряд тепловозных двигателей
с диапазоном мощности 880—2940 кВт входят дизели типа Д70. Созданы
модификации двигателей этого типа с числом цилиндров 6, 12 и 16.
Изменение агрегатной мощности достигается за счет изменения числа
цилиндров, степени повышения давления воздуха в системе газобур-
бинного наддува, охлаждения наддувочного воздуха, номинальной
частоты вращения коленчатого вала. Двигатели с числом цилиндров 6
имеют рядное расположение цилиндров, а при числе цилиндров 12 и
16 — V-образное расположение. Основной моделью этого типа двига-
телей является V-образный 16-цилиндровый дизель мощностью
2200 кВт.
Сварной блок цилиндров 3 является остовом двигателя (рис. 57).
К вертикальным поперечным листам блока приварены штампованные
опоры коленчатого вала (бугели). Бугели приварены также к нижним
опорным горизонтальным листам блока. Каждая опора имеет свою
крышку, которая крепится к блоку двумя болтами Плоскости разъема
крышек и бугелей имеют торцовые зубцы для фиксации крышек и уве-
личения жесткости опор. В опорах и крышках установлены вкладыши
коренных подшипников. Коленчатый вал 15 подвешен к блоку на крыш-
ках. В отверстия верхних плит блока установлены втулки 5 цилиндров
с напрессованными на них рубашками. Втулки изготовлены из
хромоникельмолибденового чугуна, а рубашки — из серого чу-
гуна.
В нижней части втулка с рубашкой фиксируется в блоке расточкой
в продольном листе. Для уплотнения водяной полости охлаждения
в нижней части втулки установлены три резиновых кольца; кольцо
на наружной поверхности нижней части рубашки уплотняет картер
от верхней полости блока. В верхней части водяная полость уплотне-
на за счет притирки опорного бурта втулок в рубашке.
Втулка вместе с рубашкой прижата к блоку крышкой 6 цилиндра
посредством шпилек, ввернутых в бонки, приваренные к верхней
плите и поперечным вертикальным листам. Уплотнение газового стыка
между втулкой и крышкой цилиндра достигается взаимной притиркой
поверхностей буртов крышки и втулки.
Пространство в развале блока, образованное продольными листами,
служит ресивером воздуха, подаваемого от турбокомпрессора в ци-
линдры двигателя. В стыке продольных листов вварена труба, которая
используется как масляный коллектор.
Крышка 6 цилиндра отлита из высокопрочного чугуна. В крышке
размещены форсунка 8, два впускных и два выпускных клапана. Воздух
к впускным клапанам подводится из ресивера в развале блока, а отра-
ботавшие газы отводятся в выпускной коллектор 9. Впускной и выпуск-
ной каналы расположены с одной стороны крышки. Полость для цир-
куляции охлаждающей воды в крышке соединена с полостью охлажде-
ния втулки цилиндра через проставочные кольца с резиновыми уплот-
нениями. Горячая вода отводится из крышки в водяной коллектор 11.
Сверху на крышках цилиндров расположены коробки, в которых раз-
73
Рис. 57. Поперечный разрез дизеля типа Д70:
1 поддизельная рама, 2 — масляный центробежный фильтр, 3 — блок цилиндров, 4 —
кулачковый вал, 5 — втулка цилиндра с рубашкой, 6 — крышка цилиндра, 7 — привод кла-
панов; 8 — форсунка, 9 — выпускной коллектор, 10— турбокомпрессор, 11— водяной кол-
лектор, 12— топливный насос, 13 — поршень, 14 — шатун главный, 15— коленчатый вал;
16 — люк картера с предохранительным клапаном
74
мещены рычаги привода клапанов. По обеим сторонам верхней части
блока расположены два картера, в которых установлены кулачковые
распределительные валы 4.
Поршень 13 изготовлен из алюминиевого сплава. Внутренняя
поверхность головки поршня охлаждается струей масла, подаваемого
через форсунку, установленную в верхней головке шатуна. На поршне
размещены три уплотнительных и три маслосъемных кольца. Уплотни-
тельные кольца размещены в кольцевом поясе, залитом в головку.
Пояс изготовлен из специальной стали, имеющей большой коэффициент
линейного расширения.
Поршневые кольца отлиты из специального чугуна. Уплотнитель-
ные кольца имеют хромированную цилиндрическую поверхность для
уменьшения износа колец и втулки цилиндра. Для лучшей приработки
поверхность колец покрывают тонким слоем олова. Поршневой палец
плавающего типа зафиксирован от осевого перемещения заглушками
в поршне.
Главный шатун 14 имеет нижнюю отъемную головку, которая кре-
пится к стержню четырьмя шпильками. Головка позволяет вынимать
шатун вместе с поршнем через втулку цилиндра. Нижняя головка ша-
туна разъемная. На плоскостях разъема верхней и нижней крышек
головки профрезерованы треугольные зубцы. Верхняя и нижняя крыш-
ки головки соединены между собой четырьмя шпильками. В отверстии
нижней головки установлены два тонкостенных вкладыша шатунного
подшипника. В проушины нижней головки установлен палец прицеп-
ного шатуна. Палец прикреплен двумя шпильками к стержню прицеп-
ного шатуна.
В верхние головки шатунов запрессованы стальные втулки с за-
ливкой трущихся поверхностей бронзой.
Коленчатый вал 15 отлит из высокопрочного чугуна. В коренных
шейках вала просверлено по два косых канала для подвода масла к ша-
тунным шейкам. Масло к коренным подшипникам подводится от масля-
ного коллектора, расположенного в картере. От коренных подшипников
часть масла по косым каналам в вале поступает на смазку шатунных
подшипников и по каналам в нижней головке главного шатуна, прицеп-
ном пальце и стержнях шатунов — на смазку трущихся поверхностей
прицепного пальца в проушинах главного шатуна, поршневого паль-
ца и на охлаждение днищ поршней.
Блок цилиндров опирается на поддизельную раму 1, которая слу-
жит емкостью для масла и маслосборником. Поддизельная рама
разделена вертикальной перегородкой на два отсека, один из которых
для горячего масла, а другой служит емкостью охлажденного масла
в водомасляном теплообменнике. Воздух в двигатель подается уни-
фицированным турбокомпрессором 10 типа ТК-38В.
Вода для охлаждения втулок и крышек каждого ряда цилиндров
поступает из водяных коллекторов, расположенных на правой плевой
сторонах блока над люками картера. Из коллектора вода перетекает
по патрубку в полость охлаждения втулки, омывает ее и через переход-
ные втулки в верхней части рубашки поступает для охлаждения крыш-
ки цилиндра, откуда направляется в коллектор горячей воды 11.
75
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма двига-
теля Д70 приведена на рис. 58. Коленчатый вал 4 вращается в десяти
коренных подшипниках, расположенных в опорах блока. Подшипник б,
расположенный между шатунной шейкой последнего цилиндра и кони-
ческой шестерней 7, является опорно-упорным; остальные подшип-
ники опорные. На переднем конце вала напрессован и зафиксирован
шпонкой антивибратор 2. От переднего конца вала через зубчатую
муфту 1 приводится во вращение приводной вал, который приводит
в действие водяные и масляные насосы двигателя, регулятор частоты
вращения и передает мощности на привод вспомогательных механизмов
тепловоза.
Коническая шестерня 7 прикреплена к фланцу коленчатого вала
на призонных болтах. От этой шестерни приводятся во вращение вер-
тикальный вал привода вентилятора генератора и кулачковые распре-
делительные валы двигателя. Фланец отбора мощности коленчатого
вала соединен полужесткой муфтой 9 с фланцем вала якоря генератора
10. Угол развала между осями цилиндров 45°. Кривошипы коленчатого
вала расположены так, что работа цилиндров одного ряда совершается
через 90° поворота вала в порядке 1—6—7—4—8—3—2—5. Цилиндры
с прицепными шатунами отстают по фазе на 45° от цилиндров с главны-
ми шатунами.
Приводной вал 19 (рис. 59), получая через зубчатую муфту вращение
от коленчатого вала, своим другим концом передает его среднему валу
13 редуктора привода насосов. Конец приводного вала 19 и внутрен-
няя часть среднего вала 13 имеют шлицевое соединение. На среднем
валу установлена шестерня 15 с пружинными элементами, которая вхо-
дит в зацепление с цилиндрическими шестернями 12 и 16, закрепленны-
ми на верхнем 10 и нижнем 18 параллельных валах. На этих же валах
закреплены конические шестерни 11 и 17. От конической шестерни
11 вращение передается двум коническим шестерням 6, расположенным
на концах валов водяных насосов 5. От конической шестерни 17 вра-
щение передается двум коническим шестерням 1, закрепленным на
концах валов 2. Другие концы этих валов через зубчатые муфты 3
приводят в действие масляные насосы 4.
Таким образом, средний вал 13 передает вращение двум парал-
лельным валам — верхнему 10 и нижнему 18, от которых получают
вращение перпендикулярно расположенные валы двух водяных
и двух масляных насосов.
От левого конца среднего вала 13 получает вращение карданный
вал 14, используемый для привода вспомогательных агрегатов теплово-
за. На правом конце верхнего вала 10 установлена цилиндрическая
шестерня, которая приводит во вращение промежуточный вал 9, от ко-
торого через пару конических шестерен вращается вал 8 привода ре-
гулятора частоты вращения 7 двигателя.
Вертикальная передача (рис. 60) служит для привода двух распре-
делительных валов 4 и вентилятора охлаждения тягового генератора.
Ведущая коническая шестерня 1 укреплена на коленчатом валу дви-
гателя. От нее получает вращение нижний вал 2, который передает вра-
щение двум наклонным валам 3 и через них двум распределительным
76
Рис. 58. Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма дизеля типа
Д70:
/ — зубчатая муфта; 2— антнвибратор; 3, 5, 8 —коренные подшипники опорные; 4— колен-
чатый вад; 6 — коренной подшипник опорно-упорный; 7 — шестерня коническая; 9 — полу-
жесткая муфта; 10 — генератор; // — поршень; 12— шатун прицепной; 13— шатун главный
Рис. 59. Кинематическая схема привода насосов:
/, 6, 11, 17 — шестерни конические; 2 — промежуточный вал привода масляного насоса;
3 — зубчатая муфта; 4— масляный насос; 5 — водяной насос; 7 — регулятор частоты вра-
щения; 8 — вал привода регулятора частоты вращения; 9— промежуточный вал; 10 — верх-
ний вал; 12, 15, 16 — шестерни; /3 — средний вал; 14—карданный вал; 18— нижний вал;
19 — приводной вал
77
Рис. 60. Кинематическая схема верти-
кальной передачи:
1 — шестерня ведущая; 2 — нижний вал;
3 — наклонный вал; 4 — распределитель-
ный вал; 5, 13 — толкатели; 6 — штанга;
7 —рычаг привода клапана; 8 — клапан;
9 — вал привода вентилятора генератора;
10 — верхний вал; 11 — торсионный вал;
12 — топливный насос
валам 4. Для передачи вращения
от коленчатого вала распредели-
тельным валам применены кони-
ческие зубчатые зацепления.
На распределительном валу
расположены кулачки, которые
управляют работой механизма
привода впускных и выпускных
клапанов крышек цилиндров и
топливными насосами. Для каж-
дого цилиндра двигателя распре-
делительный вал имеет три кулач-
ка, два из которых приводят в
движение впускные и выпускные
клапаны, а один — топливный
насос. Возвратно-поступательное
движение клапана 8 от кулачков
вала 4 происходит под действием
толкателя 5, штанги 6, рычага 7
и клапанной пружины. Плунжер
топливного насоса 12 движется
возвратно-поступательно под дей-
ствием толкателя 13 и пружины
насоса.
Нижний 2 и верхний вал 10
полые и имеют внутренние шлицы.
Вращение от нижнего вала к
верхнему передается торсионным валом 11 через шлицевые соеди-
нения. Такие же соединения применены для передачи вращения
валу 9 привода вентилятора охлаждения главного генератора.
8. Газотурбинный двигатель ГТ-3,5
На отечественных газотурбовозах Пи ГП1 установлен газотурбин-
ный двигатель ГТ-3,5 (рис. 61). Он представляет собой моноблочную
жесткую конструкцию, состоящую из осевого компрессора, шести
камер сгорания 11 и осевой турбины. Компрессор имеет 12 ступеней
сжатия, а турбина — 4 ступени расширения. Двигатель выполнен с го-
ризонтальным разъемом статоров компрессора 4 и турбины 15 по про-
точной части, что облегчает наблюдение за состоянием лопаток и ре-
монт в процессе эксплуатации.
Ротор 5 компрессора диско-барабанной конструкции и состоит из
двенадцати рабочих колес и двух концевых полувалов. Рабочие колеса
и полувалы соединены между собой центральным стяжным болтом.
Каждое рабочее колесо состоит из диска и рабочих лопаток. Материал
дисков и полувалов — сталь 40 ХНМА, лопаток — 2X13. Диск ком-
прессора имеет наружный венец, в котором выполнены пазы в виде
ласточкиного хвоста для установки рабочих лопаток. В верхней и
78
нижней половинах статора 4 компрессора укреплены лопатки направ-
ляющих аппаратов, размещающиеся между рабочими лопатками
ротора.
Воздух к компрессору поступает по специальному патрубку. Перед
входом на лопатки рабочего колеса воздух получает закрутку во вход-
ном направляющем аппарате 3. Угол поворота лопаток в этом аппарате
может изменяться специальным механизмом. Ротор компрессора сво-
ими концевыми полувалами опирается на подшипники скольжения —
опорный 1 и опорно-упорный 8. Для предотвращения проникновения
масла из подшипников 1 и 8 в воздушную полость компрессора или
воздуха после сжатия в компрессоре в атмосферу через подшипник 8
на полувалах ротора установлены лабиринтные уплотнения 2 и 7.
На статоре компрессора установлены клапаны 6, которые перепускают
воздух в атмосферу на режимах пуска двигателя. Клапаны имеют ав-
томатическое управление.
Ротор турбины 16 диско-барабанной конструкции и состоит из четы-
рех дисков и двух концевых полувалов. Диски и полувалы соединены
между собой центральным стяжным болтом. На наружном венце диска
размещены рабочие лопатки, которые соединены с диском замками
елочного типа. Диски выполнены из перлитной стали ЭИ415, а лопатки
первых двух ступеней — из стали ЭИ598, последних ступеней —ЭИ481.
Внутренние торцовые поверхности первых трех ступеней охлаждаются
воздухом. Воздух отбирается за 12-й ступенью компрессора и подводит-
ся к уплотнению 14. Далее воздух по отверстиям в переднем полува-
ле и дисках поступает на охлаждение торцовых поверхностей дисков.
Так же как и у компрессора, диски турбины стыкуются между
собой через треугольные торцовые шлицы-хирты, которые передают
вращающий момент и центрируют диски. Статор 15 турбины состоит
из промежуточного, среднего и заднего корпусов. В промежуточном
корпусе расположен опорный подшипник 13, а в заднем — опорный
подшипник 19 и лабиринтные уплотнения 18.
Средний корпус состоит из несущего (холодного) наружного корпу-
са и внутренней (горячей) проточной части. В обойме внутреннего
корпуса укреплены лопатки сопловых аппаратов, которые размеща-
ются перед рабочими лопатками турбины.
Ротор тубины своими концевыми полувалами опирается на опорные
подшипники скольжения 13 и 19. Подшипники удалены от горячих
Рис. 61. Схема газотурбинного двигателя ГТ-3,5:
1, 13, 19 — подшипники опорные; 2, 7, 14, 18 — лабиринтные уплотнения; 3 — входной на-
правляющий аппарат; 4 — статор компрессора; 5 — ротор компрессора; 6 — перепускной кла-
пан; 8 — опорно-упорный подшипник; 9— форсунка; 10 — свеча; 11 — камера сгорания; 12 —
промежуточный вал, 15 — статор турбины; 16 — ротор турбины; /7 выпускной газосборник
79
проточных частей турбины. Лабиринтные уплотнения 14 и 18 предохра-
няют от проникновения масла из подшипников в газовые полости тур-
бины и газов в атмосферу. Ротор турбины соединен с ротором компрес-
сора промежуточным валом 12. Этот вал передает вращающий момент
и осевую силу от ротора турбины к ротору компрессора, а также ком-
пенсирует угловую и параллельную несоосность роторов.
Между компрессором и турбиной в промежуточном корпусе турбины
смонтированы камеры сгорания 11. После компрессора воздух посту-
пает в выходные диффузоры и распределяется по шести отдельным ка-
мерам сгорания. Камера сгорания имеет наружный корпус с экраном и
жаровую трубу. На переднем конце жаровой трубы установлен завих-
ритель, в центральном отверстии которого расположен распылитель
форсунки 9. Завихритель придает потоку воздуха направленное дви-
жение в жаровой трубе. Жаровая труба телескопического типа изго-
товлена из стали ЭИ417 и состоит из конических обечаек, цилиндри-
ческой обечайки-смесителя и выходного конуса. Перед входом воздуха
в камеру сгорания установлен расширяющийся патрубок-диффузор,
а на выходе газов из нее и входе их в турбину — суживающийся пат-
рубок-конфузор.
Жидкое топливо вводится в камеру сгорания через форсунку 9
центробежного типа. Топливо при пуске газотурбинного двигателя вос-
пламеняется от свечи 10. Отработавшие газы удаляются из двигателя
через выпускной патрубок 17. Мощность от двигателя отбирается от
свободного конца вала ротора турбины.
Глава
III
СИСТЕМЫ ТЕПЛОВОЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Воздухоснабжение
Схемы воздухоснабжения. Количество воздуха, поступающего
в рабочий объем цилиндра заданных размеров, зависит от давления и
температуры воздуха перед впускными органами поршневой машины.
Увеличение заряда цилиндра воздухом достигается путем повышения
давления и снижения температуры воздуха во впускном коллекторе
или ресивере двигателя.
Для сжигания 1 кг топлива в цилиндре требуется определенное ко-
личество воздуха, которое не может быть меньше некоторой величины.
Эта наименьшая величина выбирается для двигателя из условий, во-
первых, обеспечения эффективного сжигания топлива в течение корот-
кого промежутка времени с учетом трудностей образования внутри ци-
линдра равномерной смеси топлива с воздухом и, во-вторых, создания
такого уровня температур рабочего тела и продуктов сгорания, при
котором достигается приемлемый срок службы деталей двигателя,
подвергающихся воздействию этих температур. Поэтому увеличение
заряда цилиндра воздухом при прочих равных условиях позволяет
сжечь больше топлива и тем самым повысить мощность двигателя без
существенного увеличения его габаритов и массы.
Повышение давления воздуха перед впускными органами двигате-
ля называют наддувом. Наддув осуществляется компрессорами, в ко-
торых происходит повышение давления воздуха от атмосферного до
некоторой величины. Влияние степени повышения давлений воздуха
лк и его температуры tK на величину эффективной мощности Ne пока-
зано на рис. 62. Принято, что Ne = 100% соответствует двигателю
без наддува, при этом лк = 1,0; коэффициент избытка воздуха для
сгорания, механический и индикаторный к. п. д. двигателя сохра-
няются постоянными. Для увеличения мощности в два раза по срав-
нению с тем же двигателем без наддува необходимо повысить давление
поступающего воздуха в 2,45 раза, если он не подвергается охлажде-
нию, или в 2,09 раза при охлаждении его до 65° С. Чем выше степень
повышения давления воздуха, тем при прочих равных условиях до-
стигается большая мощность. При заданной степени повышения дав-
ления охлаждение воздуха позволяет повысить мощность тем больше,
чем ниже температура ро впускном коллекторе, т. е. чем больше ох-
лаждение. От глубины охлаждения зависит целесообразность его при-
81
менения: в случае охлаждения наддувочного воздуха до 65° С мощность
заметно увеличивается при лк > 1,6.
В тепловозных двигателях для сжатия воздуха нашли применение
два типа компрессоров: центробежный и роторный (объемный). Цент-
робежный компрессор относится к лопаточным машинам; основы
его действия, характеристики и рабочий процесс рассмотрены в
гл. IV.
Роторный (объемный) компрессор (рис. 63) состоит из двух ро-
торов 2 и 6, вращающихся в корпусе 1. Синхронизация вращения ро-
торов обеспечивается шестернями 3 и 5. Шестерни посажены на валы
роторов вне рабочего пространства. На роторе расположены лопасти,
которые по длине имеют направление по спирали. Такое направление
обеспечивает плавную подачу воздуха и уменьшает шум во время рабо-
ты компрессора. Подвод и отвод воздуха происходят в направлении,
перпендикулярном оси вращения. Объем поступившего воздуха, за-
ключенный между лопастью ротора и корпусом, переносится без сжатия
к нагнетательному патрубку. Сжатие воздуха происходит при сообще-
нии этого объема с нагнетательной полостью. Роторные компрессоры
приводятся во вращение от коленчатого вала через редуктор (см.
рис. 22 и 37). В этом случае связь между поршневой машиной и
компрессором называют механической.
Центробежные компрессоры с поршневой машиной имеют два ос-
новных типа связи: механическую (через редуктор, см. рис. 21 и 35)
и газовую. Газовая связь представляет собой привод компрессора от
турбины, работающей на выпускных газах двигателя. Турбина и комп-
рессор составляют один агрегат — турбокомпрессор, и их рабочие ко-
леса размещены на одном валу.
На тепловозных двигателях редко встречается комбинированный
тип связи, состоящей из турбокомпрессора, ротор которого через об-
Рис. 62. Зависимость мощности двига-
теля от степени повышения давления
воздуха и его температуры:
1 — без охлаждения воздуха; 2 — с охла-
ждением воздуха до 65° С; 3 — то же до
20° С
Рис. 63. Схема роторного компрес-
сора:
1 — корпус; 2, 6 — роторы; 3, 5 — шестер-
ни синхронизации вращения; 4 — впускной
патрубок; 7 — нагнетательный патрубок
82
годную муфту и редуктор связан с коленчатым валом. Например,
применение механической связи вала ротора турбокомпрессора с ко-
ленчатым валом предусматривается на создаваемом тепловозном дизеле
мощностью 5880 кВт. В этом случае газовая связь между поршневой
машиной и турбокомпрессором действует только в периоды, когда
энергия выпускных газов способна сообщить ротору частоту вращения,
превышающую частоту вращения, обеспечиваемую механической пере-
дачей от коленчатого вала; при недостатке энергии работает механи-
ческий привод. Вследствие этого газовый привод действует только на
номинальной и близких к ней мощностях, а механический — на час-
тичных нагрузках.
Двухтактный дизель 10Д100 имеет двухступенчатую систему над-
дува и охлаждение наддувочного воздуха (рис. 64). Первой ступенью
наддува служат два параллельно работающих турбокомпрессора ТК1
и ТК2, имеющих газовую связь с поршневой машиной. Второй сту-
пенью наддува служит центробежный компрессор ПК, приводимый во
вращение через редуктор Р от коленчатого вала. Охлаждение сжатого
воздуха перед поступлением его в цилиндры двигателя происходит
после второй ступени наддува в холодильнике X и осуществляется
водой, циркулирующей в отдельном замкнутом контуре.
Схема наддува двухтактного дизеля 11Д45 аналогична схеме дизеля
10Д100, но холодильник воздуха X расположен между первой и вто-
рой ступенями наддува. Схема наддува двухтактного дизеля 14Д40
отличается от приведенной на рис. 64 тем, что, во-первых, вместо цент-
робежного приводного компрессора применен приводной роторный
компрессор и, во-вторых, отсутствует холодильник наддувочного
воздуха.
Применение газотурбинного наддува на двухтактных двигателях
улучшает их характеристики по расходу топлива, так как уменьшает
потери мощности, затрачиваемой двигателем на приводной компрес-
сор для сжатия воздуха. Однако энергия выпускных газов, определяе-
мая уровнем их температур и давлений, оказывается недостаточной
для обеспечения воздухом необходимых параметров при работе двига-
теля по скоростной тепловозной характеристике во всем диапазоне на-
грузок и на холостом ходу. Температура выпускных газов перед турби-
ной у двухтактного двигателя ниже, чем у четырехтактного, вследствие
более высокого коэффициента продувки цилиндров и суммарного коэф-
фициента избытка воздуха; давление газов перед турбиной на всех
режимах работы должно быть ниже давления воздуха перед впускны-
ми органами двигателя. Поэтому в качестве второй ступени наддува
применена механическая связь компрессора с двигателем.
В принципе при повышении параметров газа перед турбиной двух-
тактные двигатели на номинальной и близких к ней мощностях могут
обеспечиваться воздухом только за счет работы турбокомпрессора,
но на частичных нагрузках и при пуске двигателя требуется примене-
ние приводного компрессора.
Четырехтактные дизели типов Д49, Д70 и ПД1 имеют газотурбин-
ный наддув от свободного турбокомпрессора ТК и холодильник X
для охлаждения воздуха (рис. 65). Схемы наддува двигателей Д50
83
и М756 отличаются от рассмотренной отсутствием холодильника над-
дувочного воздуха.
Дизели 2Д100 и М753 получают воздух от компрессоров, имеющих
механическую связь с коленчатым валом, при этом на дизеле 2Д100
установлен роторный компрессор, а на дизеле М753 — центробежный;
охлаждение наддувочного воздуха отсутствует.
Газотурбинный наддув в зависимости от характера изменения дав-
ления газов в выпускном тракте подразделяют на изобарный, импуль-
сный и с преобразователями импульсов.
При изобарной системе давление газов в выпускном коллекторе и
перед турбиной сохраняется примерно постоянным за цикл работы
двигателя. Конструктивной особенностью этой системы является объ-
единение выпуска газов из всех цилиндров двигателя в выпускной
коллектор, соединяемый с впускной полостью турбины. Для многоци-
линдрового двигателя при выпуске отработавших газов в общий кол-
лектор происходят небольшие пульсации давления в нем.
Если применена импульсная система, то давление газов в выпуск-
ном коллекторе и перед турбиной изменяется за цикл работы двигате-
ля в относительно больших пределах. В системе используются два и
более выпускных коллекторов, каждый из которых присоединен к огра-
ниченному числу цилиндров (не более 3—4); коллекторы соединены
с впускной полостью газовой турбины так, что осуществляется раздель-
ный подвод газа к ее сопловому аппарату. Порядок присоединенных
цилиндров к коллектору выбирается из условия наибольшего сдвига
фаз выпуска газов. Вследствие этого происходят значительные пуль-
сации давления рт в выпускном коллекторе (рис. 66). К моменту на-
чала продувки и в период перекрытия клапанов (<р « 6904-50°) давле-
ние в коллекторе рт понижается настолько, что оно становится ниже
давления рти, которое установилось бы при наличии изобарной систе-
мы. Увеличивается перепад р — рт между давлением в цилиндре и вы-
Рис. 64. Схема наддува дизеля 1 ОД 100:
К — центробежный компрессор: Т — газо-
вая турбина; ТК1, ТК2 — турбокомпрессо-
ры; ПК — приводной компрессор; Р — ре-
дуктор; X — холодильник воздуха; Д — ди-
зель
Рис. 65. Схема наддува дизелей Д49,
Д70, ПД1:
Д — дизель; К — центробежный компрессор;
Т — газовая турбина; ТК — турбокомпрес-
сор; X — холодильник воздуха
84
пускном коллекторе в период пе-
рекрытия клапанов по сравнению
с изобарной системой. Благодаря
этому происходит лучшая очистка
цилиндра от отработавших газов
и продувка его свежим воздухом.
Особенно эффективна импульс-
ная система на частичных нагруз-
ках. При изобарной системе в слу-
чае уменьшения мощности давление
во впускном коллекторе рк может
быть равно или стать ниже давле-
ния в выпускном коллекторе (рк<С
рти). В этом случае не будет
происходить продувки цилиндров
Рис. 66. Изменение давлений в ци-
линдре и выпускном коллекторе при
импульсной системе наддува:
р — в цилиндре; рт — в выпускном коллек-
торе; рк — во впускном коллекторе; рти —
в выпускном коллекторе при изобарном
наддуве
свежим воздухом, увеличивается количество остаточных газов в ци-
линдре. Импульсная система наддува при этих условиях позволяет
получить положительный перепад давлений между коллекторами в
период продувки, что улучшает качество очистки цилиндров от оста-
точных газов и снижает удельный расход топлива.
Эффективность импульсной системы наддува повышается при умень-
шении объема выпускного коллектора и приближении турбины к вы-
пускным патрубкам цилиндров. Импульсная система наддува требует
более сложного устройства выпускных коллекторов, а к. п. д. турбины
понижается вследствие ее работы при пульсирующем потоке газов.
В системе наддува с преобразователями импульсов (рис. 67) газы
из всех цилиндров выпускаются в коллектор 4, разделенный на отдель-
ные ветви с учетом фаз выпуска. Между коллектором и турбиной раз-
мещен эжектор, который состоит из сопел 3, камеры смешения 2 и диф-
фузора 1. Эжектор служит в качестве преобразователя импульсов дав-
ления. В процессе надкритического выпуска газов из цилиндра в соп-
ловом сечении преобразователя увеличивается скорость и существенно
понижается давление. Вследствие этого уменьшается давление газов
в соседней ветви коллектора и создаются условия для продувки ци-
линдра, подключенного к этой ветви, у которого происходит в этот
момент окончание процесса выпуска. Таким образом совершается про-
дувка цилиндра за счет эжекции газа. В камере смешения 2 и диффузо-
ре 1 происходит выравнивание скоростей и рост давления газа перед
турбиной. На заданном режиме
работы давление газа перед тур-
биной поддерживается практичес-
ки постоянным, а в ветвях кол-
лектора и соплах — переменным.
Высокая скорость выхода газов
из сопел уменьшается в камере
смешения и преобразуется в диф-
фузоре в давление. Постоянное
давление газов перед турбиной по-
вышает к. п. д. турбокомпрессора,
1 2 3 4
Рис. 67. Схема выпускных трубопро-
водов с преобразователями импуль-
сов:
1—диффузор; 2 — смеситель; 3 — сопла;
4 — выпускной коллектор
85
а эжектирующее действие газовой струи используется для улуч-
шения очистки цилиндров от отработавших газов.
Турбокомпрессоры. Применяют два основных типа турбокомпрес-
соров (ГОСТ 9658—66) в зависимости от расхода воздуха двигателем:
с осевой (тип ТК) и радиальной центростремительной (тип ТКР) тур-
бинами. В обоих типах для сжатия воздуха используются центробеж-
ные компрессоры. Турбокомпрессоры типа ТК предназначены для над-
дува двигателей мощностью 250—2500 кВт и выше, и типа ТКР —
30—700 кВт. В каждом типе турбокомпрессоров имеются ряды, отли-
чающиеся базовыми диаметрами колес компрессора, а внутри ряда со-
держатся модификации в зависимости от степени повышения давления
воздуха, производительности и конструктивных особенностей.
Производительность турбокомпрессоров типа ТК и обеспечиваемые
ими степени повышения давления воздуха лк представлены на рис.68,
а их основные технические характеристики приведены в табл. 3.
В зависимости от степени повышения давления лк различают три
группы турбкомпрессоров: Н — низкого давления (лн = 1,3-ь1,9),
С — среднего давления (лк = 1,9—2,5) и В — высокого давления
(лк = 2,5-т-3,5).
Турбокомпрессор ТК-34 (рис. 69) принадлежит к унифицированным
рядам типа ТК, конструкция которых аналогична. На дизеле 10Д100
установлены два турбокомпрессора ТК-34С, работающих параллельно.
Остов турбокомпрессора состоит из трех корпусов: компрессорного 1,
Рис. 68. Производительность турбокомпрессоров ряда ТК
86
Таблица 3
Основные показатели Тип компрессора
ТК-23 ТК-301 ТК-342 ТК-38» ТК-50 ТК-64
Номинальный базовый диа- метр колеса компрессора, мм 230 300 340 380 500 640
Степень повышения давления 1,3—3,5 1,3—3,5 1,3—2,5 1,3—3,5 1,3—2,5 1,3—2,5
Температура газов перед турбиной при длительной ра- боте, °C 650 650 600 550 550 550
Максимальная часовая тем- пература газов перед турби- ной, °C К- п.д. компрессора: 700 700 650 600 600 600
с лопаточным диффузором с безлопаточным дифф у- 0,78 0,78 0,80 0,80 0,80 0,80
зором 0,74 0,74 0,74 0,75 0,75 0,76
К. П. д. турбины Габаритные размеры, мм: 0,76 0,76 0,77 0,78 0,78 0,80
длина 780 900 1000 1150 1600 2000
ширина 580 700 800 900 1250 1600
высота 580 700 800 900 1250 1600
Масса (сухая) кг 260 400 510 700 1600 3000
1 Дизели Д50 н ПД1.
2 Дизели 1 ОД 100.
2 Дизели Д70.
выпускного 10 и газоприемного 13. Корпуса отлиты из алюминиевого
сплава, имеют центрирующие посадочные бурты и скреплены между
собой шпильками. Газоприемный и выпускной корпуса имеют полости
для циркуляции воды, поступающей из системы охлаждения дви-
гателя.
Ротор турбокомпрессора состоит из двух пустотелых полувалов,
рабочих колес трубины 9 и компрессора 2. Колесо турбины изготовлено
из жаропрочной стали и вварено между полувалами. Колесо компрес-
сора полуоткрытого типа, изготовлено из алюминиевого сплава и
закреплено на одном из полувалов шлицевым соединением и прессо-
вой посадкой. На концах ротора расположены подшипники скольжения
опорно-упорный 23 й опорный 14. К подшипникам ротора масло из
системы двигателя подводится по штуцерам 16 и отводится из турбо-
компрессора по патрубкам 17. Между колесом турбины и газоприемным
корпусом установлен сопловой аппарат 12, у которого лопатки заклю-
чены между внутренним и наружным кольцами.
Выпускные газы из двигателя поступают к газоприемному кор-
пусу и по его каналам подводятся к проточной части турбины—сопло-
вому аппарату и рабочим лопаткам газового колеса, после чего газы
удаляются в атмосферу через выпускной корпус. Часть тепловой энер-
гии выпускных газов преобразуется в механическую энергию вращения
ротора. Эта энергия используется для сжатия воздуха, поступающего
87
в корпус компрессора. Воздух из корпуса движется по каналам, обра-
зованным радиальными лопатками колеса компрессора, телом колеса и
вставкой 3, после чего проходит лопаточный диффузор 4 и поступает
в полость сжатого воздуха, которая соединена со второй ступенью
наддува двигателя. Повышение давления воздуха происходит в колесе
компрессора и частично в диффузоре и воздушной улитке, где скорост-
ной напор преобразуется в энергию давления.
Для предотвращения утечек сжатого воздуха в полость выпускного
корпуса служит резиновое кольцо 5 и лабиринт, который образован
гребешками на колесе компрессора и неподвижном диске, закреплен-
ном между корпусом компрессора и выпускным корпусом.
На обоих концах вала ротора расположены уплотнения, препятст-
вующие проникновению масла из полости опорно-упорного подшип-
ника во всасывающую воздушную полость компрессора и из полости
опорного подшипника — в газовую полость рабочего колеса турбины
или газа в полость подшипника. Эти уплотнения состоят из упругих
Рис. 69. Турбокомпрессор ТК-34С:
/ — корпус компрессора; 2— рабочее колесо; 3— вставка; 4— диффузор; 5 — резиновое
кольцо; 6 — теплозащитный экран; 7 — ротор; 8 — кожух соплового аппарата; 9 — рабочее
колесо турбины; 10— корпус выпускной; // — проушина; 12 — сопловой аппарат; 13 — корпус
газоприемный; 14 — опорный подшипник; 15— крышка; 16 — штуцер; 17 — патрубок; 18 —
экран; 19 — кожух; 20 — опорный кронштейн; 21 — штифт; 22 — компенсатор; 23 — опорно-
упорный подшипник; 24 — дроссель
88
колец, размещенных в ручьях по-
лувалов, и лабиринтов, образован-
ных гребешками на полувалах и
втулками в корпусе. Для повыше-
ния эффективности уплотнений
в полость между кольцами и ла-
биринтами подводится воздух под
давлением. Просочившийся через
лабиринты воздух удаляется на
стороне опорно-упорного подшип-
ника по зазорам во всасывающую
воздушную полость компрессора,
а на стороне опорного — в газо-
вую полость турбины и через дре-
нажный канал в атмосферу. Пере-
дача тепла от выпускных газов к
сжимаемому воздуху ограничивает-
ся теплозащитным экраном 6,
заполненным теплоизоляционным
материалом.
Характеристики компрессора
турбокомпрессора ТК-34С (рис. 70)
представляют собой зависимости
степени повышения давления лк
Рис. 70. Характеристика компрессора
турбокомпрессора ТК-34С:
/ — граница помпажа; 2— точка совмест-
ной работы с двигателем
от приведенного расхода воздуха
Gnp при заданной частоте вращения ротора пт. На рисунке нане-
сены также линии постоянных значений адиабатического к. ‘п. д.
компрессора т]к и граница помпажа (линия /). Слева от границы пом-
пажа находится область неустойчивой работы компрессора. Точка 2
обозначает режим совместной работы дизеля 10Д100 и компрессора
на номинальной мощности при Gnp = 2,9 кг/с и лк = 1,76.
Явления помпажа происходят при малых расходах воздуха и уве-
личенных значениях степени повышения давления. В этих условиях
наступает отрыв пограничного слоя в каналах компрессора, вызы-
вающий рост потерь и колебательные явления в нагнетательных тру-
бопроводах. Помпаж возникает при увеличении гидравлических со-
противлений газовоздушного тракта двигателя, например из-за отло-
жений нагара на выпускных окнах. В случае параллельной работы
двух турбокомпрессоров на одну сеть также может возникать помпаж
из-за неравенства энергии выпускных газов, срабатываемой в турбинах
и расходуемой на привод компрессоров.
Турбокомпрессор дизеля 5Д49 (рис. 71) не принадлежит к унифици-
рованным рядам. Характерная особенность этого турбокомпрессора—
консольное расположение компрессорного 1 и турбинного 11 колес.
Опорно-упорный 2 и опорный 14 подшипники ротора расположены
между колесами.
Остов турбокомпрессора состоит из корпуса компрессора 5, сред-
него корпуса 7 и корпуса турбины 9. Корпуса соединены между собой
болтами и центрируются на фланцах, которые имеют центрирующие
89
бурты. Верхняя и нижняя половины среднего корпуса стыкуются по
диаметральной плоскости и крепятся болтами. К корпусу компрессора
присоединен входной патрубок 4, имеющий два захода для всасывае-
мого воздуха. В патрубок вмонтирована труба 16, по которой газы
отсасываются из картера двигателя.
Корпус компрессора 5 и проставок 3 образуют воздушную улитку,
из которой по трубе 15 сжатый воздух направляется в охладитель воз-
духа и далее в воздушный ресивер двигателя. Лопаточный диффузор
6 компрессора прикреплен болтами к проставку 3. Диск диффузора
служит не только для создания закрытых воздушных каналов в самом
диффузоре, но и для образования каналов в рабочем колесе компрес-
сора.
В среднем корпусе 7 установлены опорно-упорный 2 и опорный 14
подшипники ротора. Масло для смазки подшипников подается из си-
стемы смазки двигателя и по каналам в корпусе 7 поступает к трущим-
ся поверхностям подшипников. Каждый подшипник состоит из двух
половин, которые центрируют относительно друг друга втулками и
крепят болтами к нижней половине корпуса 7. Подшипники изготов-
лены из бронзы, а их трущиеся поверхности покрыты свинцово-оловян-
ным сплавом. Такое же покрытие имеют торцы опорно-упорного под-
Рис. 71. Турбокомпрессор двигателя 5Д49:
1— колесо компрессора; 2— опорно-упорный подшипник; 3— проставок; 4 — входной патру-
бок; 5 — корпус компрессора; 6— лопаточный диффузор; 7 — средний корпус; 8 — газовая
улитка; 0—-корпус турбины; /0—патрубок; // — колесо турбины; 12 — сопловой аппарат:
13 — обод; 14 — опорный подшипник; 15, 16 —• трубы
90
шипника 2. Из подшип-
ников масло сливается
в полость А среднего
корпуса и по трубопро-
воду направляется в
картер двигателя.
В полости Б средне-
го корпуса и полости В
корпуса турбины цир-
кулирует охлаждающая
вода, которая подводит-
ся из системы охлажде-
ния двигателя. К сред-
нему корпусу присоеди-
нена болтами газовая
улитка 8, имеющая два
входа для газа. Отра-
ботавшие газы из двига-
теля поступают в улит-
Рис. 72. Ротор турбокомпрессора:
1 — винт; 2 — гайка; 3 — колесо компрессора; 4, 6 — коль-
ца уплотнительные; 5 — вал; 7, 12 — штифты; 8, 13, 14 —
втулки; 9 — стопорные пластины; 10 — рабочая лопатка;
11 — диск турбины; 15—направляющий аппарат
ку через жаровую тру-
бу, укрепленную в кор-
пусе 9. В корпусе тур-
бины 9 укреплен обод
13 с фланцем. Обод слу-
жит для образования проточной части газовой турбины: внутри него
расположены сопловой аппарат и турбинное колесо. Обе половины
соплового аппарата 12 зафиксированы штифтами на втулке-и при-
креплены через нее к среднему корпусу. Из улитки 5 газы поступают
в сопловой аппарат и на лопатки рабочего колеса, где происходит
преобразование части их тепловой энергии в механическую, расхо-
дуемую на сжатие воздуха. Газы удаляются через патрубок 10.
Вал ротора (рис. 72) имеет две опорные шейки. Шейки, упорный
торец вала и канавки под уплотнительные кольца 4 и 6 азотированы
для повышения их твердости и износостойкости. Рабочие лопатки 10
на диске 11 закреплены замками в форме елочки и зафиксированы от
осевого перемещения стопорными пластинами 9. Диск 11 турбины цент-
рирован на валу втулкой 13 и зафиксирован штифтами 7. Втул-
ка 8 имеет гребешки для лабиринтного уплотнения и фиксирует
штифты 7.
Колесо компрессора 3 насажено на шлицы вала с натягом и закреп-
лено гайкой 2, которая застопорена винтом 1. Упорная втулка 14
запрессована на вал, а ее поверхность азотирована. На торце колеса 3
прорезаны канавки для лабиринтного уплотнения.
Между полостями, где имеется масло для смазки подшипников ро-
тора, и полостями сжатого воздуха и отработавших газов имеются
уплотнения, препятствующие проникновению и утечкам воздуха и
газов в масло при повышенных нагрузках или масла в воздушную и
газовую полости при холостом ходе и малых нагрузках. Уплотнения
состоят из лабиринтов и упругих колец 4 и 6 на валу ротора. Лабирин-
91
ты размещены на торцовой части колеса компрессора и в пространстве
между сопловым аппаратом и диском турбинного колеса. Для повыше-
ния эффективности газового уплотнения в полость между лабиринтом
и кольцом 6 подается воздух под давлением, а для снижения износа
колец 4 аналогичная полость соединена со всасывающей полостью
компрессора.
Роторы всех трубокомпрессоров проходят динамическую баланси-
ровку.
Приводные компрессоры. Центробежные компрессоры, приводи-
мые от коленчатого вала, используют в качестве второй ступени над-
дува у двухтактных двигателей или механического наддува — у четы-
рехтактных.
Центробежный компрессор с редуктором (рис. 73) приводится во
вращение от коленчатого вала через торсионный вал 4. Рабочее колесо
16 компрессора полуоткрытого типа, изготовлено из алюминиевого
сплава. Посредством запрессованной в ступице стальной втулки колесо
посажено консольно на шлицевой хвостовик вала-шестерни 20 и
закреплено гайкой.
Алюминиевый корпус компрессора 15 прикреплен к корпусу редук-
тора 19 и закрыт крышкой 12. Воздух поступает через патрубок 14,
проходит по каналам рабочего колеса 16 и лопаточного диффузора
17, сжимается и направляется в улитку корпуса. Для предотвращения
утечек сжатого воздуха из полости колеса в редуктор установлено уп-
лотнение, которое состоит из набора тонких колец 11, размещенных
попарно в пазах, образуемых проставочными кольцами 10. Проставоч-
ные кольца охватывают втулку на валу-шестерне 20 с малым зазором.
От проникновения масла из редуктора в воздушную полость защищает
вращающийся отбойник 8.
Двухступенчатый повышающий редуктор имеет две пары цилинд-
рических шестерен с общим передаточным числом 10. На ведущем валу
укреплена на фланце шестерня 5, имеющая упругие пружинные эле-
менты. Она передает вращение шестерне, изготовленной за одно це-
лое с промежуточным валом 3. Валы 6 и 3 опираются на роликовые и
шариковые подшипники. Роликовые подшипники являются радиаль-
но-упорными. Вал-шестерня вращается в подшипниках скольжения 1
и 13. Пята вместе с подшипником 1 служит опорно-упорным подшип-
ником. Масло к подшипникам скольжения поступает из трубопровода
по каналам в корпусе.
Зубья всех шестерен и шейки валов под подшипники шлифуют,
цементируют и закаливают. Вал-шестерня в сборе с колесом компрес-
сора проходит динамическую балансировку.
Роторные компрессоры применяют в качестве основного агрегата
для подачи воздуха в двигатель, например дизель 2Д100, или они мо-
гут служить второй ступенью наддува, например дизель 14Д40.
В двух цилиндрических расточках алюминиевого корпуса ротор-
ного компрессора (рис. 74) установлены роторы 1 и 3. Роторы представ-
ляют собой пустотелые рабочие колеса из алюминия, укрепленные на
стальных валах, имеющих шлицы и кольцевые проточки. При отливке
колес с валами алюминий заполняет шлицы и проточки, благодаря
92
чему обеспечивается их прочное соединение и фиксация колес от осе-
вых и угловых перемещений на валах.
К корпусу с обоих торцов укреплены плиты, в гнездах 5 которых
размещены подшипники. Валы роторов на обоих своих концах имеют
роликовые опорные подшипники 9. Шариковые подшипники 7, 8,
расположенные на наружных концах валов, разгружены от радиальных
сил и служат в качестве упорных. Масло для смазки подшипников под-
водится к гнездам подшипников от масляной системы двигателя,
I
16 15
Рис. 73. Центробежный компрессор с редуктором (дизель 10Д100):
1— онорно-упорный подшипник; 2— пята; 3— промежуточный вал с шестерней; 4 — тор*
сионный вал; 5 — шестерня с пружинными элементами; 6 — полый вал; 7 —> шестерня;
8 — отбойник; 9 — фланец; 10 — кольцо проставочное; 11 — кольцо уплотнительное; 12 —
крышка; 13— опорный подшипник; 14— патрубок; 15— корпус компрессора; 16— рабочее
колесо; 17 — диффузор; /в —кольцо уплотнительное; 19 — корпус редуктора; 20 — вал-
шестерня
93
а сливается через отверстия в гнездах. Уплотнение от проникнове-
ния масла из полости подшипников в воздушную полость компрес-
сора обеспечивается чугунными разрезными кольцами И, помещен-
ными в проточки втулок, напрессованных на валы между ролико-
выми подшипниками и рабочими колесами.
Координационные шестерни 12 и 14 служат для синхронизации
вращения роторов и обеспечения зазора 0,8—1,2 мм между лопастями
рабочих колес. Между плитами подшипников и торцами верхнего и
нижнего рабочих колес должны быть выдержаны зазоры 0,55—0,9 мм.
Эти зазоры регулируются толщиной бумажных прокладок между
94
плитами и корпусом и проставочного кольца между шариковыми и ро-
ликовыми подшипниками. Зазор между рабочими колесами и корпусом
должен быть в пределах 0,65—0,95 мм. Осевой разбег колес в собран-
ном компрессоре до 0,05 мм обеспечивается подбором толщины колец,
фиксирующих на валу шариковые подшипники.
Роторы получают вращение от коленчатого вала двигателя через
редуктор. Косозубая шестерня 13 приводится в движение от шестер-
ни, расположенной на верхнем коленчатом валу двигателя, и непо-
средственно передает вращение нижнему ротору, а верхний ротор вра-
щается от координационных шестерен 12 и 14.
-<------Рис. 74. Роторный компрессор дизеля 2Д100:
1— ротор ннжннй; 2— корпус; 3 — ротор верхний; 4 — фланец трубы вентиляции картера
двигателя; 5 — гнездо подшипника; 6 —- проставочное кольцо; 7, в — шариковые подшипники,
9 — роликовый подшипник; 10— плита опорно-упориых подшипников; 11 — уплотнительные
кольца; 12, 14 — координационные шестерни; /3 —шестерня; 15 — плнта опорных подшипни-
ков
Рис. 75. Характеристика роторного
компрессора дизеля 2Д100:
/ —-Ли = 1700; 2— лк - 1620; 3 —Лк“1500;
4 — лк=1300 об/мнн
Воздух поступает к верхней
горловине корпуса компрессора,
проходит по внутренней полости
в корпусе к роторам, захватывает-
ся ими и подается в нижнюю
внутреннюю полость нагнетания,
из которой через нижние окна,
расположенные по обеим сторо-
нам корпуса, поступает к впуск-
ным органам двигателя.
Каждый ротор в сборе с ше-
стернями динамически баланси-
руют и испытывают на прочность
при 3000 об/мин. Зависимость сте-
пени повышения давления лк,
сжимаемого воздуха и мощности
Ук, необходимой для привода
компрессора, от объема V подава-
емого воздуха и частоты враще-
ния ротора пк для компрессора
дизеля 2Д100 приведена на
рис. 75. При увеличении степени
повышения давления и постоянной частоте вращения ротора про-
изводительность компрессора уменьшается вследствие увеличения
обратных утечек воздуха через зазоры в роторе. Расход мощности
на привод компрессора увеличивается в зависимости от произво-
дительности компрессора. Роторные (объемные) компрессоры
обычно применяют при небольших степенях повышения давления
лк<1,5, так как их адиабатический к. п. д. невысокий (т]кад=
==0,45-4-0,60) и понижается при увеличении давления нагнетания.
Воздухоохладители. Температура воздуха при сжатии его в аг-
регатах наддува повышается в зависимости от степени повыше-
ния давления. Охлаждение сжатого воздуха перед поступлением
его в двигатель позволяет повысить среднее эффективное давле-
ние и, следовательно, мощность двигателя (см. рис. 62).
Чем выше степень повышения давления, тем эффективнее примене-
ние охлаждения воздуха.
На отечественных тепловозных дизелях в качестве охлаждающей
жидкости применяют в основном воду, циркулирующую через воздухо-
охладитель по замкнутому контуру, а вода охлаждается в холодиль-
нике тепловоза. Существуют другие способы охлаждения наддувочно-
го воздуха: воздухом, подаваемым вентилятором из атмосферы к воз-
духоохладителю; испарительное охлаждение, когда вода распиливает-
ся форсункой в потоке сжатого воздуха и происходит его охлаждение
за счет испарения воды; охлаждение хладагентами с низкой темпера-
турой кипения и др.
Практическое значение имеет система воздуховоздушного охлаж-
дения. Другие способы не получили на тепловозных двигателях внут-
реннего сгорания применения.
96
Рис. 76. Воздухоохладитель дизеля 10Д100:
/, 12 — патрубки; 2, 9 — верхняя н ннжняя крышки; 3 — трубки; 4 — трубная доска; 5, 11 —
перегородки; 6, 10 — прокладки; 7 — фланец с подвижным уплотнителем; 8 — корпус
Воздухоохладители (рис. 76) с водой в качестве охлаждающей жид-
кости установлены по обеим сторонам двигателя перед поступлением
воздуха в ресиверы. Основной узел воздухоохладителя — трубный
пучок, состоит из охлаждающих трубок 3 и трубных досок 4. Круглые
трубки имеют шахматное расположение, а их концы в отверстиях труб-
ных досок развальцованы и отбуртованы. С наружной стороны, омы-
ваемой воздухом, трубки имеют оребрение для увеличения поверхности
охлаждения. Внутри трубок циркулирует охлаждающая вода, которая
подводится через патрубок 1 в верхней крышке 2.
В крышках выполнены перегородки 5 и 11 с резиновыми проклад-
ками 6 и 10. Перегородки создают петлеобразное движение воды в три
хода. Трубный пучок размещен в стальном сварном корпусе 8, к от-
верстию фланца 7 которого подводится воздух. Проходя через трубный
пучок, воздух омывает оребренную поверхность трубок и отдает тепло
циркулирующей внутри трубок воде. Охлажденный воздух направляет-
ся в двигатель.
Воздухоохладители других тепловозных двигателей имеют анало-
гичный принцип работы и схему устройства.
4 Зак. 1807 97
2. Топливная система
Схема системы. Топливная система двигателя включает аппарату-
ру, предназначенную для подачи топлива под высоким давлением не-
посредственно в цилиндры двигателя, и оборудование, которое служит
для подачи топлива к этой аппаратуре, фильтрации и подогрева топ-
лива на тепловозе. Несмотря на разнообразие конструкций, топлив-
ные системы тепловозных двигателей имеют много общего в принци-
пах работы и схемах устройства. Топливные насосы 7 (рис. 77) и фор-
сунки 8 служат для подачи топлива под высоким давлением в цилинд-
ры двигателя. Топливо из бака 1 всасывается топливопрокачивающим
агрегатом 5, который состоит из шестеренного насоса и электродвига-
теля. По пути из бака в насос топливо очищается в фильтре 4. Насос
подает топливо через фильтр тонкой очистки 6 в топливный коллектор
двигателя, откуда насосами 7 направляется к форсункам 8 для впрыс-
кивания в цилиндры.
Хорошее наполнение топливных насосов 7 достигается при избыточ-
ном давлении топлива в топливном коллекторе. Поэтому производи-
тельность топливопрокачивающего агрегата выбирают в несколько раз
выше, чем требуемое количество топлива при полной мощности двига-
теля. Благодаря этому и установке разгрузочного клапана 10, отрегу-
лированного на давление 0,15 МПа, поддерживается избыточное дав-
ление в топливном коллекторе (0,1—0,25 МПа).
Излишки топлива проходят через клапан 10, топливоподогрева-
тель 12 и сливаются через вентиль 13 или 14 в бак 1. Через вентиль 14
топливо сливается в бак около трубопровода, через который происхо-
дит всасывание и питание двигате-
ля топливом, а через вентиль 13—
подальше от этого места. Поэтому
вентиль 14 должен быть открыт
тогда, когда требуется питание дви-
гателя подогретым топливом, на-
пример при низкой наружной тем-
пературе. В противном случае дол-
жен быть открыт вентиль 13.
Открытие перепускного клапа-
на 2 регулируется на давление 0,3—
0,35 МПа. В случае повышения дав-
ления перед фильтрами тонкой очи-
стки до этих значений топливо сбра-
сывается через перепускной клапан
на слив в бак. Повышение давления
может происходить в результате
чрезмерного загрязнения фильтров
тонкой очистки 6 или повышения
давления в топливном коллекторе.
Шариковый клапан 3 служит для
аварийного питания двигателя топ-
ливом при отказе в работетопливо-
Рис. 77. Схема топливной системы ди-
зеля 1 ОД 100:
1— бак топлива; 2 — перепускной клапан;
3 — шариковый клапан; 4 — фильтр грубой
очистки; 5 — топливоподкачнвающий агре-
гат; 6 — фильтр тонкой очистки; 7 — топ-
ливный насос; S—форсунка; 9 — слив от
форсунок; 10 —- разгрузочный клапан; 11»
13, 14 — вентили; 12 — топливоподогрева-
98
подкачивающего агрегата. В этом случае топливо поступает в двига-
тель за счет разрежения, создаваемого насосами 7, и проходит из бака 1
через клапан 3, фильтр 6 в топливный коллектор. В аварийном режиме
работы происходит недостаточное наполнение насосов 7 топливом и
двигатель не может развить полную мощность.
Топливо, просочившееся из форсунок 8, собирается в емкость от-
куда сливается в бак. Вентиль 11 служит для удаления воздуха из наг-
нетательной магистрали, скапливающегося в системе после длительной
остановки двигателя. Для этих же целей могут устанавливаться вен-
тили и краны в других местах нагнетательной магистрали, например
на фильтрах тонкой очистки, топливоподогревателе и др.
В эксплуатации большое внимание уделяется фильтрации топлива
от механических примесей, количество и размер которых существенно
влияют на износ и надежную работу прецизионных деталей топливопо-
дающей аппаратуры. В фильтрах грубой очистки в качестве фильтрую-
щих элементов применяют сетки с размером ячеек или зазоров, изме-
ряемых сотыми долями миллиметра. Для тонкой очистки применяют
фильтрующие элементы из фильтровальной бумаги или фильтромит-
каля. Применение этих материалов обеспечивает задержание механи-
ческих примесей, размер которых превышает 2—5 мкм.
Тонливый насос и форсунка. Топливные насосы и форсунки:
дозируют количество подаваемого топлива на каждый цикл работы
в зависимости от нагрузки двигателя; подают в цилиндр топливо в уста-
новленный момент поворота коленчатого вала (опережение подачи)
в соответствии с протеканием рабочего процесса; распыливают топливо
по объему камеры сгорания, осуществляя образование смеси топлива
с воздухом, обеспечивающее наилучшее протекание рабочего процесса
по условиям экономичности и мощности.
В современных тепловозных двигателях применяются плунжер-
ные насосы с золотниковым управлением. Насосные элементы для ци-
линдров двигателя могут размещаться в отдельных корпусах или
в общем корпусе. В первом случае насосы называют индивидуальны-
ми, во втором — блочными. Дизели типов Д100, Д49, Д70, Д50 имеют
индивидуальные насосы, а 11Д45, 14Д40, М756 — блочные.
В любом топливном насосе основным узлом, осуществляющим
подачу и дозировку топлива, является насосный элемент или плунжер-
ная пара, состоящая из плунжера 13 (рис. 78) и гильзы 12. Гильза и
плунжер по своим сопрягаемым цилиндрическим поверхностям имеют
высокий класс шероховатости (не ниже 12-го), а диаметральный зазор
между ними составляет 1—3 мкм. Они образуют прецизионную пару,
детали которой заменяются только комплектно. Изготовление этих
деталей с высокой степенью точности позволило перейти на их селек-
тивную сборку без притирки.
Гильза установлена в корпусе 15, и ее положение зафиксировано
стопорным винтом 21 так, чтобы отверстия в корпусе и гильзе совпада-
ли и образовали канал А для подвода топлива из топливного коллекто-
ра. На торец гильзы установлено седло 10 нагнетательного клапана.
Соприкасающиеся торцовые поверхности седла и гильзы имеют обработ-
ку до 12-го класса шероховатости. Седло прижато к гильзе фланцем 5
4* 99
Рис. 78. Топливный насос дизеля 10Д100:
1 — регулировочный болт; 2 — рейка; 3 — болт; 4 — стрелка; 5, 22 — прокладки; 6 — фланец;
7. 17 — пружины; 8 — нажимной штуцер; 9 —прокладка; 10 — седло; 11 — нагнетательный
клапан; 12 — гнльза плунжера; 13 — плунжер; 14 — шестерня; 15 — корпус; 16 — кольцо;
18 — тарелка; 19 — стопорное кольцо; 20 — уплотнительное кольцо; 21 — стопорный вннт
через прокладку 9 из меди и нажимной штуцер 8. Благодаря этому
создается надежное уплотнение от утечек из полости высокого давле-
ния во внешнее пространство. Внутри седла 10 находится нагнетатель-
ный клапан 11 с пружиной 7. Клапан и седло притираются по кони-
ческим запорным поверхностям и образуют прецизионную пару.
Плунжер в средней части имеет шлицы (выступы), которыми он
входит в соответствующие пазы шестерни 14, и может свободно пере-
мещаться по ним вдоль шестерни. На своей наружной поверхности
шестерня имеет зубья, находящиеся в зацеплении с зубьями рейки 2.
Рейка может свободно перемещаться в корпусе насоса под действием
Рис. 79. Головка плунжера:
а — спиральная кромка; б—-кольцевая проточка; в — продольная канавка; г — выфрезеров-
ка; д, е— положения отверстия
100
вмонтированных в нее поводка, пружины и болта 1 с гайкой. Переме-
щение поводка вызывает поступательное движение рейки, которая
через зубчатое соединение вращает шестерню 14, а вместе с ней и плун-
жер вокруг вертикальной оси гильзы. Поводок соединен рычажной
передачей с регулятором частоты вращения вала двигателя.
Возвратно-поступательное движение плунжера внутри гильзы со-
вершается от кулачкового вала через толкатель. Пружина 17 через
тарелку 18, надетую на хвостовик плунжера, всегда прижимает хво-
стовик к толкателю топливного насоса, обеспечивая безотрывное движе-
ние и безударную работу системы кулачок — толкатель — плунжер.
Пружина 17 имеет предварительное сжатие благодаря наличию сто-
порного кольца 19.
В нижней части плунжер имеет головку со спиральной кромкой а
(рис. 79), кольцевой проточкой б и продольной канавкой в. Над спи-
ральной кромкой до проточки б сделана выфрезеровка г. Канавка в
всегда соединяет полость в гильзе под головкой плунжера с выфре-
зеровкой и кольцевой проточкой. Плунжер благодаря возврати о-посту-
пательному движению и вращению вокруг вертикальной оси может за-
нимать различные положения по отношению к впускному отверстию
в гильзе. Если отверстие сообщается с объемом под плунжером про-
дольной канавкой в, кольцевой проточкой б или выфрезеровкой г, то
уменьшение объема под плунжером при его движении вниз не будет
вызывать повышение давления топлива, так как оно будет вытеснять-
ся во впускное отверстие в гильзе. Когда впускное отверстие будет пе-
рекрыто наружной поверхностью головки со спиральной кромкой (по-
ложения отверстия показаны на рис. 79 пунктиром), то движение плун-
жера вниз вызовет повышение давления топлива в объеме под плунже-
ром и оно будет подаваться к форсунке.
Геометрическое начало или угол опережения подачи топлива сов-
падает с моментом, когда нижняя кромка головки перекроет впускное
отверстие в гильзе (положение 5). Конец подачи будет соответствовать
открытию спиральной кромкой этого отверстия (положение е), т. е.
сообщению его с выфрезеровкой. Величина геометрического рабочего
хода нагнетания Н, определяющего количество подаваемого топлива
за один ход, будет изменяться в зависимости от положения спираль-
ной кромки по отношению к оси впускного отверстия. Геометрическое
начало подачи топлива сохраняется неизменным и не зависит от коли-
чества подаваемого топлива и частоты вращения кулачкового вала.
Изменение количества подаваемого топлива происходит за счет изме-
нения конца его подачи.
Из предыдущего ясно, что количество подаваемого топлива регу-
лируется передвижением рейки топливного насоса. Для ориентировоч-
ной оценки количества подаваемого топлива на рейке имеются деления,
а на корпусе укреплен указатель. Производительность насоса в зави-
симости от выхода рейки измеряют на специальных стендах для опре-
деления производительности.
Угол опережения подачи топлива зависит от установки кулачка,
приводящего в поступательное движение плунжер топливного насоса,
по отношению к кривошипу коленчатого вала. Угол опережения мо-
101
жет изменяться за счет зубчатого зацепления между коленчатым и ку-
лачковым валами (см. рис. 23, 36). Помимо этого, угол опережения за-
висит от расстояния между торцом плунжера в момент его наивыс-
шего положения и осью впускного отверстия гильзы. Чем меньше это
расстояние, тем меньше потребуется времени на перемещение плунжера
до перекрытия впускного отверстия при установленном угле зацепле-
ния кулачкового вала. В этом случае произойдет более раннее перекры-
тие впускного отверстия в гильзе и угол опережения будет увеличен.
Поэтому в небольших пределах угол опережения может регулировать-
ся за счет изменения расстояния между торцом плунжера и осью впуск-
ного отверстия. Такие регулировки производятся изменением толщины
прокладок под корпус насоса или размеров толкателя. В результате
этого наивысшее положение плунжера изменяется, а пружина 17
(см. рис. 78) получает большее или меньшее предварительное сжатие.
Фактический угол начала подачи топлива в цилиндр двигателя меньше
геометрического вследствие необходимости сжатия топлива до давле-
ния впрыска, утечек топлива через зазоры плунжерной пары, упругих
деформаций трубопровода высокого давления и других причин.
Рис. 80. Форсунка дизеля 1 ОД 100:
1 — пробка; 2 — контргайка; 3 — стакан;
4 — пружина; 5 — тарелка; 6 — толка-
тель; 7, 14, 15 — прокладки; 8 — щелевой
фильтр; 9— корпус; 10 — ограничитель
подъема; 11 — игла; 11 — корпус иглы; 13 —
сопловой наконечник; 16 — накидной фла-
нец.
Топливо, просочившееся вверх
по зазорам плунжерной пары, и
частицы масла, проникшие от тол-
кателя в корпус насоса, отводятся
вовне через сливной штуцер.
Форсунка (рис. 80) служит для
распыливания топлива и равномер-
ного распределения его по камере
сгорания. Основным узлом форсу-
нок закрытого типа является игла
11, корпус 12 иглы и сопловой
наконечник 13. Игла сопряжена с
корпусом по двум поверхностям —
цилиндрической направляющей и
конической запорной. Диаметраль-
ный зазор между иглой и корпусом
по цилиндрической направляющей
поверхности 2—4 мкм.
Угол конуса иглы делают на
1—2° больше угла конуса корпуса.
Благодаря этому достигается не-
большая ширина контактного
пояска при посадке иглы в корпусе
и хорошее уплотнение по запорной
поверхности. Сопрягаемые цилинд-
рические и конические поверхности
иглы и корпуса обрабатываются с
высокой степенью точности и шеро-
ховатости (не ниже 11—12-го клас-
са), что позволило перейти на се-
лективную сборку этих деталей
102
вместо притирки. Игла и корпус составляют прецизионную пару,
детали которой заменяют комплектно.
В сопловом наконечнике 13 просверлены три отверстия диаметром
0,56 мм, через которые топливо впрыскивается в цилиндр. Направле-
ние осей отверстий выбирается с таким расчетом, чтобы в объеме ци-
линдра образовывалась равномерная смесь топлива с воздухом и наи-
лучшим образом использовался воздух всего объема для горения топ-
лива. Положение соплового наконечника относительно корпуса 9
форсунки фиксируется благодаря наличию плоскостей на их сопрягае-
мых цилиндрических поверхностях.
Конус иглы 11 прижат к корпусу 12 иглы пружиной 4 через та-
релку 5, толкатель 6 и ограничитель подъема 10 иглы. Затяжка пру-
жины форсунок дизелей типа Д100 установлена на величину 20,6 +
+ 1,0 МПа давления подводимого топлива и регулируется пробкой 1
с фиксацией контргайкой 2. В корпусе 9 форсунки расположен щеле-
вой фильтр 8 с диаметральным зазором по наружной цилиндрической
поверхности 0,05—0,105 мм. На этой поверхности имеются проре-
занные вдоль канавки. Примерно половина канавок соединена с коль-
цевой проточкой щелевого фильтра, а другая половина — с кольце-
вой проточкой корпуса распылителя.
Топливо подводится от топливного насоса к штуцеру корпуса
форсунки и через него поступает в кольцевую проточку щелевого
фильтра. Отсюда топливо поступает в продольные канавки щелевого
фильтра, протекает через зазоры фильтра на его наружной цилиндри-
ческой поверхности в другие канавки, соединенные с проточкой в кор-
пусе распылителя. Из нее топливо перетекает по продольным канав-
кам корпуса распылителя и радиальным отверстиям в нем, запрлняя
внутреннюю полость А в корпусе распылителя. Когда давление топ-
лива в полости А превысит давление затяжки пружины 4, то игла начи-
нает подниматься. Начальное усилие подъема,действующее на иглу,
пропорционально кольцевой площади Б, образованной разностью на-
ружного диаметра иглы и наибольшего диаметра запорного корпуса.
При отрыве иглы это усилие возрастает, и оно становится пропорцио-
нальным площади, образованной наружным диаметром иглы. Вследст-
вие этого происходит ускоренный подъем иглы. Наибольшая величина
подъема иглы определяется ограничителем 10. Далее топливо посту-
пает в канал соплового наконечника и через его отверстия впрыски-
вается в цилиндр.
Для устранения утечек топлива из форсунки в цилиндр и в атмос-
феру установлены прокладки 7 и 14. Прокладка 14 выполняет также
функции газового уплотнения. Прокладка 15служит для газового уп-
лотнения форсунки в адаптере. Топливо, просочившееся через зазоры
деталей форсунки, отводится через штуцер регулировочной пробки 1.
Хорошее уплотнение по запорному конусу определяет качествен-
ный впрыск топлива в цилиндр и долговечность работы форсунки в экс-
плуатации. Следует отметить, что в форсунке такой конструкции
корпус распылителя подвергается заметным деформациям при сборке
форсунки и монтаже ее в двигатель. Эти деформации оказывают
влияние на работу запорного конуса.
103
Рис. 81. Форсунка дизелей 11Д45 и
14Д40:
t — гайка; 2 — штуцер; 3, 5 — прокладки; 4 —
контргайка; 6 — регулировочный винт; 7 — та-
релка; 8 — пружина; 9 — корпус форсунки;
10 — шпиндель; 11, 18 — резиновые кольца;
12 — игла; 13 — колпак; 14 — корпус иглы; 15 —
сопловой наконечник; 16 — болт; 17 — стопор-
ная пластинка; 19 — штуцер; 20 — щелевой
фильтр; 21 — трубка
Основными отличительными
особенностями форсунки дизе-
лей 11Д45 и 14Д40 (рис. 81)
являются подвесная конструк-
ция корпуса 14 иглы и сопря-
жение иглы 12 с корпусом по
конической запорной поверх-
ности. Массивный корпус 14
иглы вместе с сопловым нако-
нечником 15 закрепляется на
корпусе 9 форсунки колпаком
13. Такая конструкция обеспе-
чивает сохранение геометрии
запорного конуса в корпусе, и
форсунка работает более дли-
тельно, обеспечивая качествен-
ный распыл топлива.
Конус иглы 12 утоплен в
конусе корпуса 14 иглы. Поэто-
му игла контактирует с корпу-
сом по наибольшему диаметру
(основанию) конуса иглы. В
процессе работы контактируе-
мые поверхности иглы и кор-
пуса изнашиваются и прямо-
линейность образующих конуса
нарушается. Однако при сопря-
жении поверхностей с утопле-
нием конус иглы при износе
будет вступать в контакт с по-
следующими участками конус-
ной поверхности корпуса и тре-
буемое качество уплотнения
сохраняется более длительное
время.
В случае посадки иглы на
седло по промежуточному диа-
метру конуса в процессе работы
на игле образуется ступенька,
которая препятствует сохране-
нию уплотнения.
Топливо подводится к фор-
сунке через щелевой фильтр 20
и по каналам а и с поступает
в полость д корпуса иглы. В соп-
ловом наконечнике 15 имеются
восемь отверстий диаметром
0,4 мм. Затяжка пружины 8
производится регулировочным
104
винтом 6, который стопорится
контргайкой 4. Усилие затяжки
пружины соответствует давлению
топлива 3,14 ф- 0,5 МПа.
Просочившееся через детали
форсунки топливо отводится через
отверстия в тарелке 7 и винте 6,
штуцер 2 по трубке 21 с накидной
гайкой 1. Резиновое кольцо 11
служит уплотнением от просачива-
ния топлива наружу, а резиновое
кольцо 18 предохраняет от попа-
дания масла из крышки цилиндра
Рис. 82. Осциллограмма работы топ-
ливной аппаратуры дизеля 2Д100
при 850 об/мин:
1 — отметка времени; 2 — нулевая линия
давления; 3 — давление в нагнетательном
трубопроводе у форсунки; 4 — движение
иглы форсунки
в гнездо форсунки.
Процесс работы. Работу топ-
ливной аппаратуры дизеля мож-
но записать на осциллограмму
(рис. 82), где по оси абсцисс за-
фиксировано время в виде колеба-
ний отметчика времени 1, совер-
шающего 500 колебаний в секунду. По оси ординат даны давле-
ние топлива (кривая 5) в нагнетательном трубопроводе у форсунки
и подъем иглы форсунки (кривая 4}. Геометрическое начало по-
дачи топлива соответствует моменту перекрытия плунжером топ-
ливного насоса впускного отверстия в гильзе. Оно происходит
несколько раньше момента повышения давления топлива от остаточ-
ного рост.
Игла форсунки начинает подниматься при достижении давления
рп. Вначале этот подъем совершается медленно, а затем ускоряется.
Далее подъем иглы достигает своего наибольшего значения Н, кото-
рое определяется ограничителем подъема иглы. Время нахождения
иглы в поднятом состоянии состоит из основного t0 и дополнительного
/п, когда игла поднимается на величину h и происходит подвпрыск
топлива.
Давление топлива в нагнетательном трубопроводе у форсунки (кри-
вая 3) начинает повышаться от рост после геометрического начала
подачи. В момент, когда это давление достигнет значения рп, превы-
шающего затяжку пружины форсунки, игла начинает подниматься.
После открытия иглы на достаточно большую величину происходит
временное понижение давления вследствие начавшегося истечения
топлива через сопловой наконечник и отсасывающего действия иглы.
Когда игла остановится, достигнув упора, давление вновь возрастает.
После достижения наибольшей величины (ртах = 40,0 МПа) начи-
нается снижение давления вначале до давления посадки иглы на сед-
ло, а затем до величины остаточного давления в системе. После посадки
иглы и прекращения подачи топлива наблюдаются колебания давле-
ния в нагнетательном трубопроводе, игла может иметь повторный
подъем на величину h<Z Н, во время которого будет совершаться
подвпрыск топлива в цилиндр.
105
1 — hi, 850 об/мин; 2— hi, 400 об/мин; 3 —
lh, 850 об/мин; 4 — h2, 400 об/мин
Величина наибольшего давле-
ния в трубопроводе при впрыске
зависит от количества подаваемо-
го топлива. Например, при малых
цикловых подачах на холостом
ходу работы двигателя наиболь-
шее давление близко к регулиро-
вочному для пружины форсунки.
Величина остаточного давления в
трубопроводе зависит от устрой-
ства и работы нагнетательного
клапана топливного насоса. Кла-
пан садится на седло под действием
остаточного давления в трубопрово-
де и усилия своей пружины. В это
время давление в трубопроводе сни-
жается вследствие обратного пере-
текания топлива из нагнетательно-
го трубопровода в подплунжерное пространство и увеличения полости
в трубопроводе под клапаном на величину объема, освобождаемого
клапаном. Остаточное давление в трубопроводе оказывает влияние на
величину цикловой подачи, особенно на режимах малых нагрузок.
Количество подаваемого в цилиндр топлива за цикл в основном
зависит от положения рейки топливного насоса. Частота вращения
кулачкового вала топливного насоса оказывает небольшое влияние на
цикловую подачу. Зависимость суммарного количества подаваемого
в цилиндр топлива от времени протекания процесса впрыска при задан-
ном выходе рейки топливного насоса представляет собой закон подачи
топлива. По опытным данным (рис. 83) показан закон подачи топ-
лива в цилиндр двигателя типа Д100 в зависимости от двух положений
реек топливного насоса ht и h.2 при частоте вращения коленчатого
вала 850 и 400 об/мин, соответствующих номинальной мощности и хо-
лостому ходу. Цикловая подача 100% принята для номинальной мощ-
ности и достигается при выходе рейки и 850 об/мин вала (кривая /).
Продолжительность подачи составляет 45- 10-4с. Характер изменения
закона подачи при меньшем выходе рейки (h2 < ht) и той же частоте
вращения вала сохраняется примерно таким же (кривая 3), но про-
должительность подачи уменьшается за счет изменения конца впрыска
и составляет 27•10~4 с.
Частота вращения вала по-разному влияет на закон подачи при
одном и том же выходе рейки. Уменьшение частоты вращения вала
растягивает процесс впрыска по времени (см. кривые 1 и 2). Что же
касается суммарного количества топлива, подаваемого в цилиндр за
цикл, то нельзя обнаружить в этом случае какой-либо закономерности.
Например, при выходе рейки и 400 об/мин цикловая подача увели-
чивается до 111 % (кривая 2) вместо 100% при 850 об/мин и том же вы-
ходе рейки (кривая 1). При меньшем выходе рейки наблюдаются дру-
гие соотношения цикловых подач в зависимости от частоты вращения
вала (кривые 3 и 4).
106
На характер зависимостей g = f (t) влияют многие конструктивные
факторы и режим работы, но законы подачи топлива золотниковой топ-
ливоподающей аппаратурой имеют однотипный характер.
3. Автоматическое регулирование частоты вращения
коленчатого вала и нагрузки двигателя
Структурные схемы. Вращение коленчатого вала двигателя совер-
шается под действием моментов сил давления газов в цилиндре и меха-
нических сопротивлений в узлах двигателя, моментов вспомогатель-
ных нагрузок, приводимых от вала на тепловозе, и эффективного момен-
та, создаваемого потребителем энергии. Локомотивные двигатели внут-
реннего сгорания обычно имеют в качестве потребителей энергии элект-
рическую или гидравлическую передачу.
Основной закон динамики вращательного движения вала как твер-
дого тела относительно неподвижной оси
J —м м м
rjl I М ВН
где J — приведенный момент инерции движущихся масс к оси
вала, кг-м2;
ю — угловая скорость вала, рад/с;
t — время, с;
Mit — соответственно моменты, создаваемые силами давления
Л1ВН, А1е) газов, механическими сопротивлениями, вспомогатель-
ными нагрузками и потребителем энергии, Н-м.
Момент, создаваемый силами газа, изменяется главным образом
в зависимости от цикловой подачи топлива и коэффициента избытка
воздуха для сгорания топлива в цилиндре. Величина механических
сопротивлений в основном определяется частотой вращения вала.
Момент вспомогательных нагрузок зависит не только от частоты вра-
щения, но и от потребностей локомотива и силовой установки (работа
вентилятора холодильника, тормозного компрессора и др.). Эффектив-
ный момент преобразуется передачей для обеспечения необходимых
тяговых качеств локомотива. Величина этого момента определяется
работой передачи. Из уравнения следует, что если его правая часть
положительна, т. е. больше нуля, то угловая скорость вала увеличи-
вается, и наоборот. Угловая скорость прямо пропорциональна частоте
вращения коленчатого вала.
Автоматическое регулирование на современных тепловозах: под-
держивает заданную частоту вращения коленчатого вала при изменении
моментов механических сопротивлений, вспомогательных нагрузок и
эффективного момента; поддерживает наибольшее значение эффектив-
ного момента при заданной частоте вращения вала и установленной
постоянной для этой частоты вращения цикловой подаче топлива при
изменяющихся моментах вспомогательных нагрузок и механических
сопротивлений. Кроме этого, автоматические регуляторы выполняют
дополнительные функции по защите двигателя от аварийных режимов
107
(например, падение давления масла в системе смазки), тепловых и ме-
ханических перегрузок (например, падение давления воздуха во впуск-
ном коллекторе и др.).
Регулятор частоты вращения выполняет только функцию поддер-
жания заданной частоты вращения. Регулирование производится пу-
тем изменения момента газовых сил 7Игзасчетцикловой подачи топлива.
Этот способ позволяет восстанавливать заданную частоту вращения в
короткий промежуток времени. Регулирование эффективного момента
Л1е при этом не применяется, так как процессы в передаче, например
электрической, происходят сравнительно медленно. Объединенный
регулятор выполняет обе указанные выше функции; его называют ре-
гулятором частоты вращения и мощности. Регулирование достигается
путем изменения моментов и Мв.
Рассмотрим структурные схемы автоматического регулирования
локомотивных двигателей. Основным узлом регулятора является из-
меритель частоты вращения 3, или чувствительный элемент (рис. 84).
К нему поступают два сигнала — настройки н и величины угловой
скорости (а двигателя. Сигнал настройки задается машинистом и яв-
ляется программой работы: регулятор должен поддерживать заданную
частоту вращения вала. Если сигнал угловой скорости не соответст-
вует заданной настройке, то измеритель частоты вращения вырабаты-
вает сигнал регулирования Az. В противном случае сигнал не выраба-
тывается.
В тепловозных двигателях применяют только регуляторы непрямого
действия с обратной связью. В таких регуляторах сигнал регулиро-
вания Az усиливается серводвигателем 4 до Ау и передается на регули-
рующий орган — рейку топливного насоса 2. В регуляторах прямого
действия сигнал регулирования Az передается непосредственно на ре-
гулирующий орган без усиления.
Рис. 85. Структурная схема объединенного регу-
лятора:
/—двигатель; 2— топливный насос; 3 — измеритель ча-
стоты вращения; 4 — серводвигатель; 5 — обратная связь;
6 — золотник серводвигателя нагрузки; 7 — обратная
связь; 8 — серводвигатель нагрузки; 9 — индуктивный
датчик; 10 — генератор
Рис. 84. Структурная схема
регулятора частоты враще-
ния:
1 — двигатель; 2 — топливный
насос; 3 — измеритель частоты
вращения; 4 — серводвигатель;
5 — обратная связь; 6 — генера-
тор
108
Обратная связь 5предназначена для корректировки входного сигна-
ла Az в серводвигатель в зависимости от выходного Аг/. Применение
обратной связи обеспечивает устойчивость процессу регулирования и
устраняет автоколебания. По сигналу Аг/цикловая подача топлива из-
меняется топливным насосом на Age так, чтобы частота вращения вала
двигателя 1 соответствовала заданной настройке н измерителя частоты
вращения 3.
В объединенном регуляторе (рис.85) содержатся все основные эле-
менты регулятора частоты вращения (измеритель частоты вращения 3,
серводвигатель 4, обратная связь 5) и добавлен регулятор мощности
с золотником нагрузки 6, обратной связью 7 и серводвигателем нагруз-
ки 8. К золотнику нагрузки 6 поступают два сигнала, один из которых
пропорционален сигналу настройки н измерителя частоты вращения,
а другой пропорционален сигналу Ду, вырабатываемому серводвига-
телем для регулирования подачи топлива. На входе в золотник на-
грузки оба сигнала суммируются с противоположными знаками. В за-
висимости от знака и величины суммы золотник нагрузки вырабатывает
сигнал Дау, который усиливается серводвигателем до величины Ай, и
передает его индуктивному датчику 9. Датчик изменяет возбуждение
тягового генератора 10 на Дгв, благодаря чему соответственно изме-
няется мощность генератора.
Основы работы и устройства регулятора. Измеритель частоты вра-
щения (рис. 86) состоит из двух грузов 3, размещенных на концах угло-
вых рычагов 4. На другие концы рычагов действует всережимная пру-
жина 2 через тарелки и шариковый подшипник. Рычаги шарнирно
закреплены на стойках диска 6, благодаря чему грузы могут поворачи-
ваться относительно осей шарниров. Грузы вращаются вместе с диском
6 вокруг вертикальной оси. Диск 6 получает вращение от коленчатого
вала двигателя через шестерню 5 и систему зубчатых передач.
Настройка н представляет собой различ-
ную затяжку всережимной пружины 2 порш-
нем 1 и совершается по сигналу, поступаю-
щему от машиниста. Увеличение затяжки
всережимной пружины производится при не-
обходимости задания большей частоты враще-
ния вала двигателя. При заданной настройке
и установившейся частоте вращения грузы 3
занимают такое положение, при котором их
центробежные силы уравновешиваются уси-
лием затяжки всережимной пружины. Как
только произойдет изменение настройки (за-
тяжки) всережимной пружины или измене-
ние угловой скорости на Аса, то равновесие
грузов нарушится и они начнут перемещать-
ся, вызывая через рычаги 4 перемещение
тарелки 7. В результате этого вырабатывает-
ся выходной сигнал перемещения Az, который
от тарелки 7 через шток передается в серво-
двигатель.
Рис. 86. Схема измерите-
ля частоты вращения:
I — поршень; 2 — всережим-
ная пружина; 3 — грузы;
4 — двуплечий рычаг; 5 —
шестерня; 6 — диск; 7 — та-
релка; 8 — пружина; 9 — ци-
линдр
109
Перемещение тарелки 7 вниз происходит в результате увеличения
затяжки всережимной пружины при задании большей частоты враще-
ния вала или увеличения нагрузки двигателя при заданной частоте;
тарелка перемещается вверх при обратных значениях настройки и на-
грузки.
Серводвигатель (рис. 87, а) состоит из гидравлического цилиндра 2
с силовым поршнем 1 и управляющего золотника 5 с втулкой 4.Втулка
имеет по окружности три ряда окон. К верхним окнам поступает под
давлением масло, подаваемое шестеренным насосом регулятора; сред-
ние окна сообщаются каналом с полостью под силовым поршнем /;
нижние окна сообщаются с масляной ванной регулятора. На силовой
поршень сверху действует усилие затяжки пружины 3. Шток золот-
ника 5 получает входной сигнал перемещения Az от измерителя часто-
ты вращения регулятора.
В равновесном положении входной сигнал отсутствует, золотник
5 своим диском перекрывает средний ряд окон во втулке 4 и доступа
масла в полость под силовой поршень или слива масла из нее в ванну
регулятора не происходит; силовой поршень находится в неподвижном
состоянии.
При поступлении входного сигнала Az золотник перемещается, от-
крывая средние окна втулки. Если золотник движется вниз, то в по-
лость под силовым поршнем поступает масло под давлением и поршень
со штоком поднимается вверх, преодолевая усилие пружины 3. При
движении золотника вверх полость под силовым поршнем сообщается
с ванной регулятора, под действием пружины 3 масло из этой полости
вытесняется и силовой поршень со штоком опускаются вниз. Входной
сигнал перемещения Az вызывает появление выходного сигнала \у в
виде перемещения штока силового поршня. Это перемещение передает-
ся на рейки топливных насосов и используется для регулирования ко-
личества подаваемого топлива в двигатель.
Силовой поршень перемещается под действием усилия пружины и
давления масла. Поэтому перестановочная сила на штоке силового
Рис. 87. Схемы серводвигателя и обратных связей:
а — серводвигатель с жесткой обратной связью; б — изодромная обратная связь; 1 — силовой
поршень; 2 — цилиндр; 3 — пружина; 4 — втулка; 5 — золотник; 6 — рычаг; 7 — компенсиру-
ющий поршень; 8 — дроссельная игла; 9 — поршень; 10 — ванна регулятора
110
поршня может быть создана необходимой величины путем выбора диа-
метра силового поршня и усилия пружины.
Процесс регулирования изменившегося режима работы двигателя
будет завершен тогда, когда силовой поршень серводвигателя займет
определенное положение и установит подачу топлива, соответствующую
данному режиму, а золотник 5 перекроет средние окна втулки 4. Ста-
билизация процесса регулирования обеспечивается применением об-
ратной связи.
Жесткая обратная связь является простейшей и представляет со-
бой двуплечий рычаг 6, один конец которого соединен со штоком сило-
вого поршня 1, а другой — с втулкой 4 золотника. Втулка может дви-
гаться возвратно-поступательно в своих скользящих опорах. Величина
плеч рычага изменяется в зависимости от положения его концов отно-
сительно опорного шарнира.
Жесткая обратная связь при регулировании вызывает движение
втулки золотника. Например, когда входной сигнал Az перемещает
золотник 5 вниз, то силовой поршень 1 движется вверх и через рычаг
6 сообщает втулке золотника движение вниз. Втулка следует за золот-
ником, обеспечивая возможность перекрытия средних окон втулки
диском золотника при изменившемся положении силового поршня.
Благодаря такому «слежению» достигается новое установившееся по-
ложение силового поршня.
Характерной особенностью жесткой обратной связи является изме-
нение положения золотника при изменении нагрузки, но неизменной
настройке всережимной пружины регулятора. Действительно, для
каждого установившегося положения силового поршня 1 рычаг 6
устанавливает втулку 4 в соответствующее положение. Оно определяет
и положение золотника 5, который перекрывает окна во втулке в этом
установившемся положении. Из этого следует, что при неизменной за-
данной настройке всережимной пружины регулятора усилие ее за-
тяжки будет изменяться под действием центробежных грузов, устанав-
ливающих золотник в новое положение при изменении нагрузки дви-
гателя. В результате этого будет изменяться частота вращения вала
двигателя при изменении нагрузки, но неизменной настройке всере-
жимной пружины регулятора.
Изодромная обратная связь (рис. 87, б) устраняет этот недостаток.
Работа изодромной обратной связи осуществляется следующим обра-
зом. Пусть, например, при заданной настройке нагрузка двигателя
увеличилась, что приведет к уменьшению частоты вращения. Золот-
ник 5 (см. рис. 87, а) перемещается вниз, а силовой поршень серво-
двигателя и связанный с ним компенсирующий поршень 7 (см. рис.87, б)
передвигаются вверх. Компенсирующий поршень вытесняет масло из
верхней полости цилиндра. Масло может удаляться в полость под
поршнем 9 и через дроссельную иглу 8 в ванну 10 регулятора. Так как
сечение, открываемое иглой для слива масла, ограничено, то давле-
нием масла поршень 9 перемещается вниз и вместе с ним движется
вниз втулка 4 золотника, догоняя в своем движении золотник. При
движении поршня 9 вниз сжимается пружина 3. Таким образом,
наличие компенсирующего поршня 1 и поршня 9 обеспечивает та-
111
кое же движение втулки золотника, r-ак и при жесткой обратной
связи.
Шток силового поршня увеличит подачу топлива в соответствии
с изменившейся нагрузкой двигателя, а золотник и втулка будут на-
ходиться в положении перекрыши окон, питающих полость под сило-
вым поршнем серводвигателя. После этого совершается процесс воз-
вращения втулки золотника и золотника. Под действием сжатой пру-
жины 3 поршень 9 медленно перемещается вверх, вытесняя масло из
надпоршневого пространства в ванну регулятора через дроссельную
иглу 8; втулка 4 золотника перемещается вместе с поршнем 9. Увели-
чение подачи топлива приведет к повышению частоты вращения, и под
действием центробежной силы грузов регулятора золотник также пе-
ремещается вверх. В своем движении золотники втулка возвращаются
в положение, соответствующее заданной настройке всережимной пру-
жины регулятора, при этом сохраняется перекрыша окон во втулке,
питающих полость под силовым поршнем серводвигателя.
В конце процесса регулирования силовой поршень серводвигателя
будет находиться в новом положении, установив подачу топлива в
соответствии с изменившимся режимом двигателя, а золотник и втулка
возвратятся к исходному положению, соответствующему заданной
настройке всережимной пружины. В результате такой работы изодром-
ной обратной связи при неизменной настройке частота вращения вала
двигателя сохраняется постоянной, несмотря на изменение нагрузки.
Регулирование частоты вращения сопровождается колебательными
явлениями. Зависимости изменения частоты вращения вала двигателя
от времени регулирования при мгновенных наборах и сбросах пол-
ной нагрузки и заданной настройке всережимной пружины для регу-
ляторов с изодромной и жесткой обратной связью показаны на рис.88, а
и б. Частота вращения выражена в процентах по отношению к ее зна-
чению при номинальной мощности.

t,C
Рис. 88. Процесс регулирования при наборе и сбросе полной нагрузки:
а — регулятор с изодромной обратной связью; б — регулятор с жесткой обратной связью;
в — регуляторные характеристики двигателей; 1 — с жесткой обратной связью; 2 — с изо-
дромной обратной связью
112
Для регулятора с изодромной обратной связью установившаяся
частота вращения вала п0 сохраняется неизменной независимо от из-
менения нагрузки двигателя в диапазоне от холостого хода до номи-
нальной мощности. При изменении нагрузки происходит скачок часто-
ты вращения Ап3: частота уменьшается при наборе нагрузки и увели-
чивается при сбросе нагрузки. Значительное уменьшение скорости мо-
жет вызывать остановку двигателя, а увеличение—срабатывание пре-
дельного регулятора скорости.
Переходный процесс при наборе и сбросе нагрузки происходит
в течение интервала времени А/п между двумя последовательными уста-
новившимися частотами вращения вала. Время переходного процесса
должно удовлетворять условиям тяги поезда. На установившемся
режиме могут наблюдаться колебания частоты вращения или неста-
бильность частоты, измеряемая размахом колебаний Апу. Повышенное
значение нестабильности частоты оказывает отрицательное влияние на
долговечность и надежность работы двигателя.
Зависимость изменения нагрузки от частоты вращения вала при
заданной настройке регулятора называют регуляторной характерис-
тикой двигателя. Для регуляторов с жесткой обратной связью умень-
шение нагрузки вызывает увеличение частоты вращения вала
(рис. 88, в). В тепловозном двигателе, электрической передаче и
вспомомогательных машинах такая регуляторная характеристика
вызывает ряд недостатков в их работе. Поэтому регуляторы с жесткой
обратной связью на тепловозных двигателях, как правило, не приме-
няются.
Для регулятора с жесткой обратной связью качество процесса
регулирования характеризуется также скачком частоты вращения
Ап3, временем переходного процесса А/п, нестабильностью частоты
вращения Апу. Кроме этого, вследствие ранее рассмотренных особен-
ностей работы жесткой обратной связи частота вращения при заданной
настройке зависит от нагрузки двигателя (см. рис. 88, в). Характерис-
тикой этих свойств регулятора является степень неравномерности
Апн, которая измеряется величиной относительного изменения частоты
вращения п0—пх при наборе или сбросе нагрузки. Технические требо-
вания к регуляторам устанавливаются ГОСТ 10511—72 и техничес-
кими условиями на изготовление.
Регулятор мощности (рис. 89) состоит из серводвигателя и управ-
ляющего им золотникового устройства. Золотник 6 имеет два диска,
которые управляют перекрытием крайних окон во втулке 7 золотника.
Окна втулки сообщаются каналами с полостями цилиндра серводви-
гателя, расположенными по обеим сторонам силового поршня 2. Масло
поступает от шестеренного насоса регулятора к среднему окну втул-
ки золотника и в полость между дисками золотника. С обоих концов
на втулку действуют пружины 1. Концевые полости корпуса золотни-
кового устройства сообщаются через дроссельные иглы 8 с масляной
ванной регулятора. Пружины 1 и дроссельные иглы 8 выполняют роль
обратной связи. Шток золотника соединен тягой 5 с коромыслом 4,
один конец которого связан со штоком серводвигателя регулятора и по-
лучает сигнал Аг/, а другой — со штоком поршня, осуществляющего
ИЗ
Рис. 89. Схема регулятора мощ-
ности:
1 — пружина; 2 — силовой поршень;
3 — индуктивный датчик; 4 — коро-
мысло; 5 — тяга; 6 — золотник; 7 —
втулка золотника; 8 — дроссельная
игла
настройку (затяжку) всережимной пру-
жины регулятора, и получает сигнал Ан.
На установившемся режиме золот-
ник 6 своими дисками перекрывает окна
во втулке золотника. Концы коромыс-
ла 4 неподвижны, и их положение оп-
ределяет соответствие между настрой-
кой регулятора, т. е. частотой вращения
вала двигателя, и подачей топлива, т. е.
нагрузкой двигателя. Изменение плеч
коромысла позволяет получать различ-
ные зависимости мощности от скорости
вращения двигателя. Это свойство ис-
пользуется для настройки генератор-
ной характеристики двигателя. Золот-
ник вступает в работу в случае появле-
ния сигналов Лу или Дн на концах коро-
мысла.
При уменьшении нагрузки на двига-
тель, например при отключении вентиля-
тора холодильника тепловоза, регуля-
тор частоты вращения снижает подачу
топлива, появляется сигнал Ду, который вызывает перемещение со-
ответствующего конца коромысла вниз. В результате этого золотник 6
переместится вниз, откроет окна втулки 7 золотника, и масло под
давлением поступит в нижнюю полость серводвигателя, перемещая
силовой поршень 2 вверх, а вместе с ним и якорь индуктивного дат-
чика 3 в сторону увеличения возбуждения и мощности генератора.
Масло из верхней полости серводвигателя удаляется в верхнюю
полость над втулкой золотника и частично перетекает в ванну регуля-
тора через игольчатый клапан. Давлением масла втулка 7 золотника
перемещается вниз, сжимая нижнюю пружину 1 и закрывая питающие
отверстия во втулке золотника. Вследствие увеличения нагрузки на
двигатель регулятор частоты вращения увеличит подачу топлива до
уровня, предшествующего началу изменения нагрузки, а золотник 6
и втулка золотника возвратятся в среднее положение. В конце процесса
регулирования нагрузка двигателя восстановится до прежнего уровня
за счет увеличения мощности генератора, при этом силовой поршень
2 будет занимать новое положение.
Изменение настройки всережимной пружины регулятора вызы-
вает появление сигнала Дн, действие которого на работу регулятора
мощности аналогично сигналу Ду.
Принципиальная схема объединенного регулятора дизеля 10Д100
приведена на рис. 90. Измеритель частоты вращения, серводвигатель
управления подачей топлива и регулятор мощности, включающий зо-
лотник 8 управления и серводвигатель 6 индуктивного датчика, устрое-
ны и работают так же, как было рассмотрено ранее.
Отличительной особенностью регулятора является устройство и
работа золотниковой части серводвигателя и изодромной обратной
114
связи. Золотник 16 имеет два диска: компенсирующий диск (верхний)
и регулирующий (нижний). Втулка 17 золотника неподвижна относи-
тельно буксы 18. К верхним окнам втулки подводится масло под дав-
лением, создаваемым шестеренным насосом 19. Средние окна сообща-
ются каналом с полостью А буферного цилиндра. В установившемся
положении они перекрываются регулирующим (нижним) диском
золотника 16. Нижние окна сообщаются каналом с ванной 21 ре-
гулятора.
Буферный цилиндр имеет поршень 1, по обеим сторонам которого
расположены пружины. Полость Б буферного цилиндра сообщается
с полостью под силовым поршнем серводвигателя 3. Полости А и Б
сообщаются между собой каналом, в котором расположена дроссельная
игла 2. В свою очередь полости буферного цилиндра соединены канала-
ми с полостями в буксе 18: полость Б — над и полость А — под ком-
пенсирующим диском золотника 16. Компенсирующий диск золотника
и буферный цилиндр с поршнем 1, пружинами и дроссельной иглой
осуществляют изодромную обратную связь. Работа ее совершается
следующим образом.
Рис. 90. Принципиальная схема объединенного регулятора дизеля 10Д100:
1 — буферный поршень; 2 — дроссельная игла; 3— поршень серводвигателя регулирования
подачи топлива; 4 — золотник остановки; 5 — блок-магннт; 6 — серводвигатель регулирова-
ния нагрузки; 7 — индуктивный датчик; 8, 15, 16 — золотники; 9 — грузы; 10—поршень
серводвигателя затяжки всережимной пружины; 11, 12, 13 — рычаги; 14, 17 — втулки золот-
ника; 18 — букса; 19 — масляный насос; 20 — аккумуляторы масла; 21 — ваииа регулятора
115
При увеличении нагрузки частота вращения вала двигателя умень-
шается, грузы измерителя частоты вращения 9 сходятся, золотник 16
перемещается вниз, открывая своим регулирующим (нижним) диском
доступ масла от насоса 19 в полость А. Поршень 1 смещается в сторону
серводвигателя, сжимая левую пружину и расслабляя правую, и вы-
тесняет соответствующий объем масла под поршень 3, который дви-
жется вверх и увеличивает подачу топлива в цилиндры двигателя. При
движении поршня 1 влево давление масла в полости А выше, чем дав-
ление в полости Б. Эта разница давлений действует на компен-
сирующий диск золотника 16, препятствуя движению золотника
вниз.
Увеличение подачи топлива вызовет повышение частоты вращения,
и грузы 9 будут расходиться, преодолевая усилие всережимной пру-
жины, и будут перемещать золотник вверх до перекрытия его регули-
рующим диском питающих окон в золотниковой втулке 17. Как только
эти окна закроются, поршень 1 остановится в положении увеличенной
подачи топлива, соответствующей возросшей нагрузке двигателя.
Поршень 1 возвращается в среднее положение под действием пружин
благодаря выравниванию давлений в результате перетока масла из
полости А в полость Б через дроссельную иглу 2.
При уменьшении нагрузки изодромная обратная связь работает
аналогичным образом, но роль полостей и направление потоков масла
изменяются.
Регулятор имеет электрогидравлический механизм для настройки
(затяжки) всережимной пружины измерителя частоты вращения 9.
Для этой цели служат электромагниты МР1, МР2, MP3 и MP4, ко-
торые включаются рукояткой контроллера машиниста в определенном
порядке. Магниты МР1, МР2, MP3 своими якорями нажимают на
треугольную пластину, опирающуюся на рычаг 13, связанный с зо-
лотником 15 гидравлического управления серводвигателем 10 затяжки
всережимной пружины. Треугольная пластина поддерживается в верх-
нем положении пружиной. Якорь магнита MP4 воздействует на втулку
14 золотника. При включении электромагнита MP4 втулка золотника
движется вниз, открывая регулирующее отверстие в ней на слив масла
из объема над поршнем 10 в ванну 21 регулятора. Это вызывает умень-
шение затяжки всережимной пружины и частоты вращения вала дви-
гателя. Сочетание включения якорей магнитов обеспечивает 15 ступе-
ней скорости.
При установившемся режиме работы двигателя питающее окно
втулки золотника 14 перекрыто диском золотника, а поршень 10 серво-
двигателя неподвижен. Золотник 15 устанавливается в положение пе-
рекрыши благодаря наличию жесткой обратной связи мелоду золотни-
ком 15 и поршнем 10 в виде рычагов 11, 12 и 13.
При перемещении контроллера на увеличение частоты вращения
магниты включаются так, что их якоря через треугольную пластину
нажимают на рычаг 13, который своим концом опускает золотник 15
вниз. Масло от насоса 19 поступает в серводвигатель затяжки всережим-
ной пружины и перемещает поршень 10, увеличивая затяжку пружины.
Шток поршня действует через рычаги 11, 12 и 13 жесткой обратной
116
связи и возвращает золотник 15 вверх — в положение, при котором его
диск перекрывает питающие окна втулки 14 золотника. Поршень 10
останавливается в новом положении, соответствующем заданной час-
тоте вращения.
Для остановки двигателя и защиты его от падения давления масла
в системе смазки ниже допустимого служит золотник 4, управляемый
блок-магнитом 5. При подъеме золотника 4 вверх силовой поршень 3
под усилием своей пружины опускается вниз, выключая подачу топли-
ва в цилиндры; масло из-под поршня удаляется через отверстия, откры-
ваемые золотником, в масляную ванну регулятора.
Регуляторы тепловозных двигателей имеют также пусковые серво-
двигатели для быстрого увеличения подачи топлива при пуске двига-
теля. Пусковой серводвигатель имеет цилиндр с поршнем, у которого
надпоршневой объем соединен с масляной полостью над аккумулято-
рами 20. При перемещении поршня в серводвигателе масло вытесняется
в полость над аккумуляторами 20, благодаря чему повышается давле-
ние масла в нагнетательной магистрали регулятора и поршень 3 серво-
двигателя под действием этого давления увеличивает подачу топлива.
Поршень пускового серводвигателя получает движение от поршня, на
который действует давление воздуха, подаваемого из воздушной систе-
мы тепловоза через электропневматический вентиль.
В последнее время регуляторы тепловозных двигателей (10Д100,
Д49) оборудуются системами коррекции подачи топлива в зависимости
от давления наддува. Это обеспечивает лучшее протекание переходного
процесса при быстром наборе нагрузки двигателем, устраняет дымление
дизеля на режимах переходов и защищает двигатель от чрезмерных
тепловых и механических перегрузок.
4. Система смазки
Схема системы. К узлам трения двигателя — подшипникам сколь-
жения и качения, зубчатым передачам, парам трения с возвратно-
поступательным движением и т. д. — непрерывно подводится масло
для поддержания жидкостного режима трения, отвода тепла и удаления
с трущихся поверхностей частиц износа и нагара. В большинстве теп-
ловозных двигателей это же масло используется также для охлаждения
поршней.
В каждом двигателе применяется масло установленного сорта, удов-
летворяя регламентированным показателям по вязкости, температуре
вспышки, содержанию механических примесей и воды, щелочности и
др. Как правило, в тепловозных двигателях применяют масла с много-
функциональными присадками, которые улучшают качество и дейст-
вие масел против образования нагаров и окисления масла, уменьшают
износы трущихся деталей, обладают необходимыми моющими свойст-
вами. Применение качественных масел с присадками является важным
мероприятием обеспечения надежной и длительной работы двигателя.
Регуляторы двигателей имеют собственную систему смазки, в которой
применяется масло МК-22 или МС-20 ГОСТ 1013—49.
117
Система смазки двигателя включает агрегаты для циркуляции масла
в системе, устройства для фильтрации и охлаждения масла, трубопро-
воды с арматурой, приборы контроля и зашиты.
Типичная схема системы смазки тепловозного двигателя показана
на рис. 91. Масляный насос 7, приводимый от коленчатого вала дви-
гателя, засасывает масло из ванны в поддизельной раме и подает его
под давлением в теплообменник масла 4. В корпусе масляного насоса
в полости нагнетания установлен предохранительный клапан 6, отре-
гулированный на давление 0,55 МПа. Клапан предназначен для сброса
масла в картер двигателя при давлении выше установленного значения.
В теплообменнике 4 масло охлаждается, затем оно очищается от
механических примесей в фильтре грубой очистки и поступает в дви-
гатель. Фильтр грубой очистки 3 задерживает механические примеси,
размер частиц которых больше 0,1 мм.
По внутренней системе смазки двигателя масло подводится ко всем
трущимся узлам, на охлаждение поршней и смазку подшипников турбо-
компрессора. При гидравлическом сопротивлении в теплообменнике
4 свыше 0,15 МПа, например при низкой температуре масла, срабаты-
вает байпасный клапан 5, который перепускает масло мимо холодиль-
ника. Масляный насос 7, теплообменник 4, фильтр 3 и двигатель
образуют основной контур циркуляции масла.
Имеются два дополнительных контура для удаления из масла мел-
ких механических примесей, продуктов нагара и окисления. Часть
горячего масла в количестве 5—6% всей подачи поступает после насоса
7 на фильтр тонкой очистки 12. В качестве фильтрующего материала
Рис. 91. Схема системы смазки дизе-
ля 10Д100:
1 — маслопрокачивающий агрегат; 2 — не-
возвратный клапан; 3 — фильтр грубой
очистки масла; 4 — теплообменник масла;
5 — байпасный клапан (0,15 МПа); 6 —
предохранительный клапан (0,55 МПа);
7, 9 — масляные насосы; 8 — перепускной
клапан; 10 — центробежный фильтр; 11 —
предохранительный клапан (0,08 МПа);
12 — фильтр тонкой очистки масла; 13 —
дизель
118
в нем применяется фильтроваль-
ная бумага. После фильтра 12 мас-
ло сливается в картер двигателя.
Шестеренный масляный насос 9
имеет индивидуальный привод и
служит для циркуляции масла в
контуре, где производится центро-
бежная очистка масла. Фильтрация
масла в центробежном фильтре 10
происходит в результате действия
на частицы примесей центробеж-
ных сил, возникающих при враще-
нии ротора от реакции масляной
струи, вытекающей из его насадок.
Производительность насоса 9 со-
ставляет около 10% производи-
тельности насоса 7, а развиваемые
им давления достигают 0,8 —
1,0 МПа. Перепускной клапан 8
отрегулирован на давление 0,8 —
1,02 МПа и сбрасывает часть масла
в основной контур, если давление
нагнетания насосом 9 превышает
установленную величину.
Маслопрокачивающий агрегат 1 состоит из шестеренного насоса,
приводимого во вращение от электродвигателя. Маслопрокачивающий
агрегат служит для подачи масла в двигатель перед его пуском. Смазка
трущихся пар в этом случае уменьшает их износ, устраняет задиры и
уменьшает мощность, необходимую для раскрутки вала двигателя при
пуске. Маслопрокачивающий насос забирает масло из картера двига-
теля и направляет его через невозвратный клапан 2 в фильтр 3, после
которого масло поступает в двигатель. Для обеспечения подачи масла
ко всем подшипникам прокачка осуществляется не менее 90 с.
Дизельное масло может использоваться для смазки и работы вспо-
могательных агрегатов тепловоза. Для этих нужд масло отбирается
после фильтра 12 через предохранительный клапан 11, отрегулирован-
ный на давление 0,07—0,08 МПа.
В масляной системе установлены устройства автоматической защиты
и приборы контроля. Защита двигателя от работы без масла или с по-
ниженным его давлением осуществляется двумя реле давления, конт-
ролирующими уровень давления в конце верхнего масляного коллек-
тора двигателя. При падении давления масла ниже 0,05—0,06 МПа
происходит остановка двигателя в результате воздействия реле давле-
ния на цепь питания электромагнита золотника остановки регулятора;
при падении давления ниже 0,11 МПа происходит сброс нагрузки с дви-
гателя в результате воздействия другого реле давления на цепь воз-
буждения генератора. От перегрева масла дизель защищает термореле,
контролирующее температуру масла на выходе из двигателя. Реле
срабатывает при температуре масла выше 85° С и снимает нагрузку
с двигателя.
Контроль в эксплуатации за работой масляной системы осуществ-
ляется по показывающим приборам, которые измеряют: температуру
масла на выходе из двигателя; давление масла в конце верхнего мас-
ляного коллектора двигателя, после насоса, перед и после фильтра
грубой очистки, перед фильтрами тонкой очистки и центробежным,
на входе в турбокомпрессор.
Устройство узлов. Масляный насос имеет чугунный корпус 1 (рис.92),
в котором размещены две косозубые шестерни 12 и 13, изготовленные из
стали 38ХС. Шестерни находятся друг с другом в зацеплении. Оси
шестерен опираются на радиально-сферические роликовые подшипни-
ки 9, наружные кольца которых установлены в планках 5 и 6. Планки
изготовлены из антифрикционного чугуна АСЧ41, укреплены к корпусу
через лакотканевые прокладки на шпильках и зафиксированы кони-
ческими штифтами. Суммарный торцовый зазор между планкой и шес-
терней должен быть 0,15—0,26 мм, а суммарный боковой зазор между
зубьями шестерен, прижатых к одному торцу насоса, — 0,25 — 0,6 мм.
Верхняя шестерня 12 ведущая; она получает вращение от коленча-
того вала через шестеренную передачу и' зубчатую муфту, поводок 4
которой насажен на шлицы хвостовика оси верхней шестерни и закреп-
лен на ней гайкой. На другом конце этой оси установлен шариковый
подшипник, предназначенный для восприятия осевой силы, возникаю-
щей при работе насоса. Своим наружным кольцом подшипник упи-
рается в поршень 7. К торцовой полости между поршнем 7 и крышкой
119
8 подведено масло из нагнетательной полости насоса. Давление масла
на поршень создает силу, противодействующую осевой силе шестерни.
На нагнетательном патрубке насоса установлен в корпусе предохрани-
тельный клапан 3. Клапан прижат к притертому с ним седлу пружи-
нами //.Гайкой 10 клапан отрегулирован на открытие при давлении
масла 0,55 МПа. При открытом клапане масло из нагнетательной
полости насоса сбрасывается в картер двигателя.
Холодильник масла установлен для охлаждения масла всей сис-
темы. Применяют два типа холодильников — водомасляные теплооб-
менники или масловоздушные секции. В водомасляном теплообеннике
Рис. 92. Масляный насос дизеля 10Д100:
1 — корпус; 2— корпус клапана; 3— клапан; 4 — поводок; 5, 6 — подшипниковые планки;
7 —• поршень; 8 — крышка; 9 — раднальио-сферические роликовые подшипники; 10гайка;
И — пружины; 12, 13 — ведущая и ведомая шестерни
120
для охлаждения масла используют промежуточный теплоноситель —
воду из системы охлаждения двигателя; вода в свою очередь охлаж-
дается в водовоздушных секциях наружным воздухом. В масловоздуш-
ных секциях масло охлаждается наружным воздухом без использова-
ния промежуточного теплоносителя. Преимущественное распростра-
нение получило охлаждение масла в водомасляном тенлообеннике
вследствие более надежной работы водовоздушных секций по сравне-
нию с масловоздушными, особенно при низких наружных темпера-
турах.
В корпусе 2 теплообменника (рис. 93) размещен трубный пучок.
Он состоит из передней 3 и задней 12 трубных досок, в отверстиях кото-
рых закреплены оребренные трубки 6. Внутри трубок протекает ох-
лаждающая вода, а снаружи трубки омываются поперечным потоком
масла. Для организации петлеобразного поперечного потока масла
трубки пропущены через сегментные перегородки 10, которые на стыке
с корпусом 2 имеют для уплотнения резиновые кольца 11. Заполнители
8 уменьшают зазоры между трубным пучком и корпусом и тем самым
сокращают перетоки масла мимо охлаждающих трубок.
Температурные удлинения пучка трубок компенсируются за счет
перемещения трубной доски 12. Она уплотнена во фланце корпуса 2
и крышке 1 двумя резиновыми кольцами 14. Между кольцами 14
установлено промежуточное кольцо 13 с отверстиями, через которые
в случае нарушения уплотнения будет вытекать вода или масло.
В крышке 5 перегородка а разделяет водяную полость пополам.
Поступающая в патрубок крышки 5 вода проходит по трубкам верхней
половины пучка к крышке 1, из которой по другой половине трубок
направляется к отводящему патрубку крышки 5.
Масло поступает по боковому патрубку, омывает в поперечном на-
правлении трубки, совершая петлсообразное движение, и выходит из
другого патрубка теплообменника. Вентили 4 и 7 предназначены для
выпуска воздуха из водяной и масляной полостей, вентиль 15 — для
слива масла из масляной полости в ванну поддизельной рамы, трубка
9 — для слива воды из крышек теплообменника.
В теплообменнике применены оребренные снаружи трубки, которые
трудно очищать от загрязнений, накапливающихся в процессе экс-
плуатации. Применяют также трубки без оребрения (дизели 10Д100 и
11Д45). В этом случае для получения требуемых поверхностей тепло-
обмена необходимо разместить в трубном пучке большее количество
трубок.
Фильтр грубой очистки масла (рис. 94) имеет два фильтрующих
пакета 7, размещенных в корпусах. Стык корпусов и крышки уплотнен
резиновыми кольцами 9. Фильтрующий пакет состоит из стержня 6,
сетчатых фильтрующих элементов 5, зажатых на стержне пружиной 4
через опору 3, которая зафиксирована гайкой 2. Фильтрующий пакет
одним концом стержня установлен в бонке 13 корпуса 8, а другим —
в крышке 11. Резиновые кольца 10 уплотняют стык пакетов и крышки.
Пробка 12 предназначена для сообщения внутренней полости фильтра
с окружающей средой при сливе масла из фильтра через пробку 1 во
время его разборки.
121
Масло поступает в фильтр через патрубок крышки и по кольцевому
каналу в крышке направляется в корпус 8 на наружные поверхности
фильтрующих элементов 5. Механические примеси оседают на сетках
фильтрующих элементов, а очищенное масло по каналу и через отвер-
стие в крышке выходит из фильтра.
Рис. 93. Теплообменник масла дизеля 5Д49:
1, 5 — крышки; 2 — корпус; 3, 12 — доски трубные; 4, 7, 15 — вентили; 6 — трубка; 8— за-
полнитель; 9 — трубка слива воды; 10 — перегородка сегментная; 11 — кольцо резиновое;
13 — кольцо промежуточное; 14 — кольцо уплотнительное; а — перегородка
122
Рис. 94. Фильтр грубой очистки масла ди-
зеля -5Д49:
1, 12 — пробки; 2, 14 — гайки; 3 — опора; 4 —
пружина; 5 — фильтрующие элементы; 6 — стер-
жень; 7— фильтрующие пакеты; 8— корпус; 9,
10 — кольца резиновые; 11 — крышка; 13 — бонка
Рис. 95. Фильтрующий пакет из пластинча-
тых элементов:
/ — рукоятка; 2 — сальник; 3 — валнк; 4 — окно;
5 — корпус; 6 — кольцо; 7 — пакет из пластин;
8 — стойка; 9 — промежуточная пластина; 10 —
фланец; 11 — рабочая пластина; 12 — пластина
щетки; 13 — стержень
Фильтрующий пакет из пластинчатых элементов (рис. 95) для гру-
бой очистки масла состоит из набора рабочих пластин 11 толщиной
0,3 мм, между которыми установлены промежуточные пластины 9 тол-
щиной 0,15 мм. Рабочие и промежуточные пластины размещены на вали-
ке 3 и стянуты между собой при помощи верхнего кольца 6 и нижнего
фланца 10. Ушки кольца и фланца имеют отверстия, через которые про-
пущены стойки 8, укрепленные в корпусе 5. Пластины стягивают через
фланец 10 гайками на свободных концах стоек 8.
Между рабочими пластинами 11 помещены также пластины 12
щеток толщиной 0,10 мм, набранные на квадратном стержне 13, за-
крепленном в корпусе 5. Масло поступает к наружной поверхности па-
кета 7 из пластин, проходит кольцевую щель между рабочими пласти-
нами, образованную промежуточными пластинами, по внутренним ка-
налам пакета пластин перетекает в корпус 5 и удаляется через окна 4.
Механические примеси с размером частиц более 0,15 мм задерживаются
на наружной поверхности пакета 7 из пластин.
123
Рабочие 11 и промежуточные пластины 9 вместе с валиком 3 могут
вращаться вокруг своей оси при повороте рукоятки 1. В этом случае
неподвижные пластины 12 удаляют механические примеси, отложив-
шиеся на наружной поверхности пакета 7 из пластин и в щелях между
рабочими пластинами 11. В фильтрах тонкой очистки масла в качестве
фильтрующих элементов применяют бумагу. Устройство фильтрующе-
го пакета может быть аналогичным пакету из сетчатых элементов
(см. рис. 94).
Количество параллельно работающих пакетов выбирается из усло-
вия обеспечения требуемых сроков между заменами фильтрующих эле-
ментов или их очистки в эксплуатации при известной грязеемкости и
гидравлических сопротивлениях пакетов.
Центробежный фильтр масла (рис. 96) имеет ротор, вращающийся
на неподвижной оси 2. Ротор состоит из корпуса 9, крышки 4 с двумя
соплами 15 и отбойника 14. Крышка 4 зафиксирована относительно
корпуса 9 штифтом. Опорами ротора служат бронзовые втулки 6 и 13,
Рис. 96. Центробеж-
ный фильтр очистки
масла дизеля 5Д49:
1 — кронштейн; 2 — ось
ротора; 3 — шарикопод-
шипник упорный; 4 —
крышка ротора; 5 — коль-
цо пружинное; 6, 11, 13 —
втулки; 7 — кольцо уп-
лотнительное; 8 — кол-
пак; 9 — корпус ротора;
10 — прокладка; 12 —
пробка; 14 — отбойник;
15 — сопло; 16 — штуцер;
17 — шпиндель; 18 — пру-
жина; 19 — золотник
124
запрессованные в корпус и крышку ротора. Шарикоподшипник 3
является упорными воспринимает нагрузку от массы ротора. Ось 2
верхним концом опирается на втулку 11, запрессованную в колпак 8
фильтра.
Для облегчения очистки ротора от отложений на внутреннюю
стенку корпуса 9 установлена бумажная прокладка 10.
Запорно-регулировочный клапан предназначен для автоматичес-
кого отключения фильтра, если давление масла на входе в фильтр будет
ниже 0,25 МПа, а также для ручного отключения фильтра в случае
необходимости. Клапан состоит из золотника 19, пружины 18, штуцера
/би шпинделя 17 с маховичком.
В верхней части колпака 8 имеется отверстие, закрытое прозрачной
пробкой 12, для наблюдения за вращением ротора. Стык кронштейна 1
и колпака 8 уплотнен кольцом 7.
Масло поступает во внутреннюю полость ротора через канал крон-
штейна 1, запорно-регулировочный клапан, внутренний канал оси 2
и отверстия в верхней части оси. Из внутренней полости ротора масло
перетекает между отбойником 14 и осью 2 и по каналам в крышке посту-
пает к соплам 15. Реактивная сила струй масла, вытекающих из от-
верстий сопел, приводит во вращение ротор, заполненный маслом. Ме-
ханические примеси и другие включения, содержащиеся в масле и имею-
щие большую плотность, отбрасываются за счет центробежных сил
к периферии ротора и оседают на внутренней его стенке. Выходящее
из ротора очищенное масло стекает через нижние окна кронштейна
в картер двигателя внутреннего сгорания.
5. Водяная система
На тепловозах водяная система предназначена для охлаждения
теплонапряженных деталей двигателя (втулки и крышки цилиндра),
его выпускных коробок и коллекторов, корпусов турбокомпрессоров,
омываемых выпускными газами, сжатого воздуха, поступающего в дви-
гатель. Кроме этого, вода из системы используется для подогрева ди-
зельного топлива при низких наружных температурах и санитарно-
бытовых нужд локомотивной бригады. Вода по качеству должна соот-
ветствовать определенным техническим требованиям, чтобы избежать
образования накипи на деталях и не вызывать их коррозии. Для этого
воду термообрабатывают и добавляют к ней присадки.
В тепловозных двигателях применяют только замкнутые водяные
системы, в которых вода пополняется для компенсации утечек и испа-
рения. Водяные системы двигателей включают агрегаты для цирку-
ляции воды в системе, устройства для охлаждения воды, трубопроводы
с арматурой, приборы контроля и защиты.
Различают типы водяных систем тепловозных двигателей: по числу
контуров циркуляции—одноконтурные и двухконтурные; по связи с ат-
мосферой—открытые и закрытые. Одноконтурные системы применяют
для охлаждения в основном воды и масла двигателя; двухконтурные —
воды, масла и наддувочного воздуха или первых двух теплоносителей.
125
Открытые системы имеют сообщение с атмосферой. Закрытые системы
не сообщаются с атмосферой, работают под избыточным давлением и
применяются при высокотемпературном охлаждении двигателей.
Типичная схема двухконтурной открытой системы показана на
рис. 97. Водяной насос 16 осуществляет циркуляцию воды в контуре
охлаждения дизеля 2 и турбокомпрессоров. Горячая вода из дизеля 2
направляется в холодильник тепловоза 8, где происходит ее охлажде-
ние, после чего она возвращается к насосу 16. Водяной насос 4 застав-
ляет циркулировать воду в контуре охлаждения масла дизеля и над-
дувочного воздуха. После насоса 4 вода поступает в охладитель возду-
ха 1, откуда направляется в холодильник тепловоза 8, охлаждается
в нем и поступает для охлаждения масла в теплообменнике 6.
Каждый контур сообщается с баком воды 14, внутренняя полость
которого находится под атмосферным давлением благодаря наличию
вестовой трубы 15. Бак 14 разделен несплошной пререгородкой на две
емкости. Каждая из них в своей нижней точке соединена трубами 11
и 12 с входами в водяные насосы 4 и 16, где создается наименьшее дав-
ление в контурах охлаждения. Наиболее высоко расположенные тру-
бопроводы горячей воды обоих контуров соединены с отсеками бака
трубами 10 и 13. Через трубы 11 и 12 пополняются контуры охлаждения
для компенсации утечек воды, а через трубы 10 и 13 — отводится пар
и воздух, которые могут образовываться в системах.
От контура охлаждения воды двигателя при необходимости полу-
чают питание горячей водой подогреватель топлива 17 и калорифер
18. Бачок 3 служит для сбора воды, просачивающейся через сальники
Рис. 97. Водяная система дизеля 10Д100:
/ — охладитель воздуха; 2 — дизель; 3 — бачок слива воды из сальников водяных насосов;
4, 16 — водяные насосы; 5, 7 — вентили; 6 — теплообменник масла; 3 — холодильник тепло-
воза; 9 — вентиляторное колесо; 10, 11, 12, 13 — трубы; 14 — бак воды; 15— вестовая
труба; 17 — подогреватель топлива; 18— калорифер
126
водяных насосов 4vtl6. Наполнение систем водой и ее слив производятся
через вентили 5 и 7. Системы имеют ряд других вентилей, которые слу-
жат для отключения отдельных ее участков при ремонтных работах,
для включения при необходимости в работу, слива воды и удаления
воздушных и паровых пробок. Вода в холодильнике тепловоза 8 ох-
лаждается наружным воздухом, подаваемым через секции холодиль-
ника вентиляторным колесом 9.
Температуру воды на выходе из двигателя контролируют по аэро-
термометру. Для защиты двигателя от перегрева установлено термо-
реле, которое воздействует на систему регулирования и снижает на-
грузки двигателя при достижении предельной температуры воды. Во-
дяные насосы 4 и 16 приводятся во вращение от коленчатого вала
двигателя.
Рассмотренная двухконтурная система служит для охлаждения
трех теплоносителей: воды, масла и наддувочного воздуха двигателя.
Наличие двух контуров позволяет поддерживать в каждом из них целе-
сообразный уровень температур теплоносителей за счет применения си-
стем автоматического регулирования температур. Значения оптимальных
темпе-ратур устанавливаются из условий обеспечения требуемого
моторесурса двигателя и наилучших показателей по расходу топлива
в эксплуатации. Например, от температуры воды, применяемой для
охлаждения двигателя, зависят температуры втулок и крышек цилинд-
ра, масла между трущимися поверхностями поршня и втулки, клапанов
крышек цилиндров и поршневых колец, резиновых уплотнений ци-
линдро-поршневой группы и т. д. Температура масла оказывает значи-
тельное влияние на режим жидкостного трения подшипников скольже-
ния коленчатого вала, механический к. п. д. двигателя, температуру
охлаждаемых маслом поршней. Температура поступающего в двига-
тель воздуха влияет на индикаторный к. п. д. двигателя и температуру
деталей камеры сгорания и т. д.
При выборе оптимального уровня температур теплоносителей часто
приходится учитывать их противоположное влияние как на показатели
работы самого двигателя, так и на массо-габаритные характеристики
охлаждающих устройств. Повышение температур масла целесообраз-
но из условий снижения расхода топлива двигателем вследствие увели-
чения его механического к. п. д., а также сокращения габарита и массы
теплообменника масла и холодильника тепловоза. Однако это повыше-
ние температур масла возможно до определенного значения, после ко-
торого могут возникать режимы полужидкостного трения в подшип-
никах скольжения вследствие падения вязкости масла. В результате
надежность и долговечность подшипникового узла ухудшаются.
Понижение температур наддувочного воздуха при работе двигателя
под нагрузкой позволяет уменьшить расход топлива и оказывает по-
ложительное влияние на моторесурс двигателя. Однако массо-габа-
ритные показатели охладителя воздуха и холодильника тепловоза на-
ходятся в обратной зависимости от температур воздуха. При работе
же двигателя на холостом ходу и малых нагрузках коэффицинт избыт-
ка воздуха для сгорания топлива достигает чрезмерно больших значе-
ний, вследствие чего может происходить несовершенное сгорание топ-
127
лива, часть его будет поступать в картерное масло и ухудшать его ка-
чество. Поэтому на этих режимах целесообразно поддерживать более
высокую температуру воздуха, что повышает индикаторный к. п. д.
двигателя. Таким образом, исходя из условий переменного режима
работы тепловозного двигателя предъявляются различные требования
к охлаждению наддувочного воздуха.
Эти требования в полной мере не удовлетворяются в рассмотренной
выше двухконтурной схеме. Достоинство ее — возможность подогрева
воздуха при работе на холостом ходу и малых нагрузках — особенно
эффективно при низких наружных температурах. На этих режимах
практически не происходит сжатие воздуха в агрегатах наддува и по-
вышение его температуры. В охладителе воздуха происходит подогрев
воздуха водой, циркулирующей в этом контуре. Температура воды в
нем должна поддерживаться на необходимом уровне, обеспечивающем
достаточно высокие оптимальные температуры масла. Однако при рабо-
те двигателя на номинальной мощности и повышенных нагрузках нель-
зя удовлетворить противоречивые требования по охлаждению воздуха
и масла. Схема не позволяет также произвести раздельное автомати-
ческое регулирование для поддержания оптимальных температур воз-
духа и масла.
Удельная теплоотдача на номинальной мощности отечественных
двигателей характеризуется данными табл. 4. Количество тепла, от-
водимого от двухтактных двигателей, больше, чем от четырехтактных.
Это вызвано необходимостью обеспечить приемлемый температурный
режим работы деталей двухтактного двигателя, которые подвергаются
за рабочий цикл более частному воздействию высоких температур
газов в цилиндре.
Водяной насос (рис. 98) имеет остов, состоящий из станины 13 и
корпуса 15, скрепленных между собой болтами. На одном конце вала
9 консольно расположено бронзовое рабочее колесо 16, зафиксирован-
ное шпонкой 14, буртом вала и глухой гайкой 19, со стопорной шайбой
18. На другом конце вала 9 размещена шестерня 2, которая получает
вращение от коленчатого вала двигателя через шестеренную передачу.
Опорами вала служат шариковые подшипники и сферический под-
шипник 6. Между подшипниками установлена распорная втулка 5.
Гайка 1 закрепляет на валу шестерню, подшипники, распорную втулку
и отражательную втулку 7. Стопорная планка 3 фиксирует вал с за-
крепленными на нем деталями от перемещения в сторону привода.
Таблица 4
Теплоноситель Отвод тепла в дизелях, Вт/кВт
10Д100 2Д100 11Д45 1-5Д49 Д70 M7S6
Вода 375 458 411 370 340 570
Масло 245 258 226 194 93 57
Наддувочный воздух 142 — 112 159 197 —
Всего 762 716 749 723 630 627
128
Рис. 98. Водяной насос:
1 — гайка; 2 — шестерня; 3 — стопорная планка; 4, 6 — подшипники; 5 — распорная втулка;
7 — отражательная втулка; 8— уплотнительное кольцо; 9 — вал; 10— нажимная втулка;
11 — втулка; 12 — сальниковое кольцо; 13— станина; 14 — шпонка; 15 — корпус; 16 —- рабо-
чее колесо; 17 — головка; 18 — шайба; 19 — гайка; 20 — штуцер
Для предотвращения утечек воды из водяной полости в картер дви-
гателя в корпусе 15 установлено сальниковое устройство. Оно состоит
из сальниковых колец 12, изготовленных из асбестового промасленного
шнура, и нажимной втулки 10. Для уменьшения износа в месте уста-
новки сальниковых колец на вал напрессована закаленная хромиро-
ванная втулка. 11.
Подшипники и шестерня смазываются брызгами масла, попадаю-
щими из картера. Для предотвращения утечек масла на валу установ-
лена отражательная втулка 7, в проточке которой свободно сидит раз-
резное чугунное уплотнительное кольцо 8. Просочившееся масло по
кольцевой канавке и каналам в станине сливается в картер двигателя.
Гребешок отражательной втулки 7 препятствует попаданию воды
в масло. Через штуцер 20 отводятся просочившиеся по уплотнениям
вода и масло. Вода поступает через горловину головки 17 на рабочее
колесо 16 и центробежными силами направляется через улитку насоса
в нагнетательную магистраль двигателя.
5 Зак. 1807
Глава
IV
РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Свойства газов
Характеристики состояния. В локомотивных двигателях внутрен-
него сгорания рабочим телом служат воздух и продукты сгорания топ-
лива. При расчетах рабочих процессов двигателей считают, что воздух
и продукты сгорания являются идеальными газами, т. е. у них от-
сутствуют силы сцепления между молекулами, а сами молекулы пред-
ставляют собой материальные точки. Массу рабочего тела, участву-
ющего в процессе преобразования энергии, измеряют в килограм-
мах (G) или в киломолях (М), при этом они связаны соотношением
G = тМ, где т — молекулярная масса,кг/кмоль.
Физическое состояние газа характеризуют его температурой, дав-
лением и удельным объемом, при этом только две любые из этих ха-
рактеристик независимые переменные. Абсолютная температура Т=
= /+273, где t — температура по стоградусной шкале Цельсия.
Абсолютное р и избыточное ра давления измеряют соответственно
барометрическими и манометрическими типами приборов, при этом
р ~ Ри + Ра, гДеРо — барометрическое атмосферное давление. В урав-
нения термодинамики входят лишь абсолютные давления и темпера-
туры. Единицей измерения давлений в системе СИ принят паскаль [Па].
Если избыточное или атмосферное давление измеряют высотой
столба жидкости h в метрах, то перевод в требуемые единицы измере-
ний производится из соотношения
Р = Pgh,
где р — плотность жидкости, кг/м3;
g — 9,81 м/с2 — ускорение силы тяжести.
Нормальное атмосферное давление р0 ~ 1,013-106 Па и соответст-
вует высоте 760 мм рт. ст. Масса тела G, объем V, плотность р и удель-
ный объем v связаны соотношениями р = G/V; v = V/G.
Для анализа процессов в дизелях и газотурбинных двигателях
обычно применяют уравнение состояния идеальных газов в его раз-
личных видоизменениях:
pv = RT\ pV = GRT; pV = 8312 MT, (1)
где R — газовая постоянная идеального газа, Дж/(кг-К) (табл. 5);
8312 — универсальная газовая постоянная, Дж/(кмоль-К).
130
Газовая постоянная идеального газа
7? = 8312/т. (2)
Независимость значения универсальной газовой постоянной от при-
роды газа делает удобным при расчетах принимать массу вещества в
киломолях. Из уравнения (1) можно определить объем одного кило-
моля идеального газа vm при нормальных физических условиях р0 —
= 1,013-105 Па и То = 273 К:
8312 То 8312-273 оп ., 3,
Vm=---------=----------= 22,41 м3/кмоль.
Ро 1,013-105 1
Из курса термодинамики известно, что внутренняя энергия газа и,
энтальпия i и энтропия s являются функциями состояния газа. Для
идеального газа и и i — функции только температуры и определяются
в зависимости от нее с точностью до постоянной интегрирования. В
практических расчетах приходится определять не абсолютные значе-
ния этих функций, а их изменение. Поэтому начальные значения функ-
ций не сказываются на вычислениях.
Термодинамические соотношения между функциями состояния j
i = и 4- pv\ (3)
ds = dqlT, (4)
где dq — элементарное количество подведенного тепла, Дж/кг;
i и и — энтальпия и внутренняя энергия, Дж/кг.
Теплоемкостью называют количество тепла, которое необходимо
сообщить единице количества газа для изменения его температуры на
1°. Теплоемкость зависит не только от состояния газа, но и от условий
подвода тепла. Поэтому различают теплоемкости при постоянном объе-
ме cD и постоянном давлении ср. Они определяются из соотношений:
(56)
I да \ I di \
р \ дТ Jp \ dT /р
Теплоемкости могут быть отнесены к 1 кг (с„, ср) или 1 кмолю ве-
щества (mcv, пгср)-, их размерности соответственно будут Дж/(кг-К)
и Дж/(кмоль-К).
Таблица 5
Показатели Наименование газа
Кислород О. Азот N, Воздух о2, n2 Двуокись углерода со2 Водяной пар Н2О «Чистые продук- ты» сгорания* (СО2, Н2О, N2)
Молекулярная масса, кг/кмоль R, Дж/(кг-К) 32 260 28,016 297 28,96 287 44,01 189 18,016 462 29,10 286
1 Продукты сгорания Дизельного топлива среднего состава при коэффициенте избытка
воздуха для сгорания а=1,0.
5*
131
Теплоемкости при постоянном давлении и постоянном объеме свя-
заны соотношениями:
ср = с0 + /?; (6а)
тср = тс0 + 8312. (66)
В зависимости от температуры Т значения с0, и, i и s£ могут быть
аппроксимированы уравнениями второй степени:
{с„, и, i, sj-} = а0 + ахТ + а2Т2, (7)
где st — относительное изменение энтропии в изобарическом процессе.
Коэффициенты а0, alt а2 для воздуха и «чистых» продуктов сгора-
ния (ч.п.с.) жидкого топлива среднего элементарного состава (табл. 6)
определены по способу наименьших квадратов путем обработки таблич-
ных данных в интервале температур от 0 до 2000° С.
Для смеси газов значения cD, и, i и s} вычисляют из выражения
Р = ^гкрк,
1
где р, рк — обобщенный индекс величины соответственно для смеси
и компонента;
гк — доля компонента в смеси;
п — число компонентов в смеси.
В практических расчетах для определения количества тепла, внут-
ренней энергии, энтальпии или энтропии употребляют значения сред-
ней теплоемкости при постоянном объеме или постоянном давлении ст
в интервале температур tr — t2-.
^2
^2 — ^2 —
где с — теплоемкости или ср в зависимости от вида процесса.
Средние молекулярные теплоемкости газов при постоянном объеме
от 0 до t° С аппроксимируются линейными зависимостями от тем-
пературы t с достаточной для практических расчетов точностью:
Таблица 6
Обозначения «0 аг
Воздух Ч. п. с.1 Воздух Ч. п, с. Воздух Ч. п. с.
cv, кДж/ (кг. К) 0,62614 0,64732 2,8058-10-» 4,049-10-» -5,5601.10-в -8,2769.10-8
и, кДж/кг —5,272 —18,45 0,69329 0,75086 7,419-10”» —10,215-10-»
i, кДж/кг -5,2669 —18,445 0,98059 1,0382 7,4194.10-» 10,216-10-’
s^, кДж/ (кг-К) 6,1496 6,1033 2,2589.10-® 2,4325-IO-® -4,7219-10-’ -4,9785-10-’
1 «Чистые» продукты сгорания.
132
воздух и двухатомные газы (N2, О2, СО)
tncvm = 20,93 ф- 2,093-10“3 t кДж/(кмоль-° С); (9а)
продукты сгорания всех видов жидкого топлива при коэффициенте
избытка воздуха а > 1
mc_m=21+-^-+ ^213,510~6Л (96)
а \ а /
Закон сохранения энергии. Изменение состояния газа в тепловых
машинах происходит в самом общем случае с подводом тепла и совер-
шением работы. Математическим выражением закона сохранения энер-
гии является первое начало термодинамики. Для макроскопически
неподвижных систем, когда газ как целое не перемещается в пространст-
ве, например в цилиндре поршневой машины, первое начало термоди-
намики в дифференциальной форме для 1 кг газа имеет вид
dq = du ф- dL, (10)
где dq — количество подведенного извне тепла к газу;
du — изменение внутренней энергии газа;
dL — работа, совершенная газом.
Если газ движется, к нему подводится извне тепло и он совершает
техническую работу, например в лопаточной машине, то первое начало
термодинамики для 1 кг газа имеет вид
dq = du ф- dL ф- d (pv) ф- d (у) ф- dz, (11)
где d(pv) — работа, совершаемая газом при своем перемещении и за-
трачиваемая на преодоление внешних сил давления;
/н2\
d —- изменение кинетической энергии газа;
dz — изменение потенциальной энергии газа (энергия положе-
ния);
с — скорость газа.
Элементарная работа 1 кг газа на преодоление внешних сил
dL = pdv. (12)
Изменение внутренней энергии 1 кг газа вычисляется из выражения
(5а).
Зависимости давления р от удельного объема v и температуры Т
от v или р устанавливаются из характеристик процессов и уравнения
состояния, при этом параметры газа меняются от одного состояния (1)
до другого состояния (2) (табл. 7).
Показатель адиабаты k = ср/с0.
Уравнения первого начала термодинамики могут быть видоизмене-
ны, если воспользоваться соотношениями (3) и (12):
для неподвижного газа
dq = di — vdp-,
133
Наименование процесса Характеристи- ка процесса Параметры состояния
P=f w T, = f (TO
Адиабатический dq = ds = O = const* const P~ Vk 'г т I V1 \fe~1 „ ( Pi T2—T1 — •'1 \V2 ) \P1
Политропический pvn= const* const p= —— V _ _ / Vl Y1-1 „ f P2 /2= ' 1 ~ '1 \ V2 / \ Pl
Изобарический p = const p = const 7’2=7’i —
Изохорический v = const — T2 = T\ Pi
Изотермический T = const const p= V T2 = T1
k и n — показатели адиабат и политроп.
Таблица 7
— Работа L, Дж/кг
k—\ k , Pl P'l Г i ( Pz V"1] RTj ( 1 \ L~k-\ L1 kPi/ k I- k-i (J tJ
n—1 n r _P1 V1 Г i 1P2 11 _ RTi /, n-l L \pj " J n-1 [ tJ L = p (t'2—Pi) = 7? (7a—Ti) L = 0 Vq V9 L = piVx In — = RTi In — Pi Pi
для движущегося газа, пренебрегая изменением потенциальной
энергии (z = idem),
dq = dL + di + d [yj-
Если при движении газа внешнее тепло не подводится (dq = 0)
и техническая работа не совершается (dL = 0), то уравнение сохране-
ния энергии принимает вид
или
г= const. (13)
В случае торможения движущегося газового потока из уравне-
ния (13) следует
= + (14)
где индекс * указывает значение параметров для заторможенного газо-
вого потока.
Температура Т* в любом сечении канала одинакова и равна началь-
ной температуре То. Торможение газа предполагается адиабатическим.
Поэтому давление газа в заторможенном потоке р*, которое называют
полным давлением, может быть выражено через статическое давление
р, если воспользоваться соотношением между давлениями и темпера-
турами для адиабатического процесса:
k
Расход газа через любое поперечное сечение канала
G = р,/рс, (16)
где р. — коэффициент расхода;
f — площадь сечения канала, м2;
р, с — плотность и скорость газа в сечении, кг/м3, м/с.
Параметры состояния газа в начале канала (сечение /) считаются
известными. Значения р и с в выходном сечении 2 в общем случае
определяются из уравнения процесса и уравнения сохранения
энергии.
В частном случае при q = 0, L = 0, сг = 0 уравнение (16) преоб-
разуется к виду
(17)
135
Для критического режима течения газа, когда
k
Р2 < Р2кр = Pl )*" 1 ’
в уравнении (17) для суживающихся каналов следует принимать р2~
— Р2КР-
Для адиабатического процесса течения относительное изменение
энтропии определяется из выражения
(18)
\ Pi /
Если ри р2 и 7\ известны, то из уравнения (7) можно определить
значения sj-lt а из уравнения (18) — Sr2. По известному значению Sr,
можно определить 7\, решив квадратное уравнение (7) относитель-
но Т2, а затем определить i2. Две последних величины (Т2, i2) входят
водно из равенств (17). Поэтому расход газа может быть вычислен по
выражению (17) без определения показателей адиабат, если воспользо-
ваться уравнениями (18) и (7).
Работа расширения или сжатия газа в лопаточных машинах —
турбине или компрессоре — происходит без подвода тепла (q1>2 — 0).
В этом случае из уравнения сохранения энергии следует
Lj2--Й —Й-
Если i* > Й, то Z-j 2 > 0, что соответствует расширению газа в
турбине; при i* < i|, Ll z <0 — сжатие газа в компрессоре, когда
работа подводится извне.
Для турбины
fe-1
11,2=й-^-МП-П)-10-з/?-^-т;Г1 -(4Р ]- <19)
’ Л h _ 1 I I м * /
где Л>П; pi>p*2.
Для компрессора
где Т*2>Т\- р'2>р\.
В уравнениях (19) и (20) работа Л1>2 выражена в килоджоулях на
один килограмм газа.
2. Жидкое топливо и его сгорание
Жидкие топлива представляют собой смеси различных углеводо-
родов сложного состава. Элементарный состав 1 кг топлива выражают
долями отдельных элементов:
С + Н + О + S = 1,
136
Таблица 8
Топливо Элементарный состав 1 кг топлива Низшая теплота сгорания. кДж/кг
с н о S
Дизельное 0,870 0,126 0,004 <0,005 42 500
Г азотурбинное 0,87 0,12 0,005 <0,03 39 800
где символы элементов — углерод (С), водород (Н), кислород (О),
сера (S) — выражают их долю в единице массы. Средний элементар-
ный состав жидких топлив для двигателей внутреннего сгорания при-
веден в табл. 8.
Содержание серы в дизельном топливе обычно незначительно
(S 0,005), и им часто пренебрегают в тепловых расчетах. Однако в
условиях эксплуатации повышенное содержание серы оказывает
отрицательное влияние на работу поршневых двигателей внутренне-
го сгорания, вызывая увеличение износов деталей и загрязнение
двигателя и его систем.
Низшей теплотой сгорания топлива Ни называется количество теп-
ла, выделяющегося при сжигании 1 кг топлива в условиях, когда обра-
зовавшийся водяной пар не конденсируется в воду. В зависимости от
вида тепловых двигателей и области их применения топливо должно
удовлетворять определенным показателям (табл. 9).
Интервалы изменения основных показателей зависят от марок топ-
лива: летнее, зимнее и др.
Цетановое число определяет период задержки воспламенения топ-
лива, т. е. время от подачи топлива в цилиндр до его воспламенения.
Этот период оказывает большое влияние на процесс сгорания, величи-
ну и скорость нарастания давления сгорания. При недостаточном цета-
новом числе возрастает период задержки воспламенения, увеличивает-
ся давление сгорания и скорость его нарастания.
Таблица 9
Показатели Дизельное Газотурбинное
Цетановое число, не менее Фракционный состав: 50% перегоняется при температуре, •С, ие менее 96% перегоняется при температуре, •С, не выше Вязкость: кинематическая при 20°С, сСт условная при 50®С, град Температура вспышки, определяемая в закрытом тигле, “С, не ниже Температура застывания, *С, не выше 45 250—290 340—360 2,2—6,0 40—60 —104—45 2,0 60 5
137
Фракционный состав показывает, какая доля топлива испаряется
при его нагревании до определенной температуры. От фракционного
состава зависит образование смеси топлива с воздухом в цилиндре, а
следовательно, протекание реакций сгорания после воспламенения.
Большое содержание фракций, испаряющихся при невысокой тем-
пературе, может вызывать повышение скорости нарастания давления;
утяжеление фракционного состава может привести к неполноте сгора-
ния.
От вязкости топлива зависит протекание процесса его подачи топ-
ливной аппаратурой, качество распыливания в цилиндре, дальнобой-
ность и форма факела. При увеличении вязкости ухудшается качество
распыливания, возрастает неоднородность размеров капель, длина
факела и др. Недостаточная вязкость может вызвать задиры в плун-
жерных парах топливных насосов.
Температуры вспышки и застывания соответственно оценивают топ-
ливо с точки зрения пожарной опасности при наличии открытого огня
и возможности работы при низких наружных температурах в случае
отсутствия подогрева топлива в емкостях. Температурой самовоспла-
менения топлива называется наинизшая температура, при которой
топливо самовоспламеняется без воздействия постороннего источника
воспламенения. По опытным данным, в среде сжатого воздуха при дав-
лении 2,5—3,0 МПа температура самовоспламенения жидких топлив,
приближающихся по составу к дизельному, составляет около 200° С,
бензина — 260° С.
Количество воздуха, которое теоретически необходимо для полного
сгорания 1 кг топлива, определяется из реакций окисления элементов
топлива. Из стехиометрических соотношений реакций окисления сле-
дует, что для сгорания долей 1 кг массы топлива углерода С, водорода
Н и серы S требуется кислорода соответственно С/12, Н/4, S/32 кмолей.
Воздух состоит из 0,21 объемной доли кислорода и 0,79 — азота.
Будем считать, что кислород, содержащийся в топливе в количестве
0/32 кмолей, участвует в окислении остальных элементов топлива.
Из соотношения реакций сгорания, состава топлива и воздуха опреде-
ляется теоретически необходимое количество воздуха Lo в киломолях
для сгорания 1 кг топлива:
L __ 1 / С н _s _О_\
0— 0,21 U2 + 4 + 32 32/
или в единицах массы (кг/кг)
Lo = 28,96 Lo,
где С, Н, S, О — доли элементов в топливе, кг/кг;
28,96 — молекулярная масса воздуха, кг/кмоль.
При выводе соотношений (21а) и (216) подразумевалось, что пере-
мешивание топлива с воздухом является совершенным настолько, что
каждая молекула кислорода участвует в окислении топлива и оно сго-
рает полностью. В дизелях перемешивание топлива с воздухом осу-
ществляется внутри цилиндра в течение небольшого отрезка времени
138
(21а)
(216)
и обеспечить совершенное смесеобразование затруднительно. Поэтому
для полного сгорания топлива требуется воздуха больше теоретически
необходимого количества. В камерах сгорания газотурбинных двига-
телей имеются хорошие условия для совершенного перемешивания
топлива и воздуха. Однако при полном сгорании топлива с теорети-
чески необходимым количеством воздуха температура продуктов сго-
рания может достигать значений, которые недопустимы по условиям
работы деталей камеры и турбины. Для снижения температур газов
требуется большее количество воздуха, чем теоретически необходи-
мое.
Коэффициентом избытка воздуха а называется отношение действи-
тельного количества воздуха к теоретически необходимому:
а = MJLq, или а = GJL'a, (22)
где Mlt G} — действительное количество воздуха на 1 кг топлива,
соответственно кмоль/кг, кг/кг.
Из определения коэффициента следует, что если а = 1, то TWj = Lo;
Gj = Lq. Различают коэффициент избытка воздуха а для сгорания
топлива и коэффициент избытка воздуха а2 суммарный. Для опреде-
ления а принимают действительное количество воздуха, участвующее
в процессе сгорания; а2 учитывает действительное количество всего
воздуха, прошедшего через двигатель, включая воздух, не участвую-
щий в сгорании топлива, т. е. а2 > а. Если а2> а, то суммарный
состав продуктов сгорания на выходе из двигателя будет отличаться от
состава, образующегося непосредственно при сгорании.
Из стехиометрических уравнений реакций окисления можно опре-
делить, что при полном сгорании 1 кг топлива образуются углекислый
газ, водяной пар и сернистый газ в количествах соответственно С/12,
Н/2, S/32 кмолей. Продукты полного сгорания топлива содержат также
азот как составную часть воздуха, который, предполагается, не под-
вергается окислению; при « > 1 в продуктах сгорания имеется избы-
точный кислород воздуха. Количество азота и кислорода при заданном
а определяется объемным составом воздуха: избыточный кислород —
0,21 (а — 1)LO; азот 0,79 aL0.
Общее количество киломолей продуктов полного сгорания 1 кг
топлива определяется как сумма
М2=-§- + + ^- + 0,21 (а-1) Lo + 0.79 aL0=
==‘Ы+Т + ^+(а-О,21)Ло (23а)
или в единицах массы G2 (кг/кг)
G2=<xZ,o Ч- 1- (236)
Если а = 1, то продукты полного сгорания называют «чистыми»
и они не содержат избыточного кислорода.
139
Изменение объема продуктов сгорания АЛ4 по сравнению с дей-
ствительным количеством воздуха будет
ДМ=Л42—+—.
2 1 4 32
Коэффициентом молекулярного изменения свежей смеси назы-
вают отношение количества киломолей продуктов сгорания к действи-
тельному количеству воздуха для сгорания:
н _0_
М2 1 , ДМ 1 , 4 + 32
и0 = —- = 1 Ч-------- 1 ч---------. (24)
ro Mi Мг al.o v ’
Коэффициент p,0 характеризует относительное изменение объема
рабочего тела при сгорании.
Анализ реальных продуктов сгорания жидкого топлива в дизелях
и газотурбинных двигателях показывает, что они содержат в неболь-
ших количествах продукты неполного сгорания углерода (СО), окислы
азота, а также сажу и углеводороды, как результат крекинга топлива,
подвергшегося воздействию высоких температур. Все эти вещества
загрязняют окружающую среду. Поэтому актуальна задача снижения
токсичности отработавших газов двигателей.
3. Рабочий процесс тепловозного комбинированного двигателя
Основные определения. Рабочие циклы двигателей отличаются от
рассматриваемых в термодинамике теоретических циклов следующими
особенностями:
1. Количество рабочего тела не остается постоянным, а изменяется
вследствие подачи топлива и его сгорания и замены рабочего тела —
впуска воздуха, удаления отработавших газов и др.
2. Теплоемкость рабочего тела зависит от температуры и его хими-
ческого состава.
3. На всех стадиях рабочего процесса происходит теплообмен меж-
ду рабочим телом и омываемыми им поверхностями; в термодинамичес-
ких циклах предусматривается только подвод тепла от горячего источ-
ника, отвод тепла холодному источнику и адиабатическое протекание
процессов сжатия и расширения.
4. На протекание рабочих процессов оказывают влияние конструк-
тивные особенности двигателя и время, в течение которого совершают-
ся отдельные стадии процесса.
Расчет рабочего процесса позволяет определить: мощность и расход
топлива двигателей при заданном режиме работы; характеристики ра-
бочего тела в цилиндре для оценки условий работы деталей и расчета
их на прочность; влияние конструктивных и эксплуатационных фак-
торов на показатели работы двигателя и др.
В зависимости от целей расчета и желаемой детализации изучаемых
процессов применяют различные методы описания явлений. Во всех
140
методах используют основные законы термодинамики, газодинамики,
теплопередачи в виде уравнений сохранения энергии, массы, теплоот-
дачи и др. Вследствие большой сложности явлений, происходящих в
двигателях внутреннего сгорания, в расчеты вводят эмпирические ко-
эффициенты и соотношения.
В тепловозном комбинированном двигателе рабочее тело, проходя-
щее через поршневую машину, проходит также через агрегаты возду-
хоснабжения. Помимо газовых связей, между поршневой машиной
и агрегатами воздухоснабжения могут существовать механические
(кинематические) связи. Воздух, подаваемый компрессором в поршне-
вую машину, может иметь охлаждение или подогрев в теплообменни-
ке. Расчет рабочего процесса должен включать сложные взаимосвязи
между поршневой машиной и агрегатами воздухоснабжения.
В простейшем методе расчета рабочего процесса не учитываются
в полной мере действительные фазы газораспределения двигателя,
особенности выделения тепла при сгорании топлива в данном двигате-
ле и теплообмена рабочего тела со стенками цилиндра и др.
Исходными данными для простейшего расчета рабочего процесса
и построения индикаторной диаграммы являются:
в, ер — степени сжатия двигателя соответственно геометрическая
и действительная;
а — коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива;
S(<p) — зависимость хода поршня от угла поворота коленчатого
вала;
D — диаметр цилиндра;
Рк> Тк — давление и температура воздуха во впускном коллекторе.
Степенью сжатия называют отношение характерного объема ци-
линдра к наименьшему его объему Vmln или объему камеры сжатия
Vc. Для геометрической степени сжатия е характерным является наи-
больший объем цилиндра Vmax; для действительной степени сжатия
е„ — объем Vb, соответствующий моменту закрытия органов газорас-
пределения (клапанов или окон) в начале такта сжатия (см. рис. 7 и
11).
Поэтому е = Vmax/Vmin; 8» ~ ^ъ^с- Зависимость хода поршня от
угла поворота коленчатого вала S (ср) определяется из кинематики ша-
тунно-кривошипного механизма (см. гл. VI). Рабочий объем цилинд-
ра Vh ~ Vmax — Vmin; для двигателя с одним поршнем в цилиндре
Давление рк и температура Тк во впускном коллекторе для рас-
четного режима должны быть заданы. Они могут быть определены из
условий совместной работы поршневой машины, агрегатов воздухо-
снабжения и охладителя воздуха. Значения геометрической степени
сжатия е и коэффициента избытка воздуха а на номинальной мощности
зависят от типа двигателя: для комбинированного е = 11 4- 18; а =
= 1,8 4- 2,1; без наддува е = 15 4- 20; а = 1,7 4- 2,0. Меньшие зна-
чения степени сжатия характерны для двигателей с повышенным над-
дувом.
141
В зависимости от режима работы и особенностей системы воздухо-
снабжения коэффициент избытка воздуха в тепловозных двигателях
изменяется в широких пределах; при работе без нагрузки а я 8 ч- 10;
на частичных нагрузках он может изменяться между его значениями на
холостом ходу и номинальной мощностью или даже быть меньше при-
веденных выше пределов.
При расчете рабочего процесса определяются параметры состояния
рабочего тела в характерных точках цикла и устанавливаются законо-
мерности изменения этих параметров в промежуточных точках.
Наполнение и продувка цилиндра. Для осуществления рабочего
цикла поршневого двигателя внутреннего сгорания необходимо уда-
лить из цилиндра продукты сгорания после завершения процесса рас-
ширения и заполнить цилиндр к началу сжатия свежим зарядом воз-
духа. Выше (см. гл. I) были рассмотрены качественные особенности
протекания процессов очистки цилиндра от продуктов сгорания и на-
полнения его воздухом. В термодинамическом расчете рабочего цикла
принимают, что конец наполнения и начало сжатия у четырехтактного
двигателя соответствуют положению поршня в н.м.т., а у двухтактно-
го — положению поршня в момент закрытия органов газораспределе-
ния (рис. 99, точки а).
На зависимостях р = f (V) нанесены также точки Ь, к, ее, ке, соот-
ветствующие характерным моментам действия органов газораспреде-
ления (см. рис. 7—9 и И—12), а также отложены ординаты давлений
рк и рт во впускных и выпускных коллекторах или ресиверах. Как
видно, процесс наполнения у четырехтактного двигателя (рис. 99, а),
изображенный линией г — а, включает период, когда при открытом
впускном клапане остается еще некоторое время открытым (до момента
ее) выпускной клапан.
В период к—ее одновременного открытия впускного и выпускного
клапанов, называемый перекрытием, происходит продувка цилиндра
воздухом.
Рис. 99. Изменение давления в цилиндре:
а — четырехтактного двигателя в процессах наполнения и выпуска; б —двухтактного
двигателя в период газообмена
142
У двухтактного двигателя очистка цилиндров от продуктов сгора-
ния и наполнения воздухом (рис. 99, б) включает следующие про-
цессы:
1) свободный выпуск продуктов сгорания из цилиндра в выпускной
коллектор, совершающийся от открытия выпускных окон до открытия
впускных (Ь — к);
2) продувка цилиндра в период одновременного открытия впуск-
ных и выпускных окон (к — бе);
3) дозарядка цилиндра воздухом в период ее — ке, когда открыты
только впускные окна.
Для определения параметров рабочего тела в точке а у двухтактного
двигателя необходимо взять соответствующий этой точке объем ци-
линдра. Потерю доли рабочего объема на процессы газообмена в
двухтактном двигателе учитывают коэффициентом ф. Тогда геометри-
ческая е и действительная &v степени сжатия выражаются соотноше-
ниями:
Б = = ; (25а)
Knln VC
Из этих выражений устанавливается связь между 8 и 8В:
-5^=1-ф. (26)
8 — 1
Для тепловозных двухтактных двигателей ф = 0,20 4- 0,25.
Совершенство очистки цилиндра от продуктов сгорания оцени-
вается коэффициентом остаточных газов
у = Л4Г/Л1Х, (27)
где Мг, М± — количество киломолей соответственно остаточных газов
и поступившего в цилиндр воздуха.
Качество очистки цилиндра от продуктов сгорания оценивается
к. п. д. продувки
1%=____—— = —— • (28)
ls М1+Лф i+? v ’
В процессе продувки цилиндра часть воздуха, поступившего в ци-
линдр, уходит в выпускной коллектор. Поэтому общий расход воздуха
двигателем Мк состоит из воздуха, оставшегося в цилиндре для сгора-
ния топлива Mlt и части, ушедшей при продувке в выпускной коллек-
тор.
Коэффициентом продувки называют отношение всего количества
воздуха Мк, поступившего в цилиндр во время продувки и наполне-
ния, к количеству свежего заряда Мг:
143
Давление ра в конце процесса наполнения определяется из эмпи-
рической зависимости
Ра = ВРк>
где | — опытный коэффициент;
рк — давление во впускном коллекторе (ресивере).
Значения коэффициентов у, ср, £ и температур остаточных газов Тт
по опытным данным даны в табл. 10.
Рабочее тело в точке а в расчете на 1 кг топлива состоит из 7ИХ
киломолей воздуха и Мт киломолей остаточных газов:
2Иа = М1 -f- Afr = Afx (1 4- у). (30)
Воздух, поступающий в цилиндр из впускного коллектора, подо-
гревается от нагретых поверхностей впускных органов и цилиндра на
некоторую величину ДТ. Обычно принимают ДТ «5-4-15 К. Тем-
пература Та рабочего тела в точке а определяется из баланса энталь-
пии
Л = Л + Л
или
™арт (^1 + Л1г) Та=тс'рт Мг (Тк + АТ)+тс^ Мт Тт.
Можно положить, что средние молекулярные теплоемкости смеси,
воздуха и остаточных газов равны, т. е. mcapm « tnc'pm « mcpm- После
преобразований и с учетом зависимостей (27) и (30) получим выражение
для определения температуры рабочего тела в начале сжатия
J1 __ ТК-{-ДГ Н-УУГ /ЧП
° 1 + 7 ’
где Тк — температура воздуха во впускном коллекторе (ресивере);
ДТ — величина подогрева воздуха;
Тг — температура остаточных газов.
Теоретическим зарядом цилиндра М т называют количество воздуха,
которое может заполнить рабочий объем Vh у четырехтактного двига-
теля или полезный объем (1 —Ф)ТЛ У двухтактного при параметрах
воздуха перед впускными органами — давлении рк и температуре Тк.
Таблица 10
Тип Двигателя V ф 5 тг, К
Четырехтактные:
с наддувом 0,01—0,03 1,05—1,15 0,90—0,95 800—900
без наддува Двухтактные: 0,03—0,06 — 0,85—0,90 800—900
прямоточная щелевая про- дувка 0,03—0,07 1,4—1,5 0,95—1,05 700—800
прямоточная клапанно-ще- левая продувка 0,06—0,12 1,4—1,5 0,95—1,05 700—800
144
Из уравнения состояния определим:
четырехтактный двигатель Мт = ’>
двухтактный двигатель = .
Коэффициентом наполнения т)р называют отношение количества
воздуха Mlt поступившего в цилиндр, к теоретическому заряду ци-
линдра 2ИТ:
^=7Г-
Из равенства (30) и уравнения состояния следует
^=^(1+?)=-^-,
° v 8312Та
(32)
откуда
РдУд
ML
8312Та(1 + у)
Подставив в выражение (32) значения Мг и Мт и выразив отноше-
ние объемов Va/Vft из равенства (25) через степень сжатия, получим
соотношение для определения
тактного двигателя
коэффициента наполнения четырех-
8
^=^1
РдТк 1
РкТ а 1 + у
(33)
Для двухтактного двигателя в формуле (33) вместо геометрической
степени сжатия 8 необходимо подставлять действительную степень
сжатия 8Р.
Из этих выражений следует, что коэффициент наполнения зависит
от отношения давлений и температур, измеряемых перед впускными
органами цилиндра и в начале процесса сжатия, а также от коэффи-
циента остаточных газов. На коэффициент наполнения не оказывают
непосредственного влияния условия на впуске в двигатель, т. е. на-
ружные температура и давление, сопротивление фильтров и охла-
дителей воздуха и др. Коэффициент наполнения оценивает толь-
ко совершенство конструкции впускных органов, очистки цилинд-
ра и др.
Рассмотрим влияние конструктивных и эксплуатационных фак-
торов на коэффициент наполнения. Течение воздуха через впускные
органы цилиндра сопровождается гидравлическими потерями, обуслов-
ленными наличием трения между воздухом и стенками, завихрениями
потока вследствие его поворотов и резким изменением сечений. Пред-
ставим ра = рк — Арвп, гДе АРвп оценивает величину гидравлических
потерь на впуске. Чем больше эти потери, тем ниже давление ра и
коэффициент наполнения ц0.
Из гидравлики известно, что работа сил гидравлических сопротив-
лений при турбулентном течении пропорциональна квадрату ско-
145
роста потока. Если воспользоваться уравнением сохранения энергии
для 1 кг движущегося газа и принять, что отсутствует теплообмен и
начальная скорость воздуха перед впускными органами цилиндра рав-
на нулю, то перепад давлений на впуске может быть выражен
АРвп= Рк £о) Рвп ,
где Во — суммарный коэффициент гидравлических потерь во впуск-
ной системе: Во = 2,5 4- 4;
Р вп — плотность воздуха;
свп — скорость воздуха в выходном сечении клапана.
Приведенная зависимость позволяет оценить влияние частоты вра-
щения коленчатого вала на коэффициент наполнения. Для этого ис-
пользуем уравнение неразрывности потока во впускном клапане и
цилиндре
^вп/вп
где /вп, f — площади впускного сечения и цилиндра;
с — скорость поршня.
Тогда свп = с///вп.
Так как скорость поршня с пропорциональна частоте вращения
коленчатого вала п, то
свп==/гкД-==коц;
/ВП
тогда Дрвп ~ км2,
где к, к0, кх — коэффициенты пропорциональности.
Таким образом, потери давления на впуске пропорциональны квад-
рату частоты вращения коленчатого вала. Поэтому увеличение частоты
вращения при прочих равных условиях сопровождается уменьшением
коэффициента наполнения.
Качество очистки цилиндра от продуктов сгорания влияет на коэф-
фициент наполнения: чем больше коэффициент остаточных газов у,
тем меньше т)р. Величина коэффициента остаточных газов для данного
двигателя зависит от режимов работы и состояния выпускного тракта,
т. е. его гидравлических сопротивлений, которые могут увеличиваться
вследствие отложений нагаров на выпускных окнах, в сопловом ап-
парате турбокомпрессора и др. При увеличении гидравлических сопро-
тивлений на выпуске повышается у и уменьшается т]р в результате
прямого влияния у на т]р и повышения температуры Та в начале сжа-
тия.
Значительное влияние на наполнение четырехтактного двигателя
оказывают фазы газораспределения—опережение открытия и запаз-
дывание закрытия впускного клапана и запаздывание закрытия вы-
пускного (рис. 100). Влияние опережения открытия впускного клапа-
на на процесс наполнения показано на рис. 100, а. Сплошными ли-
ниями отмечено изменение проходных сечений Fi; впускного и FB вы-
пускного клапанов и давления в цилиндре р при оптимальных их
фазах в моменты, соответствующие углам <рк, <рке, <рв, <рве.
146
Рис. 100. Влияние фаз газораспределения на процессы газообмена в четырехтакт-
ном двигателе:
а —опережение открытия впускного клапана; б — запаздывание закрытия впускного клапа-
на; в — запаздывание закрытия выпускного клапана; г — опережение открытия выпускного
клапана; рк, рт, р — давление во впускном и выпускном коллекторах и в цилиндре;
Fk, Fb — сечения открытия впускного и выпускного клапанов
При более раннем открытии впускного клапана в момент срк1 уве-
личивается угол перекрытия впускного и выпускного клапанов
Фве — Фк1- Вследствие этого большее количество воздуха, поступаю-
щего в цилиндр, будет уходить в процессе продувки в выпускной
коллектор и коэффициент продувки ср увеличивается. В этом случае
будет понижаться температура газов, поступающих после цилиндра
на лопатки турбины турбокомпрессора. Уменьшение энергии газов
перед турбиной, которая вращает колесо компрессора, приведет к
снижению давления воздуха на выходе из компрессора и во впуск-
ном коллекторе рк. Это вызовет понижение давления ра в начале
сжатия и приведет к уменьшению действительного заряда цилиндра
воздухом.
Позднее открытие впускного клапана — в момент <рк2 уменьшает
угол перекрытия клапанов <рве — срк2, продувка цилиндра ухуд-
шается; к моменту прихода поршня в в. м. т. в цилиндре будет при-
сутствовать большее количество остаточных газов. В этом случае
T]D уменьшается из-за повышенных значений у. При дальнейшем дви-
жении поршня от в. м. т. к н. м. т. объем цилиндра увеличивается,
но поступление воздуха в цилиндр тормозится недостаточным проход-
ным сечением Гк впускного клапана. Поэтому в начальный период
движения поршня давление в цилиндре будет понижаться, что увели-
чивает отрицательную работу «насосных» ходов.
В случае раннего закрытия впускного клапана в момент <pKei
(рис. 100, б) уменьшение Гк происходит при увеличивающемся
объеме цилиндра до прихода поршня в н. м. т. Вследствие этого по-
ступление воздуха из впускного коллектора в цилиндр будет затруд-
нено, происходит дросселирование воздуха и давление в начале сжа-
тия будет ниже оптимального значения, т. е. коэффициент наполнения
понижается.
При позднем закрытии впускного клапана коллектор сообщен
с цилиндром до момента срке2. Поэтому в момент закрытия клапана
давление в цилиндре будет примерно равно аналогичному давле-
147
нию в случае оптимальных фаз. Это объясняется тем, что, несмотря
на уменьшающийся объем цилиндра, при открытом впускном кла-
пане происходит перетекание заряда из цилиндра во впускной кол-
лектор. Так как объем цилиндра Уке2<^ке1 а давления и температу-
ры заряда примерно равны, то действительный заряд воздухом при
оптимальной фазе будет больше, т. е. более позднее закрытие впуск-
ного клапана уменьшает коэффициент наполнения.
Раннее закрытие выпускного клапана при угле срв1 (рис. 100, в)
увеличивает коэффициент остаточных газов у, что вызывает пониже-
ние коэффициента наполнения. Более позднее закрытие выпускного
клапана увеличивает угол перекрытия клапанов и приводит при-
мерно к таким же результатам, как и раннее открытие впускного
клапана.
Таким же образом можно показать, что опережение открытия вы-
пускного клапана не оказывает влияния на процесс наполнения. Эта
фаза газораспределения влияет только на полноту индикаторной диа-
граммы в ее хвостой части (рис. 100, г).
Значения коэффициента наполнения 1% тепловозных двигателей
находятся в следующих пределах:
четырехта ктные:
при п = 750 4- 1000 об/мин — 0,87—0,97;
при п = 1000 4- 1500 об/мин — 0,82—0,92;
двухтактные с прямоточной продувкой — 0,85—0,95.
Сжатие. В начале сжатия состояние рабочего тела характеризует-
ся давлением ра, температурой Та и объемом Va (см. рис. 99, а и б,
точка а). Количество рабочего тела Ма в расчете на 1 кг топлива оп-
ределяется из уравнения состояния. Рабочее тело состоит из воздуха
и остаточных газов.
Процесс сжатия создает условия, необходимые для воспламенения
и сгорания топлива. При термодинамическом расчете принимают, что
конец сжатия соответствует наименьшему объему цилиндра, а пара-
метры рабочего тела характеризуются давлением ре и температурой
Тс (точка с). В двигателе с самовоспламенением необходимо, чтобы
температура воздуха в конце сжатия была достаточной для самовос-
пламенения топлива, поданного в цилиндр. Это условие определяет
наименьшую степень сжатия. Действительная величина степени сжа-
тия выбирается больше наименьшего значения по следующим сообра-
жениям:
1) обеспечение надежного пуска холодного двигателя и его ра-
боты при низких температурах наружного воздуха;
2) повышение термического к. п. д. двигателя, обеспечиваемое
повышением степени сжатия;
3) сокращение периода задержки воспламенения топлива и более
плавное нарастание давления при сгорании топлива.
Верхний предел степени сжатия ограничивается величиной наи-
большего давления сгорания, на которое рассчитывают детали на
прочность. Повышение давления сгорания вызывает увеличение по-
терь на трение в шатунно-кривошипном механизме. Известно, что
148
(34)
при е > 20 термический к. п. д. двигателя увеличивается незначи-
тельно. При сжатии механическая энергия расходуется на изменение
внутренней энергии рабочего тела, в результате чего его температура
и давление повышаются.
При сжатии между рабочим телом и стенками цилиндра происхо-
дит теплообмен: в начальный период сжатия температура стенок пре-
вышает температуру рабочего тела и к нему подводится тепло, а в
последующем направление теплового потока изменяет свой знак.
Помимо этого происходит некоторая потеря рабочего тела в картер
двигателя благодаря утечкам через неплотности поршневых колец.
Поэтому процесс сжатия является политропическим с переменным
показателем политропы.
Рассчитывая состояние рабочего тела в процессе сжатия, принимают
показатель политропы сжатия постоянным. Для любой точки на ли-
нии сжатия давление р и температура Т определяются из уравнений
политропического процесса:
р=Ра№\"'-, Т--=т
где ра, Та, Va —• давление, температура и объем рабочего тела в на-
чале сжатия (точка а);
V — объем рабочего тела для расчетной точки;
пг — показатель политропы сжатия.
Для тепловозных двигателей по опытным данным пг = 1,35 4- 1,38.
Параметры конца сжатия (точка с) при объеме Vc определяются:
Рс = Ра8П1; Тс = Та8п‘-’.
Для двухтактного двигателя в эти соотношения следует подстав-
лять действительную степень сжатия sD вместо геометрической 8.
На изменение показателя политропы влияют такие конструктив-
ные и эксплуатационные факторы, которые изменяют теплообмен
между рабочим телом и стенками, при этом чем больше тепла отво-
дится от рабочего тела к стенкам, тем меньше показатель nr. К числу
факторов, уменьшающих nlt относятся: понижение температуры стен-
ки вследствие изменения температуры охлаждающей воды, уменьше-
ние частот вращения коленчатого вала, уменьшение геометрических
размеров цилиндра и др.
Смесеобразование и сгорание. В конце процесса сжатия в цилиндр
начинает поступать топливо. Начало подачи топлива соответствует
углу фт, а параметры состояния рабочего тела в этот момент соот-
ветствуют точке т на индикаторной^ диаграмме (см. рис. 7—9 и 11—13).
Смесеобразование обеспечивает такое распределение топлива в каме-
ре сгорания, которое позволило бы наиболее эффективно использовать
кислород воздуха для сгорания топлива. Эти цели в двигателях с вну-
тренним смесеобразованием достигаются подбором соответствующих
форм камер сгорания, созданием вихревых движений воздуха в камере,
распределением топлива по объему камеры и др.
Камеры сгорания двигателей с внутренним смесеобразованием
(рис. 101) можно разделить на две основные группы: неразделенные,
149
или однокамерные, и разделенные, или двухкамерные. В тепловоз-
ных двигателях применяют в основном камеры типов а и б. В них
осуществляется чисто объемное смесеобразование. Эти камеры наи-
более компактны и обеспечивают наименьшие тепловые потери в си-
стему охлаждения. Вращение воздуха в камере создается в период
наполнения благодаря тангенциальному и наклонному расположению
каналов в крышке цилиндра по отношению к отверстию впускных кла-
панов (четырехтактный двигатель) или благодаря тангенциальному
и наклонному расположению впускных окон во втулке цилиндра по
отношению к оси цилиндра (двухтактный двигатель). Топливо по
объему таких камер распределяется за счет рационального направления
и числа струй топлива, впрыскиваемого через отверстия распылителя
форсунки. За период впрыска давление топлива перед распылителем
изменяется от начального, соответствующего затяжке пружины иглы
форсунки (20—35 МПа), до наибольшего, достигающего при полной
цикловой подаче 50—100 МПа. Такие давления впрыска топлива опре-
деляют повышенные требования к конструкции топливной аппаратуры
и качеству ее изготовления.
В камерах в, г осуществляется объемно-пленочное смесеобразо-
вание, при котором часть топлива (— 50%) распиливается в объеме
камеры специальной формы, размещенной в головке поршня, а дру-
гая часть образуется в виде тонкой пленки на поверхности камеры.
В камерах этого типа движение воздуха происходит в результате вы-
теснения части его из надпоршневого пространства; в камерах г воз-
душному заряду при впуске придают также вращательное движение
посредством тангенциального направления каналов в крышке ци-
линдра. Топливо, попавшее на стенки камеры, нагревается и испаря-
ется под действием высоких температур стенки (~ 300—400° С),
а движение воздуха в пристеночном слое и камере обеспечивает обра-
зование смеси топлива с воздухом.
Рис. 101. Схема камер сгорания двигателей с внутренним смесеобразованием и
воспламенением от сжатия:
а, б — неразделенные: в, г — неразделенные с вытеснителем: д, е, ж — разделенные (вих-
ревая, предкамера и предкамера с изменяющимся объемом)
150
В разделенных камерах смесь топлива с воздухом вначале об-
разуется в дополнительных камерах — вихревой (рис. 101, д) или
предкамере (рис. 101, е). Объем вихревой камеры достигает 45—55%,
а предкамеры — 25—30% всего объема камеры сжатия. Камеры со-
единены с надпоршневым пространством каналами, сечения которых
составляют соответственно 1—2,5 и 0,5—1% сечения цилиндра. Во
время сжатия воздух перетекает из надпоршневого пространства в ка-
меру.
В разделенной камере (рис. 101, ж) канал, соединяющий предкамеру
с надпоршневым пространством, перекрывается выступом на головке
поршня. Между выступом и стенками канала при положении поршня
в в. м. т. имеется небольшой зазор. При движении поршня сечение это-
го канала изменяется, благодаря чему изменяется объем, где проис-
ходит сгорание топлива. Первоначальное воспламенение и сгорание
топлива происходят в небольшом объеме предкамеры. По мере удале-
ния поршня от в. м. т. к объему предкамеры добавляется непрерывно
увеличивающийся объем над поршнем, в котором также совершается
горение топлива, выброшенного из предкамеры. Такое устройство ка-
меры сгорания позволяет уменьшить наибольшее давление сгорания
в надпоршневом пространстве.
Благодаря тангенциальному направлению канала воздух в вих-
ревой камере получает вращательное движение. Топливо подается
в камеру по направлению, несколько смещенному относительно центра
камеры и совпадающему с направлением вращения воздуха. Дви-
жущийся воздушный заряд пересекает струи топлива и распределяет
его частицы по объему камеры.
В предкамерах при втекании с большой скоростью воздух получает
интенсивную турбулизацию, что способствует перемешиванию топ-
лива с воздухом. После воспламенения несгоревшее топливо и продук-
ты сгорания выбрасываются из камеры в надпоршневое пространство,
где происходит его дожигание в среде оставшейся части воздушного
заряда.
Разделенные камеры имеют повышенные тепловые потери вслед-
ствие развитых поверхностей охлаждения, а также увеличенные газо-
динамические потери при перетекании воздуха и продуктов сгорания
через горловину камеры. Поэтому двигатели с разделенными камера-
ми имеют невысокую экономичность. Использование интенсивных
вихревых движений и турбулизации воздуха для смесеобразования
в этих камерах обусловливают меньшую требовательность к качест-
ву распыла и точности изготовления прецизионных деталей топлив-
ной аппаратуры.
Для образования надлежащей смеси топлива с воздухом необхо-
димо в неразделенных камерах выбирать форму камеры сжатия в соот-
ветствии с количеством и направлением топливных факелов, их даль-
нобойностью, мелкостью распыливания топлива, а также учитывать
вихревые движения воздуха в камере.
При истечении из отверстия форсунки струя топлива распадается
на капли. Совокупность капель образует факел топлива, движущий-
ся в камере сгорания (рис, 102), По мере удаления от отверстия рас-
151
пылителя объем факела увеличивается в результате движения воздуха,
увлекаемого движущимися каплями, и подсасывания воздуха внутрь
факела. Распределение топлива в факеле неравномерно по сечению,
особенно у основания факела. Для струйных форсунок наибольшая
концентрация топлива к наблюдается по оси факела.
В факеле имеются капли топлива различного диаметра. Качество
распыливания оценивается средним диаметром капель, определяемым
из суммарной кривой распределения капель по размерам п = f (d).
Средний диаметр капель dcp уменьшается при увеличении давления
впрыскивания, уменьшении сечения каждого отверстия распылителя
с сохранением суммарного сечения всех отверстий за счет увели-
чения их количества, увеличении давления воздуха в цилиндре дви-
гателя.
Дальнобойность топливного факела при объемном смесеобразова-
нии подбирается такой, чтобы топливо не попадало на стенки; при не-
достаточной дальнобойности топливо будет сосредоточиваться в огра-
ниченном объеме вблизи форсунки, где воздуха может оказаться не-
достаточно для полного сгорания топлива. Дальнобойность факела
зависит от давления впрыскивания, диаметра капель, плотности воз-
духа и др.
При движении факела происходит некоторая сепарация капель по
размерам. Мелкие капли, в особенности в наружном слое факела,
затормаживаются скорее на небольшом расстоянии от форсунки. Бо-
лее крупные капли, обладающие большей кинетической энергией, про-
никают в более удаленные части камеры сгорания. Таким образом,
в двигателях с самовоспламенением наблюдается большая неоднород-
ность состава смеси по объему камеры.
Сразу после начала впрыскивания в среду сжатого воздуха начи-
нается подготовка топлива к воспламенению. Капли нагреваются,
и температура топлива повышается тем быстрее, чем выше температу-
ра и давление воздуха в момент впрыскивания и развития факела.
Скорость нагревания капель зависит от их диаметра и относительной
скорости движения капель в воздухе. Когда температура на поверх-
ности капли достигнет определенной величины, начинается испарение
топлива. Сначала испаряются более легкие фракции, по мере повыше-
ния температуры капли — более тяжелые. Температура начала испа-
рения зависит от сорта топлива.
Рис. 102. Структура факела топлива и мелкость распыливания:
I — дальнобойность; к — концентрация топлива; d — диаметр капель; л— число капель (в %)
152
При достижении определенной темпера-
туры в испаренной части топлива и на по-
верхности капель начинаются реакции между
молекулами топлива и кислородом воздуха.
Часть химических реакций совершается с
Поглощением теплоты, а другая — с выделе-
нием. Наконец наступает момент, когда начи-
нают преобладать реакции с интенсивным
выделением теплоты, топливо воспламеняется
и сгорает.
В процессе сгорания топлива различают
четыре характерных периода (рис. 103).
Суммарная относительная подача топлива
в цилиндр о = 1,0 соответствует всему коли-
честву топлива, поданному в цилиндр за
цикл, а суммарное относительное количество
тепла х = 1,0 — всему количеству тепла,
выделившемуся при сгорании этого топлива.
Первый период (I) — от начала поступ-
ления топлива в цилиндр (<р = <рт) до начала
заметного выделения тепла, при котором дав-
Рис. 103. Изменение па-
раметров рабочего тела
(р, Т), подачи топлива (о)
и выделения тепла (х) в
период сгорания топлива
ление р начинает повышаться и отрывается в зависимости от угла <р
от линии давления сжатия. Это период за-
держки воспламенения топлива. Протяженность периода оценива-
ют углом <рг или соответствующим ему временем тг = фг/6п. За этот
период происходит физико-химическая подготовка топлива к воспла-
менению.
Второй период (II) — от начала выделения тепла до момента до-
стижения наибольшего давления сгорания. Период характеризуется
быстрым повышением давления в цилиндре и возрастающей скоростью
выделения тепла dxldxp вплоть до ее наибольшего значения. В тече-
ние этого периода горит топливо, которое было впрыснуто за первый
период, и часть впрыснутого за второй.
Третий период (III) — от наибольшего давления сгорания до наи-
большей температуры рабочего тела в цилиндре. Сгорание топлива
происходит при снижающемся давлении в цилиндре; скорость выделе-
ния тепла также понижается.
Четвертый период (IV) — догорание топлива. В двигателе с само-
воспламенением вследствие несовершенства внутреннего смесеобра-
зования горение топлива в этот период происходит замедленно даже
при больших коэффициентах избытка воздуха. Интенсивность горе-
ния топлива уменьшается также вследствие загрязнения камеры про-
дуктами сгорания, образовавшимися в предшествующие периоды.
Определяющую роль в протекании кривой давления имеет период
задержки воспламенения. Чем более продолжителен этот период, тем
большее количество несгоревшего топлива скапливается в цилиндре
к моменту начала воспламенения. При воспламенении этого топлива
происходит интенсивное выделение тепла, в результате чего наиболь-
шее давление сгорания повышается, увеличивается скорость повыше-
153
ния давления ар/dy («жесткость» работы). Это приводит к росту дина-
мических нагрузок на детали остова и шатунно-кривошипного меха-
низма двигателя и к необходимости увеличения массы деталей для
обеспечения их прочности. По экспериментальным и теоретическим
данным проф. Толстова А. И., период задержки воспламенения тг
может быть выражен
Е
где
В = Во (1 — кп)\
Во, к — постоянные двигателя;
р, Т — давление и температура в цилиндре в момент впрыска
топлива;
е=2,7182— основание натуральных логарифмов;
Е — 20-103-4-25-103 Дж/моль — постоянная топлива;
R = —8,312 Дж/моль — газовая постоянная;
т«0,5 — постоянная.
Из уравнения (35) следует, что чем больше давление р и темпера-
тура Т в цилиндре в момент впрыска, тем меньше тг. Из предыдущего
вытекает, что уменьшение тг приводит к меньшим давлениям сгорания.
В зависимости от угла опережения подачи топлива <рт изменяются
р и Т. Поэтому изменение угла опережения подачи топлива использу-
ется для регулирования давления сгорания.
Состояние рабочего тела при сгорании изменяется в зависимости
от угла поворота коленчатого вала (или объема цилиндра) в резуль-
тате действия совокупности сложных процессов: выделения теплоты при
сгорании; изменения состава рабочего тела при сгорании вследствие
увеличения содержания трехатомных газов вместо двухатомных, что
обусловливает изменение теплоемкости; совершения механической ра-
боты; теплообмена со стенками.
Термодинамический расчет процесса сгорания производится при
Рис. 104. Расчетные индикаторные диаграммы двигателей:
а — четырехтактный; б — двухтактный
154
действительная кривая давлений р в процессе сгорания заменяется
изохорой с — z' (Vc = const) и изобарой z' — z (pz = const);
начало подвода теплоты к рабочему телу совершается в точке с,
находящейся на пересечении изохоры с расчетной политропой сжатия;
точка z находится на пересечении изобары с политропой рас-
ширения.
Состояние рабочего тела в точке z определяется из уравнения пер-
вого начала термодинамики
Q = Uz — Uc + Lcz,
где Q — тепло, пошедшее на изменение внутренней энергии и со-
вершение работы при переходе рабочего тела из состоя-
ния в точке с к состоянию в точке z, кДж;
Uc, г — внутренняя энергия рабочего тела в точках с, z, кДж;
Lcz — внешняя работа на участке с — z, кДж.
При решении этого уравнения количество тепла и рабочего тела
принимают из условия сжигания 1 кг топлива. Выразим
Q = Ши,
где £ — коэффициент эффективного выделения теплоты до точки z,
выбираемый по опытным данным;
Ни — низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг.
При сжигании 1 кг топлива количество рабочего тела опреде-
ляется:
в точке с
Мс = Ма = мг + мг-,
в точке z
Mz = м2 + мг,
где М2 — общее количество продуктов полного сгорания топлива.
Степень повышения давления при сгорании топлива X = pzlpc-
Действительный коэффициент молекулярного изменения, как от-
ношение числа киломолей в цилиндре после сгорания к их числу до
сгорания,
и____ щ-г у ?
И Мх+Мг ~ 1+у ’ V ?
где р,0 и у— определяются по формулам (24) и (27).
Выразим значения внутренней энергии и работы, для чего восполь-
зуемся основными уравнениями, характеризующими свойства газов:
Uz—UC=(M2 + Mr) mc^mtz—(M1-^-Mr) mc^tp
PZVZ = 8312 (M2 + Mr) Tz = 8312 (M2 + MT) (tz + 273);
pcVc = 8312 (Afx + MT) = (Mr + Mr) (tc + 273);
Lcz = 10~3p2 (Vz - Vc) = 10-3 (pzVz - pzVJ =
= IO"3 (pzVz - kpcVc).
155
После подстановки в уравнение первого начала термодинамики зна-
чений всех величин и преобразований получаем уравнение сгорания
-гтгт-7=^-(^от+8,312А)/с + 2,27.103(И- 1). (37)
Если пренебречь остаточными газами, то теплоемкость mccvm опре-
деляется из выражения (9а) при температуре tc. Теплоемкость тсгрт
при заданном коэффициенте избытка воздуха а может быть выражена
линейной зависимостью от температуры tz, если воспользоваться вы-
ражением (96). В уравнении (37) все другие величины, кроме tz, яв-
ляются известными. Решение квадратного уравнения (37) позволяет
определить температуру tz и Tz = tz + 273. По опытным данным,
£ = 0,70 4- 0,85; к = 1,4 4- 2. Выбранное значение Л определяет
величину давления сгорания pz.
В тепловозных двигателях в зависимости от величины наддува
и быстроходности pz = 6,0 4- 13,0 МПа. Расчет ряда деталей на
прочность производится по значению pz. Обеспечение требований по
надежности и долговечности двигателя при повышенных давлениях
сгорания приводит к увеличению массы двигателя. С другой стороны,
повышение X, а следовательно, и pz приводит к увеличению к. п. д
двигателя. Поэтому рациональное значение pz выбирается с учетом
удовлетворения противоречивых требований к двигателю.
Степень предварительного расширения р = Vz/Vc. Подставив в это
уравнение значения Vz и Vc из уравнений состояния, получим
р 8312 Тг _________рс________ р.7 z (38)
Р Pz ‘ 8312(Мх-|-Л1г)7с Х7С ' '
Тогда
Vz = pVc.
Расширение. От точки z начинается процесс расширения газов
в цилиндре. При расширении продолжается горение топлива, а затем
его догорание и происходит интенсивный теплообмен между газами
и поверхностями камеры. Параметры состояния рабочего тела изме-
няются так, что показатель политропы расширения является перемен-
ным. Для простоты определения параметров считают, что расширение
происходит с некоторым постоянным средним показателем политро-
пы п2.
Конец расширения (см. рис. 104, точка Ь) у четырехтактного дви-
гателя принимают в н. м. т., а у двухтактного — в начале открытия
окон или клапана. Давление рь и температуру Ть газа в конце расши-
рения определяют из соотношений политропического процесса:
п Pz ____ Pz , у _______72 _ Тг /оп\
Ъ (VblVzY11 ЪПг’ Ь (yb/Vz)n2~l бл’~* ’ k ’
Степень последующего расширения
5 = Vb!Vz = е/р.
(40)
156
Для двухтактного двигателя в выражении (40) вместо е следует
подставить действительную степень сжатия б0. По опытным данным,
для тепловозных двигателей п2 = 1,25 4- 1,30.
Подставляя в уравнения (39) вместо Vb значения текущего объема
V, можно определить параметры состояния рабочего тела в любой
промежуточной точке политропы расширения.
Долю теплоты сгорания топлива, пошедшей на совершение ра-
боты и изменение внутренней энергии рабочего тела при изменении
его состояния от конца сжатия (точка с) до конца расширения (точ-
ка Ь), обозначим £ь. Тогда уравнение баланса энергии в процессе
расширения можно представить
(&>—£) Ни = (М2 + Mr) (mcbm tb—mc2om tz) + Lzb,
b z
Где mcvmn mcvm—средние молекулярные теплоемкости продуктов
сгорания при постоянных объемах и соответст-
вующих температурах;
Lzb — работа газов в процессе расширения.
Для политропического процесса
Lzb =-^- (pz Vz-pb Vb) = -^- (М2 + Мт) (tz-tb).
пг — 1 n2 — l
После подстановки в уравнение баланса энергии значения
и преобразований с использованием встречавшихся обозначений и
величин получим
(sb s) Д u — Ь , ______ г ,
а£оц(1 +у)
8,312
n2 — l
(tz-tb).
(41)
По опытным данным, = 0,82 4- 0,92. Задавшись значением £ь,
из уравнений (39) и (41) методом последовательных приближений
определяются неизвестные значения tb и п2.
Показатели рабочего процесса. Средним индикаторным давлением
Pi называется отношение работы газов за цикл L к рабочему объему
цилиндра Vh, т. е.
p.= 10-e_L. (42)
Единицами измерений величин приняты: pt — МПа; L — Дж;
Vh - м®.
В четырехтактном двигателе в работе действительного цикла
учитывают только такты сжатия и рабочего хода. Такты выпуска и на-
полнения являются вспомогательными и предназначены для смены ра-
бочего тела. Работу газов в течение этих ходов относят к механиче-
ским потерям. В двухтактном двигателе этих вспомогательных ходов
нет.
157
Для кругового процесса будем иметь
L — ^)pdV = ^ рр dV<\pcdV,
vc va
где Рр — текущее давление в процессе расширения по линии
z'—z — Ъ (см. рис. 104);
рс — текущее давление в процессе сжатия по линии а — с.
Если при вычислении работы сжатия поменять местами пределы
интегрирования, то получим
V V
r а г а
1Q-6 р 10~в С
Pi=-r~ PpdV-------PcdV=ppTn—pcm,
Vh J Vh J
где Ppm> Pcm — средние давления в процессах расширения и сжатия
при изменении объема от Vc до Va, МПа.
Из выражений для L и pt вытекает геометрический смысл
(см. рис. 104) работы и среднего давления цикла: работа изображает-
ся площадью, ограниченной линиями а — с — z' — z — b — а; сред-
нее давление цикла — это разность между средними давлениями в про-
цессах расширения и сжатия при изменении объема от Vc до Va.
В двухтактном двигателе L и рг вычисляют для полезной части хода
поршня, когда объем изменяется от Vc до Va = Vc + (1 +1|?) Vh.
Для определения среднего индикаторного давления pip по расчетной
индикаторной диаграмме выразим значения работ газа в процессе
расширения и сжатия:
^2=pz(Vz-Vc)=peVcX(p-l);
Lzb=—Ц- (pz vz—pb vb)
/2 2— 1
__ Pz^z
n2~ 1
= PZ Vc
_P—Г1
n2—1
L =—!____ip v —n v \=Дд-Уг [i — /'JkY'1 4 =
ca c Pa a) m-i I I va) J
__ PcVc /1___1 \
«1—1 ( e"1- */
Тогда piv = -l^(Lcz + Lzb—Lca).
Vh
После подстановки и преобразований получим
= U(p-1)4
е—1
Хр
—1
5"2”1) «1-11?
(43)
1
158
Размерность давления pip такая же, как и ра в мегапаскалях
(МПа). Для двухтактного двигателя вместо геометрической степени
сжатия е и степени предварительного расширения 6 следует подстав-
лять значения 8„ и 6Г.
Площадь действительной индикаторной диаграммы меньше пло-
щади расчетной диаграммы из-за скруглений в точках с, z’, г и в
конце расширения. Поэтому среднее индикаторное давление действи-
тельного цикла определяют:
в четырехтактном двигателе pt = <pnp,p;
в двухтактном двигателе (отнесенное ко всему ходу поршня) pt—
— Фп (1 — Ф) Pip, где <рп — коэффициент полноты диаграммы.
По опытным данным, значения <рп составляют: четырехтактный
двигатель — 0,97 — 0,99; двухтактный двигатель: прямоточно-ще-
левая продувка — 1,0; прямоточно-клапанная продувка — 0,97 — 0,99.
Индикаторной мощностью двигателя Nt называют работу газов
в единицу времени. Работа газов за цикл в одном цилиндре по форму-
ле (42) L = 106ргУй. Число циклов в 1 с при заданной частоте враще-
ния коленчатого вала п и тактности двигателя т составит
п
60т/2 ‘
Индикаторная мощность двигателя в киловаттах
N \06PiVhnz _ PtVhnz <44,
г Юз-ЗОт 0,03т ’ V 7
где z — число цилиндров.
Расход воздуха на цикл выразим, воспользовавшись соотношения-
ми (22) и (32):
g'I(aLu=:T|rоо,от, ’
OOl Z1
где рк, Тк — давление и температура воздуха во впускном коллек-
торе;
— расход топлива на цикл, кг.
Тогда
„ (45)
aL0 8312ТК
Индикаторным к. п. д. т]г называют отношение количества тепло-
ты, превращенной в механическую работу, к затраченному количест-
ву теплоты:
Ю-з £
тЬ = Т7Г“-
SnHu
После подстановки входящих в это выражение значении величин
и преобразований получим
8,312^^2. (46)
Ни т]0 рк
159
Для двухтактного двигателя в формуле (45) вместо рабочего объе-
ма Vh следует подставлять полезный объем (1 —ф) Vh, а в формуле
(46) вместо pt — подставлять среднее индикаторное давление, отне-
сенное к полезному ходу поршня.
В двигателе с воспламенением от сжатия при постоянной частоте
вращения коленчатого вала среднее индикаторное давление и мощ-
ность изменяются за счет регулирования цикловой подачи топлива.
В связи с этим в широких пределах изменяется коэффициент избытка
воздуха для сгорания, т. е. изменяется качество рабочей смеси. При
уменьшении подачи топлива коэффициент избытка воздуха увеличи-
вается, а среднее индикаторное давление уменьшается (рис. 105).
На протекание индикаторного процесса комбинированного дви-
гателя в этом случае оказывают заметное влияние условия на впус-
ке, т. е. давление и температура воздуха во впускном коллекторе.
Один и тот же воздушный заряд цилиндра может быть получен при
различном сочетании давления рк и температуры Тк. Кроме этого,
на параметры рабочего процесса могут накладываться ограничения по
механической или тепловой напряженности, например условие поддер-
жания давления сгорания, не превышающего определенный уровень.
Поэтому изменение индикаторного к. п. д. от коэффициента избытка
воздуха не будет однозначным и зависит от условий на впуске и нала-
гаемых ограничений на рабочий процесс. Наивысшие значения инди-
каторного к. п. д., например, для дизеля 10Д100 при поддержании по-
стоянной температуры воздуха в ресивере Тк и установленном по-
стоянном угле опережения подачи топлива достигают при а =2,1 4- 2,5.
При понижении а возрастают потери тепла в систему охлаждения
и с отработавшими газами вследствие более высоких температур газов
в цилиндре в процессе горения и расширения. Еще большее понижение
будет приводить к неполному сгоранию топлива из-за несовершенства
внутреннего смесеобразования и дальнейшему понижению индикатор-
ного к. п. д. При увеличении а за пределы оптимальных значений инди-
каторный к. п. д. уменьшается, так как возрастает доля потерь тепла
в систему охлаждения. При постоянном угле опережения подачи топ-
Рис. 105. Зависимость индикаторных
показателей от коэффициента избыт-
ка воздуха дизеля 10Д100:
п — 850 об/мин; Z’K=const
Рис. 106. Зависимость индикаторных
показателей от угла опережения по-
дачи топлива дизеля 2Д100:
Pl —const
160
лива давление сгорания pz понижается по мере увеличения коэффициен-
та избытка воздуха а, что объясняется в основном понижением давле-
ния рк в ресивере, определяющем давление начала сжатия. С увели-
чением коэффициента избытка воздуха уменьшается располагаемая
энергия отработавших газов перед турбиной турбокомпрессора, что
приводит к уменьшению давления наддува рк. Степень повышения дав-
ления при сгорании X изменяется в небольших пределах.
Угол опережения подачи топлива — это регулировочный пара-
метр. Если среднее индикаторное давление р; поддерживать постоян-
ным за счет изменения цикловой подачи топлива, то при некотором
угле опережения подачи фт индикаторный к. п. д. т|г достигает наи-
больших значений (рис. 106). При увеличении фт наибольшее давле-
ние сгорания pz повышается вследствие увеличения индикаторного
периода задержки воспламенения. Температура выпускных газов из
цилиндра /г! также имеет наименьшее значение при некотором угле
Фт, который может не совпадать с углом, соответствующим наибольше-
му индикаторному к. п. д.
Расход топлива на единицу индикаторной работы gt можно полу-
чить из баланса теплоты для 1 кВт-ч—ёгНиУ]} =3600, тогда
3600
—-----•
Hur\i
В результате расчета рабочего процесса двигателя определяются
индикаторные показатели двигателя — мощность, к. п. д., удельный
расход топлива; на основе построения индикаторной диаграммы опре-
деляются параметры состояния рабочего тела в цилиндре в любой точ-
ке рабочего цикла.
Совместная работа поршневой машины с агрегатами воздухоснаб-
жения. При расчете рабочего процесса поршневой части комбиниро-
ванного тепловозного двигателя предполагались заданными параметры
состояния воздуха (рк, Тк) на впуске в двигатель. Значения этих па-
раметров на номинальном режиме работы комбинированного двига-
теля выбираются на основе вариантных расчетов поршневой машины
совместно с агрегатами воздухоснабжения. Параметры выбирают ис-
ходя из условий реализации требуемой мощности, к. п. д., габаритных
размеров, массы и т. д. Например, более глубокое охлаждение на но-
минальном режиме воздуха, поступающего в двигатель, т. е. низкие
температуры Тк, целесообразно по условиям увеличения воздушного
заряда цилиндра при сохранении давления рк или уменьшения этого
давления при сохранении величины воздушного заряда. Однако по-
нижение температуры Тк связано с увеличением поверхностей охлаж-
дения или дополнительными затратами мощности на эти нужды. По-
этому для тепловозных двигателей на номинальном режиме и стан-
дартных атмосферных условиях (0,1013 МПа, 20° С) приемлемыми
считают температуры Тк 330° К.
В зависимости от типа двигателя системы воздухоснабжения имеют
свои особенности, которые были рассмотрены ранее. В двухтакт-
ном двигателе для продувки цилиндра от продуктов сгорания и его
б Зак. 1807 161
заряда свежим воздухом необходимо, чтобы на всех режимах давле-
ние воздуха перед двигателем рк превосходило давление после дви-
гателя рч, т. е. рк > рт
Двухтактный двигатель имеет также высокий коэффициент про-
дувки, что приводит к разбавлению продуктов сгорания после двига-
теля продувочным воздухом и понижению температуры отработавших
газов Тт. Значения рт и определяют уровень теплоперепада на
турбине, срабатываемого в свободном турбокомпрессоре и используе-
мого для создания давления воздуха перед двигателем. Вследствие
низкого начального значения энтальпии отработавших газов требуе-
мое давление рк может не обеспечиваться одним турбокомпрессором.
В этом случае необходимо применить вторую ступень сжатия воздуха
в компрессоре, приводимом от коленчатого вала.
В четырехтактном двигателе не накладывается ограничений на
соотношение давлений рк и рт. Коэффициенты продувки цилиндра
невысокие, что обеспечивает сравнительно высокие значения темпе-
ратур газов после двигателя Т?. Поэтому располагаемый теплопере-
пад газов оказывается достаточным для обеспечения от одного свобод-
ного турбокомпрессора требуемого давления воздуха рк на входе
в двигатель.
Рассмотрим элементы совместного расчета системы воздухоснаб-
жения и двигателя. При расчете полагаем постоянными давления га-
зов после двигателя рт и воздуха перед двигателем рк, т. е. применяет-
ся изобарная система наддува. Для схем, разобранных в гл. II, со-
блюдается материальный баланс между поршневой машиной и агре-
гатами воздухоснабжения, т. е. количества воздуха и продуктов сго-
рания сохраняются равными.
Расход топлива в единицу времени (кг/с)
Расход воздуха
G,. — a^LoB.
Суммарный коэффициент избытка воздуха
а2 = (ра,
где ф — коэффициент продувки.
Суммарное количество продуктов сгорания Gr в килограммах
и Л1гв киломолях на 1 кг сжигаемого топлива с учетом расхода возду-
ха на продувку определяется из выражений:
Gr = 1 + a^Lo',
= poasLo,
где ц0 — коэффициент молекулярного изменения;
L'o, Lg — теоретически необходимое количество воздуха со-
ответственно для сгорания 1 кг топлива, кг, кмоль.
Кажущаяся молекулярная масса продуктов сгорания /пг = Gv/Mv.
Газовая постоянная продуктов сгорания /?г — 8312/тг.
162
Количество продуктов сгорания после двигателя в единицу вре-
мени
От = (1Ч-а2Ло)В.
Продукты сгорания в комбинированном двигателе направляются
после поршневой машины в турбину. Температура газов перед тур-
биной /т определяется из внутреннего теплового баланса поршневого
двигателя. Баланс составляется на 1 кг топлива:
Ни + «2 До + Ни ф + (1 + L’o) сгрп! /т,
в г
где срт, срт — средние теплоемкости воздуха и продуктов сгорания
при постоянном давлении и температурах соответст-
венно tK и /т, кДж/кг;
ф — доля тепла, потерянная в систему охлаждения
двигателя, включая «насосные» потери в четырех-
тактном двигателе.
В левой части этого равенства составляющими подводимой к дви-
гателю теплоты являются теплота сгорания топлива и энтальпия
поступающего воздуха; в правой части — доля тепла, превращенная
в индикаторную работу, потерянная в систему охлаждения и на «на-
сосные» потери, и энтальпия продуктов сгорания.
Доля тепла ip, потерянная в систему охлаждения и на «насосные»
потери, и индикаторный к. п. д. т]; для тепловозных двигателей, по
опытным данным, т]г = 0,44 0,47; ф = 0,12 4- 0,18.
Из уравнения баланса энергии определяется температура газов
перед турбиной
т (1 + а2^)С^
Так как сТрт является линейной функцией /т, то уравнение (48)
решается относительно /т как квадратное или методом последователь-
ных приближений.
В турбокомпрессоре мощность, развиваемая турбинным колесом,
расходуется на сжатие воздуха в компрессоре. Уравнение баланса
мощности турбины и компрессора будет 7VT = NK. Используем это
уравнение для установления связей между давлением газа перед тур-
биной и давлением воздуха после компрессора. Выразим значения Ут
и NK из соотношений рабочих процессов лопаточных машин при се-
кундных расходах воздуха GK и продуктов сгорания GT:
NT= 10-3 GT nr TT /1------------
k?— 1 —1 I
\ Лт /
. 7 Lzl \ 1
У.. = 10-3 GK —— RT ( A — II —— ,
K K k-1 \ K ) т)„ад
6*
163
где т]т — эффективный к. п. д. турбины;
Лкад — адиабатический к. п. д. компрессора;
k, kT — показатели адиабат воздуха и продуктов сгорания;
R, Яг — газовые постоянные воздуха и продуктов сгорания;
лт — степень понижения давления газов в турбине;
лк — степень повышения давления воздуха в компрессоре;
Т — температура воздуха на входе в компрессор.
После подстановки в уравнение баланса мощностей и преобразова-
ний получим
___k_ kT—l RT asLp
1 kT k — 1 RrTT 1-\-o.sLq
„ kv
Равенство (49) устанавливает зависимость степени понижения
давления газов в турбине лт от степени повышения давления воздуха
в компрессоре лк и позволяет определить одну из этих величин, если
известна другая.
При выпуске газов из турбины в атмосферу и всасывании воз-
духа из атмосферы в компрессор используют соотношения:
л= ——-------; л — ——— ;
Ро + ^Рт Ро~&Рф
k — i
я—1
V -1
--------. (49)
Лт Лкад

Лкад
где рк1, Тк1 — давление и температура воздуха после компрессора;
Дрт — сопротивление на выпуске газов из турбины;
Арф — сопротивление фильтра на впуске воздуха в компрессор.
При одноступенчатом наддуве и наличии холодильника воздуха
(см. рис. 65) давление и температура на впуске в двигатель определяют-
ся из соотношений:
рк = (ро — Арф) лк — Арх;
/ й-1 \
\ Лкад /
где Арх — гидравлическое сопротивление холодильника;
А/х — величина понижения температуры воздуха в холо-
дильнике.
По опытным данным, для тепловозных комбинированных двига-
телей можно принимать:
Арт = Арф = 0,002 4- 0,003 МПа; Арх = 0,003 4- 0,005 МПа;
Т|т = 0,70 4- 0,80; Т|кад = 0,73 4- 0,85; k = 1,4; kT = 1,34.
Если задано давление рк и температура воздуха Тк на впуске,
то из приведенных соотношений определяют степень повышения дав-
164
ления воздуха в компрессоре лк и величину охлаждения воздуха в хо-
лодильнике Д/х, а затем определяют степень понижения давления
газов в турбине лт и давление газов рт перед турбиной.
При двухступенчатом наддуве и размещении холодильника после
агрегатов наддува (см. рис. 64) давление и температура на впуске
в двигатель:
Рк = (ро — Арф) Лк1лк2 — Арх;
(k-1 \ / fe-1 \
Л k —1 | | л k — 1 |
1 + —-------/ 1 + —--------/-д^,
Чкад! / \ Чкадг /
где .«, л.р2) о
Л д1 т| г ) — характеристики компрессоров ступеней наддува,
В случае размещения холодильника между ступенями наддува
выражения для определения рк и Тк должны быть составлены с уче-
том местоположения холодильника.
Если задано давление рк и температура Тк, а по условиям продув-
ки и наполнения цилиндра двухтактного двигателя выбрано давление
газов после двигателя рт, то из приведенных соотношений определяют-
ся лт, лк2, лк1, Д/х. Элементы расчета импульсной системы наддува
более сложны (см. раздел моделирование рабочего процесса).
Мощность и экономичность двигателя. От фланца коленчатого ва-
ла двигателя мощность передается потребителям энергии: тяговому
генератору (при электрической передаче) или гидравлической переда-
че, тормозному компрессору, приводу вентиляторов обслуживаемых
систем (холодильника тепловоза, охлаждения электрических машин)
и др. Мощность, измеряемую на фланце вала, называют эффективной.
Эта мощность на установившемся режиме работы меньше индикатор-
ной на величину всех механических потерь в двигателе.
Механические потери в двигателе:
1) на трение между движущимися деталями: трение поршня
и поршневых колец о стенки цилиндра, трение в подшипниках ко-
ленчатого и распределительного валов и др.;
2) на привод вспомогательных механизмов двигателя — насосов
масляного, водяных, топливных;
3) на привод агрегатов воздухоснабжения, если они приводятся
в действие от коленчатого вала;
4) на очистку и наполнение цилиндров четырехтактного двига-
теля («насосные» потери); в двухтактном двигателе этих потерь нет;
5) на сопротивление воздуха или газов движущимся деталям
шатунно-кривошипного механизма.
Эффективная мощность комбинированного двигателя с силовой
газовой турбиной
Ne = N> - NM -I- Мт,
гДе Мм — мощность всех механических потерь в двигателе;
Мт — мощность силовой турбины передаваемая на вал отбора
мощности.
165
Механический к. п. д, двигателя т|м есть отношение эффективной
мощности к индикаторной:
„ _ Ne j Мм—Мт
Пм~ Nt " 1 Nt •
Если силовая турбина отсутствует, то NT = О,
Пм=1—(50)
Средним эффективным давлением ре называется отношение эф-
фективной работы к рабочему объему двигателя. По аналогии с выра-
жением для индикаторной мощности для эффективной мощности
N е=-Ре-^. (51)
е 0,03т v
Справедливы также соотношения
Pe=^Pi=Pi—PM = Pi (J — “)•
где рм — среднее давление механических потерь, МПа.
По опытным данным, мощность механических потерь зависит в ос-
новном от частоты вращения коленчатого вала двигателя; на ее вели-
чину оказывает влияние давление воздуха на впуске в двигатель рк
и температура смазочного масла /м. Давление воздуха на впуске
определяет величину давления в цилиндре за рабочий цикл, что вли-
яет на величину удельных давлений между трущимися парами, а в
четырехтактном двигателе еще и на потери «насосных» ходов. От тем-
пературы масла зависят его вязкость и силы жидкостного трения.
Достоверное определение мощности трения может быть сделано на
основе опытных данных или расчета всех составляющих потерь, что
представляет большие трудности. Поэтому для определения мощности
механических потерь на номинальном режиме могут быть использо-
ваны опытные значения механического к. п. д. двигателей т|м:
Четырехтактный:
с наддувом: ре=1,2~ 1,8 МПа; г]м=0,804-0,92;
без наддува: ре=0,64-0,8 МПа; ^=0,754-0,80;
Двухтактные:
с наддувом: ре—0,74-0,9 МПа; т)м=0,754-0,85;
без наддува: ре=0,44-0,6 МПа; Цм=0,704-0,80.
Для тепловозных четырехтактных двигателей, по опытным дан-
ным, мощность механических потерь на других режимах работы
где 2VM0 — мощность механических потерь на номинальном ре-
жиме;
н0> Рко» ^мо> — частота вращения коленчатого вала, давление в воз-
п, Рк> душном коллекторе и температура масла на входе
в двигатель, при которых определена мощность NM0,
а также при изменившихся условиях работы.
16G
Таблица 11
Дизели
Показатели 10Д100 2Д100 11Д45 14Д40
Степень сжатия:
геометрическая е 18,6 18,6 — —
действительная е0 15,1 15,1 13,5 14,5
Коэффициент избытка воздуха:
в цилиндре а 2,0 1,85 1,84 2,0
суммарный а2 2,82 2,58 2,61 2,78
Коэффициент остаточных газов у 0,06 0,06 0,10 0,10
Давление воздуха на впуске в дви- 0,221 0,132 0,219 0,201
гатель рк, МПа
Степень повышения давления при его- 1,24 1,87 1,86 1,65
рании %
Наибольшее давление сгорания рг, 9,8 8,6 10,8 10,6
МПа
Средние давления, МПа:
индикаторное р/ 1.13 0,795 1,10 1,02
эффективное рв 0,912 0,611 0,891' 0,787

1-5Д49 2-2Д49 i 2-5Д49 1Д49 2Д70 12Д70 ЗД70 1 ПД1 М756
12,2 12,2 12,2 12,2 12,8 12,8 12,5 12,5 13,5
— — — — — — — — —
— — — — 2,22 2,05 2,1 2,1 2,1
2,15 2,37 2,12 2,10 2,35 2,21 2,27 2,28 2,6
0,03 0,03 0,03 0,03 0,02 0,02 0,03 0,02 0,03
0,235 0,246 0,287 0,31 0,24 0,23 0,294 0,162 0,172
— — — — 1,37 1,47 1,28 1,51 1,55
11,1 11.1 12,5 13,0 10,8 11,0 11,8 6,4 8,8
1,43 1,265 1,83 2,04 1,54 1,56 1,90 1,035 0,981
1,205 1,08 1,6 1,745 1,353 1,417 1,665 0,897 0,836
Показатели
10Д100 2Д100 11Д45
К. п. д.:
индикаторный тц 0,466 0,47 0,45
эффективный т]е Параметры газа перед турбиной: 0,375 0,36 0,364
давление рт, МПа 0,167 — —
температура /т, °C Фазы газораспределения, * п. к. в.: 410 400 495
открытие впускных клапанов до в. м. т. — — ,—
закрытие впускных клапанов после н. м. т. — — —
открытие выпускных клапанов’ или окон до н. м. т. 56 56 90
закрытие выпускных клапанов или окон после н. м. т. (четырехтакт- ных — в. м. т.) 56 56 52
открытие продувочных окон до н. м. т. 40 40 46
закрытие продувочных окон после н. м. т. 64 64 46
Продолжение табл. 11
Дизели
14Д40 1-5Д49 2-2Д49 2-5Д49 1Д49 2Д70 12Д70 ЗД70 ПД1 со ю S
0,44 0,468 0,470 0,449 0,446 0,47 0,476 0,467 0,438 0,43
0,34 0,384 0,392 0,392 0,39 0,414 0,433 0,409 0,38 0,366
— 0,221 0,236 0,250 0,245 — — —
500 540 485 590 610 530 545 585 530 580
— 55 55 55 48 50 50 65 80 50
— 30 30 30 36 45 45 45 35 56
90 50 50 60 68 50 50 50 70 56
52 35 35 40 60 45 45 60 83 50
44 — — — — — — — — —
44 — — — — — — —- —
По опытным данным, ак 1,9-4- 1,95; b яг 0,1 4-0,12; с « 0,8 4-
4-0,85.
При постоянной частоте вращения вала, пренебрегая влиянием
других факторов, можно положить const. Из выражения (50)
видно, что при Ne = 0 (холостой ход) Т]м = 0; по мере увеличения на-
грузки механический к. п. д. увеличивается.
Эффективным к. п. д. называется отношение количества теплоты,
эквивалентной эффективной работе, к располагаемой теплоте, внесен-
ной с топливом в двигатель:
ЗбООЛ'р 3600 /ко\
= —(52)
п и ge П и
где Вч — часовой расход топлива двигателем, кг/ч;
ge=B4INe— эффективный удельный расход топлива, кг/(кВт • ч).
Справедливы также соотношения:
Ле ~ ИмИг» §е ~ Лм§4-
Основные характеристики рабочих процессов тепловозных дви-
гателей приведены в табл. 11.
4. Рабочие процессы лопаточных машин
Турбина. Адиабатический процесс расширения газов в турбине
в координатах энтальпия i — энтропия s изображен на рис, 107
адиабатой 1*—2. Начальное состояние газа на входе в турбину ха-
рактеризуется давлением pl и температурой по заторможенному
потоку. Статические параметры газа
hi входе plt 7\. Конечное состояние
газа в статических параметрах соответ-
ствует давлению р2 и температуре 7\.
На рис. 107 также показаны изобары
Рь Р1. Р2-
Общий адиабатический теплоперепад,
срабатываемый в ступени турбины h0,
для 1 кг газа равен разности энталь-
пий его начального и конечного со-
стояний:
^0 = Й г2-
Часть общего теплоперепада может
срабатываться в сопловом аппарате,
а другая часть — на рабочем колесе
турбины. Обозначим статическое давле-
ние газа на выходе из соплового аппа-
Рис. 107. Рабочий процесс тур-
бины
рата рс, изображенное на рис. 107
соответствующей изобарой. Пересече-
ние изобары рс с адиабатой 1*—2 опре-
169
деляет температуру Та при адиабатическом расширении газа в Соп-
ловом аппарате.
Действительный процесс расширения газа в сопловом аппарате
сопровождается гидравлическими потерями, которые вызываются тре-
нием вязкого газа в пограничном слое каналов соплового аппарата,
трением частиц газа между собой и вихреобразованиями в потоке.
Эти потери увеличивают энтальпию газа на выходе из соплового ап-
парата. В результате этого действительные параметры состояния газа
соответствуют точке Ь, а линия 1*—b — действительный процесс рас-
ширения газа в сопловом аппарате. Потери в сопловом аппарате hc
выражаются разностью энтальпий hc — ib — ia. Адиабатическое
расширение газа на лопатках рабочего колеса соответствует адиабате
b — d. Адиабатический теплоперепад /i02 на рабочих лопатках выра-
жается разностью /102 — 1ь — id-
Течение газа через рабочее колесо по каналам, образованным
лопатками, сопровождается также гидравлическими потерями. Эти
потери состоят из потери на удар газа о переднюю кромку лопатки
при входе в канал, на трение в пограничном слое и вихреобразования
в потоке газа. Эти потери увеличивают энтальпию газа на выходе.
В результате этого действительные параметры состояния газа соот-
ветствуют точке е, а линия b—е — действительный процесс расширения
газа на рабочем колесе. Гидравлические потери на лопатках рабочего
колеса йл выражаются разностью энтальпий hn = ie — id.
Степенью реактивности р называют отношение адиабатического
теплоперепада на рабочих лопатках к общему адиабатическому тепло-
перепаду ступени:
р = йог . (53)
Йо Йо
Турбины условно делят на реактивные и активные в зависимости
от величины степени реактивности турбины: р = 0 — активная;
р > 0 — реактивная.
В активной ступени турбины предполагается, что весь располагае-
мый теплоперепад срабатывается до конечного давления в сопловом
аппарате (Л02 = 0; рс = р2); на рабочих лопатках турбины давление
остается постоянным. Сечение каналов соплового аппарата суживается
к выходу. Рабочие лопатки активной ступени выполняются такой фор-
мы, чтобы между ними образовались криволинейные каналы постоян-
ного сечения. В результате преобразования энергии газ на выходе из
соплового аппарата имеет большую скорость. При течении по рабочим
лопаткам газ изменяет свое направление. При повороте струи возни-
кает центробежная сила, которая давит на вогнутую сторону лопатки,
заставляя ротор вращаться.
В реактивной ступени турбины расширение газа происходит в соп-
ловом аппарате и на рабочих лопатках. Поэтому каналы соплового
аппарата и рабочих лопаток выполняют суживающимися к выходу.
На лопатки рабочего колеса оказывают воздействие не только центро-
бежные силы потока газа при изменении его направления, но и реактив-
ное давление в направлении, обратном направлению вытекающего из
170
каналов потока газов. Исследованиями показано, что величина р —
переменная по высоте лопатки и возрастает в направлении от корня
к периферии лопатки. Поэтому все турбины в той или иной степени
реактивны.
Изменение параметров газового потока происходит не только по
координате в направлении течения, например вдоль оси осевой тур-
бины, но и по радиусу. Для упрощения расчет параметров газа ведут
на среднем радиусе лопатки, считая задачу одномерной.
Рассмотрим потери в ступени турбины, кроме гидравлических потерь
в сопловом аппарате и на рабочих лопатках. При вращении рабочего
колеса возникают потери на трение колеса о газ. Если газ подводится
на части окружности рабочего колеса, т. е. имеется парциальный под-
вод, то возникают вентиляционные потери: лопатки, на которые газ
не поступает, работают как лопатки вентилятора.
Между рабочими лопатками и корпусом имеется радиальный за-
зор, который необходим для устранения задевания лопаток о кор-
пус при их деформации от температур и центробежных сил. Часть
газа перетекает через этот зазор, не участвуя в преобразовании энер-
гии. Кроме этого, газ перетекает в этом зазоре через периферийный
торец лопатки от вогнутой к выпуклой стороне лопатки из-за градиента
давлений в межлопаточном канале. Это приводит к дополнительным
потерям на трение, вихреобразование и др. В результате этих потерь
теплосодержание газа после рабочего колеса возрастает.
Газ покидает рабочее колесо с некоторой скоростью, обладая за-
пасом кинетической энергии. Кинетическая энергия, соответствующая
выходной скорости газа, в данной ступени не преобразуется в мощ-
ность, снимаемую с вала. Поэтому ее считают потерей. В многоступен-
чатых турбинах не используется лишь энергия, соответствующая вы-
ходной скорости в последней ступени. Поэтому потери с выходной
скоростью в промежуточных ступенях не являются потерями тур-
бины в целом.
Параметры состояния газа по заторможенному потоку на выходе
из ступени турбины соответствуют точке 2* с учетом потерь: на утеч-
ку газа через радиальные зазоры Лу1; на трение диска и вентиляцию
/гтв; с выходной скоростью /гв. Совершенство рабочего процесса тур-
бины оценивается рядом к. п. д. Адиабатический, или лопаточный,
к. п. д. т)ад учитывает гидравлические потери энергии в сопловом ап-
парате и в рабочем колесе:
(54)
Окружной к. п. д. т](( учитывает потери энергии в сопловом аппара-
те, рабочем колесе и с выходной скоростью:
у, ho (^с + ^л + ^в) /кк\
Т)и—
Внутренний к. п. д. т]; учитывает все потери в турбине, за исклю-
чением механических потерь на трение в подшипниках:
И.— — ha (Лс + ^л+^в + ^ут+^тв) (56)
11 ftj hg ” ' '
171
Эффективный к. п. д. г|е есть отношение тепла, эквивалентного
механической работе, которая может быть снята с вала турбины,
к располагаемому адиабатическому перепаду тепла; т]е учитывает
все потери в турбине, включая механические:
= ПмП;- (57)
Оценим влияние некоторых параметров на окружной к. п. д. осе-
вой турбины т|ц. Для этого на среднем радиусе по высоте рабочей ло-
патки рассмотрим характер изменения скоростей газа в канале рабо-
чих лопаток (рис. 108). Величина скорости q на входе в рабочие
лопатки определяется перепадом тепла, срабатываемого в сопловом
аппарате при расширении газа от давления р* до рс. Направление
каналов соплового аппарата на выходе газа соответствует углу ах,
а направление каналов рабочего колеса — углу р2.
Изменение относительной скорости течения газа в каналах лопа-
ток рабочего колеса от на входе до w2 на выходе вызывается рас-
ширением газа от давления рс до давления р2. При проходе через ка-
налы лопаток рабочего колеса газ меняет свое направление. Вслед-
ствие поворота струи и ее ускорения возникает сила, приложенная
к лопаткам. Возникновение этой силы объясняется тем, что на обеих
сторонах лопатки образуется разное давление. Если представить из-
менение давления по ширине канала в виде некоторой эпюры давлений
р (см. рис. 108), то на вогнутой стороне лопатки давление выше,
чем на выпуклой. Характер эпюры объясняется действием инерцион-
ных сил при повороте струи газа в межлопаточном канале — сил,
которые прижимают частицы газа к
вогнутой поверхности лопатки, созда-
вая на ней повышенное давление.
Обозначим векторы абсолютных и
относительных скоростей соответствую-
щими индексами с черточкой наверху.
Скорости связаны между собой вектор-
ными соотношениями:
Рис. 108. Изменение скоростей
иа лопатках турбины:
ct, с2 — абсолютные скорости вхо-
да газа на рабочие лопатки и вы-
хода из них; а5, сс2— углы, обра-
зованные векторами скоростей ci и
с2 и плоскостью вращения рабоче-
го колеса; и — окружная скорость
на среднем радиусе лопаток; w;,
w2 — относительные скорости входа
газа иа лопатки и выхода из них-.
Зь 02 — углы, образованные векто-
рами относительных скоростей с пло-
скостью вращения рабочего колеса
wi = ei — и; с2 = и + ш2. (58)
В прямой задаче следует считать
заданными значения q, ах, и, 02. Каж-
дое из приведенных соотношений позво-
ляет определить по две неизвестных
величины — Pj, wlt а2, с2. Для этого
следует воспользоваться проекциями
скоростей на ось, совпадающую с на-
правлением окружной скорости и, и
перпендикулярную к ней ось, парал-
лельную оси турбины.
Связь между скоростями на входе в
рабочие лопатки и на выходе из них
172
найдем из уравнения сохранения энергии для сечений перед
колесом и за ним в относительном движении без учета гидравлических
потерь на лопатках:
wf
т
2 ’
где ib, id — энтальпии газа в точках bad (см. рис. 107).
Тогда _______________
w2=Vwl + 2(ib—id).
Гидравлические потери на рабочих лопатках учтем коэффициен-
том ф уменьшения выходной скорости в относительном движении и,
принимая во внимание, что ib — id = h02 = ph0, получим
V® 2 2р/г0.
Гидравлические потери в сопловом аппарате учтем коэффициен-
том ф уменьшения абсолютной скорости на выходе потока газа из
аппарата. Воспользуемся уравнением сохранения энергии и выразим
= Ф У2/ц1 = Ф У2 (1 — р) h0.
С другой стороны, значения скоростей сг и могут быть выражены
с учетом тепловых потерь в сопловом аппарате hc и на рабочих лопат-
ках йл:
С1 =V2 (/г01-/гс) = У2 [(1 -р) h0 - йс];
да2=У w2 + 2 (р/г0—Йл).
Из приведенных равенств определяются относительные потери
в сопловом аппарате и на рабочих лопатках:
-^ = (1-ф2)(1-р);
ho
J_/J— Н _^L=(p2(i_p) / J— iW—Г-
ft0 2 Ь|'2 J h0 к Д cj
Относительная потеря с выходной скоростью
При адиабатическом истечении газа через сопловой аппарат и ра-
бочее колесо абсолютная скорость выхода сад = 2h0.
После подстановки в уравнение (55) значений потерь и преобразо-
ваний с учетом соотношений (58) получим выражение окружного к. п. д.
от параметров потока
г]и = 2 фУ1—pcosa/-----— + фcosfJ2х
сад сад
Ф2(1—р) + р+ (——) —2фУ1—pcosaj—— .
\ сад / сад
(59)
173
Таким образом, окружной к. п. д. зависит от отношения окруж-
ной скорости и к адиабатической скорости истечения гад, реактив-
ности р, потерь, оцениваемых коэффициентами ср, ф, и углов ах и 02.
Наибольшие значения окружного к. п. д. активной ступени (рис. 109)
достигаются при и/сая = 0,4 4- 0,5, а для реактивной при и/сап =
= 0,5 4- 0,85. В реактивной ступени по сравнению с активной обес-
печивается более широкий диапазон отношения скоростей и/<?аД, где
к. п. д. г\и имеет достаточно высокие значения. Поэтому целесообразно
применять реактивные турбины в двигателях с широким диапазоном
режимов работы по нагрузке.
Степень понижения давления газа в турбине (см. рис. 107) л* =
= p'jpz- Температура после турбины в результате адиабатического
k— 1
расширения газа Т2 = Т*/п* k .
Температура после турбины Те определяется из уравнения (54)
В результате его преобразования:
Работу адиабатического расширения 1 кг газа в турбине Лтад
согласно соотношению (19) выразим

(60)
Полезная мощность турбины в киловаттах
/Ут б?тТтадТ|е,
(61)
где GT — расход газа через турбину, кг/с;
£тад — работа адиабатического расширения газа, кДж/кг.
По опытным данным, для осевых турбин в зависимости от их раз-
меров и конструкции
Рис. 109. Зависимость окруж-
ного К. П. Д. Т]„ ОТ u/Сад ДЛЯ
ступени турбины:
р=0 — активная; р~0,5 — реактив-
ная
можно принимать: т]„ = = 0,75 4- 0,89;
т]м = 0,96 4- 0,97; и = 300 4- 350 м/с;
kv = 1,33 4- 1,34.
Более высокие значения окружного
к. п. д. относятся к многоступенча-
тым турбинам с повышенным расходом
газов. В многоступенчатой турбине сра-
батываемый теплоперепад на одной сту-
пени реактивной турбины составляет
80—120 кДж/кг. Радиальные турбины
применяют в двигателях сравнительно
небольшой мощности. При расчете этих
турбин имеются особенности, которые
здесь не рассматриваются.
Центробежные и осевые компрес-
соры. Применяются два типа лопа-
точных машин для сжатия воздуха;
174
1 2 3 4
A-A
Рис 110 Схема центробежного компрессора:
/ — вращающийся направляющий аппарат, 2— рабочее колесо
с лопатками, 3 — диффузор, 4 — выходная улитка
Рис III Схема осевого компрессора-
1 — входной направляющий аппарат, 2 — рабочие лопатки рото-
ра, 3 — направляющие лопатки, 4 — статор, 5 — ротор
центробежные и осевые. В центробежном компрессоре (рис. ПО) воз-
дух через входной патрубок поступает на лопатки рабочего колеса 2 с
абсолютной скоростью сг.
Вектор относительной скорости входа воздуха на лопатки най-
дем, вычитая из вектора абсчлютной скорости сг вектор окружной ско-
рости и, т. е. wT= ст — и.
Безударный вход на рабочие лопатки обеспечивается, когда на-
правление относительной скорости совпадает с направлением входной
кромки лопатки, т. е. рх = рхл. Угол рх образован направлениями
векторов и>! и и, а угол р1л — направлением входной кромки лопатки
и вектором и. Потоку воздуха во входном устройстве придается такое
направление, чтобы снизить входные потери. Это достигается размеще-
нием перед входом вращающегося направляющего аппарата 1 с за-
гнутыми лопатками. Воздух на рабочих лопатках изменяет направление
и движется по радиусу. В результате воздействия на поток воздуха
вращающихся лопаток и центробежных сил давление воздуха на вы-
ходе из рабочих лопаток повышается; воздух имеет также сравнитель-
но большую скорость. Далее воздух проходит по расширяющимся ка-
налам неподвижного диффузора 3, теряет свою скорость, а давление
его повышается.
В осевом компрессоре (рис. 111) воздух движется параллельно оси
вала ротора 5. Вначале воздух проходит входной направляющий ап-
парат 1 и далее движется по расширяющимся каналам сначала ра-
бочих лопаток 2, а затем лопаток 3 диффузора. Компрессор имеет не-
сколько ступеней сжатия. Лопатки 3 одновременно выполняют роль
диффузора для предыдущей ступени и направляющего аппарата
для последующей. Рабочие лопатки укреплены на роторе 5 диско-
барабанной конструкции, а направляющие лопатки закреплены в
статоре 4,
175
Рис. 112. Рабочий про-
цесс компрессора
Затрата технической работы на вращение
ротора сопровождается преобразованием ее
в потенциальную энергию давления при дви-
жении воздуха по расширяющимся каналам
рабочих лопаток. Адиабатический процесс
сжатия воздуха в центробежном или осевом
компрессоре в координатах энтальпия i —
энтропия s изображен на рис. 112 адиабатой
1*—2а . Конечное состояние воздуха на вы-
ходе из компрессора характеризуется дав-
лением pl и температурой ТЪ по затормо-
женному потоку; в статических параметрах
конечное состояние соответствует давлению р2
и температуре Т2. Параметры состояния возду-
ха на входе аналогично будут р*, Т* и ръ 1\,
Действительный процесс сжатия воздуха
в компрессоре сопровождается потерями на
трение воздуха в пограничном слое межло-
паточных каналов и внутреннее трение между частицами воздуха,
отрыв потока при движении по криволинейным каналам и вихреобра-
зования в потоке, перетекание воздуха через зазоры между лопат-
ками и корпусом. Имеются также потери на трение диска центро-
бежного компрессора о воздух, потери на удар при входе на лопатки.
Все эти потери увеличивают энтальпию воздуха на выходе из
компрессора. В результате этого действительные параметры воздуха
соответствуют точке 2*, а линия 1*—2* изображает действительный
процесс сжатия воздуха в компрессоре.
Степенью повышения давления в компрессоре Лк называют от-
ношение давления на выходе к давлению на входе:
— P^Pl-
Степень совершенства рабочего процесса неохлаждаемого компрес-
сора оценивают адиабатическим к. п. д. т)кад , т. е. отношением адиа-
батического перепада тепла ho к действительному h«:
^кад —
/г* il—i*
(62)
Если употреблять статические параметры воздуха на входе и вы-
ходе из компрессора, то определяют аналогичным образом лк и т)кад.
Для адиабатического процесса можно выразить
k—i
. у» .А. —•• 1 ь
\ р* /
Температуру Т*г на выходе из компрессора можно определить из
уравнения (62), если задано т)кад- Для этого выразим энтальпию через
теплоемкости и температуры. В диапазоне изменения температур в
компрессоре можно принять теплоемкости воздуха равными во всех
176
стадиях процесса. Тогда с учетом уравнения (62) температура Т2 оп-
ределяется
(k—\
k _1
1 + --------
*1кад
Работа адиабатического сжатия 1 кг воздуха в компрессоре по
уравнению (20) выражается
k—\
k ,
«к — 1). (63)
Мощность, потребляемая компрессором,
, (64)
Чкад
£ка=Ю-3-Мп(
R 1 \
где GK — расход воздуха через компрессор, кг/с.
Механические потери на трение в подшипниках компрессора обыч-
но суммируют с потерями турбины и выражают механическим к. п. д.
турбины и компрессора rjM. Степень повышения давления Лк в одной
ступени осевого компрессора выбирают в пределах л£ = 1,2 -е- 1,3.
Она ограничивается стремлением иметь небольшие гидравлические
потери для всего компрессора, что обеспечивает высокие к. п. д.
Пкад = 0,85 4- 0,90. Для многоступенчатого компрессора суммарная
степень повышения давления лк2 = л^, где г — число ступеней.
В одной ступени центробежного компрессора достигают более высо-
ких степеней сжатия лк = 3 4- 4 благодаря использованию центро-
бежных сил для сжатия; к. п. д. этих компрессоров п^д =0,75 4- 0,82.
Рис. 113. Характеристика турбины
турбокомпрессора ТК-34С дизеля
10Д100:
/ — п/]/'т'*=743 2 — п1Ут*-595
Рис. 114. Универсальная характеристика
приводного центробежного компрессора
дизеля 1 ОД 100
177
Характеристики лопаточных машин. В локомотивных двигателях
внутреннего сгорания лопаточные машины работают в широком диа-
пазоне изменения параметров: расхода газа, его температуры и давле-
ния, частоты вращения рабочего колеса или его окружной скорости.
Вследствие этого течение газа в проточной части лопаточных машин
на нерасчетных режимах значительно отличается от расчетных, что
приводит к изменению их к. п. д. т] и характеристики изменения
степени повышения давления л.
Применение методов теории подобия и размерности к лопаточным
машинам позволяет составить зависимости л и т] от некоторых комплек-
сов величин, которые справедливы для семейства геометрически подоб-
ных машин. Однако для практических нужд такие характеристики были
бы неудобны вследствие большого числа параметров работы машины
и рабочего тела, входящих в эти зависимости. Поэтому делается ряд
упрощений: пренебрегают изменением размеров проточных частей под
воздействием температур при изменении режима работы; пренебрегают
влиянием на характеристики изменения газовой постоянной, показате-
ля адиабаты, критериев подобия Рейнольдса и Прандтля. На основа-
нии опытных данных установлено, что при больших числах Рейнольд-
са, которые обычно имеют место при работе мощных машин, изменение
этого числа не оказывает заметного влияния на характеристики.
С учетом этих упрощений характеристики лит] представляют
зависимостями
, ( G~Vt* п \
л, ------------> тт= »
1 ' р* 1/т*)
g~Vt*
где —---------приведенный расход газа;
р*, Т* — параметры газа на входе в машину;
п/УТ*— приведенная частота вращения ротора.
Опытные характеристики центробежного компрессора строятся
в виде зависимостей
ик, Лк — / (GKnp, ИКпр)-
Приведенные к стандартным атмосферным условиям расход воз-
духа и частота вращения ротора:
„ „ 0,1013,/"ТГ •>
°кпр - ° К р* У 293 - П«пр - «к У л .
где Pi,Ti, пк — измеренные при опыте величины;
0Д013МПа,293 К — стандартные атмосферные условия.
Характеристики осевой турбины турбокомпрессора ТК-34С ди-
зеля 10Д100 при значении выходного сечения соплового аппарата
120 см2 приведены на рис. 113. Степень понижения давления газов
в турбине л* мало зависит от приведенной частоты вращения п/УТ?,
однако она заметно влияет на Универсальная характеристика
приводного центробежного компрессора дизеля 1 ОД 100 представлена
на рис. 114. Компрессор служит второй ступенью сжатия воздуха и по-
дачи его в двигатель и имеет невысокую степень повышения давления
на расчетном режиме (лк=1,22 при Gnp=5,6 кг/с; ппр=8500 об/мин).
178
Глава
V
МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ТЕПЛОВОЗНОГО
КОМБИНИРОВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ НА ЭВМ
1. Основы метода
На различных стадиях рабочего процесса в цилиндре двигателя,
агрегатах наддува, системах впуска воздуха и выпуска газов проис-
ходят разнообразные явления. Эти явления можно описать дифферен-
циальными и алгебраическими уравнениями, выражающими законы
сохранения энергии, материального баланса и уравнений состояния.
В уравнениях могут быть учтены конструктивные характеристики
двигателя, особенности протекания процессов в нем и эксплуатационные
факторы. Решение систем этих уравнений выполняется численными
методами на ЭВМ.
Математическая модель рабочего процесса позволяет исследовать
влияние многочисленных эксплуатационных и конструктивных фак-
торов на показатели работы двигателя. Достоверность модели прове-
ряется сопоставлением результатов расчета с опытными данными.
Разумеется, что для такой проверки достаточно иметь ограниченное
число опытных данных по двигателю, например на режиме номиналь-
ной мощности при стандартных атмосферных условиях. С другой сто-
роны, наличие опытных данных позволяет уточнить значения ряда по-
стоянных параметров двигателя, входящих в математическую модель
рабочего процесса, путем решения вариантов задачи при различных
значениях этих постоянных. В результате могут быть определены та-
кие значения постоянных, которые обеспечивают совпадение расчет-
ных и опытных данных с заданной точностью.
В самом общем виде параметры рабочего тела в цилиндре двига-
теля — температура и давление — изменяются под действием сле-
дующих процессов: изменения объема в результате движения поршня;
выделения тепла при сгорании топлива; теплообмена рабочего тела
со стенками цилиндра; газового обмена между цилиндром и впускными
и выпускными системами; изменения качества рабочего тела. Не все
эти процессы протекают одновременно, а организуются в двигателе
по рабочему циклу в зависимости от такта- и угла поворота коленча-
того вала. Например, выделение тепла от сгорания топлива и газооб-
мен происходят в различные периоды рабочего цикла.
Для анализа явлений в цилиндре комбинированного двигателя су-
щественное значение имеют параметры состояния газа на его грани-
цах — во впускной и выпускной системах. При составлении модели
179
рабочего процесса поршневой части двигателя будем считать, что эти
параметры известны. Однако они также подлежат определению в ре-
зультате совместного моделирования процессов в поршневой части
и агрегатах воздухоснабжения.
Направление газообмена зависит от соотношения давлений в сооб-
щающихся объемах: газ перемещается из области большего давления
в область меньшего давления. Будем рассматривать установившееся
течение газа через впускные и выпускные органы и газовую турбину.
При установившемся течении скорость газа зависит только от отноше-
ния давлений в сообщающихся объемах и не зависит от времени
и координат движущейся частицы газа. Принятые допущения не учи-
тывают влияние ускорений масс газа при его движении на образова-
ние волн давлений в объемах и трубопроводах.
В цилиндре двигателя давление рабочего тела непрерывно изме-
няется. Принимают, что во впускном коллекторе давление поддержи-
вается постоянным. В выпускном коллекторе характер изменения дав-
ления зависит от системы наддува: постоянное давление при изобар-
ной системе и переменное — при импульсной. Поэтому при расчете
газообмена в каждый данный момент направление потока газов за-
висит от соотношения давлений между цилиндром и граничными си-
стемами.
2. Принцип построения модели рабочего процесса
поршневой части двигателя
Введем следующие обозначения (рис. 115):
р, Т, G,V — давление, температура, количество рабочего тела
и объем цилиндра;
рк, Тк — давление и температура воздуха во впускном кол-
лекторе;
рт, Тт — то же в выпускном коллекторе;
dQT, dQw — элементарное количество тепла, подводимого к ра-
бочему телу соответственно при сгорании топлива
в цилиндре и за счет теплообмена со стенками;
dGK, dGK3—элементарное количество газа, поступающего в ци-
линдр из впускного коллектора (рк > р), и наоборот
(р > рк) заброс газов из цилиндра в коллектор;
dGB, dGB3 — элементарное количество газа, поступающего из ци-
линдра в выпускной коллектор (р > рт), и наоборот
(рт > р) заброс газов из коллектора в цилиндр;
dG,r — элементарное количество топлива, подаваемого в ци-
линдр;
Z, iK, i? — истинные энтальпии газов в цилиндре, впускном и вы-
пускном коллекторах;
и — истинная внутренняя энергия газа в цилиндре;
FK, Л, — сечения для прохода газа через впускные и выпуск-
ные клапаны;
F — суммарная поверхность теплообмена между рабочим
телом и стенками цилиндра, поршнем и крышкой,
180
Рис. 115. Схема газообмена в четы-
рехтактном двигателе
Независимая переменная—угол <р
поворота коленчатого вала, изме-
ряемый в радианах. Принимаем,
что V, F, FK, FB—известные функ-
ции угла <р и заданы также фазы
газораспределения:
Фк’ Фкз — начало открытия и
закрытия впускного клапана;
<рт — начало поступления
топлива в цилиндр;
Фв’ Фве — начало открытия и
закрытия выпускного клапана.
При рассмотрении процессов те-
чения газа через сечения FK, Fn
допустим, что его начальные и ко-
нечные скорости равны нулю, в ка-
ком бы направлении ни совершалось это истечение, т. е. параметры
газа определяются по заторможенному потоку. Вследствие этого рав-
ны между собой начальная и конечная энтальпии газа, поступающего
в объем при газообмене.
В самом общем виде предположим, что при заданном <р происходят
процессы выделения тепла от сгорания топлива и двусторонний газо-
обмен через впускные и выпускные клапаны.
Уравнение элементарного баланса энергии для цилиндра двигателя
при условии полного перемешивания газов в цилиндре
dQT + dQw + iKdGK — idGK3 — idGs + tTdGB3 =
- cvGdT H- udG + pdV. (65)
Здесь левая часть представляет сумму тепловой энергии, подведен-
ной к рабочему телу в результате тепло- и газообмена. Физическим теп-
лом, вносимым с впрыскиваемым жидким топливом, пренебрегаем.
В правой части первые два члена выражают изменение внутренней
энергии рабочего тела за счет изменения температуры dT и количе-
ства рабочего тела dG. Значения теплоемкости cv и внутренней энер-
гии и являются функциями температуры Т. Третий член уравнения
(65) выражает механическую работу.
Уравнение материального баланса для цилиндра
dG — dGK — dGK3 — dGB + dGB3 + dGT. (66)
Уравнение состояния рабочего тела в цилиндре
pV = RGT. (67)
Неизвестными в уравнениях (65) — (67) являются р, Т, G, QT,
Qw, Gt, Gk, GK3, Gb, Gb3. Если выразить значения дифференциалов
последних семи неизвестных функциями угла <р поворота коленчато-
го вала, то совместно с уравнениями (65)—(67) получаем систему
дифференциальных уравнений. Эта система может быть решена чис-
ленными методами на ЭВМ, например методом Рунге — Кутта.
181
В зависимости от угла поворота коленчатого вала отдельные со-
ставляющие в этой системе уравнений обращаются в нуль и система
упрощается. Например при сжатии, горении топлива и расширении
газов dGK — dGK3 = dGB = dGB3 = 0.
Для решения дифференциальных уравнений необходимо задать
начальные значения переменных. Их значения зависят от точки
процесса, где начинается счет. Например, при начале счета от момента
закрытия впускного органа (<р = <рке) очевидно, что QT = Qw = GK =
= GK3 = GB = GB3 = GT = 0. Начальные значения p, T, G могут
быть заданы произвольно и сопоставлены с теми, которые будут полу-
чены в конце рабочего цикла при этом же угле <р. Для периодических
функций р, Т, G их начальные значения должны совпадать с конечными.
Если заданная точность при этом не соблюдается, то расчет выполняют
с новыми начальными значениями. Путем последовательных прибли-
жений добиваются задания этих величин в пределах допустимой точ-
ности.
3. Модель рабочего процесса поршневой части двигателя
Из уравнения (65) в результате подстановки выражения (66) и пре-
образований получаем
dT = —— [dQT + dQw—pdV + (iK —и) dGK—(i —и) dGK3 — (i—u) dGB +
c0G
+ ^ — u)dGB3—udG^]. (68)
Удобно рассматривать смесь газов в цилиндре и в выпускном кол-
лекторе, состоящей из «чистых» продуктов сгорания ОГц и воздуха Овц,
при этом долю первых в смеси обозначим г:
г__ °гЦ
бвц4~ бгц
Тогда значения cv, i, и для смеси газов в зависимости от температуры
Т определяются методами, изложенными в гл. IV. Необходимо уточ-
нить, при каких температурах вычисляются значения энтальпий iK
и гт. Если поступлению воздуха в цилиндр GK предшествовал заброс
газов из цилиндра во впускной коллектор GK3, то вначале в цилиндр
будут поступать заброшенные в коллектор газы. Это поступление будет
продолжаться до тех пор, пока текущее GK станет больше GK3. Сред-
няя энтальпия заброшенных газов будет
. f 1'^бкз
1 ________
КЗ „ »
^КЗ
где i — энтальпия газов в цилиндре при текущей температуре Т
рабочего тела.
Интегрирование производится на интервале угла поворота колен-
чатого вала, в течение которого совершается заброс газов. Поэтому
если GK3 > GK, то iK = iK3; в противном случае необходимо вычислять
гк при температуре воздуха Тк в коллекторе.
182
Если поступлению газов в цилиндр GB3 из выпускного коллектора
предшествовал выпуск газов из цилиндра в коллектор GB, то анало-
гично
f idGB
L = *-----
Gb
Рассмотрим способы определения других неизвестных величин,
входящих в уравнение (68).
Элементарное выделение тепла при сгорании топлива в цилиндре
дизеля не поддается строгому теоретическому расчету. Поэтому ис-
следователи используют различные эмпирические зависимости. Ана-
лиз опытных данных, выполненный Б. М. Гончаром и И. И. Вибе,
показывает, что выделение тепла по углу поворота коленчатого вала
приближенно может быть выражено экспоненциальной зависимостью.
Например, Б. М. Гончар предложил зависимость
d(?T=g4 Ни -2=^- ехр / —\ dtp,
% \ фс /
где 6=1
_ -j-KT-j — угол начала выделения тепла;
Фт — угол, соответствующий подаче топлива в цилиндр;
тг — период задержки воспламенения;
к — масштабный коэффициент;
На — теплота сгорания дизельного топлива;
— цикловая подача топлива;
Фс — параметр, определяемый из опыта.
Параметр фс должен быть выбран так, чтобы удовлетворялись ус-
ловия динамики процесса сгорания в реальном двигателе. Это пред-
полагает подбор значений фс до совпадения с заданной точностью рас-
четных ршах и опытных pz значений наибольших давлений сгорания:
I Ртах — Pz I 8pl Pz = Ърс, где ер — точность подбора давлений.
При изучении влияния эксплуатационных факторов на рабочий
процесс следует исходить из такого положения, когда угол опереже-
ния подачи фт и цикловая подача топлива на изучаемом режиме
сохраняются неизменными.
Проф. А. И. Толстов показал, что определяющее влияние на сте-
пень повышения давления при сгорании X оказывает период задержки
воспламенения тг и доля тепла той части топлива ad, которое было по-
дано за этот период, т. е.
Ь = Л (Gd) + Л (ad) тг,
где od — доля топлива, поданная за период задержки воспла-
менения;
fi (ffd)’ /г (ffd) — эмпирические зависимости от od.
Для топливного насоса золотникового типа с некоторым прибли-
жением можно принять (см. рис. 83), что подача топлива od за период
задержки воспламенения является линейной функцией от тг, т. е.
od = ктг. Тогда
X = Д (кт,) + (кт,) т,.
183
Значение к определяется из закона подачи топлива в цилиндр
топливоподающей аппаратурой данного двигателя. Для целей моде-
лирования можно также аппроксимировать влияние Х{ на % квадра-
тичной зависимостью X = 1 + ахг + bxf, где а и b — опытные ко-
эффициенты для данного двигателя.
Изменение периода задержки воспламенения т; по эксперименталь-
ным и теоретическим данным проф. А. И. Толстова можно выразить
зависимостью
m
Ч'г — Ti0
1 —СП
1~СПо
(Тра
\Тар
exp
'_Е
, R
1 V
То/
где Т, р — температура и давление в цилиндре в момент впрыс-
ка топлива;
Е = 20 -103-=-25- 10s Дж/моль— условная энергия активации
дизельного топлива;
R =8,312 Дж/моль — газовая постоянная;
с = 1,6- 10-4;т « 0,5 — опытные постоянные.
Индекс «0» в этом выражении относится к режиму, для которого
период задержки воспламенения тго и все другие величины известны
и определены из опытных данных для данного двигателя.
Таким образом, приведенные зависимости для тг и %, в которых
используются опытные данные двигателя, позволяют выбрать вели-
чину q>c в выражении для элементарного выделения тепла при сгора-
нии топлива.
Элементарное количество тепла dQw, подводимое к рабочему телу
за счет газообмена со стенками цилиндра, определяется из уравнения
теплоотдачи
dQw = <x,F (Tw — Т) dt,
где а — коэффициент теплоотдачи от газов к стенкам, кДж/(м2 • К);
F — поверхность теплообмена, м2;
Тц, — условная постоянная средняя температура стенки;
Т — температура газов в цилиндре;
t — время, ч.
Для определения коэффициента теплоотдачи отечественные и за-
рубежные исследователи предложили ряд эмпирических зависимостей
вида
а = кС^р6Г,
где р, Т — параметры газа в цилиндре;
Ст — средняя скорость поршня;
а, Ь, с — опытные показатели степени.
Значения показателей а, Ь, смогут приниматься: а = 0,33, b = с =
= 0,5 — по Эйхельбергу; а = b = 0,78, с — — 0,52 — по Вошни.
Коэффициент к должен быть определен подбором так, чтобы тем-
пературы газа в конце расширения или на выпуске перед турбиной
соответствовали значениям, известным для данного двигателя из опыт-
ных данных. Подбор коэффициента к компенсирует неточности за-
дания температуры стенки Tw.
184
Между временем t и углом ср при заданной частоте вращения ко-
ленчатого вала п существует связь
t ——2— откуда dt~—-—dtp.
60п-2п 120 ли
Элементарный расход газа dGt через сечение Ft определяется урав-
нением
dGt P'iF iPiC^dtf
где pi£ — коэффициент расхода;
Ft — сечение, м2;
рг — плотность газа в сечении, кг/м3;
ct — скорость газа в сечении, м/с;
t — время, с.
Для адиабатического процесса истечения при заданных начальных
параметрах газа plt 1\ и конечном давлении р2
Рг^Рг/^^г); i2),
где конечные температура Т2 и энтальпия /2 определяются методами,
изложенными в гл. IV.
Дифференциал времени dt в выражении элементарного расхода га-
за должен быть выражен в секундах через дифференциал угла dtp
и частоту вращения вала п.
Коэффициенты расхода р принимаются по опытным данным, по-
лученным при специальных испытаниях на пропускную способность
впускных и выпускных органов. При отсутствии этих данных коэффи-
циенты расхода могут быть определены в процессе моделирования по
известным из опыта расходам газа через двигатель G и давлениям
в системе, например давлением в выпускном коллекторе рт. С этой
целью необходимо воспользоваться
известными выражениями полного
дифференциала функций G и рт от
двух независимых переменных рк
и рв:
.г, dG < । 0G ,
dG = — dji„ + —— dpB;
ОЦк УЦв
#т=-^ 4ч + -^- dfiB.
Значения частных производных
расхода и давления, т. е. коэффи-
циенты влияния, устанавливаются в
результате расчетов изменения G
и рт от изменения коэффициентов ц
(рис. 116). Взяв одну из предвари-
Рис. 116. Влияние коэффициентов
расхода цк и |1В на расход газа
G, давление р? и температуру ti
в выпускном коллекторе
185
тельных расчетных точек, для которой определены значения G, рт,
рк и рв, можно вычислить
AG = Go — G; Дрт =* рт0 — рт;
где Go и рт0—значения расхода и давления по опытным данным для
данного режима.
Из двух уравнений полных дифференциалов при вычисленных
моделированием коэффициентах влияния определяются приращения
Лрк и Лрв. Тогда скорректированные по опытным данным коэффициен-
ты расходов будут:
РкО рк Арк, РвО Рв + Дрв*
Увеличение количества газов за счет сгорания топлива dGT опре-
деляется из уравнения выделения тепла при сгорании dGT =
Выразив в уравнении (68) все его составляющие правой части,
получаем систему дифференциальных уравнений процессов поршне-
вой части двигателя. Эта система видоизменяется и решается в за-
висимости от угла q> поворота коленчатого вала.
4. Модель продувки цилиндра при послойном движении
воздуха и газа
При выводе уравнения (68) предполагалось, что продувка цилиндра
происходит в результате перемешивания поступающего в цилиндр
воздуха с продуктами сгорания и удаления смеси через выпускные
органы. Для двухтактных двигателей с прямоточной продувкой при-
меняется гипотеза послойного движения воздуха и продуктов сгора-
ния, Конечно, такая идеализация явлений условна и может рассма-
триваться приемлемой на некоторой стадии процесса от начала про-
дувки. На этой стадии из цилиндра в выпускные органы удаляются
только продукты сгорания, вытесняемые воздухом.
Рис. 117. Схема продувки
цилиндра двухтактного дви-
гателя
Разделим условно объем цилиндра V
на два объема — и У2 (рис. П7).
Объем Vi занимает воздух, поступающий
через впускные органы из ресивера; в
объеме V2 находятся продукты сгорания,
которые удаляются через выпускные ор-
ганы в выпускной коллектор. По-прежне-
му будем рассматривать газы в объеме У2
состоящими из г долей «чистых» продуктов
сгорания и (1 — г) долей воздуха. Обоз-
начения величин для выделенных объемов
даны на рис. 117. Очевидно, что давления
в объемах равны, т. е. рг = р2 = р.
Составим уравнения баланса энергии
и вещества для объема Уг и для всего
объема V:
186
dQwi + h,dGK— i]dGK3 — -|- u1T1dG1 -j- pdVp, (69a)
dQu>2 ~b dQwi ~b lftdGK iydGK3 i2 (dGB dGB3) —
— Cvi^idT]^ + UjTidGj. + cv2G2dT2 4* u2T2dG2 + pdV', (696)
dGx = dGK — dGB3; (69b)
dG2 = — dGB + dGB3. (69r)
Присоединим сюда уравнения состояния:
pVr = R&Tp, (69д)
pV = R&I\ + Я262Т2. (69e)
Полагая R = Rr = R2, из этих уравнений находим
Vx = mV, (69ж)
где
Gi Л
,72 =-------------------------—1.
01Л+G2T2
Из уравнения (69ж) может быть найдено значение полного диффе-
ренциала dVj_ и подставлено в уравнение (69а).
После подстановок, преобразований и некоторых упрощений
уравнения (69а) и (696) приводятся к нормализованному виду:
[i + a)dQ^--a-d~~-------pdV + (iK—мх) dGK —
dT^------
cviGi .
G1 ^1) (^2 ^2) <*СВз)1,
1—MQw2+(&—QdQbpi
Cp2 ^2
(70)
dT2
(1 — tn) k
pdV -j- (i'K ux) dGK
— (2’1 — «1) dGB3—(i2 — u2) (dGB—dGB3)], (71)
где a = m(k— 1); b= 1 + (1—m)(k—1).
_ ^14~^2
2
ki, k2 — показатели адиабат для газов в объемах Vx и ^2-
Остальные неизвестные, входящие в уравнения (70) и (71), опре-
деляются из соотношений, рассмотренных ранее.
Послойное вытеснение продуктов сгорания может рассматриваться
до тех пор, пока в цилиндре должно сохраниться некоторое количест-
во остаточных газов, которое определяется эффективностью данной
схемы продувки. В дальнейших процессах газообмена может участ-
вовать воздух или смесь газов.
Различие в моделировании газообмена двухтактного двигателя
10Д100 для случаев послойного вытеснения газов и перемешивания
наглядно видно из рис. 118. Давления в цилиндре в обоих случаях
изменяются одинаково. На интервале фв — фк происходит свободный
187
Рис. 118. Изменение давлений р и
температур в цилиндре дизеля 1 ОД 100
при газообмене:
1 — послойное вытеснение; 2 — перемешива-
ние; фв, фве — моменты открытия и закры-
тия выпускных окон; фк, фке — то же
впускных окон
выпуск газов из цилиндра в вы-
пускной коллектор под действием
разности давлений в цилиндре и
коллекторе (рт =0,17 МПа). После
открытия впускных окон (срк =
= 134° от в. о. м. т.) до <р = 153°
давление в цилиндре превышает
давление во впускном ресивере
(рк = 0,215 МПа), в результате
чего происходит заброс газов из
цилиндра в ресивер наряду с уда-
лением газов в выпускной коллек-
тор. После того как давление в
цилиндре станет ниже давления
в ресивере, происходит продувка
цилиндра. При послойном вытес-
нении средняя температура газов
во всем объеме цилиндра пони-
жается достаточно быстро и при
<р = 198° количество остаточных газов достигает 5%, т. е. у =
= 0,05, что находится в пределах допустимого для данного типа про-
дувки. В дальнейшем температура изменяется мало, и в момент за-
крытия впускных окон (фке = 237° п. к. в.) Т = 360 К. В отличие от
этого при перемешивании температура в цилиндре при продувке не
падает ниже 400 К, и в момент закрытия впускных окон Т = 418 К
и у = 0,20. Эти значения Т и у не соответствуют реальным процессам
в двигателе с прямоточной продувкой.
5. Моделирование агрегатов воздухоснабжения,
впускных и выпускных систем
В результате моделирования поршневой части двигателя опреде-
ляется количество отработавших газов, удаляемых в выпускную си-
стему и поступающих в газовую турбину турбокомпрессора:
G = GB — Свз-
Средняя энтальпия газов iT перед турбиной будет
• J idG%—J iB3 GB3
‘T gb—gB3
Доля «чистых» продуктов сгорания в отработавших газах
г __
т GB-GB3
По значениям iT и гт определяется температура газов перед тур-
биной. Для этого следует выразить энтальпию смеси соотношениями
(7) и решить квадратное уравнение. При охлаждении выпускных кол-
188
лекторов необходимо учесть понижение температуры газов перед тур-
биной Тт за счет их охлаждения. Величина понижения температуры
должна быть определена из опытных данных.
Расходы газов через двигатель определены для произвольно взя-
тых значений давлений воздуха во впускном коллекторе рк и газов
перед турбиной рт. Необходимо найти расчетное давление газов перед
турбиной ртр, которое следует создать для пропуска количества газов G
с начальной температурой Тт. С этой целью могут быть использованы
опытные или расчетные характеристики турбины (см. гл. IV), или
сечение соплового аппарата Fc, степень реактивности р и давление
на выпуске из турбины р0 + Арт. Для определения давления после
соплового аппарата турбины используется выражение (18) относитель-
ного изменения энтропии при адиабатическом процессе течения газа.
Используя соотношения, приведенные в разделе рабочих процессов
лопаточных машин, подбором находят такое значение давления перед
турбиной ртр, которое обеспечивает пропуск расчетного количества
газов G через сечение Fc. После этого, задавшись к. п. д. турбины, оп-
ределяется ее мощность NT. Из баланса мощностей турбины и ком-
прессора NT = определяется степень повышения давления возду-
ха в компрессоре при расчетном расходе газа. Для определения мощ-
ности компрессора необходимо задать его адиабатический к. п. д.
После того как найдена степень повышения давления, рассчитывается
температура воздуха после компрессора. В зависимости от темпера-
туры и давления воздуха после сжатия в компрессоре находят расчет-
ные температуру Твр и давление ркр воздуха перед впускными орга-
нами двигателя. Способ определения этих величин зависит от схемы
наддува и рассмотрен в гл. IV.
Для определения степени повышения давления воздуха в привод-
ном центробежном компрессоре необходимо использовать выражение
адиабатической работы компрессора в зависимости от лк, т. е. LK =
= f (лк). Адиабатическая работа сжатия 1 кг воздуха в приводном
компрессоре LK на произвольном скоростном режиме связана с работой
на исходном режиме Ак0 соотношением
£ ~ J ( Пк У
= Ско I I >
\ пко /
где пк, пк0 — частота вращения ротора на произвольном и исходном
режимах.
Обычно из опытных данных известно значение степени повышения
давления воздуха лк0 на исходном режиме при частоте вращения
пк0. Поэтому величину Ак0 для исходного режима следует считать
известной. Тогда определяется адиабатическая работа сжатия в при-
водном центробежном компрессоре при заданной частоте вращения нк
и степень повышения давления воздуха в нем.
Величина охлаждения воздуха AZ в водовоздушном холодильнике
наддувочного воздуха может быть определена из выражения AZ =
= т]х — tB), где tlt tB— температура воздуха и воды на входе
в холодильник; г)х — коэффициент эффективности холодильника.
189
По опытным данным, для тепловозных двигателей = 0,75 0,90,
а изменение температуры воды на входе в холодильник при наруж-
ных температурах t0 = 20 4- 40° С выражается линейной зависимостью
tB = а 4- bt0, где а = 45 4- 50° С; Ъ = 0,85 4- 0,95.
В результате расчета агрегатов воздухоснабжения и холодильника
наддувочного воздуха определяются давления газов перед турбиной
ртр, воздуха перед впускными органами двигателя ркр и температура
воздуха Ткр.
Расчетные значения ртр, ркр, TKV должны соответствовать в пре-
делах допустимой точности принятым для расчета рт, рк, Тк. Если за-
данныеусловия точности не соблюдаются, то следует корректировать
исходные данные и повторить весь расчет комбинированного дви-
гателя.
Для систем с импульсным наддувом давление газов перед турбиной
рт изменяется в зависимости от угла поворота коленчатого вала <р.
Для определения переменных давлений рт и температур Тт в выпуск-
ном коллекторе при импульсном наддуве необходимо дополнить си-
стему дифференциальных уравнений двигателя уравнениями сохра-
нения энергии, материального баланса и уравнения состояния газа для
коллектора:
t/Qк I idGв CpG^^dT^ 4~ ^кт^^кт ~ Ек dp?, (72а)
d'GKT = dGB — dG.[T; (726)
ртЕк = RTGKTTr, (72в)
где dQK — внешний подвод элементарного количества тепла к газу
в коллекторе;
dGB — элементарное количество газа, поступающего из цилинд-
ра в коллектор;
dGTT — элементарное количество газа, вытекающего через
турбину;
GKT — переменное количество газа в коллекторе;
Ек — объем коллектора;
i, »кт — энтальпии газа, поступающего из цилиндра и вытекаю-
щего через турбину;
ср — теплоемкость газа в коллекторе.
В правой части уравнения (72а) первые два слагаемых выражают
изменение энтальпии газа в коллекторе за счет изменения температуры
Тт и количества газа GKT. Для охлаждаемого коллектора dQK < 0;
для неохлаждаемого можно принять dQK — 0.
В коллектор выпускаются газы из нескольких цилиндров со сдви-
гом фаз. Если фазы выпуска из отдельных цилиндров перекрывают-
ся, то необходимо в уравнениях (72а) и (72в) учесть поступление га-
зов в коллектор из этих цилиндров с соответствующими энтальпия-
ми I, определяемыми на различных участках протекания процессов
в цилиндре.
190
6. Использование модели рабочего процесса
Математическая модель рабочего процесса содержит многие по-
стоянные коэффициенты двигателя, которые характеризуют особен-
ности его конструкции, организации и условий протекания рабочего
процесса. Поэтому модель может быть использована для изучения
влияния на показатели работы двигателя многообразных эксплуата-
ционных и конструктивных факторов: атмосферных условий, гидрав-
лических сопротивлений фильтров и холодильников воздуха, отло-
жений нагаров по газовоздушному тракту, систем наддува, фаз газо-
распределения и др.
Моделирование рабочего процесса рассмотрим на примере дизеля
10Д100. Предположим, что требуется изучить влияние на показатели
работы двигателя отложений нагаров на выпускных окнах втулки
цилиндра. В качестве основы для моделирования принимаются сле-
дующие исходные конструктивные данные:
7(ф) — зависимость изменения объема цилиндра от угла
поворота коленчатого вала; для дизеля 1 ОД 100 отсчет
угла ф будем вести по нижнему валу;
— Дф)— скорость изменения объема по углу п. к. в.;
/’’(ф) — зависимость изменения внутренних охлаждаемых по-
верхностей цилиндра от угла п. к. в.;
ТДф), Л»(ф) — зависимость изменений сечений впускных и выпуск-
ных окон втулки цилиндра от угла п. к. в. при от-
сутствии отложений нагаров;
CfK' — фазы газораспределения (см. табл. 11);
тв^ тве> тт/
Fc — сечение соплового аппарата турбины турбокомпрес-
сора: Fc = 1,28 - 10-2 м2;
р — реактивность турбины турбокомпрессора: р = 0,4.
Для определения зависимостей V (ф) и F (ф) используются постоян-
ные двигателя:
степень сжатия геометрическая е = 18,6;
отношение радиуса кривошипа к длине шатуна:
нижний поршень — 0,185;
верхний поршень — 0,217;
сдвиг фазы вращения верхнего кривошипа к нижнему 12° п. к. в.
Режим номинальной мощности при стандартных условиях харак-
теризуется величинами: п = 850 об/мин; р0 = 1,013 • 10® Па; То =
= 293 К; = 1 • Ю“3 кг/цикл [цикловая подача топлива по удель-
ному расходу топлива 0,23 кг/(кВт • ч)1;
По опытным данным можно принять:
цкад — адиабатический к. п. д. центробежного компрессора турбо-
компрессора —0,76; т)"ад—то же приводного компрессора 2-й ступени—
0,73; т]т — эффективный к. п. д. турбины турбокомпрессора — 0,73;
т]х — коэффициент эффективности охладителя наддувочного возду-
191
ха — 0,85; <рт — начало фактической подачи топлива в цилиндр —
(—4°); <рг — период задержки воспламенения топлива на номиналь-
ном режиме—5°; tB — температура воды на входе в холодильник над-
дувочного воздуха—50° С; tBK— температура воды, охлаждающей
выпускной коллектор, — 70°С; tw — средняя температура стенок
камеры сгорания — 200° С; лкз — степень повышения давления воз-
духа в приводном центробежном компрессоре на номинальном режи-
ме — 1,22.
Для условий поставленной задачи значения п, р„, То, и приве-
денных выше опытных данных (за исключением <рг) принимались по-
стоянными. Однако для других условий моделирования их значения
могут меняться как независимые переменные или корректироваться
по опытным данным в соответствии с протекающими процессами.
Величины гидравлических сопротивлений фильтра воздуха на
входе в компрессор и охладителя наддувочного воздуха принимаются
пропорциональными квадрату скорости воздуха и определяются из
соотношения
л t °2Г
р
где G,T, р — соответственно расход, температура и давление
воздуха на входе в аппарат, кг/с, К, Па.
По опытным данным, для дизеля 1 ОД 100 на номинальном режиме
значения сопротивлений составляют: фильтр воздуха Арф = 0,02 х
X 10® Па; охладитель воздуха Арх = 0,03 • 105 Па. По этим данным
определены коэффициенты сопротивлений: = 1,17 • 104; сх =
= 2,2 104. Сопротивления на выпуске из турбины были приняты
постоянными: Арт = 0,02 • 105 Па.
В результате предварительного моделирования было определено
влияние коэффициентов истечения через впускные и выпускные окна
втулки цилиндра и постоянных в уравнениях коэффициентов теплоот-
дачи в цилиндре и выпускном коллекторе на расход воздуха двигателем,
давление и температуру в выпускном коллекторе и др. Это позволило
уточнить указанные константы, используя опытные данные двигателя
на номинальном режиме: расход воздуха — 5,5—5,7 кг/с; темпе-
ратура газов перед турбиной—410° С; давление газов в выпускном
коллекторе—0,170 — 0,175 МПа. В результате были определены по
опытным данным следующие константы:
Нк — средний коэффициент истечения через впускные окна 0,68;
р,в — то же через выпускные окна 0,61;
— константа коэффициента теплоотдачи от газов к стенкам ци-
линдра 0,013;
кк — то же от газов к стенкам выпускного коллектора 2,5 • 10-4.
Отложение нагаров на выпускных окнах уменьшает их сечение
Дв (ф), ЧТо вызывает изменение расхода газа через окна GB. В урав-
нении элементарного расхода газа (16) эффективное сечение оцени-
вается произведением рв FB. Для определения элементарного расхода
газа не имеет значения, какая из этих двух величин изменяется. Для
упрощения принято, что эффективное сечение изменяется пропорцио-
192
нально коэффициенту истечения цв. Это означает, что фазы газорас-
пределения не изменяются, т. е. нагар не откладывается на верхней
и нижней кромках окон и его отложения происходят на боковых (вер-
тикальных) кромках.
Значения теплоемкости св, внутренней энергии и и энтальпии i
для воздуха и продуктов сгорания принимаются по зависимости (7).
На схеме моделирования рабочего процесса дизеля 10Д100 (рис. 119)
указана последовательность вычислений и в позициях указаны интер-
валы изменения угла поворота коленчатого вала <р как независимой
переменной и задаваемые или вычисляемые величины.
ВШ постоянных
Задание начальных значений
(РкДт. ^К'Р’Р’ Гр)
I
Сжатие у>сч>£ У>
. ПС .. I
(p,r,Hw, !,?[, Л)
Сжатие 9,-г<9>-Уг
ч
а
3
ез
05
«3
Горение £fp
(Р,Т,0.у1,г Pmax>P)
/Лпах
Да
Расширение £УВ
(P,C,Pw>r,L)
9
СВододный Выпуск <У>£
(Р, Р’
ПродуВка &,(< У £ УВЕ
(р> ,GK, GKB ,frg3,r,L)
До заря дна
iG к, Р хз Д)
Система наЗЗуВа
Рис. 119. Схема моделирования рабочего процесса дизеля 10Д100
7 Зак. 1807 193
Расчет начинается с момента закрытия впускных окон (<р — фке),
после которого происходит процесс сжатия. Для решения системы диф-
ференциальных уравнений и расчета индикаторной диаграммы необ-
ходимо задать начальные и граничные условия. В первом приближе-
нии задают: рк, рт—давление во впускном и выпускном коллекторах;
Тк — температура во впускном коллекторе; р, Т — давление и тем-
пература газов в цилиндре в начале сжатия при ср = <рке; г0 — доля
чистых продуктов сгорания в цилиндре.
Количество воздуха и чистых продуктов сгорания в цилиндре оп-
ределяется из уравнения состояния и начальных данных. Начальные
значения других переменных, входящих в уравнение (68), принимаются
равными нулю. Далее решают систему дифференциальных уравнений
методом Рунге — Кутта. Систему решают с постоянным шагом Atp
независимой переменной, при этом на участках с малой скоростью
изменения давлений и температур принимают Д<р — 4 -4- 5°, а на
других участках Д<р = 2°.
В результате решения определяются давление р и температура Т
газов в цилиндре, а также другие переменные, входящие в систему
уравнений.
Для расчетных значений р и Т в момент <р — срт определяют пе-
риод задержки воспламенения т;, а следовательно, и угол начала вос-
пламенения топлива фг, а также степень повышения давления при сго-
рании X. Далее заканчивается расчет процесса сжатия на интервале
Фт < Ф < Фг и определяется расчетное наибольшее давление сгорания
pz — hp, где давление в цилиндре р принимается при <р — срг. Выбе-
рем значение ф = фр заранее лежащим за максимумом кривой давле-
ния, например фр = 30°. При моделировании процесса горения на
интервале фг < ф < ФР необходимо подобрать параметр срс в урав-
нении выделения тепла dQT/d(p так, чтобы выполнялось условие
I Ртах Pi\
гДе Ртах — наибольшее давление р на интервале;
ер — точность сходимости расчета.
Подбор фс производится методом последовательных приближений,
например методом хорд. После этого последовательно выполняются
расчеты, указанные на рис. 119.
Расчет поршневой части завершается при ф = фке в момент закры-
тия впускных окон. В результате расчета поршневой части определяет-
ся количество газа GT за рабочий цикл, поступившее в выпускной кол-
лектор, и суммарная его энтальпия ZT. Из этих данных определяется
энтальпия единицы массы газа tT = ZT/GT и температура газа перед
турбиной Тт с учетом его охлаждения в выпускном коллекторе.
При расчете турбины турбокомпрессора определяется методом
последовательных приближений давление газа перед турбиной ртр,
обеспечивающее пропуск его в количестве GT, поступившем в выпуск-
ной коллектор, и определяется мощность турбины. Из баланса мощ-
ности турбины и компрессора определяется степень повышения дав-
ления воздуха в компрессоре лк1 и температура воздуха на выходе Тк1.
194
Далее последовательно рассчитывают приводной центробежный
компрессор 2-й ступени наддува и охладитель наддувочного воздуха
с определением мощности NK2, степени повышения давления лк2,
температуры на выходе Тк2, давлений ркр и температур Ткр воздуха
во впускном коллекторе.
Условиями сходимости решений являются абсолютные значения
разностей принятых и расчетных значений давлений во впускных и
выпускных коллекторах:
/рк Ркр/ *^8!» /рт Ртр/ ^2,
где 8^ е2 — заданные точности сходимости.
Если эти условия не соблюдаются, то можно применить метод ите-
раций и задать новые начальные условия: рк = ркр; рт = ртр; Тк =
= 7\р, а начальные значения давлений и температур в цилиндре при-
нять равными их значениям конца расчета поршневой части при ср =
= Фке- Расчет повторяется до момента, когда будут выполнены ус-
ловия сходимости.
Индикаторная диаграмма рабочего процесса дизеля 10Д100 на
номинальной мощности при стандартных атмосферных условиях (р0 =
= 1,01 • 105 Па, t0 = 20° С), полученная в результате расчета мате-
матической модели на ЭВМ, представлена на рис. 120. На том же ри-
сунке нанесены опытные данные, полученные путем индицирования
на одноцилиндровом двигателе ОД 100. Сопоставление показывает, что
математическая модель рабочего процесса достоверно отражает ка-
чественные и количественные характеристики реальных процессов
tfntl -во -60 -w -10 0 10 60 60 80 100 120
Рис. 120. Индикаторная диаграмма дизеля 10Д100:
М — опытные данные
7*
195
Рис. 121. Изменение мощности
и к. и. д. дизеля 10Д100 в зави-
симости от уменьшения эффек-
тивного сечения выпускных
окон втулки цилиндра
Рис. 122. Влияние уменьшения
эффективного сечения выпуск-
ных окон на показатели работы
дизеля 1 ОД 100
196
В результате расчета модели опреде-
ляется ряд других показателей работы
двигателя: мощность, к. п. д., расходы
воздуха и газов, температуры и давле-
ния в характерных точках газовоздуш-
ного тракта и др. Эти расчетные пока-
затели должны быть также сопоставлены
с опытными данными двигателя на кон-
трольном режиме. Если расчетные и
опытные данные соответствуют друг
другу, то математическая модель может
быть использована для исследования
влияния различных факторов на показа-
тели работы двигателя.
Зависимости изменения показателей
работы дизеля 10Д100 от уменьшения
эффективных сечений выпускных окон
втулки цилиндра (рис. 121, 122) полу-
чены в результате расчета математичес-
кой модели рабочего процесса поршне-
вой части двигателя совместно с агрега-
тами воздухоснабжения при частоте вра-
щения коленчатого вала 850 об/мин и
постоянной цикловой подаче топлива,
соответствующей номинальной мощно-
сти. Эффективные сечения выпускных
окон оцениваются произведением pBFB,
где цв — коэффициент истечения и FB —
сечение окон. Сечения окон уменьша-
ются в эксплуатации при отложении на
окнах нагаров.
Отложение нагаров на выпускных
окнах вызывает уменьшение эффектив-
ной мощности двигателя Ne, индикатор-
ного т]г и эффективного т]е к. п. д.
Индикаторный к. п. д. уменьшается
из-за понижения коэффициента избытка
воздуха для сгорания а при уменьше-
нии расхода воздуха через двигатель.
На изменение механического т]м к. п. д.
оказывает влияние величина затраты
мощности на приводной центробежный
компрессор, которая прямо пропорцио-
нальна расходу воздуха. Отложение
нагаров на выпускных окнах сопровож-
дается увеличением температур отрабо-
тавших газов перед турбиной /т и
температур характерной точки порш-
ня /п. Уменьшение коэффициента из-
бытка воздуха а и рост температур /т и tn указывают на заметное уве-
личение тепловой напряженности работы цилиндро-поршневой груп-
пы и деталей проточной части турбины турбокомпрессора. Частота
вращения ротора турбины пт понижается, и при уменьшении эффектив-
ного сечения окон свыше 20% работа центробежного компрессора
приближается к границе помпажа. Этот режим характеризуется малым
расходом воздуха и достаточно высокими степенями повышения дав-
ления, что приводит к срыву воздушного потока в проточной части
компрессора, колебаниям давлений воздуха в ресивере и неустойчивой
работе двигателя.
При отложении нагаров на выпускных окнах увеличивается за-
брос газов из цилиндра в воздушный ресивер в период свободного вы-
пуска и продувки цилиндра. Выброшенные из цилиндра в ресивер
продукты сгорания имеют достаточно высокую температуру и в начале
продувки возвращаются в цилиндр. Вследствие этого ухудшается про-
цесс очистки цилиндра свежим воздухом от продуктов сгорания. Дав-
ление газов перед турбиной рт понижается более интенсивно, чем дав-
ление воздуха в ресивере рк; уменьшаются также наибольшие давления
сгорания в цилиндре.
Зависимости изменения показателей работы двигателя от эксплуа-
тационных факторов могут быть использованы для установления ра-
циональных сроков обслуживания и текущих ремонтов, а также для
выбора диагностических параметров состояния двигателя. Например,
из рис. 121 и 122 следует, что в качестве диагностических параметров
состояния выпускных окон дизеля 10Д100, кроме изменения мощно-
сти, может служить перепад давлений рк — рт между ресивером и вы-
пускным коллектором и температура газов перед турбиной Лг.
Глава
VI
ДИНАМИКА ШАТУННО-КРИВОШИПНОГО МЕХАНИЗМА
ТЕПЛОВОЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Кинематика механизма
Силы, действующие в шатунно-кривошипном механизме при работе
двигателя на различных режимах, необходимо учитывать при расчете
деталей на прочность, определении степени уравновешенности двига-
теля, характера и величины колебательных явлений, возникающих
в механизме или передаваемых на опоры двигателя, оценке износов
деталей, анализе причин повреждений их в эксплуатации и т. д. Уста-
новим зависимости между перемещением s, скоростью v и ускорением /
поршня от угла <р поворота коленчатого вала для аксиального шатунно-
кривошипного механизма однорядного двигателя (рис. 123). Начало
координат совпадает с верхней мертвой точкой (в. м. т.) поршня,
а отсчет угла <р ведем в направлении вращения от положения криво-
шипа, соответствующего этой точке.
Перемещение поршня определяется из проекций звеньев механиз-
ма на ось цилиндра:
s = R + L — (R cos <р + L cos ₽) = R [ (1 — cos <р) + 4- (1 —cos₽)I,
Л
где R — радиус кривошипа;
L — длина шатуна;
-1 R
— отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;
[3 — угол отклонения шатуна от оси цилиндра.
Условимся, что угол (3 положителен (₽ > 0), если шатун откло-
няется в направлении вращения кривошипа, и наоборот. Заданы зна-
чения R, L и <р. Из треугольника, образованного сторонами R, L и уг-
лами ф и ₽, определяем
cos (3 = V1 — X2 sin2 <р.
Зависимость перемещения поршня от угла поворота кривошипа
и геометрических размеров механизма будет иметь вид
—COS ф)-|—— (1 ——Х25Ш2ф)1 .
L J
Выражение 1 — X2 sin2 ф можно разложить в степенной ряд.
Учитывая, что величина X мала (X 0,18 0,3), для практических
расчетов достаточно ограничиться членами, содержащими первую
198
степень величины X. Тогда с достаточным
приближением можно выразить
S
г 1 1
s*R (1—coscp)+—(1—cos 2ф) . (73)
На установившемся режиме при заданной
угловой скорости вращения вала со
<р = cat, где t — время, а со = лп/30.
Скорость поршня определяется диффе-
ренцированием перемещения по времени
v~~^~ =£<j>^sin<p +-у sin2(pj. (74)
Ускорение поршня находится в резуль-
тате дифференцирования скорости по времени
/ — R(a2 (cos <р 4- X cos 2<р). (75)
Рис. 123. Схема шатунно-
кривошипного механизма
и действующих в нем сил
для однорядного двига-
теля
Зависимости (73) — (75) служат для опре-
деления перемещения, скорости и ускорения
поршня от угла поворота кривошипа, угловой
скорости и геометрических размеров аксиаль-
ного шатунно-кривошипного механизма.
В приложении в конце книги приведены значения s, v и / для оте-
чественных тепловозных дизелей через 10° угла поворота коленчатого
вала. Характер изменения s, v и / нижнего поршня дизеля 10Д100
за один оборот нижнего коленчатого вала показан на рис. 124.
Рис. 124. Зависимости пути, скорости и ускорения от угла поворота
кривошипа для нижнего поршня дизеля типа Д100 при 850 об/мин
199
Рис. 125. Схема шатунно-кри-
вошипного механизма и дейст-
вующих в нем сил для V-об-
разного двигателя с прицеп-
ным шатуном
Перемещение поршня от
Формулы (73) — (75) используются
также для определения кинематики
движения поршня V-образного двига-
теля с вильчатыми или смещенными
шатунами.
В V-образном двигателе с прицеп-
ными шатунами (рис. 125) в боковом
цилиндре шатун соединен шарнирно с
главным шатуном при помощи пальца,
расположенного на кривошипной голов-
ке главного шатуна.
Примем следующие обозначения: 7? —
радиус кривошипа; г — расстояние от
оси пальца прицепного шатуна до цент-
ра головки главного шатуна; L — дли-
на главного шатуна; I — длина прицеп-
ного шатуна; у — угол между осями
цилиндров; уг — угол между осью глав-
ного шатуна и радиусом г; ср; — угол
поворота кривошипа от оси бокового
цилиндра.
Разность углов между осями ф =
= Ъ — ?•
в. м. т. в цилиндре с прицепным ша-
туном определяется с точностью до гармоник второго порядка из
выражения
s; = Ао — R [Е cos (срг + Ф) + 0,25 F cos (2 срг — 6)], (76)
где Ао, £) , ,
Ф F Q \ — коэффициенты, зависящие от геометрии механизма.
Для определения коэффициентов Е, Ф, F, 6 пользуются следующими
приближенными выражениями:
—----1 -f- — 1 — cos у sin i|)
ф=arc tg -----J----
1-Ц 1-р— I — sin ip sin у
_х
6 —arc tg---
_L_
41
r . Д , r \ X r
— sin у— 1+— — • — sin 2y
* \ I J 4 Lt
X r [ г \ X r
Г- -co&v+ 1+T)T-Tcos2?
Е =
— j — sin Ф sin у
cos Ф
.ГТ? h г ( г \ X г
р 4|5Г“Т • ~ COSV+ НТ у • у cos2y
г =-------------------------------
cos 0
200
Значение Ао определяется из условия, что при некотором угле
Фг„ поршень бокового цилиндра находится в в. м. т. s, = 0.
Тогда
Ло = R 1£ cos (<pJo + Ф) + 0,25 F cos (2 <pZo — 0)].
Угол фг„ определяется из приближенной формулы
п fsinO—Е sin 2Ф
F cos 0 + Е cos 2Ф
При проектировании шатунно-кривошипного механизма значения I
и ф подбирают из условия равенства степеней сжатия в боковом и глав-
ном цилиндрах и одинаковых размеров втулок цилиндров, а значение
г — наименьшее из возможных по конструктивным соображениям.
Скорость и ускорение поршня бокового цилиндра могут быть по-
лучены дифференцированием по времени выражения (76):
v = -~- = R<a [Е sin (фг-|-Ф) +0,5 Esin (2<рг—- 6)]; (77)
1=~Г cos (<рг + Ф) + F cos (2<рг— 0)]. (78)
2. Динамика механизма
Детали шатунно-кривошипного механизма испытывают действия
сил давления газов в цилиндре, сил инерции поступательно и вра-
щательно движущихся частей, сил трения на поверхностях относи-
тельного скольжения и сил сопротивлений со стороны потребителя
энергии. При определении действующих сил и моментов целесообразно
находить их удельные значения, т. е. отнесенные к 1 м2 площади порш-
ня. Для определения величины полной силы или момента необходимо
умножить удельную силу или момент на площадь поршня, выраженную
в метрах в квадрате.
Рассмотрим изменение удельных сил и моментов, действующих
в шатунно-кривошипном механизме, в зависимости от угла поворота
кривошипа. На верхнюю головку шатуна действуют силы давления
газов и силы инерции поступательно движущихся деталей. Положи-
тельными будем считать силы, направленные от поршня к валу. Силы
давления газов рг алгебраически складываются из давления газов на
поршень со стороны камеры сгорания р и со стороны кривошипной
камеры р0, т. е. рг = р — р0, где р0 та 0,1 МПа.
Зависимость изменения давления газов в- цилиндре р от угла по-
ворота кривошипа <р или объема цилиндра V задается индикаторной
диаграммой. Если индикаторная диаграмма задана в виде р = f (V),
то для перехода к углу <р необходимо построить зависимость V =
= f (ф) из соотношения V = Vc + Fns. Для заданного ф из графика
V = / (ф) находят V и далее из диаграммы р = f (V) определяют р
201
с учетом соответствующего такта. Для двигателя с противоположно
движущимися поршнями
V = Vc + Fn (Sh + sB),
где sH, sB — перемещения нижнего и верхнего поршней от своих
внутренних мертвых точек.
Отсчет угла <р следует производить по какому-либо одному валу,
например нижнему <рн. Из кинематики такого механизма, например
двигателя типа Д100, можно записать соотношение для угла поворота
верхнего вала от в. м. т. <рв = <рн — <р0, где <р0 — установленный угол
запаздывания вращения верхнего вала по отношению к нижнему.
Значения перемещений нижнего sH и верхнего sB поршней опреде-
ляются из выражения (73), куда подставляются вместо угла <р соответ-
ственно значения <рн и <рв, а также отношения радиуса кривошипа
к длине шатуна %н и %в. Для заданного <ра из графика V=f(<pH) нахо-
дят V и далее из диаграммы р — f (V) определяют р. Найденное зна-
чение р соответствует углу поворота кривошипа нижнего вала <рн и
верхнего вала срв.
Если параллельно вычислять объемы, описываемые нижним Ун
и верхним поршнями Ув, то индикаторную диаграмму p=f (V) можно
перестроить в координатах р = f (VH) и р = f (VB) и определить инди-
каторную работу, совершаемую газами отдельно для каждого из порш-
ней.
Силы инерции поступательно движущихся масс
г п
где Gsn — масса поступательно движущихся частей, кг;
Еп — площадь поршня, м2;
/ — ускорение поршня, определяемое из выражения (75) для
главного цилиндра или из (78) — для бокового, м/с2.
Масса G2n включает массу комплекта поршня Gn (поршень, встав-
ка, палец, поршневые кольца и др.) и часть массы шатуна Сшп, участ-
вующей в поступательном движении, т. е. Gsn = Gn + Сшп.
Массу шатуна Gm делят на две части. Одну из них Gn,n считают сосре-
доточенной на оси поршневого пальца и относят к поступательно дви-
жущимся частям, а другую 0шв— на оси кривошипа и относят к вра-
щающимся частям. Распределение масс производят по правилам раз-
ложения равнодействующей на две параллельные силы:
/О ___
ипга >
где L — длина шатуна между центрами верхней и нижней головок;
1С — расстояние от центра тяжести шатуна до центра кривошип-
ной головки.
Суммарная сила р%, приложенная в центре поршневого пальца,
будет (рис. 126)
ps = Рг + pj. (79)
202
Сила ps (см. рис. 123) раскладывается на силу К, действующую вдоль
оси шатуна, и силу N, направленную нормально к оси цилиндра.
В свою очередь сила Л, перенесенная в центр шатунной шейки вала,
раскладывается на тангенциальную силу Т, действующую перпенди-
кулярно кривошипу, и нормальную силу Z, направленную по криво-
шипу.
Для определения удельных сил используются зависимости:
N = Pxtg₽;
Л = Px/cosP; (80)
т „ sin (<р+ ₽) .
j =Рх--------------->
cos р
Z = P2
cos (ф+ Р)
COS (5
Характер изменения удельных сил N, К, Т и Z в зависимости от
угла ср для четырехтактного двигателя показан на рис. 127.
На детали кривошипного механизма действуют также центробежные
силы от массы шатуна Сшв, отнесенной к вращательно движущимся
частям, от неуравновешенной массы колена вала GK и массы противо-
весов Gnp, если они имеются. Примем точку приложения этих сил в
центре шатунной шейки. Величина суммарной удельной центробеж-
ной силы
С2 = 10"6 Gnp о(02
F п
гдеСк,Спр — массы колена вала и противовесов, приведенные к цент-
ру шатунной шейки, с учетом положения центра тяже-
сти этих деталей.
Сила С2 и ее составляющие при установившемся режиме (со =
= const) постоянны по величине и направлению. От масс шатуна и
колена центробежные силы направлены противоположно силе Z.
Центробежная сила от массы GmB действует на шатунную и корен-
ные шейки вала и их подшипники, а от масс GK и Gnp — только на ко-
ренные шейки и их подшипники.
В V-образном двигателе с прицепными шатунами (см. рис. 125)
величину сил рг2, /Сг и Nt находят аналогичным образом с учетом
кинематики движения поршня. Сила /Q, приложенная к оси прицеп-
ного пальца, приводит к возникновению дополнительной нормальной
силы N'i в главном цилиндре, которая приложена к оси поршневого
пальца главного шатуна и определяется
. <81)
L cos р cos pi
Тангенциальная сила Th действующая на ось кривошипной шейки
коленчатого вала от сил в боковом цилиндре:
Ti = Kt sin (фг + рг) + N't cos (фг + у). (82)
203
PtJ’fP:
Рг
Рис. 126. Зависимость изменения удельных сил рг и р> от угла <р для четы-
рехтактного двигателя
Нормальная сила Zt, действующая на ось кривошипной шейки вала
от сил в боковом цилиндре:
= К, cos (<р, + рг) — Ni sin (<рг + у). (83)
Углы отклонения главного 0 и прицепного рг шатунов от осей ци-
линдров:
Р = arc sin % sin (ср, + у);
[R t* "1
— sin ср,---— s’n (₽ — Ч1) •
Массу прицепного шатуна разбивают на две, одна из которых со-
средоточена на оси поршневого пальца, а другая — на оси прицепного
Рис. 127. Зависимость изменения сил К, N, Т и Z от угла ср для четырехтактного
двигателя
204
пальца. Вторую массу присоединяют к массе главного шатуна. При-
соединяемую массу считают сосредоточенной в точке, соответствующей
проекции оси прицепного пальца на ось стержня главного шатуна.
Приведенную массу главного шатуна разбивают на две так же, как
и для однорядного двигателя.
Тангенциальная сила Т создает вращающий момент на валу дви-
гателя M — TRFa, который изменяется в зависимости от угла поворота
кривошипа. В многоцилиндровом двигателе происходит суммирование
вращающих моментов отдельных цилиндров, так что полный вращаю-
щий момент затрачивается на преодоление момента сопротивлений на
фланце отбора мощности. Вращающие моменты необходимо суммиро-
вать с учетом сдвига фаз изменения моментов по отдельным цилиндрам.
За один рабочий цикл двигателя в каждом цилиндре завершается
рабочий процесс. Сдвиг фаз одноименных тактов в цилиндрах должен
быть равномерным, чтобы обеспечить равномерность хода двигателя.
Для однорядного двигателя угол сдвига фаз в работе цилиндров оп-
ределяется из соотношения
. 180 т
Дср=-------,
i
где т — тактность двигателя;
i — число цилиндров.
Такие же углы устанавливаются между кривошипами вала. Рав-
номерное расположение кривошипов необходимо также для уравно-
вешивания сил инерции поступательно и вращательно движущихся
масс. Для V-образных двигателей сдвиг фаз в работе цилиндров может
соответствовать определенному из указанного выше соотношения или
быть кратным ему в зависимости от угла между рядами цилиндров
и расположения кривошипов.
Порядок работы цилиндров за цикл выбирается из условий, во-
первых, нагружения коренных подшипников таким образом, чтобы
последовательно работающие цилиндры не были расположены рядом
и тем самым не создавали большой нагрузки на коренной подшипник
между этими цилиндрами; во-вторых, наилучшей уравновешенности
двигателя.
Приведенные на кинематических схемах тепловозных двигателей
(в гл. II) положения кривошипов и порядок работы цилиндров опре-
деляют сдвиг фаз работы отдельных цилиндров.
Полный вращающий момент рядного двигателя определяется
алгебраическим суммированием кривых М = / (<р) соответственно
числу цилиндров и сдвинутых по фазе на угол Д<р. Так как вращающий
момент М и тангенциальная сила Т отличаются друг от друга только
на величину постоянного множителя, то суммируют кривые T—f (<р).
Тогда М% = T-^RFn- Полный вращающий момент М% является пери-
одической функцией с периодом Дф. Поэтому достаточно алгебраическое
суммирование произвести на отрезке Дф.
В V-образном двигателе с прицепным шатуном целесообразно вна-
чале определить сумму вращающих моментов от главного и бокового
цилиндров, действующих на один кривошип. Принимают, что индика-
205
торные диаграммы в главном и боковом цилиндрах одинаковы. Тан-
генциальные силы, возникающие от главного и бокового цилиндров,
суммируются со сдвигом фаз, определяемых порядком работы. Далее
суммируют по всем кривошипам со сдвигом фаз на угол, соответствую-
щий взаимному положению кривошипов. Период изменения полного
вращающего момента также равен сдвигу фаз работы отдельных ци-
линдров.
Кроме полного вращающего момента, передаваемого фланцем от-
бора мощности, необходимо определять моменты, передаваемые от-
дельными шейками вала. Пусть начало нумерации цилиндров и шеек
вала сделано со свободного конца коленчатого вала. Вращающий мо-
мент /Ик, передаваемый промежуточной шейкой, будет равен алге-
браической сумме вращающих моментов от предшествующих этой
К—1
шейке цилиндров 2Л4. Суммировать необходимо с учетом порядка
1
работы этих цилиндров и сдвига фаз их работы. Моменты на проме-
жуточных шейках отличаются от полного момента по величине и ха-
рактеру изменения в зависимости от угла поворота вала.
Нагрузка на коленчатый вал определяется величинами сил Т, Z
и передаваемым вращающим моментом Мк. Наибольшие значения этих
сил и момента не совпадают друг с другом. Наиболее напряженное
колено выявляют на основе анализа изменения сил Т, Z и момента Мк,
а также комбинаций этих сил в зависимости от угла поворота криво-
шипа коленчатого вала за рабочий цикл.
3. Нагрузки коленчатого вала и его подшипников
На шатунную шейку коленчатого вала однорядного двигателя дей-
ствует тангенциальная сила Т, нормальная сила Z и центробежная
сила Сшв от вращающейся части массы шатуна. В V-образном двигателе
с прицепными шатунами действует алгебраическая сумма сил Т,
а также сумма сил Z от работы газов .в главном и боковом цилиндрах
и центробежная сила Сшв от вращающейся части приведенной массы
главного шатуна.
Величина и направление силы, действующей при каждом положе-
нии кривошипа на шатунную шейку или подшипник, определяются
из векторных диаграмм. Для построения векторных диаграмм сил,
действующих на шатунную шейку или подшипник, необходимо вы-
брать оси координат.
Для шатунной шейки целесообразно взять оси координат, связан-
ные с кривошипом: начало координат поместим в центр шатунной шей-
ки, ось ординат направим по радиусу кривошипа, а ось абсцисс —
перпендикулярно к радиусу. Выбранные оси координат совпадают со-
ответственно с направлениями нормальной силы Z и тангенциальной
силы Т (см. рис. 123). Положительные направления осей координат
условимся определять так же, как для сил Z и Т, т. е. положительные
значения сил Z направлены от центра шатунной шейки к оси вала,
206
а положительные значения сил Т направлены в сторону вращения
кривошипа.
Проекции действующих на шатунную шейку сил на выбранные,
оси будут Qz ~ Z — Сшв; QT = Т. Модуль (величина) вектора пол-
ной силы, действующей на шатунную шейку, Q=VQ? + Q®. При всех
вычислениях значения сил берутся с их знаками. Для каждого поло-
жения кривошипа,начиная от 0° и до конца цикла, вычисляют значения
Q, Qz, Qt- Пересечения перпендикуляров, восстановленных из кон-
цов проекций Qz и Qt, определяют точки, которые отмечают соответ-
ствующими углами поворота кривошипа (рис. 128). Полученные точки
соединяют последовательно между собой плавной кривой.
Радиусы-векторы, соединяющие точку 0 с точками на контуре век-
торной диаграммы, выражают по величине и направлению удельные
силы, действующие на шатунную шейку вала при отмеченных углах
поворота кривошипа. Эти векторы являются геометрической суммой
сил Т, Z, Сшв. Соответствующая каждому вектору сила приложена
к поверхности шейки в точке пересечения окружности шейки с линией
действия вектора и направлена к центру 0.
Векторная диаграмма дает представление о степени нагруженности
шейки по участкам ее окружности (см. рис. 128). Наибольшие силы
действуют на часть поверхности шейки, расположенную со стороны,
противоположной оси коленчатого вала (углы 30 — 90 и 360 — 390°).
Наиболее нагруженные участки шейки подвергаются в эксплуатации
большему износу.
Из векторной диаграммы может быть определена наибольшая ве-
личина силы, действующей на шейку, и средняя сила за цикл. Для
этого необходимо построить развернутую диаграмму сил, представ-
ляющую зависимость модулей Q радиусов-векторов от углов между
этими векторами (рис. 129). Следовательно, ось абсцисс имеет нерав-
номерную разбивку относительно углов <р поворота коленчатого вала,
точки которых отмечены на векторной диаграмме. Из диаграммы оп-
ределяются Qmax и Qcp.
Векторная диаграмма может быть использована для построения
ожидаемой эпюры износа шейки по ее окружности. При построении
эпюры можно в первом приближении исходить из физического поло-
жения о том, что износ пропорционален работе сил трения, т. е. про-
изведению удельного давления на коэффициент трения и дугу действия
вектора силы. На рис. 129 величина, пропорциональная работе сил
трения при угле поворота кривошипа от 30 до 60°, изображена заштри-
хованной площадью. По этой площади определяется средняя величина
силы <7ср, которая дает такую же работу трения, как и переменный
вектор силы. Участок поверхности шейки, на котором совершается
эта работа трения, можно определить по векторной диаграмме
(см. рис. 128) направлением радиусов-векторов при <р = 30 и 60°.
Отложим по радиусу в определенном масштабе на этом участке ве-
личину <7ср (рис. 130). Проделаем такие же операции за весь цикл,
накладывая эти величины одну за другой на поверхности шейки. Вы-
сота заштрихованных мест по радиусу пропорциональна величине
207
Рис. 128. Векторная диаграмма сил,
действующих на шатунную шейку ко-
ленчатого вала дизеля 5Д49
Рис. 129. Развернутая диаграмма сил, действующих на шатунную шейку
208
износа шейки в выбранном месте. Представленные величины не поз-
воляют определить абсолютные значения износа, но показывают со-
отношение между износами в отдельных точках окружности шейки.
Для шатунного подшипника необходимо взять оси координат, свя-
занные с шатуном: начало координат поместим в центр шатунной
шейки; ось ординат у направим по оси шатуна, а ось асбцисс х —
перпендикулярно к ней. Выбранная ось ординат совпадает с направ-
лением силы К (см. рис. 123). Положительное направление оси у при-
мем от поршневого пальца к головке шатуна, т. е. соответственно по-
ложительному направлению силы К, воздействующей на шатунную
шейку, а положительное направление оси х — в сторону вращения
кривошипа.
На шатунный подшипник действует реакция R силы Q, переда-
ваемой от шатуна к шейке вала. В принятой системе координат проек-
ции силы Q, действующей на шатунную шейку, будут:
Qy= К — Сшв cos (<р + Р); Qx= Сшв sin (ф + р).
Так как реакция 7? равна по величине действующей силе Q, но про-
тивоположна ей по направлению, то проекции реакции на выбранные
оси будут:
Rv = — Qy = — К + Сшв cos (ф + Р);
0.x ^шв sin (ф Р).
Модуль вектора силы, действующей на шатунный подшипник,
R = V Д1 + 7?>.
Для каждого положения кривошипа, начиная от 0° и до конца цик-
Rx. Пересечение перпендикуляров,
ла, вычисляют значения 7?, Ry,
восстановленных из концов проек-
ций Rv и Rx в выбранных осях
координат, определяют точки, ко-
торые отмечают соответствующи-
ми углами поворота кривошипа
(рис. 131). Полученные точки сое-
диняют последовательно между
собой плавной кривой. Радиусы-
векторы, соединяющие точку 0 с
точками на контуре векторной
диаграммы, выражают по величи-
не и направлению удельные силы,
действующие на шатунный под-
шипник при отмеченных углах по-
ворота кривошипа.
Векторная диаграмма может
быть использована для оценки
степени нагруженности верхнего
и нижнего вкладышей подшипни-
ка, их локального износа, выбора
8 Зак. 1807
Рис. 130. Схема определения эпюры
износа шейки:
1 — неизношенный профиль; 2 — изношен-
ный профиль
209
целесообразного расположения смазочных отверстий и каналов.
Аналогично строят векторные диаграммы сил, действующих на ко-
ренную шейку и коренной подшипник вала.
В простейшем виде коленчатый вал представляют как разрезную
балку, при этом разрезы проходят по серединам опор. Каждое колено
вала—это балка на двух опорах. Коренной подшипник вала, находя-
щийся между г-м и (I + 1)-м цилиндрами, нагружен силами от обоих
колен вала. Выберем оси координат, связанные с блоком. Начало ко-
ординат поместим в центр коренной шейки. Ось ординат у совпадает
с осью цилиндра, а положительные значения сил направим от поршне-
вого пальца к оси коленчатого вала. Ось абсцисс х перпендикулярна
к оси у, а положительные значения сил на этой оси направим в сторону
вращения кривошипа.
Кривошипы i-го и (г + 1)-го цилиндров расположены под углом у
(рис. 132). Коренной подшипник нагружен от каждого цилиндра ча-
стями сил Kt и Кг+1, действующих под углами рг и рг+1 к оси орди-
нат у, и частью суммарных центробежных сил и С2 i) от масс
шатуна, колена и противовесов, действующих под углами <р, и +
+ у к оси у. Части этих сил, приходящихся от цилиндров на коренной
подшипник, учтем множителями at и ai+1. Значения а> и аг+1 опреде-
ляются по правилам разложения силы, действующей по оси цилиндра,
на две параллельные составляющие, действующие по серединам сосед-
них опор.
Величины ai и а/+1 зависят только от соотношения расстояний
между осями цилиндров и серединами соседних опор. В частном
случае при равенстве этих расстояний at ~ af+1 = 0,5.
Проекции всех сил на коорди-
натные оси будут:
Qj,=a;/u cos $i+ai+1Ki+1 cos Pi+1—
~at C^t) cos <pz —
— Cs(< + d cos (<Pf + y);
0.x Hf/Ci sin P$
+ flj+1 Ki+1 sin p;+1 +
+ di C-£(i) Sin ф; +
+ ai+1 C2(/-+1) sin (<Pi + y).
Значения Ki и Kt+i принима-
ются в соответствии co сдвигом фаз
работы г-го и (t + 1)-го цилиндров.
Углы рг и р£4.х определяются в за-
висимости от углов <р, у и геометрии
шатунно-кривошипного механизма.
Модуль вектора силы, действую-
щей на коренной подшипник, Q—
= VQ1 + Q?. По значениям про-
екций Qy и Qx строят векторную
диаграмму сил, действующих на
210
Рис. 131. Векторная диаграмма сил,
действующих на шатунный подшип-
ник коленчатого вала дизеля 5Д49
Рис. 132. Схема оп-
ределения нагрузки
коренной шейки
коленчатого вала
двигателя внутрен-
него сгорания
величине проек-
коренной подшипник. Построение ведут аналогич-
но приведенному выше.
Для построения векторной диаграммы сил,
действующих на коренную шейку, выберем оси
координат, связанные с г-м кривошипом по анало-
гии с шатунной шейкой. Начало координат помес-
тим в центр коренной шейки, а положительные
направления осей у и х будут совпадать с поло-
жительными направлениями сил Zt и Tt.
На коренную шейку действует реакция R силы
Q , воспринимаемой коренными подшипниками.
В принятой системе координат проекции силы Q
будут:
Qy — ai (^i — Cs(o) + a»+l (^i+1 —
— C2(/+d) cos у +ai+1 Ti+1 cos (90 + y);
Qx = atTi + ai+1 Tt^ cos у +
ai+l (^f+1 C2(z+1)) cos (90 + y).
Проекции реакции на выбранные оси равны по
циям силы Q, но противоположны по знаку Rу = —
Значения Zf, Z2+1, Tt и Ti+1 принимаются в соответствии со сдвигом
фазы работы z-го и (i + 1)-го цилиндров. Модуль вектора силы R,
действующей на коренную шейку, равен модулю вектора силы Q, дей-
ствующей на коренной подшипник, при условии одинакового порядка
отсчета углов поворота кривошипа i-ro цилиндра. Далее по значениям
проекций Rv и Rx строят векторную диаграмму сил, действующих на
коренной подшипник.
Векторные диаграммы сил, действующих на коленчатый вал и
подшипники V-образного двигателя с прицепным шатуном, строятся
по такой же методике. Предварительно необходимо алгебраически сум-
мировать нормальные и тангенциальные силы, действующие на криво-
шип, от главного и бокового цилндров: Z2 = Z + Zf; = Т +Т;.
Силы Д' и Дг, действующие по осям стержней шатунов главного и бо-
кового цилиндров, могут быть учтены раздельно при построении наг-
рузок шатунного и коренного подшипников.
4. Крутильные колебания валопровода
Коленчатый вал двигателя и все другие связанные с ним валы со-
ставляют валопровод силовой установки. В идеальном случае вало-
провод представляет собой ряд сосредоточенных масс в виде абсолют-
но жестких дисков, которые соединены между собой упругими участ-
ками вала, условно лишенными массы. Массы характеризуются мо-
ментами инерции относительно оси вращения вала, а упругие участ-
ки вала — жесткостью на кручение. Шатунно-кривошипный механизм
каждого цилиндра двигателя, якорь генератора, соединительные муф-
ты, маховики и т. д. представляют собой сосредоточенные массы.
8* 211
Под действием переменных вращающих моментов, создаваемых
давлением газов в рабочих цилиндрах и силами инерции шатунно-
кривошипного механизма, массы могут совершать крутильные коле-
бания, при которых происходит периодическое закручивание и раскру-
чивание упругих участков вала. Крутильные колебания накладывают-
ся на установившееся вращение вала. Такие колебания называют вы-
нужденными, и они возникают под действием возмущающих сил.
Валопровод с массами и упругими участками может совершать
свободные крутильные колебания около положения устойчивого рав-
новесия, если массам сообщить какое-либо малое начальное откло-
нение от этого положения. Свободные колебания совершаются без
воздействия периодических возмущающих сил.
Рассмотрим (рис. 133, а) свободные и вынужденные крутильные
колебания валопровода с п массами. Так как положение этой системы
в любой момент времени определяется углами поворота <р каждой из
масс, т. е. п независимыми друг от друга параметрами, то эта система
имеет п степеней свободы. Обозначим углы поворота масс , <р2,..., <рл
и будем отсчитывать их от равновесного положения системы. В равно-
весном положении эти углы равны нулю. Жесткость на кручение каж-
дого из участков вала
GJpt
где G — модуль сдвига материала вала, Н/м2;
Jpt — полярный момент инерции z-ro участка вала, м4;
li — длина z-ro участка вала, м.
При повороте i-й массы на угол <pt- и соседней с ней (z — 1)-й массы
на угол <рг_j на z-ю массу будет действовать момент упругих сил
кручения участка вала между этими массами, пропорциональный про-
изведению жесткости (I — 1)-го участка на разность углов поворота
масс и взятый с обратным знаком, т. е.
Mt-! = — Ci-i (фг — Фг-1)-
Используя это соотношение, можно написать дифференциальные
уравнения движения всех масс:
Лфх + Q (Ф1 — Фа) = 0;
/2ф2 + (фа — Ф1) + с2 (Фа — Фз) = 0;
Jn-1 Фп-1 + Cn-2 (Фп-l — Фп-а) + Сп-1 (фп-1 — Фп) = 0;
Лфп + СП-1 (фп — Фп-1) = о,
(84)
где JjJ — моменты инерции масс относительно оси враще-
J2, ..., Jn\ ния.
Выведенные из положения равновесия массы будут совер-
шать периодические колебания. Углы поворота масс в зависи-
212
мости от времени могут быть выражены периодическими функ-
циями:
Фх = sin (Kt + 0);
ф2 = а2 sin (Kt + 0);
фп = ап sin (Kt + 0).
Подставляя эти значения углов в дифференциальные уравнения
и сокращая их на sin (Kt + 0), получаем систему однородных урав-
нений, связывающих к, аь а2, ап:
(<\ — кЧ^ — tya2 = 0;
— + (сх + с2 — /cV2) а2 — с2а3 = 0;
— e„-i an-i + (сп-1 — K2Jn) ап = 0.
Эти уравнения допускают решения отличные от нуля в том случае, если нулю: относительно определитель а1( а2, .. системы •, «п, равен
Сг — К2 Jy —сг 0 0 0
— С1 с1 + с2— А 0 —с2 — c2 + c3—k2Js 0 0 0 0 = 0.
0 0 0
Развернув этот определитель и приравняв его нулю, получаем урав-
нение n-й степени относительно к2, называемое уравнением частот.
Один из корней этого уравнения имеет значение к2 = 0. В этом слу-
чае уравнения (85) допускают относительно аъ а2, ..., ап отличные
от нуля решения, при этом амплитуды колебаний масс равны меж-
ду собой:
«1 = «2 = ••• = «п-
Этому случаю соответствует вращение вала без деформации,
а следовательно, и без крутильных колебаний. Остальные корни урав-
нения частот, не равные нулю, соответствуют частотам (п — 1) главных
колебаний, которые налагаются на равномерное вращение вала.
Рис. 133. Схемы валопровода:
a — крутильная; б — одиоузловая форма свободных колебаний
213
Определив из уравнения частот величины частот главных кру-
тильных колебаний системы и подставляя их в уравнения (85), можно
получить соотношения аа/аъ аз/аъ •••> между амплитудами
колебаний масс в каждом из главных колебаний. Если приравнять
одну из амплитуд единице, например = 1, то можно построить
график относительного изменения амплитуд по длине валопровода
(рис. 133, б), который определяет форму главных колебаний и узловые
сечения вала, остающиеся неподвижными. Поэтому различают кру-
тильные колебания одноузловые, двухузловые и т. д. Для многомас-
совой системы количество узлов и форм колебаний изменяется от 1
до п — 1.
Вынужденные колебания валопровода вызываются действием пе-
ременных вращающих моментов. Эти моменты создаются давлением
газов в цилиндрах и силами инерции. Они периодически изменяются
в зависимости от времени и приложены к массам, заменяющим шатун-
но-кривошипный механизм каждого цилиндра. Кроме того, на вало-
провод действует реактивный момент от потребителя энергии, который
также является функцией времени.
Наряду с этим на элементы валопровода действуют моменты упру-
гих сил кручения участков вала, а также сил сопротивления от трения
и ударов в сочленениях шатунно-кривошипного механизма, внутрен-
него трения между частицами материала вала при его деформации,
магнитные сопротивления при колебаниях якоря генератора, со-
противления от демпферов, установленных в системе валопровода,
и т. д. Моменты сил сопротивлений в общем виде могут быть представ-
лены функциями, зависящими от времени и углов поворота масс.
Для исследования вынужденных колебаний валопровода необ-
ходимо написать дифференциальное уравнение движения каждой мас-
сы с учетом действия на нее всех моментов. В общем случае дифферен-
циальное уравнение движения i-й массы может быть представлено
в виде
Л'<Р, = Myi + Мкрг + 2Мсг + Mpi, (86)
где Jt — момент инерции массы относительно оси вращения вала;
Му = fy (фо Фг+1) — момент упругих сил кручения
участков вала, являющийся функцией углов поворота i-й
массы и соседних масс;
AlKpf = /кр (0 — вращающий момент от сил давления газов
и сил инерции механизма, являющийся периодической
функцией времени;
2Л1сг- = /с(/, <рг) — сумма моментов всех сил сопротивлений как
функция времени и угла поворота массы;
Л1рг = /р (t) — реактивный момент потребителя энергии как
функция времени.
Уравнение движения (86) записывается для каждой массы с учетом
действующих на нее моментов. Понятно, что в правой части этого урав-
нения для взятой массы отдельные слагаемые могут отсутствовать. На-
пример, на массу цилиндра двигателя не действует момент Л1р. Урав-
нения (86), записанные для каждой массы, составляют систему п диф-
214
ференциальных уравнений движения масс. Эта система второго по-
рядка относительно ф может быть решена численными методами на
ЭВМ или использованием электромеханических аналогий. В резуль-
тате решения системы можно получить зависимости изменения угла
поворота каждой массы от времени.
Для численного решения системы на ЭВМ целесообразно исполь-
зовать метод конечных разностей с равномерным шагом по времени АЛ
Тогда в уравнении (86) можно произвести следующую замену:
" ~ (Р<(/+др~2(Рцр +Фг(<-до
= Д/г
где Ф,о), Фщ-дн 1 . -
m | — углы поворота i-и массы в моменты времени соот-
ФгП+Д/ы ветственно Л t — At, t + At.
Моменты в правой части уравнения (86) предполагаются извест-
ными функциями углов поворота масс и данного отрезка времени.
После подстановки значений фг уравнение (86) превращается в алге-
браическое уравнение относительно углов поворота масс. Записанные
в таком виде уравнения для всех масс образуют систему алгебраиче-
ских уравнений относительно углов поворота, которая может быть
решена на ЭВМ, в результате чего получаются значения функций
Фг = f (t).
При решении системы необходимо задание начальных значений
углов поворота масс. Так как процесс колебаний периодический, то
начальные значения углов поворота масс должны быть равны конеч-
ным значениям за цикл работы двигателя. Эти свойства функций ис-
пользуются для последовательного приближения задания их началь-
ных значений.
Вращающие моменты Л1кр можно представить как совокупность
гармонических составляющих:
/Икр = Мт + sin (yat + ф\>),
где Мт — средний вращающий момент;
Mv — амплитуда гармонической составляющей;
v — порядок гармонической составляющей;
— сдвиг фаз составляющей данного порядка.
Если частота vcd какой-либо гармонической составляющей совпа-
дает с одной из собственных частот к2, ..., кп валопровода, то насту-
пает резонанс. При резонансе амплитуды углов поворота масс значитель-
но возрастают, и напряжения в вале от деформаций при крутильных
колебаниях могут превзойти допустимые. Частоту вращения вала, при
которой возникают резонансные крутильные колебания, называют
критической. Для предупреждения опасных’резонансных крутильных
колебаний подбирают параметры валопровода так, чтобы диапазон
рабочих частот вращения вала двигателя был удален от критической
частоты.
Для уменьшения амплитуд углов поворота масс при резонансных
частотах в двигателях применяют демпферы, а для изменения частот
215
Рнс. 134. Частотная диаграмма вало
провода дизеля типа Д100
собственных колебаний валопро-
вода—антивибраторы. Демпферы
создают сопротивления крутиль-
ным колебаниям и гасят их энер-
гию. Антивибраторы изменяют
частоты собственных колебаний
вала так, чтобы они не совпадали
с гармоническими составляющими
возбуждающих моментов.
Частотная диаграмма валопро-
вода дизеля 2Д100 приведена на
рис. 134. Лучи, проведенные из
начала координат, дают зависи-
мость частоты гармонических со-
ставляющих вращающих моментов
порядка 1, 2,..., 10 от частоты
вращения вала. Собственные ча-
стоты вала без антивибратора
соответствуют 3200 кол/мин. При такой частоте в рабочем
диапазоне частот вращения вала 400 — 850 об/мин в резонанс
попадают гармоники вращающих моментов 4,5,6 и 7-го порядков. После
установки маятникового антивибратора с настройкой грузов на 6-й
порядок валопровод имеет две зависимости собственных частот, соот-
ветствующих кривым А и Б. Гармоника 6-го порядка уже не имеет
пересечений с кривыми собственных частот.
На дизеле 2Д100 грузы антивибратора установлены для изменения
зависимости собственных частот так, чтобы гармоники возбуждающих
моментов 3, 4, 6 и 7-го порядков с ними не пересекались. Гармоника
5-го порядка хотя и совпадает с собственными частотами колебаний
валопровода в рабочем диапазоне, но амплитуда этой составляющей
вращающего момента мала и не является опасной.
На тепловозных двигателях для гашения крутильных колебаний
применяют силиконовые демпферы, у которых кинетическая энергия
колебаний поглощается силами вязкостного трения.
Глава
VII
ХАРАКТЕРИСТИКИ ЛОКОМОТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Режимы работы
В эксплуатации режимы работы локомотивных двигателей отли-
чаются большим разнообразием из-за различного рода службы теп-
ловозов, веса поездов, профиля пути и климатических условий. Пред-
ставление об особенностях работы двигателей в конкретных условиях
может быть получено только в результате статистического изучения
режимов.
Если рассмотреть изменение режима работы двигателя (рис. 135)
при ведении грузового или пассажирского поезда, то заметно, что
нагрузка осуществляется циклически: холостой ход — нагрузка —
холостой ход. По статистическим данным, средняя частота таких цик-
лов у двигателей грузовых локомотивов достигает 4 — 6 циклов за 1 ч
работы под нагрузкой. Через некоторые интервалы времени двигатель
останавливают и происходит его охлаждение. Продолжительность
циклов весьма неравномерна и изменяется в широких пределах. На
участках с тяжелым профилем и при повышенном весе поездов двига-
тель должен реализовать длительное время (более 1 ч) номинальную
мощность.
Время работы на холостом ходу, отнесенное ко всему времени ра-
боты, достигает 30 — 70% и зависит от рода службы локомотива (по-
ездной, маневровый), характера участка (однопутный, двухпутный),
климатических условий и времени года. Наибольшее время работы
на холостом ходу характерно для маневрового локомотива при одно-
путном участке и в зимний период времени года.
Средняя эксплуатационная мощность
д, __sw_
ет~ ’
где N — реализуемая мощность;
Д/ — интервал времени, на котором реализуется мощность.
Суммарное время 2Д^ может быть принято с учетом работы двига-
теля под нагрузкой и на холостом ходу или без включения времени
холостого хода. В первом случае среднюю эксплуатационную мощность
обозначим брутто Nem, а во втором—нетто N?m. Из определения ясно,
что Nem > Сравнительную степень загрузки двигателей в раз-
217
Рис. 135. Режим работы двигателя при ведении поезда
личных условиях целесообразно характеризовать коэффициентом
использования мощности нетто v = N*m/Ne, где Ne— номинальная
мощность. По статистическим данным, для грузовых локомотивов
v ~ 0,60 4- 0,75.
Реализация мощности локомотивным двигателем в зависимости от
времени работы нарастающим итогом под нагрузкой по средним ста-
Рис. 136 Статистическая зависимость
мощности двигателя от времени ра-
боты под нагрузкой:
1 — грузовой тепловоз; 2 — маневровый теп-
ловоз
тистическим данным показана на
рис. 136. Интегральная кривая
мощности двигателя грузового
локомотива значительно отличает-
ся от маневрового. При мощности
до 50% двигатель грузового ло-
комотива работает около 25%
всего времени работы под нагруз-
кой, а маневрового—около 80%.
При мощности 100% время рабо-
ты в среднем измеряется соответ-
ственно 10 и 2,5 — 3%. Кроме
того, двигатель маневрового локо-
мотива имеет большее относитель-
ное время работы на холостом
ходу, а количество циклов измене-
ния нагрузки за 1 ч работы на
один порядок выше, чем у двига-
теля грузового локомотива.
218
2. Характеристики двигателей
Локомотивный двигатель по условиям поездной службы должен
работать на переменных режимах в диапазоне от холостого хода до
номинальной мощности при изменяющейся частоте вращения вала
двигателя.
Характеристиками двигателя называют зависимости между раз-
личными параметрами на заданных режимах работы.
Мощность, вращающий момент и к. п. д характеризуют двигатель
как источник энергии. В координатах эффективная мощность Nu —
частота вращения вала п (рис. 137) точка А соответствует номиналь-
ному режиму тепловозного двигателя. Поле возможных установивших-
ся режимов работы двигателя определяется, если наложить на этот
график зависимости потребляемой мощности от частоты вращения.
Зависимости показателей работы двигателя от частоты вращения вала
отбора мощности называются скоростными характеристиками. К ним
относится также зависимость Ne = f (п). Скоростные характеристики
различны для двигателей тепловозов с электрической и гидравлической
передачами. На тепловозах с электрической передачей изменение
потребляемой мощности от частоты вращения вала приближенно можно
аппроксимировать прямой линией 1, соединяющей точку номинальной
мощности с точкой наименьшей частоты вращения холостого хода и
наименьшей мощности, реализуемой при этой частоте. Такую скорост-
ную характеристику называют генераторной. Следует отметить, что
на каждом из тепловозов реальные генераторные характеристики
имеют отклонения от принятой прямолинейной зависимости. Вопросы,
связанные с выбором рациональной генераторной характеристики,
рассмотрены ниже.
Регулирование требуемой мощ-
ности двигателя при заданной
частоте вращения вала осущест-
вляется за счет изменения подачи
топлива. Скоростная характерис-
тика, реализуемая при постоянном
положении органа подачи топли-
ва, соответствующем номинальной
мощности, называется внешней
характеристикой (кривая 2). Гене-
раторная характеристика всегда
располагается ниже внешней, т. е.
при заданной частоте вращения,
отличающейся от номинального
режима, эффективная мощность,
соответствующая генераторной ха-
рактеристике, будет меньше, чем
мощность по внешней характери-
стике.
В случае работы двигателя с
гидропередачей его скоростная ха-
Рис. 137. Характеристики тепловозно-
го двигателя:
1 — генераторная; 2 — внешняя; 3 — вин-
товая; 4— частичная внешняя; 5 —нагру-
зочная
219
рактеристика определяется типом включенного аппарата — гидро-
трансформатора или гидромуфты. При работе совместно с гидротранс-
форматором мощность двигателя изменяется в зависимости от частоты
вращения коленчатого вала по закону кубической параболы (кривая
3) или, если учесть вспомогательные нагрузки, близкому к нему:
Ne & сп3. При этом на номинальной частоте вращения реализует-
ся номинальная мощность. Такую скоростную характеристику назы-
вают винтовой.
Когда мощность передается через гидромуфту или механическую
коробку передач, двигатель работает по своей внешней характеристи-
ке 2. В этом случае имеет место прямая пропорциональность между
частотами вращения вала двигателя и колес локомотива, т. е. его
скоростью движения.
Если по условиям движения при данной скорости требуется мень-
шая мощность, чем мощность по внешней характеристике, то она может
быть достигнута за счет изменения подачи топлива. Скоростная ха-
рактеристика, реализуемая двигателем при фиксированном положе-
нии регулирующего органа, соответствующем меньшей подаче топлива
по сравнению с номинальной, называется частичной внешней характе-
ристикой (кривая 4). В зависимости от положения регулирующего
органа может быть получено множество частичных внешних харак-
теристик, обеспечивающих получение мощности в диапазоне от холо-
стого хода (Уе=0) до мощности по внешней характеристике.
Условия нагружения двигателя могут быть такими, что требуется
изменять мощность при заданной постоянной частоте вращения вала
п = idem. Характеристики двигателя, полученные при заданной по-
стоянной частоте вращения его вала, называются нагрузочными (кри-
вая 5). В зависимости от заданных частот вращения вала может быть
получено множество нагрузочных характеристик.
Характеристики двигателя, полученные при заданной настройке
регулятора частоты вращения, называются регуляторными. Выше (см.
гл. III) было показано, что в случае применения изодромного регуля-
тора частоты вращения регуляторная характеристика двигателя сов-
падает с нагрузочной.
Поле нагрузок и частоты вращения вала двигателя имеет следующие
ограничения: наименьшая nmin и наибольшая nmax частоты вращения
вала; ограничительная характеристика в виде зависимости наиболь-
шей мощности от частоты вращения.
Наименьшая частота вращения вала nmln устанавливается для каж-
дого двигателя и находится в пределах 30—45% номинального режима.
Ее величина зависит от ряда факторов: устойчивости работы двигателя
с допустимой нестабильностью частоты вращения; обеспечения запаса
по частоте вращения от нижней зоны критических резонансных частот
валопровода; отсутствия отрицательных влияний на показатели рабо-
ты двигателя в эксплуатации, например понижение вязкости дизель-
ного масла, отложения нагаров на деталях цилиндро-поршневой груп-
пы и газо-выпускного тракта и др.
Наибольшая частота вращения вала устанавливается с уче-
том ее влияния на износ и долговечность деталей вследствие увеличе-
220
ния сил инерции в шатунно-кривошипном механизме. Обычно для
тепловозных двигателей наибольшая частота совпадает с ее значением
на номинальном режиме. Кроме номинального режима (точка Д),
в условиях на поставку двигателя может допускаться режим макси-
мальной мощности (точка В), которая достигается при номинальной
или повышенной частоте вращения (nmax).
Ограничительная характеристика устанавливает наибольшую до-
пустимую мощность в зависимости от частоты вращения при эксплуа-
тации двигателя. В качестве ограничительных показателей для выбора
этой характеристики могут быть температуры газов перед турбиной
турбокомпрессора, показатели дымности выпускных газов и другие
величины, характеризующие механическую и тепловую напряженность
двигателя. В частном случае ограничительной может быть внешняя
характеристика.
Установившийся режим работы тепловозного двигателя с электро-
передачей при наличии объединенного регулятора однозначно опреде-
ляется настройкой регулятора, т. е. затяжкой всережимной пружины,
задаваемой машинистом. Система объединенного регулирования дви-
гателя и электрической передачи обеспечивает стабильную зависи-
мость мощности от частоты вращения вала (генераторную характерис-
тику) в достаточно широком диапазоне их изменения.
При наличии только регулятора частоты вращения генераторная
характеристика тепловозного двигателя не является однозначной.
На установившийся режим работы двигателя в этом случае будут вли-
ять два фактора: настройка регулятора по заданию машиниста; изме-
няющийся момент сопротивления, приложенный к фланцу отбора Мощ-
ности. Момент сопротивления и цилиндровая мощность двигателя
при заданной настройке регулятора будут колебаться под действием
температур обмоток электрических машин, их гистерезиса, ограниче-
ния использования мощности при повышенных скоростях движения,
изменения затрат мощности на вспомогательные нужды и др. Вследст-
вие этого двигатель будет работать по нагрузочной характеристике
и при неблагоприятных условиях может выходить на мощности по
внешней характеристике.
Работа комбинированного двигателя на большей части внешней
характеристики встречает определенные трудности. Рассмотрим в за-
висимости от частоты вращения коленчатого вала п изменение величин,
характеризующих показатели работы и индикаторный процесс дизелей
10Д100 и Д70 (рис. 138). Все величины выражены в долйх к их зна-
чениям на номинальном режиме, который характеризуется ординатой
и абсциссой, равными 1,0.
Для тепловозных дизелей, имеющих золотниковую топливоподаю-
щую аппаратуру, характерно возрастание цикловой подачи топлива
йц при уменьшении частоты вращения п и фиксированном положении
рейки топливного насоса. Например, при и=0,8 цикловая подача уве-
личивается в 1,06—1,12 раза по сравнению с номинальным режимом.
Эффективный к. п. д. т]е в диапазоне п — 0,7 4- 1,0 изменяется незна-
чительно. Закономерности изменения gn и т]е объясняют изменение
221
вращающего момента ЛГКР на валу двигателя — он увеличивается
с ростом цикловой подачи топлива.
Изменение эффективного к. п. д. х]в происходит под действием двух
величин — индикаторного т]г и механического к. п. д. г]м. Индикатор-
ный к. п. д. с уменьшением частоты вращения понижается вследствие
уменьшения коэффициента избытка воздуха для сгорания пропорцио-
нально суммарному коэффициенту избытка воздуха as. Понижение
коэффициента избытка воздуха объясняется возрастанием цикловой
подачи топлива и уменьшением массового воздушного заряда цилиндра
из-за снижения плотности воздуха во впускном коллекторе. Уменьше-
ние воздушного заряда цилиндра при п<. 1,0 происходит из-за сни-
жения давления воздуха перед впускными органами двигателя:
располагаемая энергия отработавших газов поршневой части недо-
статочна, чтобы турбокомпрессор поддерживал это давление на необ-
ходимом уровне.
Величина воздушного заряда зависит также от температуры воз-
духа tK. Для дизеля 10Д100 температура воздуха tK при опытах поддер-
живалась постоянной при изменении п, а для дизеля типа Д70 эта тем-
пература уменьшалась пропорционально п. Понижение температуры tK
у дизеля типа Д70 при работе по внешней характеристике благоприят-
ствовало меньшему снижению воздушного заряда цилиндра и, как
следствие, уменьшению коэффициента избытка воздуха и индикатор-
ного к. п. д. т];- в зависимости от п.
Механический к. п. д. увеличивается при уменьшении частоты вра-
щения п, так как мощность механических потерь приближенно пропор-
Рис. 138. Внешние характеристики тепловозных дизелей:
я — 10Д100; б — Д70; Nb — эффективная модность: Мкр — вращающий момент; /т — темпе-
ратура газов перед турбиной: рг — наибольшее давление сгорания: рк, (к — давление и тем-
пература воздуха во впускном коллекторе; гр. "Ле — индикаторный и эффективный к. п. д.;
«S —коэффициент избытка воздуха суммарный; gn —цикловая подача топлива; X — сте-
пень повышения давления при сгорании
222
Рис. 139 Универсальная характеристика дизеля 10Д100:
1 — внешняя; 2 — экономическая
Рис. 140. Универсальная характеристика дизеля 5Д49 с ие-
охлаждаемым выпускным коллектором:
1 — ограничительная; 2 — экономическая
223
циональна квадрату частоты вращения, а индикаторная мощность
пропорциональна первой степени частоты. Поэтому уменьшение инди-
каторного к. п. д. в определенной мере компенсируется повышением
механического к. п. д., что определяет малое изменение эффективного
к. п. д. т)е в рассматриваемом диапазоне частот вращения.
Уменьшение коэффициента избытка воздуха приводит к росту сред-
них температур рабочего цикла и температур газов перед турбиной
/т. Наибольшие давления сгорания pz с понижением частоты вращения
п остаются практически постоянными или даже повышаются. Так как
это присходит при заметном уменьшении давления воздушного заряда
и, следовательно, давления в конце сжатия, то степень повышения
давления при сгорании А увеличивается, т. е. увеличивается «жест-
кость» работы двигателя.
Таким образом, работа тепловозного двигателя по внешней харак-
теристике сопровождается увеличением тепловой и механической
напряженности его деталей, что затрудняет достижение необходимой
долговечности и надежности.
Для двигателя, работающего на переменных режимах по мощности
и частоте вращения, оценить его экономичность удобно по трехпара-
метровым универсальным характеристикам. Они представляют собой
зависимости на установившихся режимах эффективной мощности Ne
от частоты вращения п при постоянных удельных расходах топлива
ge или эффективных к. п. д. 1% (рис. 139, 140).
Из этих характеристик видно, что любая заданная мощность может
быть реализована в поле допустимых режимов работы двигателя при
различной частоте вращения коленчатого вала. Однако наименьший
Рис. 141. Показатели работы
дизеля 1 ОД 100 по скоростной
экономической характеристике
Рис. 142. Показатели работы дизелей по нагру-
зочной характеристике:
а — 5Д49; б— 10Д100
224
расход топлива достигается только
при определенной частоте вращения.
Например, для дизелей 10Д100 и
5Д49 при мощности Ne =1100 кВт
наименьшие удельные расходы топли-
ва будут получены соответственно
при п = 560 и 735 об/мин. Определив
для других мощностей частоты вра-
щения, при которых достигается наи-
меньший расход топлива, получим
зависимость Ne = f (п), которую на-
зывают скоростной экономической ха-
рактеристикой. Работа по этой ха-
рактеристике обеспечивает наимень-
шие расходы топлива двигателем
в эксплуатации.
Следует иметь в виду, что когда
двигатель работает в системе сило-
вой установки, где имеются другие
потери энергии, например в преобра-
зователях вращающего момента, на
вспомогательные нужды, то эконо-
мичный режим работы должен выби-
раться из условий достижения наи-
большего к. п. д. всей установкой.
Рис. 143. Универсальная характе-
ристика двигателя ГТ-3,5:
1 — граница помпажа в компрессоре;
2 — граница наибольших расчетных
температур; 3 — генераторная харак-
теристика; 4 — граница наибольшей
частоты вращения вала ротора; 5 — ог-
раничение холостого хода двигателя
При работе по скоростной экономической характеристике у форси-
рованного комбинированного дизеля 10Д100 (рис. 141) в диапазоне
частот вращения коленчатого вала 500—800 об/мин эффективный к. п. д
двигателя т)е превышает свои значения на номинальном режиме, хотя
индикаторный к. п. д. т){ понижается. Увеличение эффективного к. п. д
происходит вследствие увеличения механического к. п.д. Существенно
понижается коэффициент избытка воздуха а для сгорания, что указы-
вает на повышенную тепловую напряженность работы деталей цилинд-
ро-поршневой группы двигателя. Изменение а влияет на изменение ин-
дикаторного к. п. д. T)f.
Наибольшие давления сгорания рг понижаются с уменьшением
мощности, однако степень повышения давления X, т. е. «жесткость»
работы, увеличивается. Температура газов перед турбиной /т при по-
нижении мощности от номинальной вначале даже несколько повыша-
ется вследствие снижения коэффициента избытка воздуха, что также
указывает на теплонапряженность работы двигателя на ветви скорост-
ной экономической характеристики.
При уменьшении мощности в случае работы по нагрузочной харак-
теристике (рис. 142) происходит понижение наибольших давлений
сгорания р2, температур газов перед турбиной /т, а коэффициенты
избытка воздуха ах и а увеличиваются. Эффективный к. п. д. также
понижается вследствие уменьшения механического к. п. д. У четырех-
тактного дизеля 5Д49 давление воздуха рк в коллекторе больше дав-
ления газов рт перед турбиной в диапазоне мощностей 1170—2200 кВт;
225
при меньших значениях мощности рт> р1С У двухтактного дизеля
1 ОД 100 всегда рк> рт.
На универсальной характеристике одновального газотурбинного
двигателя ГТ-3,5 (рис. 143) мощности Ne и частоты вращения вала
ротора п выражены в долях от их значений на номинальном режиме
(Ne = 1,0; п. = 1,0). Рабочее поле мощностей и частот вращения имеет
следующие ограничения: граница предпомпажных колебаний в комп-
рессоре; наибольшая температура газов перед турбиной; наибольшая
частота вращения вала ротора по условиям прочности; линия ограни-
чения холостого хода двигателя. На характеристике нанесены линии
постоянных значений эффективного к. п. д. г]е и локомотивная гене-
раторная характеристика двигателя. Принятие нагрузки двигателем
соответствует п — 0,845. Рабочий диапазон частот вращения
п = 0,845 -г- 1,0. Вращающий момент на валу двигателя понижается
с уменьшением частоты вращения вала.
3. Генераторные характеристики
Эффективное использование двигателя для тяги будет в том случае,
если его номинальная мощность реализуется в широком диапазоне
скоростей движения локомотива вплоть до конструкционной. Условие
постоянства мощности при различных скоростях определяет гипербо-
лическую зависимость вращающего момента (или силы тяги) от частоты
вращения вала (рис. 144).
Из анализа характеристик поршневых комбинированных и одно-
вальных газотурбинных двигателей видно, что эти двигатели такими
свойствами не обладают. Для устранения этого недостатка применяют
преобразователи вращающего момента в виде электрической и гидро-
механических передач. Двухвальный газотурбинный двигатель и га-
моментов от частоты вращения:
1 — Мкр прн постоянной мощности:
2 — двухзальный ГТД; 3 — внешняя
характеристика тепловозного двигателя;
4 — одновальный ГТД
зотурбинный двигатель со свободно-
поршневым генератором газа, у кото-
рых тяговая турбина работает на
генерированном газе независимо от
частоты вращения вала ее ротора,
способны развивать большой вращаю-
щий момент при неподвижном роторе.
Зависимость вращающего момента
таких двигателей от частоты враще-
ния ротора лучше удовлетворяет тя-
говой характеристике. Это положи-
тельное качество может быть исполь-
зовано для упрощения преобразова-
теля вращающего момента.
Для того чтобы поршневой двига-
тель мог обеспечить постоянство мощ-
ности в рабочем диапазоне частот
вращения коленчатого вала, необ-
ходимо увеличить заряд цилиндра
226
воздухом при снижении частоты
вращения. Исследования показы-
вают, что такая задача в опреде-
ленных пределах может быть ре-
шена за счет усложнения систем
наддува.
Применение преобразователей
вращающего момента позволяет
поршневому двигателю в его совре-
менном виде работать на рацио-
нальных режимах по мощности
и частоте вращения коленчатого
вала, а изменение силы тяги от
скорости движения локомотива
осуществляется в результате авто-
матического регулирования пере-
дачи.
На отечественных и зарубеж-
ных тепловозах наибольшее рас-
пространение получила электри-
ческая передача. При работе порш-
невого двигателя с электрической
передачей требуемая для тяги по-
езда мощность может быть достиг-
нута при различных частотах вра-
щения его коленчатого вала в
пределах их рабочего диапазона
и ограничительных характеристик.
В связи с этим возникает задача
о выборе наиболее рациональной
зависимости мощности двигателя
от частот вращения вала Ne=f(ri),
называемой генераторной (локомо-
тивной) характеристикой.
Выбор рациональной генера-
торной характеристики произво-
дится с учетом двух основных
факторов: обеспечения наименьше-
го расхода топлива в эксплуата-
ции, обеспечения требуемой на-
дежности и долговечности двигате-
ля в эксплуатации.
Из анализа характеристик сле-
дует, что наибольшая экономич-
ность двигателя в эксплуатации
достигается при работе по эконо-
мической или близкой к ней ха-
рактеристике. Если при работе по
этой характеристике обеспечивает-
Рис. 145. Поле суммарных коэффици-
ентов избытка воздуха дизеля 5Д49
с неохлаждаемым выпускным коллек-
тором
Рис. 146. Генераторные характеристи-
ки тепловозных дизелей:
1 — 10Д100; 2-5Д49
22'7
ся приемлемая надежность и долговечность двигателя, то задача вы-
бора генераторной характеристики двигателя решается одноз-
начно.
В случае несоответствия этих факторов выбор генераторной харак-
теристики производится на основе компромиссных решений, крите-
риями для которых служат в конечном итоге экономические сообра-
жения. Особенность форсированного поршневого комбинированного
двигателя состоит в том, что при работе по скоростной экономической
характеристике на частичных нагрузках может возрастать, как это
показано выше, тепловая и механическая напряженность двигателя
по сравнению с номинальным режимом. В эксплуатации работа
двигателя на частичных нагрузках достигает значительной доли,
например для грузового тепловоза на мощностях в пределах 45 — 90%
номинальной двигатель работает около 50% всего времени работы
под нагрузкой (см. рис. 136). Вследствие этих особенностей харак-
теристик двигателя и режимов его работы в эксплуатации может
происходить более интенсивное отложение нагаров на цилиндро-порш-
невой группе (выпускных и впускных окнах втулки цилиндра, днище
поршня), повышенное дымление, уменьшение надежности и долговеч-
ности работы деталей. При этих обстоятельствах генераторная ха-
рактеристика на частичных нагрузках располагается ниже скорост-
ной экономической.
Влияние положения генераторной характеристики на условия
работы дизеля видно из рис. 145, где показаны зависимости мощности
от частоты вращения коленчатого вала дизеля 5Д49 при постоянных
суммарных значениях коэффициентов избытка воздуха. Этот коэффи-
циент в известной мере характеризует тепловую напряженность дви-
гателя.
Можно выбрать такую зависимость Ne — f (п), при работе по
которой коэффициент избытка воздуха на частичных нагрузках будет
такой же, как и на номинальном режиме, или находиться в допусти-
мых пределах.
С учетом всех этих обстоятельств генераторные характеристики
некоторых форсированных отечественных дизелей располагаются
различно (рис. 146). Для дизелей 10Д100 и 5Д49 указаны штриховкой
поля, где могут располагаться зависимости Ne = f (п). Более широкое
поле генераторных характеристик дизеля 1 ОД 100 соответствует двум
настройкам характеристик на тепловозах, одна из которых с повышен-
ной мощностью приближена к скоростной экономической характери-
стике.
4. Топливная экономичность
Эффективный к. п. д. двигателей т]е изменяется в зависимости от
режима их работы. Зависимости т]е от мощности Ne при работе на
установившихся режимах по генераторной характеристике для порш-
невых комбинированных и одновального газотурбинного двигате-
лей даны на рис. 147. Мощности указаны в долях от номинальных
значений.
228
Для определения среднего эксплуатационного расхода топлива
двигателем при. работе на переменных режимах можно написать
следующее соотношение:
ХД^Атн+ 2МЧ = 2ЛГвДтя,
где Ne — текущее значение мощности, кВт;
Дтн, Дтх — интервалы времени работы двигателя при мощности No
и на холостом ходу, ч;
ёе — удельный расход топлива при мощности Ne, кг/(кВт • ч);
— расход топлива на холостом ходу, кг/ч.
Выражая удельные расходы топлива через эффективный к. п. д.,
после преобразований получим значение среднего эксплуатационного
к.п.д. брутто:
пбр__________2Л^е Атн______
lem Ne Ни , „
2 — Лтн+—т-Я>х&тх
t)e 3600
Работа локомотивного двигателя на переменных мощностях со-
провождается переходными процессами между режимами. При су-
ществующих системах автоматического регулирования переходные
процессы тепловозных двигателей протекают с некоторым увеличением
удельных расходов топлива по сравнению с установившимся режимом.
Понижение эксплуатационной экономичности с учетом переходных
процессов можно оценить множителем т)1юр в правой части уравнения
для определения т]£р. Для форсированных двигателей магистральных
тепловозов при отсутствии в системе регулирования автоматической
коррекции подачи топлива в зависи-
мости от давления наддува т)ПеР =
— 0,97 -г- 0,98; при наличии коррек-
ции т]пер — 0,99 4- 1,0.
Средний эксплуатационный к. п. д.
рутто Цетможет быть опрделен из
приведенного уравнения на основе
статистических данных по режимам
работы локомотивных двигателей
(см. рис. 136) и зависимостям эффек-
тивных к. п. д. от нагрузки по генера-
торной характеристике (см. рис. 147).
Как следует из уравнения, т]®р за-
висит от реализуемой мощности, зна-
чений эффективных к. п. д. на раз-
личных нагрузках, времени работы
на холостом ходу и под нагрузкой,
расходов топлива на холостом ходу.
Сравнительную оценку эксплуатаци-
онной экономичности двигателей ма-
Рис. 147. Зависимость эффектив-
ного к. п. д. от мощности по гене-
раторной характеристике для дви-
гателей
1 — 5Д49 с неохлаждаемым выпускным
коллектором; 2 — 10Д100; 3 •— 2Д100;
4 — ГТ-ЗЛ
229
Таблица 12
Двигатель % пбр 'em
10Д100 0,371 0,360 0,970
2Д100 0,354 0,339 0,958
5Д49 0,414 0,398 0,962
ГТ-3,5 0,180 0,121 0,673
гистральных локомотивов произведем при следующих условиях:
мощность реализуется по статистическим данным (см. рис. 136);
эффективный к. п. д. изменяется от мощности по данным рис. 147;
холостой ход составляет 40% всего времени работы двигателя. По
опытным данным, расходы топлива дизелями на холостом ходу
составляют: 10Д100, 2Д100 — 25 кг/ч; 5Д49 — 15 кг/ч; ГТ =
=3,5 — 440 кг/ч.
Значения эффективного к. п. д. т]е на номинальной мощности, рас-
четного среднего эксплуатационного к. п. д. брутто при заданных
условиях и отношение этих к. п. д. приведены в табл. 12.
Из этих данных видно, что применение на тепловозах четырех-
тактного дизеля 5Д49 позволяет при прочих равных условиях по срав-
нению с двухтактным дизелем 1 ОД 100 повысить эксплуатационный
к. п. д. силовой установки на 10%. Ценным эксплуатационным свой-
ством тепловозного двигателя является относительно малое изменение
среднего эксплуатационного к. п. д. тЙ по сравнению со значением
к. п. д. т]е на номинальном режиме. Это объясняется, во-первых, бла-
гоприятным протеканием зависимости т]в = / (Ne), когда к. п. д. мало
изменяется в широком диапазоне нагрузок по скоростной характери-
стике, и, во-вторых, небольшими величинами расходов топлива на хо-
лостом ходу.
Переменные режимы работы оказывают значительное влияние
на эксплуатационный к. п. д. газотурбинного двигателя ГТ-3,5:
уменьшается примерно на 32% по сравнению со значением т]е на номи-
нальном режиме. Эго объясняется, во-первых, неблагоприятным про-
теканием зависимости т)е = / (Ne), когда к. п. д. непрерывно умень-
шается с понижением нагрузки, и, во-вторых, большими расходами
топлива на холостом ходу.
На номинальном режиме соотношение удельных расходов топлива
поршневого комбинированного двигателя и одновального газотурбин-
ного составляет в среднем 1 : 2. Переменные режимы работы и особен-
ности протекания расходных характеристик приводят к тому, что в ус-
ловиях эксплуатации это соотношение для указанных двигателей со-
ставляет уже 1:3.
Чтобы повысить эксплуатационный к. п. д. локомотивных двига-
телей, и особенно газотурбинных, необходимо провести ряд эксплу-
атационных и конструктивных мероприятий: увеличение коэффициен-
та использования мощности, повышение к. п. д. по скоростной харак-
теристике, снижение расхода топлива на холостом ходу и т. д.
230
5. Надежность работы
Количественная характеристика надежности двигателя опреде-
ляется числом его отказов на 1 млн. км пробега магистрального ло-
комотива, требующих межпоездных и неплановых ремонтов. По сред-
ним сетевым статистическим данным, количество отказов этого рода
по тепловозным двигателям серийного производства составляет око-
ло 8 единиц на 1 млн. км пробега тепловоза.
Отказы происходят из-за повреждений узлов:
поршневой группы, крышек цилиндров и механизма привода
клапанов;
систем охлаждения и смазки;
систем воздухоснабжения и турбокомпрессоров;
систем подачи топлива и автоматического регулирования;
коленчатого вала, подшипников, вертикальной передачи и др.
Количественной характеристикой надежности отдельных узлов
и деталей служит вероятность исправной их работы в зависимости
от пробега локомотива. При такой
оценке надежности учитывается ко-
личество деталей и узлов, замененных
на всех видах текущего ремонта.
Вероятность исправной работы
Р определяется на основе статисти-
ческих данных из выражения
L
Р=1-----,
2
L
где 2 п — общее количество заме-
ненных деталей за про-
бег L;
L
2Мз — количество осмотренных
деталей за тот же пробег.
Опыт эксплуатации отечественных
тепловозных двигателей показывает,
что наиболее уязвимы узлы цилин-
дро-поршневой группы, коленчатый
вал и подшипники, распылители фор-
сунок, турбокомпрессоры повышен-
ного давления. Зависимости вероят-
ности исправной работы отдельных
узлов дизеля 1 ОД 100 от пробега гру-
зового тепловоза даны на рис. 148.
Основные причины замены узлов
на дизелях 1 ОД 100;
Рис. 148. Вероятность исправной
работы узлов дизеля 1 ОД 100 от
пробега грузового тепловоза:
1 — подшипники коленчатого вала; 2 —
втулки цилиндра; 3 — поршни; 4 —
турбокомпрессоры; 5 — распылители
форсунок
231
подшипники коленчатого вала — выкрашивание баббита, износ
антифрикционного слоя, кавитационные разрушения, потеря
натяга;
втулки цилиндра — задиры поверхностей трения, трещины в адап-
терных отверстиях, износ зеркала втулки;
поршни—трещины в бонках под шпильки и по ручью, износ и
сползание полуды, разгарная сетка на днище, задиры по боковой по-
верхности;
турбокомпрессоры — повреждения лопаток газового колеса и соп-
лового аппарата осколками поршневых колец, повреждения подшип-
ников ротора, разрушения колес компрессора;
распылители форсунок—потеря герметичности запорного конуса.
Наряду с конструкцией и технологией изготовления большое влия-
ние на надежность и долговечность работы узлов имеют условия эк-
сплуатации: род службы тепловоза, режимы работы двигателя, кли-
матические условия, сорта применяемых топлив и масел и др. На пас-
сажирских тепловозах при прочих равных условиях вероятности ис-
правной работы узлов выше, чем на грузовых. Например, при пробеге
350 тыс. км пассажирского тепловоза для поршней Р — 0,86 вместо
0,625 у грузового тепловоза.
Значительная доля холостой работы на малых частотах вращения
коленчатого вала вызывает увеличение нагароотложения по газовы-
пускному тракту и в турбокомпрессорах, скоплению масла в реси-
верах и созданию условий для его воспламенения при последующем
переходе на работу под нагрузкой, пригоранию поршневых колец,
понижению вязкости картерного дизельного масла вследствие попа-
дания несгоревшего топлива в масло и др.
Полигон тепловозной тяги отечественных железных дорог прости-
рается от Заполярья до субтропиков. На тепловозных двигателях
принята система автоматического регулирования, которая поддержи-
вает постоянную цикловую подачу топлива. В неблагоприятных кли-
матических условиях такая система регулирования может приводить
к тепловым и механическим перегрузкам деталей вследствие зави-
симости подачи воздуха в двигатель от внешних условий. Это может
оказывать отрицательное влияние на надежность их работы.
Например, для поршней двигателей пассажирских тепловозов,
эксплуатирующихся в северных районах нашей страны, Р — 0,90,
а в условиях Среднеазиатской дороги Р = 0,31 за такой же пробег
450 тыс. км.
Сорта применяемых топлив и дизельных масел определяют чистоту
охлаждаемых маслом поверхностей поршня, количество отложений
нагаров в ручьях поршневых колец, на выпускных и продувочных
окнах втулок цилиндров и общую загрязненность двигателя. При-
менение топлив с повышенным содержанием серы и масел без присадок
оказывает отрицательное влияние на надежность работы, так как уве-
личивает количество отложений нагаров по сравнению с малосерни-
стым топливом и маслом с легирующими Присадками. Например, на
дизелях 2Д100 в случае применения топлива с содержанием серы S =
= 0,5% и масла без присадок вероятность исправной работы поршней
232
за пробег 500 тыс. км достигала Р — 0,15, а для топлив с S = 0,2%
и маслом с присадками Р = 0,35. Эффективные результаты по надеж-
ности получены за счет применения малосернистых топлив и масел
с присадками на форсированных дизелях 10Д100, 11Д45, 5Д49. При-
садки к маслу придают ему ценные комплексные качества, которые
способствуют уменьшению нагароотложений, износов, коррозии, уст-
ранению вспенивания масла в картере.
Надежность работы отечественных тепловозных двигателей непре-
рывно повышается благодаря совершенствованию конструкции и тех-
нологии их изготовления, внедрению современных научных достижений
в области эксплуатации и ремонта. В результате этих мероприятий
межремонтные пробеги тепловозов повышаются, что дает большой эко-
номический эффект.
ПРИЛОЖЕНИЕ
ПУТЬ s, СКОРОСТЬ v И УСКОРЕНИЕ / ПОРШНЯ
ДЛЯ РАЗЛИЧНЫХ УГЛОВ ПОВОРОТА КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА <р
Таблица 1
Путь поршня 8
<р°, п. к. в. Знак Путь поршня, мм, для дизелей Знак <р°, п. к. в
ДЮО, нижний поршень дюо, верхний поршень , 1 ю о 55 Д49 Д70 пд1 М756
0 + 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 360
10 + 2,28 2,35 2,83 2,41 2,51 3,08 1,95 350
20 + 9,03 9,27 11,20 9,54 9,93 12,19 7,70 + 340
30 + 19,95 20,47 24,71 21,06 21,92 26,90 16,97 + 330
40 + 34,57 35,42 42,71 36,43 37,91 46,52 29,30 + 320
50 + 52,26 53,47 64,40 54,99 57,21 70,19 44,10 + 310
60 + 72,32 73,85 88,83 75,93 78,99 96,88 60,71 + 300
70 + 93,94 95,75 114,98 98,40 102,35 125,50 78,41 + 290
80 + 116,35 118,34 141,84 121,56 126,41 154,94 96,49 + 280
90 + 138,76 140,80 168,44 144,57 150,32 184,17 114,29 + 270
100 + 160,46 162,44 193,93 166,70 173,30 212,25 131,22 260
110 + 180,82 182,63 217,59 187,33 194,70 238,36 146,82 + 250
120 + 199,32 200,85 238,83 205,93 213,99 261,88 160,71 + 240
130 + 215,53 216,74 257,24 222,11 230,76 282,31 172,66 + 230
140 + 229,15 229,99 272,53 235,61 244,64 299,32 182,51 + 220
150 + 239,92 240,44 284,51 246,23 255,74 312,69 190,17 210
160 + 247,72 247,96 293,11 253,86 263,65 322,29 195,64 + 200
170 + 252,43 252,49 298,28 258,46 264,41 328,07 198,91 + 190
180 + 254,00 254,00 300,00 260,00 270,00 330,00 200,00 + 180
Примечааиие. Для V-образных дизелей приведены значения величин для главного
цилиндра.
Скорость поршня V
Таблица 2
в. к. в. Знак Скорость поршня, м/с, для дизезей Знак я £ с о ©
ДЮО, нижний поршень дюо, верхний поршень 1ЛО 55 Д49 Д70 ПД1 М756
0 + 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 360
10 4- 2,32 2,38 2,54 2,89 3,00 2,77 3,50 — 350
20 4- 4,54 4,66 4,96 5,64 5,87 5,40 6,81 — 340
30 4- 6,56 6,72 7,14 8,13 8,46 7,78 9,80 — 330
40 4- 8,30 8,48 9,00 10,25 10,67 9,81 12,31 — 320
50 4- 9,69 9,87 10,45 11,93 12,41 11,41 14,24 — 310
60 4- 10,70 10,85 11,46 13,11 13,63 12,53 15,55 — 300
70 4- 11,30 11,41 12,00 13,77 14,32 13,15 16,20 — 290
80 4- 11,49 11,55 12,10 13,93 14,47 13,28 16,24 — 280
90 4- 11,30 11,30 11,78 13,61 14,14 12,96 15,71 — 270
234
Продолжение табл. 2
в о © Знак Скорость поршня, м/с, для дизелей Знак п W с о е-
1 дюо, нижний поршень । ДЮО, ! верхний ; поршень ю о зВ Д49 Д70 ПД1 М756
100 + 10,70 10,71 п,п 12,88 13,37 12,25 14,70 260
110 + 9,95 9,83 10,14 11,81 12,25 11,21 13,32 — 250
120 + 8,88 8,73 8,95 10,47 10,85 9,92 11,66 — 240
130 + 7,63 7,45 7,60 8,93 9,25 8,44 9,82 — 230
140 6,24 6,06 6,15 7,25 7,51 6,85 7,89 —" 220
150 4,75 4,59 4,64 5,49 5,68 5,18 5,91 — 210
160 + 3,19 3,08 3,10 3,68 3,80 3,46 3,93 —. 200
170 + 1,61 1,54 1,55 1,84 1,91 1,74 1,96 — 190
180 + 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 — 180
Примечание.
См. примечание к табл. 1.
Ускорение поршня /
Таблица 3
аз а о е- Знак Ускорение поршня, м/с2, для дизелей Знак аз М С о ©
дюо, нижний поршень дюо, верхний поршень 100 55 Д49 Д70 ПД1 М756
0 + 1192,5 1225,0 1152,8 1745,2 1816,3 1254,3 3172,4 + 360
10 + 1166,0 1196,5 1125,0 1704,2 1773,6 1224,6 3092,4 + 350
20 + 1088,3 1113,1 1043,7 1584,4 1648,5 1137,6 2858,7 + 340
30 + 964,6 980,8 915,1 1394,4 1450,1 999,7 2489,3 + 330
40 + 803,2 808,8 748,3 1147,6 1192,4 820,8 2012,6 + 320
50 + 614,4 608,8 555,2 860,9 893,3 613,2 1463,6 + 310
60 + 410,0 393,7 348,9 553,0 572,3 390,6 881,2 + 300
70 + 201,4 176,6 142,2 242,8 249,0 166,9 303,9 + 290
80 0,3 30,8 53,1 52,7 58,6 45,5 234,0 280
90 — 186,3 218,8 227,5 319,5 335,9 236,5 705,0 — 270
100 — 349,8 380,3 374,5 547,8 572,7 399,0 1090,9 — 260
НО — 486,9 511,7 490,8 732,4 763,7 529,3 1384,0 — 250
120 —. 596,3 612,5 576,4 872,6 908,2 627,2 1586,2 — 240
130 — 679,1 684,8 634,3 971,9 1009,9 695,3 1708,4 — 230
140 — 738,5 732,8 669,3 1036,6 1075,8 738,6 1767,7 — 200
150 — 778,3 762,1 687,6 1074,9 1114,2 763,2 1784,4 — 210
160 — 802,9 778,0 695,2 1094,9 1133,9 775,2 1778,6 — 200
170 — 815,9 785,4 697,4 1103,7 1142,3 780,1 1767,5 — 190
180 — 820,0 787,5 697,8 1106,1 1144,5 781,3 1762,4 — 180
Примечание. См. примечание к табл. 1
235
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Тепловоз 2ТЭ10В. Руководство по эксплуатации и обслуживанию М.,
«Транспорт», 1975, 432 с.
Тепловоз М62. Руководство по эксплуатации и обслуживанию. М., «Транс-
порт», 1974. 304 с.
Тепловоз ТЭЗ. М., «Транспорт», 1976. 376 с. Авт.: К. А. Шишкин, А. Н. Гу-
ревич, А. Д. Степанов и др.
Отечественные газотурбовозы. М., «Машиностроение», 1971. 312 с. Авт.:
Л. А. Воронков, С. М. Зархе, В. А. Мартынов и др.
Тепловозный дизель 11Д45. М., Трансжелдориздат, 1963. 96 с. Авт.:
С. А. Абрамов, И. Н. Алифанов, А. Ф. Карпов и др.
Теория рабочих процессов поршневых и комбинированных двигателей.
Под ред. проф. А. С. О р л и н а. М., «Машиностроение», 1971. 400 с.
Конструкция и расчет поршневых и комбинированных двигателей. Под
ред. проф. А. С. Орлина. М., «Машиностроение», 1972. 464 с.
Тепловозные двигатели внутреннего сгорания и газовые турбины. М.
«Транспорт», 1973. 336 с. Авт: Н. М. Глаголев, А. А. Куриц, В. В. Водолажчен-
ко и др.
Исследование и доводка тепловозных дизелей. М., «Машиностроение», 1975,
184 с Авт. Н. П. Синенко, Ф. Г. Гринсберг, И. Д. Половинкин и др.
Пор тнов Д. А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспла-
менением от сжатия. М., Машгиз, 1963, 640 с.
Синенко Н. П„ Струнге Б. Н., РезникИ. И. Дизель Д70.
М., «Транспорт», 1966, 64 с.
Дизели и газовые двигатели. Каталог-справочник. М., НИИинформтяж-
маш, 1973. 264 с.
Дизели. Справочное пособие конструктора. Под ред. проф. В. А. В а н»
ш е й д т а . М.-Л., «Машиностроение», 1964, 599 с.
Развитие и совершенствование тепловозной тяги. Под ред. проф. Н. А. Ф у ф-
рянского. М., «Транспорт», 1969. 304 с.
Повышение надежности и долговечности тепловозных дизелей. Под ред.
А. И. В о л о д и н а. М., «Транспорт», 1972. 154 с. (Труды Всесоюз. науч-исслед.
ин-та).
Газовые турбины двигателей летательных аппаратов. М., «Машиностроение»,
1971. 620 с. Авт.; Г. С. Жирицкий, В. И. Локай, М. К. Максутова, В. А. Струн-
кин.
236
Яблонский А. А., Норейко С. С. Курс теории колебаний. М.,
Высшая школа», 1975. 248 с.
Бениович В. С., Апазиди Г. Д., Бойко А. М. Ротопорш-
невые двигатели. М., «Машиностроение», 1968. 52 с.
Гончар Б. М. Численное моделирование рабочего процесса дизелей.
«Энергомашиностроение», 1968, № 7, с. 34—35.
Кудрявцев В. А. Анализ индикаторных диаграмм дизелей с приме-
нением ЭЦВМ. Двигатели внутреннего сгорания. НИИинформтяжмаш, 4-69-5.
М., 1969, с. 24—27.
Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы. Под ред.
проф. Н. X. Дьяченко. Л., «Машиностроение», 1974. 552 с.
Пассажирский тепловоз ТЭП60. М., «Транспорт», 1976. 376 с. Авт.: Г. А. Жи-
лин, М. С. Малинов, А. М. Родов и др.
Милн В. Э. Численный анализ. «Иностранная литература», 1951. 291 с.
Пассажирский тепловоз ТЭП70. М., «Транспорт», 1976. 232 с. Авт.:
В. Г. Быков, Б. Н. Морошкин, Г. Е. Серделевич и др.
ОГЛАВЛЕНИЕ
От автора................................................... 3
Глава I
Основы работы локомотивных двигателей внутреннего сгорания
1. Классификация тепловых двигателей.............................. 5
2. Тепловозные четырехтактные двигатели.......................... 9
3. Тепловозные двухтактные двигатели.............................15
4. Локомотивные газотурбинные двигатели..........................20
5. Технические данные локомотивных двигателей.....................23
Глава II
Основы устройства двигателей
1. Устройство и кинематические схемы дизелей 10Д100 и 2Д100 .... 28
2. Устройство основных узлов дизелей 1 ОД 100 и 2Д100............35
3. Устройство и кинематические схемы дизелей 11Д45 и 14Д40 .... 45
4. Основные узлы дизелей 11Д45 и 14Д40...........................51
5. Устройство и кинематические схемы дизелей типа Д49............60
6. Конструкция основных узлов дизелей типа Д49..................66
7. Дизели типа Д70...............................................73
8. Газотурбинный двигатель ГТ-3,5...............................78
Глава III
Системы тепловозных двигателей
1. Воздухоснабжение.............................................81
2. Топливная система............................................98
3. Автоматическое регулирование частоты вращения коленчатого вала
и нагрузки двигателя...........................................107
4. Система смазки..............................................117
5. Водяная система.............................................125
Глава IV
Рабочие процессы двигателей
1. Свойства газов..............................................130
2. Жидкое топливо и его сгорание...............................136
3. Рабочий процесс тепловозного комбинированного двигателя.....140
4. Рабочие процессы лопаточных машин...........................169
238
Г л а в a V
Моделирование рабочего процесса тепловозного
комбинированного двигателя на ЭВМ
1. Основы метода................................................179
2. Принцип построения модели рабочего процесса поршневой части
двигателя.......................................................180
3. Модель рабочего процесса поршневой части двигателя...........182
4. Модель продувки цилиндра при послойном движении воздуха и газа 186
5. Моделирование агрегатов воздухоснабжения, впускных и выпускных
систем..........................................................188
6. Использование модели рабочего процесса.......................191
Глава VI
Динамика шатунно-кривошипного механизма тепловозных
двигателей
1. Кинематика механизма.........................................198
2. Динамика механизма...........................................201
3. Нагрузки коленчатого вала и его подшипников...............206
4. Крутильные колебания валопровода.............................211
Глава VII
Характеристики локомотивных двигателей
1. Режимы работы................................................217
2. Характеристики двигателей....................................219
3. Генераторные характеристики..................................226
4. Топливная экономичность......................................228
5. Надежность работы............................................231
Приложение. Путь s, скорость v и ускорение / поршня для различных
углов поворота коленчатого вала г...............................234
Список литературы.............................................. 236
Алексей Иосифович Володин
ЛОКОМОТИВНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Рецензенты: М. Г. Маханько, Л. Д. Штейнберг
Редактор И. П. Киселева
Обложка художника Г. И. Казаковцева
Технический редактор О. Z7. Крайнова
Корректор А. И. Конева
ИБ № 535
Сдано в набор 2/VI 1977 г. Подписано к печати 7/ХП 1977 г.
Формат 60 X 907is. Бум. тип. № 2 Печ. л. 15,0
Уч.-изд. л. 16,68 Тираж 9000 Т-19526 Изд. № 1-3-1/1 № 8326
Зак. тип. 1807 Цена 1 руб.
Изд-во «ТРАНСПОРТ», Москва, Басманный туп., 6а
Московская типография № 4 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли,
г. Москва, И-41, Б. Переяславская, 46