МИНИСТЕРСТВО РЕЧНОГО ФЛОТА СССР
ЦЕНТРАЛЬНОГО НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКОГО ИНСТИТУТА
РЕЧНОГО ФЛОТА
СИЛОВЫЕ УСТАНОВКИ
И ДВИЖИТЕЛИ
1949

Фо
МИНИСТЕРСТВО РЕЧНОГО ФЛОТА СССР
f чивж****
<-
ТРУДЫ
ЦЕНТРАЛЬНОГО НАУЧНО-ИССЛЕЛОНАТЕЛЬСКОГО ИНСТИТУТА
РЕЧНОГО ФЛОТА
СУДОВЫЕ
СИЛОВЫЕ УСТАНОВКИ
И ДВИЖИТЕЛИ
ПОД РЕДАКЦИЕЙ
директора ЦНИИРФа
Б. П. АРЕФЬЕВА
ИЗДАТЕЛЬСТВО
МИНИСТЕРСТВА РЕЧНОГО ФЛОТА СССР
ЛЕНИНГРАД 1949 МОСКВА

ОГЛАВЛЕНИЕ
I. СИЛОВЫЕ УСТАНОВКИ
А. М. КАГАНОВ. Выбор рационального типа пароперегревателя для судо­
вых огнетрубных котлов..........................................
Ф. Л . ЮДИЦКИЙ . Характеристики паровых машин высокого давления, испы­
танных ЦНИИРФом.................................................
12
3. А. ХАНДОВ . Результаты испытания силовой установки газоэлектрохода
.
25
Ф. Д . УРЛАНГ . К вопросу применения газовых турбин на речных судах
.
.
50
А. В. ГОЛЫНСКИЙ . Определение расхода пара по индикаторным диаграммам
65
Л. В. АРНОЛЬД . Типы паровых котлов для судЪв МРФ..............
83
Л. Г . ЛЕВИЦКИЙ. Теоретическое определение расхода воздуха при над­
дуве у четырехтактных двигателей с учетом продувки камеры сгорания
92
II. ДВИЖИТЕЛИ
В. Н . ШУШКИН . Расчет элементов и действия гребных винтов в туннелях
речных судов............................................................
ЮЗ
В. Н . ШУШКИН . Упрощенный расчет гребных колес для буксиров .........
148
В. Н. ШУШКИН. О валкости колесных буксиров ..........................
173
Стр.

ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стр.
Строка
Напечатано
Должно быть
По
чьей
вине
fт
/•
т
99
Формула (37)
J8к
J~8я
автора
п3
Us
102
9 сн.
nz
~2
nz.
2
•
122
19 сн.
ковитации
кавитации
редактора
126
10 св.
Лі
типогр.
133
2 сн.
6
*
138
Табл. 9
2 св.
1600
160
автора
143
Табл. 14
4 св.
В
9,13
913
типогр.
153
19 сн.
указывается
укладывается
автора
155
Формула (11)
f
fi
типогр.
155
.
(13)
Фі
f
•
156
1 св.
(1') и (2-)
(1") и (2,/)
автора
158
19 сн.
7•5
75
редактора
166
21 сн.
2В„
2*п
t
типогр.
Зак. 735 .
расширения
расширения
25
4,0
6,5
50
7,5
10,5
75
10,7
13,7
100
13,5
\
j
125
16,0
19,0
’
Указания о возможности получения значительной экономии топ­
лива по судовым установкам малой мощности, за счет оборудования
1 П. г . Руфа нов . Судовые паровые машины и турбины. 1947 г.» стр. 538.

Научн. comp. А. М. КАГАНОВ
ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНОГО ТИПА ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛЯ
ДЛЯ СУДОВЫХ ОГНЕТРУБНЫХ КОТЛОВ
По плану послевоенной пятилетки речной транспорт должен
ввести в эксплоатацию значительное количество новых паровых
судов с высокоэффективными силовыми установками. Однако, кроме
флота нового пополнения речной транспорт имеет большое коли­
чество судов, оборудованных паросиловыми установками устаревшей
конструкции.
В связи с этим, модернизация в короткий срок существующих
паросиловых установок не менее важна, чем создание новых высоко­
эффективных речных паросиловых установок.
Особенно ценным является внедрение сравнительно недорогих
и несложных мероприятий малой модернизации, к числу которых
следует прежде всего отнести перевод главных судовых машин,
работающих насыщенным паром, на перегретый.
Применение перегретого пара, взамен насыщенного, позволит
в значительной степени повысить экономичность и мощность боль­
шинства паровых судов.
Так например, по данным П. Г . Руфанова1 экономия тепла в зави­
симости от степени перегрева пара составит величину, приведенную
в табл. 1.
Таблица 1
Степень перегрева
пара, °C
Экономия тепла в %
машина тройного
расширения
машина двойного
расширения
25
4,0
6,5
50
7,5
10,5
75
10,7
13,7
100
13,5
х 16,5
125
16,0
19,0
Указания о возможности получения значительной экономии топ­
лива по судовым установкам малой мощности, за счет оборудования
1 П. Г. Ру фа но в. Судовые паровые машины и турбины. 1947 г., стр. 538.
1*

последних пароперегревателями, можно найти и в других литера
ТУРЦелесообразность широкого внедрения перегрева пара на судах
РеТІОзг?;Хен7еДпаерошерйрІвате^еѴможет быть выполнено заво­
дами МРФ 1Гиз материалов, не являющихся остродефицитными
(В б^перево^паровыГмашин,работающих в настоящее время насы­
щенным паром, на перегретый пар с температурой до 300 потре­
бует незначительных переделок (главным образом, сальники),
в) предлагаемое мероприятие может быть осуществлено в корот­
кий срок и охватить большое количество судов;
г) затраты на*изготовление и установку пароперегревателей оку-
пятся в течение 1—2 лет.
Однако, несмотря на общеизвестную выгодность перегретого пара,
применение его, как правило, осуществляется только на судах
с водотрубными котлами.
На судах с огнетрубными котлами старой постройки пароперегре­
ватели устанавливаются сравнительно редко. Это обстоятельство
можно объяснить лишь отсутствием достаточно освоенной и простой
конструкции пароперегревателя, способной надежно работать в усло­
виях судового огнетрубного котла, отапливающегося твердым топ­
ливом.
Поэтому создание высокоэффективного простого и надежно ра­
ботающего пароперегревателя для судовых огнетрубных котлов
является весьма актуальной задачей, успешное разрешение которой
позволит повысить экономичность значительной части речного паро­
вого флота.
До настоящего времени в судовых огнетрубных котлах применя­
лись или были предложены к внедрению следующие типы паропере­
гревателей: в дымогарных трубках, кустовой, конвективный в дым­
нике котла, в огневой камере, комбинированный.
Проведем сравнение указанных типов пароперегревателей.
Пароперегреватель в дымогарных трубках
Пароперегреватели этой системы довольно широко распростра­
нены на судах парового флота, оборудованных огнетрубными
котлами.
1J
«.Л!» показывает практика их эксплоатации, пароперегреватели
?ѵп°ѵ сРавнительно надежно, обеспечивая устойчивую темпера­
туру перегрева пара в пределах до 300—320°.
трубках,С7в7яютсяП:аРОПереГРеВаТеЛЯ’ Расположе««ого в дымогарных
трубок ХживоеИсеХИ/ОТ'а ИЗ’ЗЭ повышенного заноса дымогарных
сильно уменьшается. которых после установки пароперегревателя
работы котла 3наЧмИСпм°е ухудшение тяги имеет место в случаях
нение дымогарных тпѵбп^еСПе,<аЮШ,емСЯ угле> при котором загряз-
недостаток следѵет учесть
°СОб° СИЛЬНЬ1М- Указанный
тягу значительно меньш?°ч^'а мо^их^дах" ТРУ&
ЭТУ

б) В пароперегревателе, расположенном в дымогарных трубках,
поверхность нагрева омывается газами с температурой значительно
ниже, чем в огнекамерном пароперегревателе, и поток газов дви­
жется параллельно трубкам. Вследствие указанного, поверхность
нагрева пароперегревателя данной системы получается, при том же
количестве переданного пару тепла, во много раз больше, чем
поверхность нагрева пароперегревателя, расположенного в огневой
камере котла.
в) В процессе эксплоатации котла при плохом качестве пара на
внутренних поверхностях нагрева концов змеевиков данного типа
пароперегревателя образуются значительные отложения накипи. Так
как концы змеевиков расположены в зоне высоких температур, то
концы змеевиков обгорают, что приводит к выходу пароперегрева­
теля из строя.
г) Рассматриваемый тип пароперегревателя не может быть уста­
новлен в котлах с небольшим диаметром дымогарных трубок, ибо
установка подобного типа пароперегревателей в трубки малого диа­
метра приведет почти к полному закрытию живого сечения трубки.
Указанные недостатки пароперегревателя, расположенного в дымо­
гарных трубках, заставляют считать его не вполне пригодным для
установки на судах речною флота.
Кустовой пароперегреватель
Кустовой перегреватель устанавливается в специальных жаровых
трубках, включенных параллельно дымогарным трубкам котла. Этот
тип пароперегревателя близок к рассмотренному выше и обладает
частью недостатков, присущих последнему (например, большая по­
верхность нагрева).
Помимо того, при оборудовании кустовым пароперегревателем
уже построенных котлов потребовалась бы значительная их пере­
делка, сопровождающаяся уменьшением поверхности нагрева котла
(вырезка части дымогарных труб), следовательно, как мероприятие
широкой модернизации для существующих огнетрубных котлов ука­
занный тип пароперегревателя непригоден.
В судовых котлах кустовые пароперегреватели распространения
не получили.
Перегреватель в дымнике (конвективный)
Конвективный перегреватель не получил широкого распростра­
нения в огнетрубных котлах.
Основные недостатки:
а) Большая поверхность нагрева, чем любого другого типа, в силу
того, что в дымнике теплообмен от газов к пару происходит при
низкой температуре газа.
б) Перегрев пара на выходе из пароперегревателя не может быть
достигнут выше 220—230°.
Столь низкий перегрев пара в значительной мере снижает общую
эффективность модернизационного мероприятия, оставляя неисполь­
зованным часть резервов, которые могли бы быть получены для
данной паросиловой установки при повышении перегрева пара перед
ЦВД до 300-320°.
На основании вышеизложенного конвективный пароперегреватель
в дымнике не может быть рекомендован как основной вид паропере­
гревателя для судовых огнетрубных котлов.
5

Пароперегреватель в огневой камере
Из-за расположения в зоне высоких температур, Pa3N’eP'^Новре.
камерных пароперегревателей получаются небольшими^ CK°JcrpyK-
менным достижением высоких температур перегрева‘
тивно этот тип пароперегревателя проще, чем паР0П®Р®гРеВ.,пже;
размещенный в дымогарных трубках, и изготовление его
быть поручено судоремонтным заводам МРФ.
айпяк1ПиУ
По стоимости огнекамерные пароперегреватели, ввиду небольших
размеров, будут также на много дешевле других типов. Кроме тою,
установка пароперегревателя в огневой камере хорошо защищает
от действия пламени одно из наиболее уязвимых мест судового ооо-
ротного котла —заднюю стенку огневой камеры.
Перечисленные преимущества огнекамерного пароперегревателя,
казалось, должны были сделать его одним из наиболее распростра­
ненных пароперегревателей судовых котлов. Однако, до настоящего
времени указанный тип пароперегревателя был применен только как
опытный на одном из судов Морского флота (пароход „Балхаш").
Более подробные данные по отечественным и иностранным огне­
камерным пароперегревателям, а также сведения о результатах про­
веденных БГМП и ЦНИИМФом испытаний нескольких типов опытных
огнекамерных пароперегревателей помещены в работах В. Я . Кер­
мана и Л. М . Подсыпанина.1
Столь медленное внедрение огнекамерных пароперегревателей
в практику работы судовых котлов, несмотря на их явные преиму­
щества перед другими типами, объясняется, главным образом, недо­
статочной эксплоатационной надежностью огнекамерного паропере­
гревателя и большими колебаниями температуры перегрева пара при
работе котла на твердом топливе с ручным периодическим обслу­
живанием топки.
Приведенные здесь преимущества огнекамерных пароперегрева­
телей, с одной стороны, и недостаточная изученность этого нового
типа пароперегревателя, с другой, делают вполне целесообразным
постановку задачи тщательного исследования данного перегревателя,
так как последний имеет достаточно оснований занять одно из пер­
вых мест среди других типов пароперегревателей, пригодных для
судовых огнетрубных котлов.
Результаты проведенных ЦНИИМФом испытаний,
в і--------------
в силу указанного, полностью вопроса о выборе рациональною Типа
„м^Ру^^^^^У^Ро^^Р^грсвателя, также подтверждают целесо-
этого
.
приведенных 1ДППГЦѴ1Ѵ0М ИСПЫТЭНИЙ, ВЫПОЛНвННЫХ
сокращенном объеме из-за военного времени и не решивших^
огнекамерного пароперегревателя, также подтверждают г
тип!ЗН„°ЛТЬ изучения и освоения в первую очередь именно
типа пароперегревателя.
Комбинированный пароперегреватель
И повыТшенияТаким S*b3O8aHTM ЧаСТИ тепла отходящих
установка конвективногозом_коэФнциента полезного действия
признана целесообразной
u
‘ В.Я.Керман,Л.М.П
газов
котла
пароперегревателя в дымнике может быть
конвективном перегре-
невысокая температура перегрева
яых Установок. Госмориздат,І119&СпПаНИН' Опь,т м°лернизации морских котель-
6

пара, что не позволит решить полностью поставленную перед намй
задачу перевода главных машин судна на работу перегретым паром
с температурой максимально допустимой с точки зрения безопасной
работы машин. В данном случае удачное решение вопроса может
быть достигнуто применением комбинированного пароперегревателя,
первая часть которого, располагаясь в дымнике, позволяет получить
первоначальную температуру перегрева пара 200—220°, а вторая,
помещенная в огневой камере, доводит перегрев пара до необходи­
мой температуры около 300°.
Подобное решение вопроса имеет следующие преимущества перед
всеми другими разобранными выше случаями: уменьшается поверх­
ность нагрева и габариты конвективного пароперегревателя в дым­
нике; используется часть тепла отходящих газов и, следовательно,
повышается к. п. д . котельной установки; в значительной степени
повышается надежность работы пароперегревателя в огневой камере,
так как отложение накипи будет происходить, главным образом, на
стенках трубок пароперегревателя, расположенного в дымнике, что
является наиболее желательным, так как перегреватель дымника
работает в зоне низких температур газов, т. е. с невысокими темпе­
ратурами металла. Помимо того, последний легко может быть вынут
для очистки или смены.
В итоге приходим к выводу, что при решении задачи выбора
наиболее рационального типа пароперегревателя для судовых огне­
трубных котлов, наиболее правильно начать ее с исследования ком­
бинированного типа пароперегревателя.
Опытный пароперегреватель ЦНИИРФа
Как видно из рис. 1, 2, 3, опытный пароперегреватель относится
к типу комбинированного пароперегревателя и состоит из следующих
основных частей: конвективного пароперегревателя, расположенного
в дымнике котла; пароперегревателя в огневой коробке; экрана из
плит, защищающего трубы огнекамерного пароперегревателя от непо­
средственного действия лучистой теплоты и пламени, направленных
со стороны топки котла, а также служащего для уменьшения коле­
бания температуры перегрева пара.
Схема комбинированного пароперегревателя без дополнительной
защиты огнекамерного пароперегревателя экраном не является новой
и упоминается в приведенных выше работах. Однако подобная схема,
даже без экрана, для судового котла до сих пор нигде не была
осуществлена.
Дополнение указанной схемы экраном вызвано следующими со­
ображениями. Как показали результаты проведенных БГМП и
ЦНИИМФом испытаний огнекамерного пароперегревателя, последний
в выполненном для испытаний виде обладает следующими, весьма
существенными недостатками.
При отоплении котла твердым топливом и ручном периодическом
обслуживании топки имеют место резкие колебания средней темпе­
ратуры перегрева пара, как для всего перегревателя, так и по
отдельным секциям.
Сильные колебания температуры пара объясняются неравномер­
ным режимом горения, неизбежным при ручном обслуживании топки.
Обычно в судовых огнетрубных котлах процесс горения не заканчи­
вается в топке и продолжается в огневой камере.
7

Пробэденные во время испытаний ЦНИИМФа наблюдения пока
зали, что из топки в огневую камеру вырывается факел пламени,
резко изменяющийся по своим размерам и длине. По характеру
работы топки ручного периодического обслуживания, количество
тепла, выделяющегося дополнительно в огневой камере в результате
догорания там газов, и степень „облизывания" факелом поверхностей
пароперегревателя будут различны в разные моменты работы топки
(заброска, шуровка, слой хорошо разгорелся и т. д.) .
Неодинаковое расположение секций пароперегревателя в огневой
камере, относительно выходного сечения топки, вызывает неравно­
мерность распределения переданного их поверхности тепла, что
Рис. 3.
камерах во время испытаний меня-
в свою очередь приводит к не­
равномерному распределению
количества пара, проходящего
по секциям.
Указанное обстоятельство
сильно ухудшает условия работы
пароперегревателя, так как в
значительной мере повышаются
температуры металла трубок,
которыми определяются долго­
вечность и безопасность работы
пароперегревателя.
Произведенный ЦНИИМФом
анализ результатов испытаний
огнекамерного пароперегрева­
теля показывает, что при ра­
боте одного двухтопочного
котла сообщаемое пароперегрё-
вателям количество тепла откло­
няется от среднего в преде­
лах ± 25°/о-
Температура газов в огневых
лась в пределах от 600 до 900°, а зависящая от нее температура
пара отклонялась от средней до 100°.
Резкие изменения температуры перегрева пара, поступающего
в машийу, превосходящие в отдельные моменты допустимые вели-
чины./могут повлечь за собой усиленный износ поршневых колец
и парораспределительных органов ЦВД, вплоть до образования зади­
ров и заклиниваний.
Отмеченные недостатки огнекамерных пароперегревателей, ста­
вящие под угрозу надежную работу как самого пароперегревателя,
так и главных машин судна, делают нецелесообразным применение
пароперегревателя данного типа в таком виде, в каком он был вы­
полнен во время испытаний ЦНИИМФа.
Вместе с тем, приведенные выше преимущества огнекамерных
пароперегревателей настоятельно требуют не отказываться от дан­
ного типа и продолжить работу по усовершенствованию его кон­
струкции, с тем, чтобы получить огнекамерный пароперегреватель,
свободный от отмеченных выше недостатков.
Создание защитного экрана является первым мероприятием,
направленным на устранение причин, вызывающих резкие колебания
температур перегрева пара и металла огнекамерного пароперегре­
вателя.
Как видно из рис. 2, 3, экран выполнен из чугунных плит с частич-
9

ио. зашитой плиток изоляцией. Подобная конструкция экрана
должна:
а) обеспечить
непосредственного
надежную защиту трубок пароперегревателя
воздействия факела пламени, вырывающегося
от
из
б) создать равномерное поле температур на поверхности нагрева
пароперегревателя, что в свою очередь приведет к равномерной
тепловой нагрѵзке всех секций пароперегревателя с одновременным
снижением разницы между количеством тепла, воспринимаемою
верхней и нижней частью каждой из секций,
в) значительно снизить неравномерность работы пароперегрева­
теля из-за колебаний полезной теплоотдачи топки с периодическим
обслуживанием.
В данном случае в различные периоды работы топки экран из
плит будет выполнять роль аккумулятора, поглощающего лишнее
тепло в периоды наибольшей форсировки топки (слой хорошо раз­
горелся) и, наоборот, отдающего тепло в моменты пониженной
теплоотдачи (заброска топлива, подготовка к воспламенению, шу­
ровка). Так как эти периоды в обычных условиях работы топки на
угле чередуются между собой довольно часто (через 5—6 минут),
то подобный даже небольшой аккумулятор может в значительной
степени сгладить резкость и величину колебаний температуры пара,
имевших место при испытании огнекамерных перегревателей без
экрана.
Ввиду того, что по данным испытаний ЦНИИМФа можно только
приближенно определить поверхность нагрева огнекамерного паро­
перегревателя, вопрос о размерах экранирования его поверхности
остается не вполне ясным. Достаточно обоснованная методика рас­
чета огнекамерного пароперегревателя с экраном будет разработана
после проведения всесторонних его испытаний, для удобства прове­
дения которых конструкция экрана выполнена составной, позволяю­
щей менять в широких пределах степень экранирования поверхности
нагрева опытного пароперегревателя.
По программе испытаний предполагается
с пароперегревателем без экрана и с закрытием
100^ / Q.
провести опыты
экрана на 50, 75,
Для достижения хорошего соприкосновения металла защитных
плит с металлом трубок, от соблюдения которого в значительной
степени зависит работа экрана, плиты ставятся на специальной
замазке, обладающей высоким ’коэфициентом теплопроводности и
плотно притягиваются к трубкам пароперегревателя натяжными бол-
специальнырПа?пПеРеГРеВаТеЛЯ В веРхне^ части подвешиваются на
а в нижней опЕ? пРнкРепленTMе к стенкам огневой камеры,
через огневую коробку”3 ‘<0НЦЫ Трубок в месте прохода последних
Характеристика опытного пароперегревателя
ПовепуН°СТЬ ”аГрева -наивного пароперегревателя
.
,
.
26,1 м=
Расчетная”1" "аГреВа °"ІекамеРного пароперегреваіеля
.
.
.
6,6
„
вателемМПераТУРа "ара За конвективным пароперегре-
РаСЧеТвНаателТееиМПераТура па₽а за огнёкамерным’ ёароперегре’
10
..............................................
300°

Характеристика экспериментального котла
Поверхность нагрева...........................................
100 м2
Давление пара..................................................
10 ата
Число топок.....................................................
2
Диаметр топок.....................
900 мм
Описанный опытный перегреватель в 1948 г. был установлен на
котле лаборатории ЦНИИРФа и подвергнут испытаниям в присут­
ствии комиссии МРФ. Для получения обобщающих результатов
испытаний и обработки методики расчета огнекамерных перегрева­
телей необходима полная их обработка, но уже и по первоначаль­
ным данным установлено, что этот тип пароперегревателя обеспечи­
вает: а) достаточно равномерную температуру перегрева пара без
резких колебаний в пределах, практически допустимых для судовых
паровых машин; б) полную надежность работы при нормальных и
переменных нагрузках котла.
На основании этих выводов можно рекомендовать широкое вне­
дрение рассмотренного типа пароперегревателя на судах речного
флота.

Научн. comp. Ф. Л* ЮДИЦКИИ
ХАРАКТЕРИСТИКИ ПАРОВЫХ МАШИН ВЫСОКОГО
ДАВЛЕНИЯ, ИСПЫТАННЫХ ИНИИРФом
1. Значение высоких параметров
Применение пара высокого давления и высокой температуры поз­
воляет значительно уменьшить удельный расход топлива и повысить
экономический к.п .д. паросиловой установки. При этом следует
отметить, что само по себе повышение начального давления дает
небольшие выгоды, если одновременно с этим не производится
соответствующее повышение температуры пара.
Действительный расход тепла, который определяет собой расход
топлива в паросиловой установке, зависит от термодинамического
к.п .д. идеального цикла и степени совершенства или к.п .д. тех меха­
низмов и устройств, которые участвуют в цикле.
К.п.д. идеального цикла
--
=-Д-
1
ПВ
1
*пв
здесь:
—
теплосодержание пара перед машиной,
іпв— теплосодержание питательной воды,
/2 — теплосодержание отработавшего пара при выходе из
машины в конденсатор,
Нл — адиабатический перепад тепла по диаграмме IS между
начальными и конечными параметрами пара.
Расход тепла, необходимый для получения 1 л.с . - ч ас
в идеальной
установке, работающей без потерь
п_
^(Ч-'пв)
?и--------------- ті-- -- - -- ккал/л.с . - ча с.
п₽п»тѵпАиаграммы I — s ВИАН0’ что с повышением давления и тем-
постмннпйПара величина адиабатического перепада растет. При
?иво!авле5инТе„МПераТуре
"^гретого пара и постоянном про­
явленном пппп^...ве^ич_инЛ_ адиабатического перепада при опре-
максимума и затем начинает па-
с повышением давления при
тся. Теплосо-
(В может быть рационально уве-
подогрева или подогрева паром,
механизмах. Поэтому уменьшение
априводит кумень-
в идеальном цикле.
п!т!Н”нМ Аавлении Рі достигает каі-
постояннпйЛЬН°е теплос°ДеРжание і, е иовипгением
ЗЭ СЧет Регенеративного’
отработавшим в вспомогательных
шениюТѵпА^,,'“ ПРИ °АНОВРеменном увеличении"//
шению удельного расхода тепла
12

Действительный расход тепла (помимо природы рабочего тела
и характера самого цикла) зависит от внутреннего к.п .д. машин,
к.п.д. котельной установки, к.п.д. промежуточных пароперегревате­
лей, к.п .д. паропроводов и др.
В общем виде расход тепла в действительной установке может
быть выражен формулой
632(6-/пв)
а.=
--------
-
ккал/и. л .с-час
здесь ^ — относительный индикаторный к.п .д . машины:
я
=
где — полезный или индикаторный теплоперепадв ма -
"а
шине, /// = SA, (равен сумме полезных теплоперепадов в цилиндрах),
7)к — к.п.д. котельной установки,
Чпп — к.п .д . паропроводов, промежуточных пароперегревателей.
Не рассматривая вопроса о к.п .д. котельной установки судна»
величина которою для котлов высокого давления небольшой
мощности, работающих на твердом топливе, находится в пределах
^ = 0,75-0,80 и к.п.д . трубопроводов т)пп, не имеющих большого
значения в общем балансе машинно-котельной установки, из выра­
жения для видно, что значительную роль в расходе тепла играет
относительный индикаторный к.п.д . т)0/, который характеризует про­
цесс внутри машины и зависит от величин целого ряда потерь.
Не рассматривая здесь значение всех потерь, укажем, что основ­
ными из них являются потери от теплообмена между паром и стен­
ками цилиндра и потери от утечек пара через уплотнения поршней,
золотников и их штоков. Потеря от утечек через уплотнения што­
ков зависит от качества изготовления и сборки машины и степени
ее износа и может быть легко ликвидирована, так как является
видимой потерей.
Что же касается потери от теплообмена, то она зависит от пара­
метров пара, характера процесса и конструкции машины. В общем
виде потеря от теплообмена является функцией
Д?=Я^п ’ Т
где tn — температура пара, поступающего в цилиндр,
tc — температура стенки цилиндра,
т — время впуска,
F— площадь обтекаемой паром поверхности стенок и каналов
цилиндра,
а — коэфициент теплоотдачи между паром и стенками цилиндра .
Для того, чтобы было ясно влияние потери от теплообмена на
величину удельного расхода тепла, укажем, что в отдельных цилинд­
рах эта потеря составляет 20—40% от полезно использованного
тепла. Потеря от теплообмена резко уменьшается при работе машины
перегретым паром, и, наоборот, сильно увеличивается при работе
насыщенным паром. Большое влияние на величину этой потери ока­
зывает также величина поверхности F, которая, в свою очередь,
зависит от размеров цилиндров, конструкции и расположения орга­
нов парораспределения.
С точки зрения уменьшения потерь от теплообмена выгодно,
чтобы разность tn — іс была возможно меньше и чтобы іесь процесс
работы пара в машине происходил в области перегретого пара. С этой
13

целью, как уже было сказано, олноареыенно с повышением давления
“XZ’npoS повшиенпя^гемпературы перегретого пара в уста­
новках с поршневыми машинами ограничивается с/шествук
сортами масел, применяемых для смазки цилиндров и 3^°т“н^вь’х
коробок. Эти масла обеспечивают надежную работу машин с макси
мально допустимой температурой свежего пара не свыше
Поэтому для машин высокого давления, имеющих несколько сту­
пеней расширения, особенно целесообразно комбинировать высокую
начальную температуру пара порядка £к = 450 500 С, получаемую
в котельном пароперегревателе, с промежуточным перегревом.
Этим достигается повышение температуры и теплосодержания
пара, отработавшего в одной или двух ступенях машины, за счет
снижения высокой температуры пара, поступающего из котельного
пароперегревателя. С повышением начального давления резко умень­
шается удельный объем пара при впуске и удельный расход пара
на единицу мощности, благодаря чему значительно сокращаются
объемы цилиндров, габариты машины и ее вес.
ЦНИИРФом закончены полные теплотехнические испытания паро­
силовой установки высокого давления двухвального буксира мощ­
ностью 300 и.л.с.
Опуская, ввиду ограниченности статьи, описание конструкции,
приводим ниже только основные элементы паровых машин высо­
кого давления и их характеристики, полученные в результате испы­
таний.
2. Параметры пара и главные элементы испытанных
машин
Давление пара перед стопорным клапаном машины р1==50—55 ата.
Температура пара на выходе из котельного пароперегревателя
(перед промежуточным пароперегревателем) ^ = 430-4 -450°.
Температура свежего пара при входе в машину (после промежу­
точного пароперегревателя) t2 = 330—360°.
Давление в конденсаторе р2 = 0,15—0,20 ата.
Машины четырехцилиндровые.
Паспорт машин
DC3хDu
140х200X225X520
Н
250
Нормальное наполнение цилиндра высокого давления г„ =60^-65°/
Индик'ятпг^СЛ° °6°P0T0B при указанном наполнении п= 180 об/мин
= 150Ал.саТ°РНая мощность машины при приведенных данных “=
Машины-пР0СТЬ П°РШНЯ
м/сек.
кривошипном исРпТоИлненииІе’іІмлТЫреХКраТНОГО Расширения в трех-
цилиндр среднего давлрниа УИЛИНДР высокого давления и первый
расположены в одном бллѵ* тппСЯ цилинДРами простого действия,
К₽ХШи^НОаШаТ^^ механизм^ Над ЦСД
ают на один
грузка сальниковыхеуплотнрниВ&Ь,Х ДВух ЦИЛИНДРОВ достигается раз-
блока ЦВД—цсд j 01.
„
й поршневого и золотникового штока
“Р Пос’у"ает уже яри давленTM
..... ’
"б° “ ЦСД1

Вследствие применения пара высокой температуры,
процесс работы пара в машине происходит в области
пара. Пар, отработавший в ЦВД
и ЦСД первой ступени, поступает
в промежуточный пароперегрева­
тель, в котором его температура
почти весь
перегретого
повышается от 200—220 до 280—
300Q за счет снижения от 430—
450° до 330—360° температуры
пара, вышедшего из пароперегре­
вателя котла (схема прфмежуточ-
ного перегрева показана на рис. 1).
Благодаря такому устройству
уменьшаются внутренние потери и
обеспечивается рациональный тем­
пературный режим машины. Из
Рис. 1. Схема промежуточного пере­
грева пара:
1 — свежий пар из котельного паропе­
регревателя, 2—пар в ЦВД, 3—пар
в промежуточны»! пароперегреватель
послеЦСДI,4 —парвЦСД II,5 —от-
промежуточного пароперегревате- работавший в машине пар в конден-
ЛЯ пар поступает в ЦСД II с тем-
сатор.
пературой 280—300° С.
Рис. 2 . Общий вид машины высокого давления.
Парораспределение в испытанных машинах золотниковое. Все
золотники цилиндрические с внутренним впуском пара. Цилиндр
высокого давления и цилиндр среднего давления первой ступени
имеют один общий золотник.
15

Золотник цилиндра низкого имения с двойным впуском к «рдч
парным выпуском. Уплотнение поршней в золотников осу иіествл
самопрѵжинящими разрезными кольцами.
1М вялом
Золотниковый привод с вращающимся распределиі .
позволяет производить в широких пределах регулировку мощности
чественномуРпегѵлиппнаЧеСТВеННЫМ РегУлиРованием, не прибегая к ка-
Распределительной »аИЮ СТОПОРНЬ,М клапаном, путем мятия пара,
лельно коленчатому/ золотникового привода расположен парал-
вынесены к фпонтѵ
вследствие чего золотниковые коробки
сколько увеличивает ее ширинTM сокращает ДЛИНУ машины, но не-
16
Ну’

Распределительный вал получает вращение от коленчатого вала
через зубчатую передачу и специальную муфту. Картер машины
закрытого типа.
Смазка поршневого и золотникового движения принудительно­
циркуляционная от специального масляного насоса.
От каждой машины приводятся в действие следующие вспомога­
тельные насосы: питательный насос, мокровоздушный, циркуляцион­
ный, трюмный, масляные для внутренней и наружной смазки машины.
Общая конструкция испытанных машин видна из рис. 2, где при­
ведены продольный и поперечный разрезы по блоку цилиндров.
3. Результаты испытаний
В качестве примера, характеризующего средние условия работы
испытанных машин высокого давления, на рис. 3 приведен условный
процесс работы пара в машине в диаграмме i — s. Этот процесс
построен по результатам опыта, проведенного на ходовых испы­
таниях, без воза, при нормальном наполнении ЦВД г2в = 65%, при
давлении пара в котле р1 = 53,7 ата.
Средняя индикаторная мощность, развитая машиной за опыт, про­
должавшийся 80 мин., составила 7VZ= 129,4 л.с . при 194,6 об/мин. На
рис. 4 и 5 приведены средние за опыт индикаторные диаграммы
цилиндров, построенные по шести сериям диаграмм, снятым в пе­
риод указанного режима.
При построении условного процесса в диаграмме i — s принима­
лись следующие условия состояния пара:
1. Давление в основных точках процесса (точки 2, 5, 5, 9, 12
и 15) определялось по индикаторным диаграммам, при впуске — сред­
нее за период впуска, при выпуске — среднее за период выпуска.
При определении указанных давлений впуска и выпуска учитывалась
поправка на потерю давления в органах парораспределения при
впуске со знаком плюс и при выпуске со знаком минус. Потеря давле­
ния при впуске и выпуске определялась по снятым золотниковым
диаграммам.
2. Температура пара принималась средняя по показаниям термо­
метров.
3. Распределение полезных теплоперепадов по цилиндрам про­
изведено соответственно распределению мощности.
Как видно из диаграммы, почти весь процесс работы пара в ма­
шине при данном режиме, проходит в области перегретого пара.
Состояние пара характеризуется данными, приведенными в табл. 1 .
Таблица 1
Наименование
величин
Состояние пара
!
Давление,
атм
Температура,
°C
і
Теплосодержание,
ккал/кг
После котельного пароперегрева-
При входе в машину, после про­
межуточного пароперегревателя
/'1 = 53,7
р2 = 48,5
Л=428
= 350,4
/і = 778,7
/2 = 735,4
2
ЦНИИРФ, Суд. силовые установки
17

Рассматривая блок ЦВД-ЦСД 1, как один цилиндр, получим:
Адиабатический теплоперепад в блоке
h я = і _jq . 735,4-658,4 = 77,0 ккал/кг.
абл -
3
ЦНІ)
Рис. 4. Индикаторные диаграммы ЦВД
ригсм
иЦСДI.
цд
Еис- 5- Индикаторные диаграммы
ЦСД II—цнд.
Индикаторный теплоперепад в блоке
n
735,4-681,5 53,9 ккал^кг.
тносительный индикатОрный Ісп д
ІЯ
бл
Л/ч
бл
53,9
: T1JS °>70-

Соответственно получаем для цилиндра среднего давления вто­
рой ступени—ЦСД II
Лас11 = 87’3 ккал/кг> Аісп = 53,9 ккал/кг;
ЧО/СІ1 = 0,62;
и для цилиндра низкого давления
Аан == 81,2 ккал/кг; А/н = 46,2 ккал/кг; т]оін = 0,566
Адиабатический теплоперепад в машине
Нл -= іх — і1с = 778,7 — 533,6 = 245,1 ккал/кг.
Индикаторный теплоперепад в машине
Л/бл + А;сІІ + А!н = 154 ккал/кг.
Относительный индикаторный к.п.д. машины
•поі =
=■■ 0,63.
Термический к.п.д. идеального цикла для полученных данных
Ня
245,1
TL =-------- — =--------------= 0,342
.
h-inB
778,7-62,1
где /пв' — теплосодержание воды, соответствующее давлению в кон­
денсаторе рк = 0,225 ата.
Термический индикаторный к.п .д. испытанной машины
Чт = 737_ = 7і/7іо,=0>216-
4 *пв
Удельный расход тепла на 1 л.с. - ча с (без учета к.п .д . котла и тру­
бопроводов)
632(Zj—/' )
632.716,6
q.=
—------
=----- — = 2930 ккал/и.л.с. -ч ас .
i
Удельный расход пара
1
632
632
л
/
d
--
= 4,ІО кг/и.л .с . -час
/7.
104
I
Средний удельный расход пара по замеру конденсата за опыт
й^' = 4,П кг/и.л.с. -ча с.
Распределение мощности по цилиндрам составило:
А'.-бл: Уні : А',, = Аі6л :Л.сІІ: Л., = 35,О°/о: 35,0%: 30,0% =
= 45,2 и.л.с . :45,2 и.л.с . :39 и.л.с.
Как видно, мощность блока ЦВД—ЦСД I и ЦСД II на 14°/0 пре­
восходит мощность ЦНД. Распределение мощности в блоке между
ЦВД и ЦСД I также не совсем равномерно и составило
МВ:МСІ -46,4%: 53,6%.
При работе с увеличенными наполнениями распределение мощ­
ности между цилиндрами изменяется, причем относительно других
Цилиндров мощность блока ЦВД—-ЦСД 1 возрастает.
2*
19

Приведенные давние дают представление о работе машин только
на одном из возможных РежTM°®’
машин высокого давления,
„спХ"^
НИЯХ и температурах пара, при различных стена задний ход и других
работе на ходу и швартовых, на передний и на задний ход
специальных режимах.
,„Л1.топяГгики которые дают сред-
Ниже приведены основные характернейк , Р хода пара
^=^TM=»’Г^^=."НД"МТОР”ОГО
“"Ж₽TM
пара перед машино А, Р
66
степени наполне-
температуры пара перед машиной и на рпк.
НИЯ ЦВД — е9в.
Проведем сравнение полученных средних характеристик машин
высокого давления с таковыми для паровых машин речных судов,
работающих с нормальными параметрами пара
р1==14-г -16 ата и ^ = 300—320°.
Значения к.п .д . Термический к.п .д . идеального цикла испытанных
машин колеблется в пределах 7^=0,32—0,36, величина >ке этого
к.п .д . для средних условий работы паровых машин речных судов,
с нормальными параметрами пара составляет 1
т|, =0,22—0,25.
Как видно, к.п.д. идеального цикла испытанных машин высокого»
давления на 1О°/о выше к.п.д. действующих машин .
Термический индикаторный к.п.д . испытанных машин высокого
давления при полных параметрах пара и нормальных наполнениях
ЦВД находится в пределах ^ = 0,20—0,22, а соответствующий сред­
ний к.п .д. действующих паровых машин речных судов составляет
т)/7 = 0,15.
Среднее значение относительного индикаторного к.п .д . машины
высокого давления при работе с полными параметрами пара соста­
вляет = 0,61—0,62, что приближается к значениям этого к.п.д.
для машин средней мощности морских судов.
Расход пара и тепла. Среднее значение удельного расхода пара
оежЬУма^НЫ^МаШНН’ бе3 учета Утечек во внешнюю среду на рабочих
ЦВЛ околп^кпэ'ОЛНЫХ паРаметРах паРа и при нормальном наполнении
иод около о(Р/0 составляет
^ — 4,1—4,2 кг/и.л.с.-час.
тающихречных паровых машин, рабо­
хорошем состоянии покакХе;^ьнь^ай рТс^о^оло^0"^
С
—
7,0 кг/и.л.с. -ча с.
в сравнении с паровым/машимям^ ^Л3 у машин высокого давления
ляет около 4О°/о.
Действующих речных судов состав­
ит, 1943, стр. 209ЛИКОВСКИЙ’ испытания судовых паросиловых установок. Реч -
20

/
с
м
с
ю
с
Р
,
'
4
7
а
м
о
€
г
-
б
0
7
о
Р
г
-
0
.
2
2
а
/
п
о

Удельный расход тепла испытанных машин, ХГит^поед/лах
четных параметрах пара и нормальном наполнении лежи Р
л = 2950—3100 ккал/и.л .с . -ча с.
чконо-
Полученный результат показывает относительно высокую эконо
мичность испытанных машин высокого давления.
РПлГТоРн-
Средний ѵдельный расход топлива с учетом расхода на соостве
ные нужды и вспомогательные механизмы, приведенный к нормаль­
ному топливу с теплотворной способностью Q"=7000 ккал/кг, со­
ставляет 600 г/и.л.с . - ч ас, что дает, примерно, экономию в ра^оде
топлива 40—45» о в сравнении с действующими установками, работаю-
экономичность машин
высокогоСдавления,И как всякой другой машины, резко ухудшается
с понижением начальных параметров пара (давления и темпегатуры)
перед машиной. Так, при давлении пара перед ЦВД р1
>.
расход пара составляет d = 6,12 кг/и.л .с . -ч ас.
При снижении начальной температуры пара г, примерно на ои,.
удельный расход пара увеличивается почти на 0,8 кг.
Указанное обстоятельство лишний раз подтверждает, что для
сохранения всех преимуществ машин высокого давления необходимо
их эксплоатировать при полных параметрах пара и показывает
нецелесообразность работы установок высокого давления при пони­
женном давлении и малой температуре перегрева.
4. Некоторые выводы
Значительное повышение экономичности машин высокого давле­
ния, в сравнении с применяемыми на речном флоте машинами,
является результатом улучшения теплового процесса работы
вследствие использования высоких параметров. Общая степень
ширения испытанных машин в связи с этим почти в четыре
больше таковой у обычных машин тройного расширения.
при работе со средним наполнением ЦВД г9 = 60% общая
пень расширения у испытанных машин составляет
А-2 А =4^
где Ѵн - полезный объем ЦНД и V —
Коэфициент 2 учитывает
І
пара
рас-
раза
сте-
полезный объем ЦВД.
цилиндром простого действия10 ЦИЛИНДР ВЫСОКОГ° давления является
от неполноты расширенияЗНаЧеНИЯ Л значительно уменьшается потеря
ЧИНо5Т- ®аTMределах°д^9?^|СШИРения Р-нмх судов вели-
всХшательад ГІОЛНОе0В°Ь^У^твИие ^мостя”0"1’ ВСеЙ Установки’
Как ужеЬНбьХ механизмов.
самоеі оятельно действующих
имеюТпр^
механизмы, за
ириВОд от главных машин’ Насосов и турбины дымососа,
у„а_к. рабоіа„щя.

Это обстоятельство, а также закрытая конструкция машин и
принудительно-циркуляционная система смазки, повышают эксплоата-
ционную надежность установки.
Новая система золотникового привода, вследствие незначитель­
ности усилий, необходимых для перекладки кулисе, позволяет про­
изводить управление машинами из рулевой рубки, куда выведен
второй пост управления. Этим обеспечивается лучшая управляе­
мость судном, что очень важно для речных судов, действующих
в узких фарватерах. Кроме того, представляется возможным неко­
торое сокращение обслуживающего персонала, так как во время
работы судна управление машинами может производить сам судо­
водитель. Наконец, следует отметить, что машины высокого давле­
ния имеют значительно меньший удельный вес и занимают меньшие
габариты. Удельный вес испытанных машин высокого давления (со
всеми вспомогательными механизмами) составляет 26,7 кг/и.л.с.
Удельный же вес стандартной машины завода „Теплоход" мощностью
200 и.л .с . составляет 35,8 кг/и.л .с .
Значительным недостатком конструкции испытанных машин высо­
кого давления, снижающих их экономичность, является наличие
увеличенных против обычных величин относительных объемов вред­
ных пространств и поверхностей у цилиндров высокого и среднего
давления.
Этот недостаток является следствием параллельного расположе­
ния плоскостей, в которых расположены оси цилиндров и золотни­
ковых коробок.
В рассмотренной конструкции сближение указанных плоскостей
ограничивается размерами цилиндра низкого давления.
Для характеристики указанных величин в табл. 2 приведены зна­
чения вредных объемов и вредных поверхностей испытанных машин
и стандартной машины тройного расширения 200 и.л.с.
Таблица 2
ностыК ВИДНО из приведенных данных, вредные объемы и поверх-
и У цилиндров высокого и среднего давления машины высокого
Наименование
величин
Наимено­
вание
полости
Машина
высокого
давления
140У20:іу225X520
250
Стан­
дартная
машина
220X350X570
400
ЦВД ЦСДІ ЦСД II ЦНД ЦВД ЦСД ЦНД
Объем вредного
пространства в
Верхняя
ПОЛОСіЬ
26,1
16,08
7,0
16,3
13,7
8,90
проц, от полез­
ного объема
соответствую­
щей полости
Нижняя
полость
24,1
18,5
7,1
13,9
12,3
8,40
или всего ци­
линдра
Среднее
2£ ,1
17,29
7,05
15,1
13,0
8,65
Вредные поверх­
ности (в долях
Верхняя
полость 10,82
*
8,12
3,43
7,10
5,20 3,62
от полезной по­
верхности пор-
Нижняя
полость
8,36
59
;
7,16
3,95
7,65
6 17 4,05
3,83
шня)
Среднее
9,1
7,54
3,69
7,37
5,68
23

давления значительно превосходят таковые для стандартной машины
ТРТЛ,’лГоТеTMно, среднее значение
ного к. п. д. и испытанных машин находится в пр ^^ав^яют 39-38°/0
Следовательно, внутренние потери в
е потерь показывает,
в сравнении с циклом Ранкина. Анал«а ^\тП°тепРл00бмена и от
что значительная их часть падает на пот р
утечек через уплотнения поршней и золотников.
работе
В табл. 3 приведены средние значения этих потерь пр р
с наполнением ЦВД е2в = 0,60-0,65.
таблица 3
Сравнивая полученные значения потерь
Наименование величин
Разліерность
_____
Блок ЦВД—
ЦСД I
ЦСД II ЦНД
Потеря от теплообмена..........
Потеря от утечки через золотники
°/о
12,3
4,3
2,1
18,7
29,3
3,4
2,0
34,7
33
1,9
2,1
37,0
Потеря от утечки через поршни . .
Суммарная потеря от теплообмена
и утечки .....................
и
9
Средняя потеря по машине от излу­
чения тепла во внешнюю среду .
1,0
Относительный индикаторный к. п . д.
цилиндра (блока).............
0,70
0,62
і
0,57
с значениями относитель­
ных индикаторных к.п .д . по отдельным цилиндрам, видно, что все
остальные потери, обусловленные разницей между индикаторной
диаграммой и идеальным циклом Ранкина составляют в блоке ЦВД —
ЦСД I-10,3%, в ЦСД 11-3,3%, в ЦНД-5,0%.
Из изложенного видно, что потеря от теплообмена является
основной потерей, значительно влияющей на экономичность машины.
Как уже было ранее отмечено, одной из основных причин столь
значительных потерь от теплооомена5 при работе с относительно
высокой степенью перегрева, являются сильно развитые вредные
объемы и поверхности.
Однако, машины высокого давления, наряду с отмеченными недо-
статками, имеют серьезные преимущества перед машинами нормаль-
ного давления.
к
Развитие современной энергетики, в том числе и в области
наавиПгпГНЫХ паросиловых установок, направлено по пути перехода
сокие параметры (давления и температуры) пара.
организациям^и^п^мипЛр наУчно-исследовательскими проектными
перевооружению волнпгп нностью’ Работающими по техническому
более совершенных кХ
СОСТОИТ в создании новых,
рукции паровых машин высокого давления.

Канд. техн, наук 3. А . ХАНДОВ
РЕЗУЛЬТАТЫ ИСПЫТАНИЯ СИЛОВОЙ УСТАНОВКИ
ГАЗОЭЛЕКТРОХОДА
Введение
В речном флоте Советского Союза газоходы начали применяться
с 1936 г. Газоходы строились небольшой мощности (60 и 120 л.с .)
с использованием для газификации, главным образом, древесного
топлива и лишь очень ограниченное применение получили газогене­
раторы, работающие на антраците и бурых углях.
Проблема использования мощных газогенераторных установок на
судах речного флота до сих пор у нас еще не получила практиче­
ского разрешения. Отсутствие данных, характеризующих эксплоа-
тационно-технические качества мощных судовых газогенераторов и
газовых двигателей, препятствовало развитию мощных газоходов.
С целью выявления эксплоатационно-технических показателей и эффек­
тивности работы мощных газогенераторных установок, ЦНИИРФом
в 1947 г. были проведены испытания силовой установки грузового
газоэлектрохода.
В данной работе излагаются результаты этих испытаний и выводы,
характеризующие работу мощных судовых газогенераторных уста­
новок.
1. Основные данные установки и судна
Судно имеет следующие размеры:
Длина общая...............
67м
Ширина....................
8,2
„
Высота борта............... 2,5
„
Осадка...................... 2
„
Тип судна — грузовое.
План машинного отделения газоэлектрохода представлен на рис. 1.
Размеры машинного отделения равны: длина 9500 мм и ширина
8150 мм. Вследствие удачного расположения всех механизмов, раз­
меры машинного отделения судна получились небольшие, при доста­
точной свободной площади для обслуживания, сборки и разборки
всех механизмов установки.
На чертеже плана машинного отделения (см. рис . 1) показаны:
главный двигатель 1, газовый четырехтактный, шестицилиндровый,
нереверсивный, мощностью 375 э. л.с . с числом оборотов 375 об./мин.,
положенный поперек судна; вспомогательный газовый двигатель
25

2, шестицилиндровый, четырехтактный, мощностью 90 э. л . с . при
1250 об.)мин. и газогенератор- действие электрический генератор
Главный двигатель пр' ю 940 квт при наІ1ряжении 440 вольт
постоянного тока 4 мсин
привОдитР в действие клиновидной
И СИиипй пАОРлачей и вспомогательный электрогенератор 5 постоян-
ТеМе тлѵч мощностью 29 квт. при напряжении 225 вольт и силе
нока 129 ампер. При работе установки электрогенератор 5 выраба­
тывает электроэнергию, необходимую электромоторам, обслуживаю-
ЩИ Вспомогательный^“азоГыТВдшігатель приводит в действие два
электоогенератора постоянного тока: один (£) мощ­
ностью 60 квт., 225 вольт, другой (7) мощностью 11,5 квт., 105 вольт.
При остановке главного двигателя электрогенератор 7 служит
для зарядки аккумуляторной батареи, а электрогенератор 6 дли пита-
ния током электромоторов газогенераторной установки.
Главный электрогенератор 4 обеспечивает электроэнергией два
гребных электромотора 8 мощностью по 125 145 квт. Передача
вращения от гребных моторов на гребные валы осуществляется черев
зубчатый редуктор 9 с передаточным числом 6. Гребные валы про­
ходят под электромоторами. Двухступенчатый вспомогательный
компрессор пускового воздуха 10 приводится в действие от электро­
мотора 29. Пусковой воздух нагнетается компрессором при давле­
нии до 30 атм. в два баллона 28 емкостью 250 л каждый. Газогене­
раторная установка имеет: два скруббера /2, сухой фильтр /6, экс­
гаустер 13, приводимый в действие от электромотора 14, регуляторы
давления газа 17 и 18, вентилятор для розжига газогенератора 42
и электромотор к нему 41, электромотор 19 и червячная передача
от него для вращения колосниковой чаши газогенератора 20, ковше-
вую норию 46 для загрузки топлива в газогенератор и электромотор
для приведения в действие нории 47, конденсатор 36 для конденса-
ПИИ избытка пара, образующегося в водяной рубашке газогенератора.
гятал!нЗаГ0’ машинное отделение судна имеет следующие вспомо-
электпомотоохан“ЗМЬ1; ЦентР0бежный трюмно-пожарный насос 23 и
для сстесХния X Н ценйтР°оежный насос 25 и холодильник 45
генератора иентообржш^й °И сист~ы охлаждения двигателя и газо­
распределительные коробки кан°им230Д37 ??ДаЧИ В0ДЫ В скРУббеРы’
воздуха 27, навешенный на двигатель’ Ня82 икомпРессоР пускового
газовый и воздушный трубопроводы Н ЭTMМ Же чертеже нанесены
2. Описание конструкции главного двигателя
«..и .
следующие основа „иные:
диаметр цилиндра .
Аод поршня
Число цилиндров .
число оборотов В мин. *
ОтдельияИГч^янвып°лневРваНбазе дизель ВИГаТеля пРеДставлен
К судовому фуніамГая Фундаментная ? НОИ инструкции.
*
являются опорами n«HTy’ Поперечные сЛМа Авигатсля крепится
и блок цилиндров Име°ВЬІХ НОДШИПНИКОВ КПКИ ФУНДамеНТНОЙ рамы
26
Р Имеіот общую отливку п^енчат°го вала. Станина
• Ц линдры имеют вставные
.
320 мм
.450 ,
•
6
•
375
•
5;б м/сек.

Р
и
с
.
2
.
О
б
щ
и
й
в
и
д
г
а
з
о
в
о
г
о
д
в
и
г
а
т
е
л
я
м
о
щ
н
о
с
т
ь
ю
3
7
5
л
.

O
S
/
Я

Р
и
с
.
2
.
О
б
щ
и
й
в
и
д
г
а
з
о
в
о
г
о
д
в
и
г
а
т
е
л
я
м
о
щ
н
о
с
т
ь
ю
3
7
5
л
.

пабочие втулки, уплотнение которых в нижней части достигается
резиновыми кольцами. В цилиндровой чугунной крышке располо­
жены впускной 4, выпускной, пусковой 12 клапаны и в центре одна
электрическая свеча для
воспламенения газовой
смеси. Впускной и выпуск­
ной клапаны, между ними
электросвеча, расположены
в диаметральной плоскости
цилиндра. По одну сторону
двигателя, противополож­
ную посту управления, рас­
положены: газовый коллек­
тор 9, воздушный коллек­
тор 2 и выпускной 10. Пост
управления находится сбо­
ку двигателя, около махо­
вика, и имеет ручки: пуско­
вую, газовую и воздуш­
ную. Распределительный
вал расположен внутри
картера двигателя, откры­
тие клапанов осущест­
вляется с помощью штанг 11
(см. рис. 2) и рычагов би 7.
Для изменения хода клапа­
нов на двигателе устано­
влен масляный сервомо­
тор 5, а для сохранения
постоянного числа оборо­
тов двигателя регулятор.
Регулятор действует через
систему рычагов на золот­
ник масляного сервомотора.
Шатун круглого сечения
отъемный от мотылевого
подшипника и имеет цен­
тральный продольный ка­
нал для нагнетания смазки
к головному подшипнику.
Поршень двигателя (рис. 3)
имеет отъемную головку 2
из алюминиевого сплава,
а направляющую часть
(тронк) 1 чугунную. Напра­
вляющая часть поршня
соединяется с головкой че­
тырьмя шпильками 3. Го­
ловка поршня отлита из
алюминиевого сплава, с
Рис. 3. Поршень двигателя .
целью увеличения теплоотдачи к стенкам цилиндра, а следовав
тельно, для понижения температуры донышка поршня и увели-
чения срока его службы. Чугунная же направляющая часть поршня-
позволяет, в отличие от алюминиевого сплава, иметь небольшой
ор между поршнем и стенками цилиндра при холодном двигателе

_
постоятельство является
При больших
конструкцию поршня следует ири­
сушест венным, а поэтому у
,
3"Х₽овТпоршн» имеет четыре У"”»TM»TMTM»
ВЛЯЮШ» часть имеет «'»
”‘“0^““ й клапан <Рнс. 4) выполнен
в верхней и нижней част н ее. Впуок«0«
вюдух „ „одво.
в виде еазосмеснтельного “"аTMраз0ванве
дятся раздельным п\тем, імс
н
К клапанупроисходит цилиндре
в
Рис. 4. Всасывающий клапан.
Рис. 5. Выпускной клапан .
двигателя. Для этой цели корпус клапана 1 имеет раздельные каналы,
верхние для газа и нижние для воздуха. На штоке клапана 4 сво­
бодно сидит газовый клапан 3, прижимающийся к седлу 2 пружи­
ной 6. При движении клапана 4 вниз, газовый клапан 3 вначале будет
закрыт, так как свободно сидит на штоке клапана. Таким образом,
в начальный период хода всасывания в цилиндр двигателя будет
поступать только воздух, необходимый для продувки камеры сжатия,
кроме того, этим устраняется возможность попадания газа в выпу-
скно коллектор. При дальнейшем ходе клапана втулка 5, переме-
вь вместе с клапаном, упрется в газовый клапан 3 и будет откры­
ть?/ в£ледствие чего газ будет поступать в цилиндр двига-
о и 7 Ратном движении клапана вверх, под действием пружин
я nn.no L.KpUT5%K/,aiiaHa)’ Раньше закроется газовый клапан 3,
шргтпютс ' Такое устройство впускного клапана позволяет осу-
работу газового двигателя с углом перекрытия впуск­
28

ного и выпускного клапанов без опасения образования взрывов во
всасывающем или выпускном трубопроводе. Следует заметить, что
объемы подводящего газового трубопровода рассматриваемого дви­
гателя сравнительно большие, а поэтому образование взрывов смеси
в трубопроводе крайне нежелательно. Таким образом, сложность
конструкции впускного клапана оправдывается более надежной рабо­
той двигателя при переменных режимах.
Выпускной клапан (рис. 5) устроен с водяным охлаждением тарелки
клапана. Подвод и отвод охлаждающей воды из тарелки клапана
показан на чертеже. Соединение водяного трубопровода со штоком
клапана осуществляется резиновыми шлангами. Шток клапана имеет
уплотнительные чугунные кольца. Поток отработанных газов с тем­
пературой около 500° С и выше, в состав которых при работе дви­
гателя на антрацитовом генераторном газе входят сернистые соеди­
нения, разъедает рабочую поверхность клапана.
В связи с этим на притирочной поверхности клапана образуются
раковины, нарушающие плотность его. Охлаждение тарелки клапана
понижает ее температуру и способствует уменьшению корродирую­
щего воздействия отработанных газов на клапан, увеличивая тем
самым срок службы его.
Регулирование расхода и воспламенение газовой смеси. Как
уже отмечалось, газ и воздух подводятся в цилиндр двигателя раз­
дельным путем, смесеобразование происходит в цилиндре двигателя.
Регулирование расхода воздуха, необходимого для горения газа,
производится вручную с поста управления двигателя. Поворотом
воздушного рычага через систему рычагов валика 5 производится
изменение открытия воздушных заклепок 2, установленных в воз­
душных каналах патрубков, соединяющих коллекторы с цилиндро­
выми крышками (рис. 6).
Поворот валика 5 производит одновременное изменение открытия
воздушных заслонок для всех цилиндров двигателя. Индивидуальная
регулировка производится путем изменения длины тяги 1 посред­
ством талрепного соединения.
Газовая регулировка осуществляется вручную с поста управле­
ния газовым рычагом. При повороте этого рычага поворачивается
заслонка, установленная в газовом коллекторе. Первоначальная регу­
лировка расхода газа по цилиндрам производится путем индиви­
дуальной установки газовых заслонок.
Кроме ручной регулировки, двигатель имеет автоматическую
регулировку расхода газа и воздуха от регулятора с помощью сер­
вомотора.
Муфта регулятора при своем перемещении передвигает золотник
масляного сервомотора, вследствие чего поршень его будет пере­
мещаться вверх или вниз. Шток поршня сервомотора соединяется
шарнирно с рычагом, который закреплен на валу 4 (рис. 6), а поэтому
при перемещении поршня сервомотора будет поворачиваться вал 4,
Поворот вала 4 вызовет поворот рычага 6', закрепленного на этом
валу, и перемещение тяги 7 и рычага 8. Штанга, идущая от ролика,
кулачной шайбы впускного клапана, при набегании ролика на выступ
шайбы, поворачивает рычаг 10 вокруг оси 77, а поэтому рычаг д'
будет подниматься и поворачивать рычаг 9 вокруг оси 72, в резуль­
тате чего впускной клапан будет открываться, Таким образом, при
перемещении поршня сервомотора рычаг 8 своим нижним концом,
на котором закреплен ролик, будет перемещаться по криволинейной
поверхности рычага 10 и, следовательно, будет изменяться ход впу-

Р
и
с
.
6
.
К
р
ы
ш
к
а
ц
и
л
и
н
д
р
а
д
в
и
г
а
т
е
л
я
.

скного клапана. Изменение хода впускного клапана автоматически
позволяет осуществлять количественное регулирование расхода газа
и воздуха, а следова­
тельно, сохранять по­
стоянное число оборо­
тов двигателя при раз­
личных нагрузках; при
этом регулировании изме­
няется не только ход
клапана, но и время его
открытия, так как при
перемещении рычага 8
изменяется величина за­
зора между нажимным
болтом 13 и штоком кла­
пана. Величина этого за­
зора при полной нагрузке
двигателя равна 1,2 мм,
а при минимальной —
1,75 мм.
Круговая диаграмма
газораспределения дви­
гателя, снятая соответ­
ственно различным на­
грузкам двигателя, пока­
зана на рис. 7. Как видно
из диаграммы, при пол­
ной нагрузке двигателя
полный угол впуска ра­
вен 204° при угле пере­
крытия клапанов 22°, а
при минимальной на­
грузке полный угол
впуска равен только 115°.
Воспламенение газо­
вой смеси в цилиндре
двигателя производится
электрической искрой,
проскакивающей между
контактами обычной 18-
миллиметровой автомо­
бильной электросвечи.
Ввиду значительной
высоты цилиндровой
крышки на свечи навер­
тываются стальные удли-
нители.Источником элек­
троэнергии для этой
ВМ*
нмт
Вмт
НМ7
цели служит магнето рис Круговая диаграмма распределения дви-
типа Бош, приводимое
гателя:
в Действие ОТ специаль- /—2 — всасывание смеси,
2—3 — сжатие смеси,
кого валика.
3—4
—горение
и расширение, 4—5 — выпуск .
Пуск в ход и оста­
новка двигателя. Двигатель пускается в ход сжатым воздухом.
Усковой воздух, находящийся в баллонах при давлении до 30 атм.,
31

клапанам и к пневматиче-
подводится по трубопроводу К пусковым
“°₽=. ”женнь,е в каждой крышке цвликАрв.
имеют пневматический привод для открытия их.
3. Газогенераторная установка
Для питания газом главного и вспомогательного двигателей на
судне установлен газогенератор. Газогенератор раоотает наследую
щих сортах топлива: антрацит сорта АС или кокс из каменного угля
величиной кусков 10—30 мм.
Топпиво должно быть без пыли и по величине кусков не больше
указанных размеров, в противном случае газогенераторная установка
не будет удовлетворительно работать.
Содержание пыли в топливе повышает сопротивление засасыва­
нию воздуха в газогенератор, вследствие чего увеличивается раз­
режение в газогенераторе и нарушается нормальное течение про­
цессов газификации топлива. Крупные куски топлива могут не вме­
ститься в дозатор, что видно из дальнейшего описания устройства
подачи топлива в газогенератор, и вызвать тем самым поломку
механизма подачи топлива. Принципиальная развернутая схема уста­
новки показана на рис. 8. Газогенератор 1 (работающий по схеме
прямого процесса) выполнен сварным и имеет цилиндрическую форму>
с водяной рубашкой по всей длине 3. Сверху осуществляется
загрузка топлива, внизу имеется подвижная колосниковая решетка 2,
а с боков отверстия для розжига газогенератора. Колосниковая
решетка опирается на вращающуюся массивную чугунную чашу 4.
Газогенератор устроен с механической загрузкой топлива и механи­
ческим шлакоудалением. В установке имеется два скруббера 5 и 6
для охлаждения газа и очистки его от механических пржчмесей.
Скрубберы выполнены цилиндрической формы с внутренними пере­
городками. Охлаждающаяся вода подводится в пространство между
этими перегородками по отдельным трубкам, на концах которых
закреплены распыливающие форсунки. Из форсунок вода вытекает
тонкими струйками, охлаждая встречный поток газа. Газ движется
в скруббере 5 сверху вниз, а в скруббере 6 снизу вверх. Из скруб­
бера 6 газ отсасывается в промывочный очиститель (эксгаустер) 7,
представляющий собой вентилятор со специальной крылаткой, в кор­
пус которого впрыскивается нагнетаемая центробежным насосом 8
эмульсия.
Под действием центробежной силы эмульсия мелко распыли-
вается и оставшиеся в газе сернистые соединения и следы смолы
поглощаются этой эмульсией. Эмульсия насосом 8 забирается из
цистерны 9, нагнетается по трубопроводу 10 в эксгаустер, а оттуда
после поглощения сернистых соединений и смолы при открытом
клинкете 11 стекает обратно в цистерну 9. Уносимые с газом из
эксгаустера частицы эмульсии отделяются на своем пути в сухом
?TMхТре и в газовом регуляторе давления и стекают в цистерну по
?0±ПпРпГДаМ 72 и 13' Ручной насос 14 СЛУ*ИТ *ля заполнения
имѳюшмй
эм^льсией перед пуском насоса 8, а трубопровод 15,
эмульсии Ре,улиРов°чнь®й клапан давления, для перепуска избытка
производите?^^' бокоХе!1Иотверс?и?1И7бИ^Ц^С7ТеРНЫ 9 СМеС"
задвижками. Уровень эмульсии «
6 и 7/> перекрываемые
стеклянной трубки Эксгаѵстеп нТЛІ РНе 0І1Ределяется посредством
руоки. эксгаустер нагнетает генераторный газ в сухой
32

Рис. 8. Принципиальная схема газогенераторной установки .
Зак. 735

Р
и
с
.
1
0
.
Р
е
г
у
л
я
т
о
р
р
а
с
х
о
д
а
п
а
р
а
.

Р
и
с
.
9
.
О
б
щ
и
й
в
и
д
г
а
з
о
г
е
н
е
р
а
т
о
р
а
.

фильтр 18, представляющий собою цилиндр, заполненный кольцами
Рашига.
Подача топлива в газогенератор и удаление шлака. Из топлив­
ного бункера, расположенного в корме судна, топливо подается
ковшевой норией 19 в дозатор 20. Нория и дозатор приводятся
в действие от электромотора 21, передача вращения осуществляется
маркирной цепью. Устройство нории показано отдельно на чертеже
(рис. 9). Дозатор представляет собою пустотелый цилиндр с прямо­
угольным отверстием, который при вращении подает отдельными
небольшими порциями топливо в газогенератор. За каждый оборот
дозатора в газогенератор засыпается одна порция угля. Когда прямо­
угольное отверстие дозатора находится в верхнем положении, топ­
ливо из приемника нории засыпается в дозатор, а при повороте
дозатора на полоборота топливо будет высыпаться в газогенератор.
Электромотор, приводящий в действие норию и дозатор, автомати­
чески включается в действие и также выключается в зависимости
от уровня топлива в газогенераторе. В верхней части газогенера­
тора находится пластина 22, которая закреплена на оси. При пол­
ностью загруженном топливом газогенераторе пластина 22 отжи­
мается в вертикальное положение, ось, на которой она сидит,
повернется и разъединит контакты в электроцепи, идущей к мо­
тору 21, а поэтому мотор выключается из действия. Как только
топливо в газогенераторе спустится, ось, на которой закреплена
пластина 22, под влиянием противовеса, закрепленного на этой
оси, повернется в первоначальное положение. После этого кон­
такты электропроводки замкнутся, электромотор включается в дей­
ствие и начнется загрузка топлива. Таким образом, наличие авто­
матического включения подачи топлива устраняет необходимость
специального наблюдения за загрузкой топлива в
Колосниковая решетка приводится во вращение
тора 23, с помощью зубчатого редуктора, фрикционный и червячной
передачи 24.
При медленном вращении колосниковой чаши 4 шлак из нее
выжимается специально установленным для этой цели ножом.
Подвод воздуха и пара в газогенератор. При работе двигателя
в газогенераторе создается разрежение, создаваемое отсасывающим
действием эксгаустера. Вследствие этого разрежения, воздух из
атмосферы по трубе 25 в смеси с водяным паром поступает под
колосниковую решетку газогенератора. Количество воздуха, посту­
пающего в газогенератор, регулируется дросселем 26, имеющимся
на воздушном патрубке трубы 25. Водяной пар из паросборника
газогенератора подводится в газогенератор по трубе 27. Состав
паровоздушной смеси характеризуется температурой этой смеси,
которая нормально должна быть около 70° С. Постоянство темпера­
туры паровоздушной смеси автоматически сохраняется дистанцион­
ным жидкостным термостатом 28, путем воздействия его на регу­
лятор расхода пара 29. Чертеж регулятора расхода пара показан на
Рис. 10. Пар из паросборника газогенератора поступает в корпус
регулятора и при открытом клапане 1 перетекает в трубу 27 (см.
Рис. 8) и далее в газогенератор. При изменении температуры
паровоздушной смеси, вследствие изменения упругости жидкости
в трубе 2, идущей от жидкостного термостата, поршенек 3 будет
перемещаться. При повышении температуры паровоздушной смеси
против той, на которую установлен термостат 28 (см. рис. 8) пор-
піенек 3 будет перемещаться вверх и передвинет рычаг 4 вокруг
з ЦНИИРФ. Суд . силовые установки
33
газогенератор,
от электромо-

оси 5, а рычаг 6, закрепленный на этой оси, будет перемещаться
против часовой стрелки и прикрывать клапан /.
„ЛОГІѴѴПМ хѵлрт
В результате этого количество пара в смеси с во ду-
J
уменьшаться и температура смеси будет падать до установленной
При падении температуры паровоздушной смеси поршенек 3 под
действием пружины 7 переместится вниз, груз 8 потянет рычаг
также вниз, а рычаг 5 вверх и клапан / будет приподниматься,
увеличивая тем самым количество пара в смеси с воздухом.
'
При остановке двигателя, когда из газогенератора газ идет
в атмосферу, рычаг 4 переставляется тросиком 9 в верхнее поло­
жение, клапан 1 закроется, клапан 10 откроется и пар из паросбор­
ника пойдет в холодильник.
Температура паровоздушной смеси измеряется термопарой 30,
а температура генераторного газа по выходе из генератора опреде­
ляется термопарой 31.
Подача воды в газогенератор и в скрубберы. Охлаждающая
вода подается в рубашку газогенератора и в скрубберы центробеж­
ным насосом 25 (см. рис . 1) или для этой цели при работе главного
двигателя используется трюмный насос, навешенный на двигатель.
При пбдаче воды трюмным насосом вода из-за *борта судна или
из цистерны чистой воды по трубе 32 сначала идет в скрубберы,
а потом по трубе 53 в холодильник 34. Избыток пара из паросбор­
ника поступает в холодильник по трубе 35, а конденсат этого пара
по трубе 36 идет обратно в рубашку газогенератора. Охлаждающая
вода после холодильника по трубе 37 идет через поплавковый регу­
лятор 38 в рубашку газогенератора, а по трубе 39 через самостоя­
тельный поплавковый регулятор идет на охлаждение крышки газо­
генератора. Охлаждающая вода может подаваться на охлаждение
крышки газогенератора и помимо поплавка по трубе 40. Установка
поплавковых регуляторов обеспечивает постоянство уровня воды
в рубашке и в крышке газогенератора и непрерывность подачи
охлаждающей воды. Непрерывность подачи воды в рубашку газо­
генератора благоприятно сказывается на устойчивости процесса
парообразования. Наполнение колосниковой чаши водой произво­
дится по трубе 41 или 42. В рубашку газогенератора вода также
может подаваться по трубе 43, минуя поплавковый регулятор, или
по трубе 44 при подаче ручным насосом 45. По трубе 46 вода
подается на уплотнение газового клапана, который перекрывает
газовый трубопровод 47, выпускающий газ в атмосферу при оста­
новке двигателя. Сток этой воды происходит по трубе 48. Из скруб­
беров нагретая вода стекает за борт судна по трубам 49 и 50. При
подаче воды на охлаждение газогенератора и в скрубберы центро­
бежным насосом вода прежде поступает по трубе 51 в фильтры 52
ХТеиМЛЛ°Д0ДИЛЬНИК’ а потом уже в скрубберы. При такой системе
а по9тпмѵУ„ Р“ поступает уже несколько нагретая в холодильнике,
водам 53УН ?1ЖДенИе Газа будет менее интенсивное. По трубопро-
вода во впемя осуществляется продувка паром газового трубопро-
Пп Р остановки двигателя.
Jи
тора пTM колену
’ ’рИ работе Двигателя газ из генера-
клапан 55 с помощью
эксгаустером, при этом газовый
ние, при котором газовая тп,«ВО л у привода 56 ставится в положе-
водящая газ в скруббер 5₽Уотѵп^ перекРь’вается, а труба 57, под-
газ поступает в скоѵббео б’ пптПРЫВтС\
образом, сначала
РУ Р < потом по трубе 59 переходит во второй
34

скруббер 6, а оттуда по трубе 60 идет в эксгаустер и дальше нагие'
тается через сухой фильтр 18 в газовый коллектор двигателя 61,
а по трубопроводу 62 к вспомогательному газовому двигателю.
При работе двигателя клин-
кет 63 закрывается, а клин-
кет 64 открывается.
Для выравнивания давле­
ния газа в газовом коллек­
торе двигателя в систему
газоподводящего трубо­
провода включены регуля­
торы давления 65 и 66.
Чертеж регулятора показан
на рис. И. Регулятор имеет:
корпус 7, дроссель 2, ко­
жаную диафрагму 3, ры­
чаги4,5,6игрузы7,8.
Нижняя полость в корпусе
регулятора сообщается с
верхней полостью через
отьерстие 9. При измене­
нии давления газа в газо­
проводе (по причине изме­
нения нагрузки двигателя)
диафрагма 3 переместится
и, вследствие этого, через
систему рычагов 4, 5 и 6
повернется ось дросселя 2
и изменится угол открытия
его. Поворот дросселя во­
круг своей оси позволит
выравнить давление в газо­
вом трубопроводе за регу­
лятором до нормальной ве­
личины. Так например, при
увеличении давления в тру­
бопроводе диафрагма при­
поднимается, рычаг 4 по­
вернется вокруг своей оси,
тяга 5 пойдет вниз, а ры­
чаг 6 повернется по часо­
вой стрелке и дроссель при­
кроется. После прикрытия
Дросселя 2 давление газа
перед двигателем снизится
до нормального. Первона­
чальная установка дросселя
в положение, соответствую­
щее давлению газа при пол­
ной нагрузке двигателя, достигается грузами 7 и 3.
Для измерения и контроля разрежения в различных местах газо­
вого тракта установлены пьезометры 67.
Розжиг газогенератора. Перед розжигом, газогенератор напол­
няется на 15—20 см выше верхней части колосниковой решетки
исками шлака. На этот слой шлака кладутся концы (ветошь), намо-
Рис. 11. Регулятор давления газа.
35

Генные в керосине, и мелкие куски дров, а затем крупные куски на
высоту 25-30 см и на них слой газофицируемого топлива высотой
около 20 см. Зарубашечное пространство заполняется водой да
уровня, отмеченного на водомерном стекле и, одновременно, запол­
няется водой колосниковая чаша. Для розжига газогенератора за­
жженный факел вводится в газогенератор через боковые люки, при
этом воздушный дроссель 26 на трубе 25 (см. рис. 8) и газовый
клапан 55 в трубе 47 должны быть открыты. Когда по всей поверх­
ности разгорится топливо, на непродолжительное время включается
нория для подачи топлива в газогенератор. Одновременно с этим
включается в действие вентилятор розжига 68} вентили 69 и 26
закрываются, а вентиль 70 открывается.
За процессом газификации в газогенераторе можно наблюдать
через шуровочные отверстия, расположенные в крышке газогенера­
тора. По мере появления темнокрасного цвета на всей поверхности
топлива следует добавлять свежее топливо, доводя уровень его до
нормального.
Контроль за хоном процесса газификации в газогенераторе можно
вести по температуре газа на выходе из газогенератора и путем
замера высоты зон в газогенераторе с помощью штанги. Для этого
шуровочная штанга, толщиной 15—18 мм, через шуровочное отвер­
стие вводится в газогенератор до упора в верхнюю часть колосни­
ковой решетки. При нормальной работе газогенератора через 2—
3 минуты штанга в зоне шлака должна остаться черной, а в других
зонах должна накалиться: в зоне горения —до белого цвета, в зоне
восстановления — до темнокрасного цвета.
Расположение и высота зон в газогенераторе регулируются про­
должительностью вращения колосниковой чаши, т. е . количеством
выгребаемого шлака. Для этого в зависимости от нагрузки двига­
теля колосниковую чашу, путем выключения электромотора 23,
периодически необходимо останавливать. Перед пуском двигателя
в ход вентилятор розжига выключается из действия, а пускается
в х°л эксгаустер, при этом дроссель 26 открывается, газовый кла­
пан 55 перекидывается в положение, при котором труба 47 пере­
крывается и газ пойдет в скруббер 5. Клинкет 63 на газовом трубо­
проводе открывается, а клинкет 64 закрывается; газ будет выталки­
ваться на палубу судна. Одновременно с этим пускается в ход
центробежный насос для подачи воды в скрубберы. Готовность газа
определяется поджиганием его. Для этой цели на газовом трубопро­
воде есть пробный кран 77, при открытии которого газ будет выхо­
дить наружу и в случае готовности при поднесении горящей спички
газ должен воспламениться и гореть.
кеАо «ѵНТ ПуСКЭ двигателя в ход клинкет 64 открывается, а клин-
лектор двигателя’:5’ “ "°СЛе &Т°Г° ГЭЗ буД6Т заполнять газовый кол-
моторТовЛприводяшихевИ<^АНеР°ЗЖИГа газогенеРатоРа. работа электро-
новки, обеспечивАРтга а Действие вспомогательные механизмы уста-
’ ооеспечивается аккумуляторной батареей.
J
4 Испытания силовой установки судна
...
а) Швартовые испытания
четырВеТрВTM
судна проводились на-
метров на работу двигателя. Іяснить влияние различных пара-

Первый режим (пуск двигателя в ход). Испытания двигателя
в условиях пуска в ход имели целью выявить и изучить пусковые
качества главного газового двигателя силовой установки судна в зави­
симости от состава генераторного газа. Изменение состава газа дости­
галось изменением температуры и состава паровоздушной смеси,
поступающей в газогенератор. В период пуска двигателя в ход
производились одновременные замеры времени и числа оборотов
двигателя от момента начала пуска двигателя в ход до момента
первой вспышки в цилиндре двигателя. Число оборотов замерялось
по счетчику оборотов, время по секундомеру, а максимальное давле­
ние в цилиндре при первой вспышке и момент ее возникновения
определялись путем снятия индикаторной диаграммы (гребенки/ инди­
катором типа Майгак. В период пуска двигателя индикаторный кран
все время оставался открытым, а поэтому карандаш индикатора
фиксировал на бумаге барабана максимальные давления в цилиндре
(столбики). Благодаря этому момент первой вспышки в цилиндре
и величина максимального давления легко определялись по высоте
столбика. Результаты всех замеров, характеризующих пусковые
качества двигателя, приведены в табл. 1.
В табл. 1 приведены результаты наблюдений при пуске двига­
теля в холодном состоянии.
Таблица 1
Р
е
ж
и
м
1
-
й
No
о
п
ы
т
а
Т
е
м
п
е
р
а
т
у
р
а
п
а
р
о
в
о
з
д
у
ш
н
о
й
с
м
е
с
и
,
п
о
с
т
у
п
а
ю
щ
е
й
в
г
а
з
о
­
г
е
н
е
р
а
т
о
р
.
°
C
П
р
о
д
о
л
ж
и
т
е
л
ь
н
о
с
т
ь
в
р
е
м
е
н
и
о
т
м
о
м
е
н
т
а
п
у
с
к
а
д
о
п
е
р
в
о
й
в
с
п
ы
ш
к
и
в
ц
и
л
и
н
д
р
е
д
в
и
г
а
­
т
е
л
я
,
с
е
к
.
!
Ч
и
с
л
о
о
б
о
р
о
т
о
в
д
в
і
г
а
т
е
л
я
о
т
м
о
м
е
н
т
а
н
а
ч
а
л
а
п
у
с
к
а
д
о
п
е
р
в
о
й
в
с
п
ы
ш
к
и
М
а
к
с
и
м
а
л
ь
н
о
е
д
а
в
л
е
н
и
е
в
ц
и
л
и
н
д
р
е
п
р
и
п
е
р
в
о
й
в
с
п
ы
ш
к
е
,
а
т
и
.
П
а
д
е
н
и
е
д
а
в
л
е
н
и
я
п
у
с
к
о
в
о
г
о
в
о
з
д
у
х
а
п
р
и
п
у
с
к
е
,
а
т
м
.
Состав газа
СО Нои СН4 о,
No
СО2
П
у
с
к
д
в
и
г
а
­
т
е
л
я
в
х
о
д
1
2
3
80
70
60
3цил. — 3сек.
5„
—5
,
5„
-3
.
3 ,-11
,
5.-10,5„
4
4,0
20
30,5
30,0
25
с28
до 23
с23до
19,5
с 21,5
до 17
16,75
11,55
11,6
13,7
9,75
6,35
0,36
0,84
0,681
1,65
1,65
1,60
58,89
63,76
66,67
10,65
12,45
13,15
Пуск двигателя в ход производился при температуре паровоз­
душной смеси, поступающей в газогенератор, 80° С, 70° С и 60° С.
При более низкой температуре паровоздушной смеси двигатель
в холодном состоянии в ход не запускается. Данные опытов пока­
зывают, что на продолжительность пускового периода двигателя
главным образом влияет количественное содержание водорода в гене­
раторном газе. Содержание водорода в генераторном газе обуслов­
ливается температурой паровоздушной смеси, поступающей в газо­
генератор, т. е. количеством паров воды в смеси с воздухом. Как
известно, водород имеет более низкую температуру воспламенения,
чем метан и окись углерода, входящие в состав горючих состав­
ляющих генераторного газа, вследствие этого и уменьшается период
37

пуска двигателя в ход на генераторном газе при повышении темпе
ратуры паро-воздушной смеси. Это подтверждает приведенная на
рис 12 зависимость продолжительности пускового периода івигателд
от температуры паровоздушной смеси и содержания водород
раторном газе. На рис . 13 показана зависимость максимального давле­
ния в цилиндре при первой вспышке от температуры паровоздуш-
ной смеси и содержания водорода в газе.
Данная зависимость указывает, что увеличение содержания водо­
рода в газовой смеси повышает максимальное давление в цилиндре
и увеличивает жесткость работы двигателя.
Приведенные результаты испытаний по пуску двигателя в ход
6.35
І75
07
Рис. 12. Зависимость времени пуска
двигателя в ход от температуры па­
ровоздушной смеси и содержания
водорода в газе.
Рис. 13. Зависимость максимального давления
в цилиндре при первой вспышке от темпера­
туры паровоздушной смеси и содержания во­
дорода в газе.
на антрацитовом генераторном газе позволяют еде-
выводы:
непосредственно
лать следующие
1. Время пуска холодного двигателя в ход в зависимости от
температуры паровоздушной смеси, поступающей в газогенератор^
колеблется от 3 до 11 секунд.
2. Оптимальная температура паровоздушной смеси, поступающей
в газогенератор, обеспечивающая лѵчшие условия для пуска дви­
гателя в ход, равна 70—75° С.
'
3. Расход пускового воздуха колеблется от 3,4 л до 5,6 л на 1 л
Т,°ГО объема рабочих цилиндров двигателя, при падении давле-
Іавліния от
б2Л^Оне в сРеД«ем на 4,5 кг/сма в диапазоне
чительно ппрпмА0 кг/см • Такой расход пускового воздуха незна-
4. Максима еТ ₽аСХ0ДЫ пУскового воздуха дизелей,
превосходит мяксим^аВЛеНИе В цилнндРе ПРИ первой вспышке не
гателя.
аксимального давления при нормальной работе дви-
воздухом0удовлетвоІяе?Итоебов ЧТ° "УСК двигателя в ХОД сжатым
Второй пежим T?ouL.ftP б0Ваниям СУДОВОЙ эксплоатации.
ческих примесей в газе после*^ ИМСЛ целью определение механи-
н
в газе после его очистки.
38

Для определения механических примесей в газе в газовый трубо­
провод после сухого фильтра был вставлен матерчатый фильтр и для
определения расхода газа измерительная диафрагма. Во время про­
ведения опыта генераторный газ отсасывался из газогенератора
эксгаустером и на своем пути проходил через скрубберы, сухой
фильтр, матерчатый фильтр, и после этого по трубопроводу выбра­
сывался на палубу.
Газовый поток, нагнетаемый эксгаустером, после прохождения
сухого фильтра на своем пути встречал матерчатую вставку в трубо­
проводе (сатин), на поверхности которой и задерживались механи­
ческие примеси, имевшиеся в газе. Разность веса этой матерчатой
вставки до опыта и после опыта и будет равняться весу механи­
ческих примесей в газе за время протекания опыта. Расход газа
определялся по перепаду давлений в измерительной диафрагме.
Результаты измерений и подсчета приведены в табл. 2.
Таблица 2
Р
е
ж
и
м
2
-
й
і
_
_
_
_
_
_
_
_
_
_
_
_
_
_
_
_
No
о
п
ы
т
а
♦
С
р
е
д
н
е
е
з
н
а
ч
е
н
и
е
п
е
р
е
п
а
д
а
д
а
в
л
е
­
н
и
й
в
и
з
м
е
р
.
д
и
а
ф
р
а
г
м
е
,
м
м
П
р
о
д
о
л
ж
.
о
п
ы
т
а
в
м
и
н
у
т
а
х
Р
а
с
х
о
д
г
а
з
а
в
ч
а
с
,
м
3
Р
а
с
х
о
д
г
а
з
а
з
а
о
п
ы
т
,
м
3
В
е
с
м
е
х
а
н
.
п
р
и
­
м
е
с
е
й
в
г
а
з
е
и
з
р
а
с
х
о
д
о
в
.
з
а
о
п
ы
т
,
г
В
е
с
м
е
х
а
н
.
п
р
и
­
м
е
с
е
й
в
1
м
3
г
а
з
*
,
г
Т
е
м
п
е
р
а
т
.
г
а
з
а
п
о
с
л
е
о
ч
и
с
т
к
и
,
°
C
В
е
с
в
л
а
г
и
в
1
м
з
г
а
з
а
,
г
1
2
40
40
20
20
242
242
80,7
80,7
1,22
0,86
0,015
0,01
27
27
25,7
25,7
Результаты испытаний показывают, что содержание механических
примесей в газе не превышает допустимой величины. (Допустимые
значения механических примесей в генераторном газе колеблются
от 0,02 до 0,03 г/м3.)
Следовательно, принятая система очистки от механических при­
месей (два скруббера, эксгаустер и общий сухой фильтр) по данным
испытаний может быть признана удовлетворительной.
Третий режим. Этот режим испытаний имел целью установить
зависимость между максимальным давлением в цилиндре двигателя
и коэфициентом избытка воздуха в газовой смеси, а также уста­
новить наивыгоднейший угол опережения зажигания газовой смеси.
Коэфициент избытка воздуха в газовой смеси определялся по
составу отработавших газов отдельных цилиндров двигателя, а изме­
нение его осуществлялось путем перестановки угла открытия воз­
душной заслонки в патрубке, подводящем воздух к впускному клапану.
Все замеры: снятие индикаторных диаграмм, температура и состав
отработавших газов производились на одном цилиндре двигателя.
За время испытаний состав генераторного газа оставался примерно
постоянным.
Результаты замеров приведены в табл. 3.
По данным испытаний на рис. 14 показано изменение максималь­
ного давления в цилиндре при горении газовой смеси и среднего
индикаторного давления в зависимости от коэфициента избытка воз­
духа газовой смеси. Приведенные результаты испытаний показывают,
что процесс горения смеси в цилиндре двигателя протекает нормально.
39

Несколько пониженное среднее индикаторное давление объясняется
тем, что испытания велись на бедном газе; по данным объемного
анализа теплотворность генераторного газа не превышала 740 кал./м .
Результаты испыта­
Рис. 14. Зависимость среднего индикаторного давле-
ния и максимального давления в цилиндре двигателя
от коэфициента избытка воздуха в газовой смеси.
ний двигателя при раз­
личных углах опереже­
ния зажигания газовой
смеси даны в табл. 4 .
Индикаторные диа­
граммы, снятые с одного
и того же цилиндра дви­
гателя при различных
углах опережения зажи­
гания, показаны на рис.
15. Зависимость сред­
него индикаторного да­
вления двигателя от угла
опережения зажигания
при постоянном числе
оборотов вала двигателя
Отражение зажигания О*
опережензг зажигания
Рис. 15. Индикаторные лиягпямми
при разных углах опережения за­
жигания смеси.
показана на рис. 16.
Характер линии горения на индика­
торных диаграммах и величина среднего
индикаторного давления (см. табл . 4)
показывают, что наивыгоднейший угол
опережения примерно 5°.
Четвертый режим. Данный режим
испытаний имел целью определение
мощностной и экономической характе-
ристики главного двигателя установки.
Испытания производились при следую­
щих нагрузках двигателя: полная на­
грузка, 3/4 нагрузки и х/2 нагрузки. Дли­
тельность испытаний при каждой на­
грузке была 4 часа. Индикаторные диа­
граммы одновременно снимались только
с двух цилиндров, мощность остальных
цилиндров выравнивалась по темпера­
туре отработавших газов. Температура
отработавших газов измерялась термо­
парами в выпускных каналах цилиндро­
вых крышек двигателя. Расход газа опре­
делялся при помощи измерительной
диафрагмы, установленной для этой
цели в газовый трубопровод после
очистителей газа. Расход твердого
топлива определялся путем взвеши­
вания. В период испытаний газогене­
ратор работал на антраците со сле­
дующими характеристиками: низшая
теплотворная способность рабочего
топлива Q; = 7231 кал.,
содержание
влаги W„= 3,78»|0, золы А„=5,87°Іп
серы летучей = 0,50%, углерода
40

Ср = 85,85%, водорода Ну= 1,59%, кислорода и азота O/,4-Np = 2,41%
(по разности).
Состав генераторного и отработавших газов определялся объемным
анализом на приборе ВТИ.
Температура генераторного газа и паро-воздушной смеси посту­
пающей в газогенератор,
измерялась термопарами,
имеющимися в установке.
Результаты замеров,
произведенных за период
испытаний, приведены в
табл.5,6и7.
По данным результатов
испытаний силовой уста­
новки судна на рис. 17 по­
строены кривые, показы­
вающие в зависимости от
нагрузки двигателя измене­
ния: индикаторной мощно­
сти двигателя (кривая —
Рис. 16. Зависимость среднего индикаторного
давления от угла движения зажигания смеси.
расхода газа на 1 и.л.с.-ч а с (кривая — С Г), расхода твердого топлива
на 1 и.л .с .- час (кривая — Cz), индикаторного к.п .д . двигателя (кри-
Таблица 3
Р
е
ж
и
м
3
-
й
1
No
о
п
ы
т
а
1
М
а
к
с
и
м
а
л
ь
н
о
е
д
а
в
л
е
н
и
е
в
ц
и
­
л
и
н
д
р
е
,
а
т
м
С
р
е
д
н
е
е
и
н
д
и
к
.
1
д
в
л
.
,
к
г
/
с
м
2
К
о
э
ф
и
ц
.
и
з
б
ы
т
к
а
в
о
з
д
у
х
а
в
г
а
з
о
в
о
й
с
м
е
с
и
Т
е
м
п
р
.
о
т
р
а
б
.
і
а
з
о
в
°
C
Состав отработ. газов
СО2 СО
1
О2
No
[
1
28,0
28,8
4,94
4,54
1,08
1,08
420
420
17,2
17,2
—
1.8
1,8
81,0
81.0
2
28,5
28,0
4,23
4,00
1.21
1,21
1
410
410
13,0
13,0
—
4,6
4,6
82,4
82,4
3
27
4,14
1,30
400
13,4
—
5,0
81,6
4
18,5
3,29
2,14
370
6,0
—
12,6
81,4
j
20,5
3,91
2,14
370
6,0
12,6
1
81,4
Таблица 4
1
У
г
о
л
о
п
е
-
1
р
е
ш
е
н
и
я
з
а
ж
и
г
а
н
и
я
М
а
к
с
и
м
,
д
а
в
л
е
н
и
е
в
ц
и
л
и
н
д
р
е
.
а
т
м
.
С
р
е
д
н
е
е
и
н
-
д
и
к
а
т
о
р
н
.
д
а
в
л
е
н
и
е
,
к
г
/
с
м
2
Ч
и
с
л
о
о
б
о
­
р
о
т
о
в
д
в
и
­
г
а
т
е
л
я
в
4
м
и
н
у
т
у
У
г
о
л
о
п
е
­
р
е
ж
е
н
и
я
з
а
ж
и
г
а
н
и
я
М
а
к
с
и
м
,
д
а
в
л
е
н
и
е
в
ц
г
л
и
н
д
р
е
,
а
т
м
.
С
р
е
д
н
е
е
и
н
-
д
и
к
а
т
о
р
н
.
д
а
в
л
е
н
и
е
,
к
г
/
с
м
2
Ч
и
с
л
о
о
б
о
­
р
о
т
о
в
д
в
и
­
г
а
т
е
л
я
в
м
и
н
у
т
у
0°
0
0
5
5
20,7
20,8
23
27
29
485
5.15
5,16
5,16
5,36
355
355
350
355
335
5°
10
10
10
28
29
29
29
5,59
4,85
5,17
5,4
370
335
355
350
41

вая— T<f), индикаторного к.п .д. установки (кривая ) и к.п .д . газоге­
нератора. Из рассмотрения указанных зависимостей следует, что
Рис. 17. Результаты испытаний двигателя и газогене­
ратора.
Таблица 5
<эо
о
О
СП
4 часа j Пол­
ная
часа 3/4
на
.ГРУ З- I
Iки
2 часа
о
о
<«!
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
И
12
13
1
2
4
5
6
7
8
У*і
на-
; ^Уз­
ки
1
2
3
4
I
185
и=
Индикат.
•
r-
о□
Н «С В д мощность
=X
SJ
б
о
р
о
І
Я
в
= ( - двигателя,
л.с.
гз
Q.S
=£
о>
»—
C_>
Од
£Й
х•
ЕС <D
2я
О—
—
аV
CX.S
ОG<<
Q.
=
zn
ТЕС
us*C-h
355
6,42 I 550
355
6,25 ! 535
360
6,20 I 538
360
6,05
524
360
5,86
508
525
740
360
5,78
501
360
5,77
501
365
5,83 512
370
6,04
538
370
5,78
516
380
6,00
549
375
5,94 537
380
5,75
527
370
5,32 475
370
5,30
473
370
4,98
445
375
5,32 480
460
305
375
5,23 473
375
5,10 460
375
4,90 440
375
4.35 440
375 1 4,69 429
375
375
’
4,55
3,62
412
327
372
285
375
3,60
1
327 J
142
152
Р
а
с
х
о
д
а
н
т
р
а
ц
и
т
а
н
а
1
и
.
л
.
с
.
-
ч
а
с
.
к
г
.
П
е
р
е
п
а
д
д
а
в
л
е
­
н
и
я
в
и
з
м
е
р
.
д
и
а
­
ф
р
а
г
м
е
,
м
м
р
т
.
с
т
.
Р
а
с
х
о
д
г
а
з
а
в
ч
а
с
,
н
.
м
3
68
68
72
72
0,352
72
1010
72
72
80
70
70
76
72
76
60
66
58
0,332
52
895
50
58
52
52
0,383
827
42

<©
Т
а
б
л
и
ц
а
3
са
со
О«3
со
ОСОта
еі
z
СПО
СО
SS
Sо
о
со
«3
О
О
U
см
оО
вхХігсоа вя
-ХІ Ч9ЕИ 1H9
-иПифеоэд
CQ
ОСОта
3
вэта
О\оСП
О
«3
сП
о
Е
S
о
о"—г—Г
ОЗ
со
е;
ю
СО
СМ
gW ‘Н/іГВЯЯ
BSBJ Ч1Э0Н
doaioirusj.
о
с
И
тасоССЗ
Ои
о
о
та
ааз
аз
Аю
о
о
с
СОСОСО
оз
со
та
о
Юют*
см см
ОзОзО Оз
СП00
?1
Z»
см
ЬОuoю го
ооО3_
«О
сч
О
О
PMEXdjBH
V1I4UO 5J\f
9’9 нижэ^
смсмсм
оо —_см_ О>_
03ООз оз
ю
Ь-го оо
ЮЮоо СП
СОСО 03
04
со
ІО
«
СО
св :«й
та
X
Xсо
Xта
ЧО
ф>»
О.
е« о‘
Е
со
г—і и
смсо —смсо
та
о
о
<У
Оса
«з
схою
=3
^4
'6
с
аз.
\Э гг(
Юо
ООЮLO
гм см
t=(
сс
UO UO
г
X
ОСО
о
см см
О
азО
U* £Q
СОН_
"
7
6
О)
а>
*
аз
сз
&
а>
<и
ОСППЗ
оэ5
«=?
Оa
осзО
о
О
с
3
аз
0Э ‘ИЭЭМЭ нон
-rnXrEOaodBU
edXxsdduwai
Э 'ВИНЗХГЖВГХО
01'00II BEBJ
edXiedduwdx
0Э ‘BdoiBdoHOJ
-OEBJ СИ ЭІ70Х
-НЯ OU BEBJ
BdXiBdauwdi
43

минимальный расход твердого топлива и газа на 1 и л.е . -ча с
соот­
ветствует примерно 3/4 нагрузки двигателя. Объясняется это тем,
что при полной нагрузке двигатель работает с коэфициентом избытка
воздуха в газовой смеси со значением близким к единице (см. таол . о),
в связи с чем условия для горения газовой смеси в цилиндре дви­
гателя являются несколько затрудненными. При полной нагрузке
двигателя процесс горения газовой смеси в цилиндре двигателя про­
текает замедленно, вследствие чего температура отработавших газов
повышается, увеличивается унос тепла с отработавшими газами,
уменьшается индикаторный к.п .д . двигателя и увеличивается расход
топлива на 1 и.л.с.-час.
На рис. 18 приведены образцы индикаторных диаграмм, снятых
при различных нагрузках двигателя. Характер диаграмм показывает,
что при полной нагрузке двигателя процесс горения газовой смеси
в цилиндре двигателя протекает в основном за верхней мертвой
точкой поршня и почти при постоянном давлении с видимым на
диаграммах догоранием газа на линии расширения. Указанный харак­
тер процесса горения газовой смеси обусловливается не только
малым значением коэфициента избытка воздуха, но и сравнительно
большим диаметром цилиндра двигателя. При наличии одной только
запальной свечи и при большом диаметре цилиндра двигателя
горение смеси в объеме цилиндра заканчивается на линии расши­
рения. Волнистый характер линии расширения на индикаторных
диаграммах показывает наличие догорания газовой смеси в процессе
расширения.
Кривая к.п .д. газогенератора (см. рис . 18) показывает, что с паде­
нием нагрузки двигателя к.п .д . газогенераторной установки незна­
чительно падает.
Таким образом, результаты испытаний позволяют установить
следующее:
1. При полной нагрузке двигатель развивает примерно 525 и.л .с.
при л = 375 об./мин. При этом индикаторный к .п.д. двигателя равен
0,327, а индикаторный к.п .д. установки (включая потери «-в газогене­
раторе) равен 0,25.
2. Работа двигателя при полной нагрузке сопровождается повы­
шенной температурой отработавших газов, вследствие значитель­
ного догорания газовой смеси на линии расширения. Наличие только
Й э^ектРической запальной свечи при данном диаметре цилиндра
'■
мм) не обеспечивает нормального протекания процесса горения
газовой смеси в цилиндре двигателя.
пасбЛ^СХ0Д антРаЦита при полной нагрузке двигателя равен
м^ячии^'С/ЧаС ИЛИ пРимеРН0 0,460 кг/э.л.с. - ча с, если принять, что
еханический к.п .д . двигателя будет равен 0,76.
нагоѵзкеИпянигѵ&И^і РасхОд топлива двигатель имеет примерно при
нагрузке равной 3/4 от полной (см. рис . 6).
^матрива^с МТ(?ІіѵиНяп2РИЗНаТЬ’ ЧТ0 экономичность установки, рас-
тающих по пиклѵ Л РеНИЯ совРеменных газовых двигателей, рабо­
творительной. У строго сгорания, является достаточно удовле-
6) Ходовые испытания
на гребные СвинтыЧ1₽пА,ЗВ21ваемая двигателем мощность передается
двигателя на шваотовых алв*тРичесі<Ую передачу, условия работы
одинаковыми. Р
и на ходовых испытаниях судна являются
44

I

Поэтому целью ходовых испытаний было лишь определение
скорости судна при полной мощности двигателя и выявление устой­
чивости режима работы двигателя и газогенератора. Скорость судна
измерялась динамометрической вертушкой.
Результаты ходовых испытании приведены в таол. о и 9.
Испытания проводились на р. Неве между гг. Ленинградом
и Петрокрепостью 28 и 29 июля 1947 г. при общей продолжитель­
ности работы установки 12 часов.
Таблица 8
н
Индикатор-
Q
СЗ
Температура отработав- н
3ио
4
ная мощность
ших газов
ѵо_
соS
ѵ-> х
о
=иГз
сон
о=1 S
нS
S
3
Г*
оаі£=«
средн. о “
2
ччче;чч
я-
Sйо
S
о Q.2
U.
—
чs
CJ«я1
=(кS л.с. за
О-х
2
О’
X
=г
S
X
Д’
S
X
о.
Н
а
д
в
I
тад“•яJ-
1
режим J о
см со
иО СО
1 Пол- 350
5,66
480
і
450 480 480 440 450 450 1,0
2 мая
350
5,61
473
400 410 440 420 420 420 1,23
3
350
5,66
477
14,5
450 470 480 440 460 460 1,0
4
348
5,74
481
4101 440 460 460 460 460 1,1
5
348
5,77
484
450 500 500 500 480 480 1,05
6
360 1 6,05
525
480 510 500 500 500 510 1,05
7
370 1 5,15
459
8
370
5,64
475
506
е:
9
і 370
5,38
480
X
10
370
6,06
541
В*
11
370
6,06 541
112
375
5,63
475
14,5
113
375
4,90
473
*-1
14
375
5,31
481
3
15
375
5,58
505
Q
о16
375
5,62 508
ч17
375
5,85
529
X
18
375
5,23 478
19
380
5,22
478
20
380
5,50 503
21
375
5,52 503
22
382
5,76
530
23
375
5,63
516
24
380
5,91
541
25
375
6.08 556
26
375
5,75
533
!
приведенные в табл. 8 и 9, позво-
Результаты ходовых испытаний,
ляют сделать следующие выводы:
12 чагп» "Лри°Л Х0Д0ВЬІХ испытаний общей продолжительностью
часов двигатель развивал в среднем 506 и.л .с.
азанная М0І1*Н0сть несколько меньше той, котопѵю лпиглтрпк
Р ОбъясняеИтеИяСПЫТаНИИ “а шваРтовых с полной нагрузкой?
таниях двигателя мриTM теплотвоРно”ь газа при ходовых испы-
2. При этой
’ ЧеМ В° Время шваРтовых испытаний,
ности двигателяекп^
соответствующей полной мощ-
3 Кпдрпаі ’ СКОР°СТЬ судна в спокойной воде равна 14 5 км/чяг
таний, обусловлиМва^тс?іСТнёкРоѴппХеМОЙ Авигателем за период испы-
ного газа.
^которым изменением состава генератор-
что газогенератор^агоѵж^г^я3’ главным обРазом, вызывалось тем,
кусков и большое содержание
РаЗНЫе РЭЗМеры
46

Таблица 9
Режим
Нагрузка
двига­
теля
Состав генераторного газа в проц, к объему
Тепло- 1
J творн. 1
газа I
ккал/н. м3|
СО2 О2
СО
СН4
н2
1
'
N2
Ходовые Полная
9,4
0,2
15,15 !
і,о
12,1
11
'
62,15 І
860
I
испытания
10,8
0,2
15,20
0,59
14,6
58,11
900
10,7
0,2
16,85
0,78
15,6
55,87
983
1
10,6
0,2
15,5
0,39
13,6
59,71 .
856
9.6
0,2
16,8
I
0,71
15,5
57,19
973
1
м 0,2
16,9
1
0,80
15,9
56,80 1
1
945
I
Продолжение табл. 9
•
Режим
Нагрузка
двига­
теля
Т
е
м
п
,
г
а
з
а
п
о
в
ы
х
о
д
е
и
з
г
а
з
о
г
е
н
е
р
а
т
о
р
а
,
°
C
_
_
_
_
_
Т
е
м
п
,
г
а
з
а
п
о
с
л
е
о
ч
и
с
т
к
и
,
°
C
Т
е
м
п
,
п
а
р
о
в
о
з
д
у
ш
н
.
с
м
е
с
и
,
°
C
Разрежение в мм вод. ст.
п
е
р
е
д
к
о
л
о
с
н
.
р
е
ш
е
т
к
о
й
г
а
з
о
г
е
н
е
р
а
т
о
р
а
в
г
а
з
о
г
е
е
р
а
-
ю
р
е
з
а
1
-
м
с
к
р
у
б
­
б
е
р
о
м
з
а
2
-
м
с
к
р
у
б
­
б
е
р
о
м
з
а
э
к
с
г
а
у
с
т
е
­
р
о
м
з
а
с
у
х
и
м
1
ф
и
л
ь
т
р
о
м
Ходовые
Полная
225
25
70
—50 -130 —220 -230 -200 -280
испытания
240
25
70
—50 —145 -230 -240 -200 —зсо
250
25
70
—50 —190 -200 —210 -185 —300
210
25
70
-40 і—НО
—240 —250 -210 -350
200
28
70
—40 ; —100 -240 —250 —210 -350
200
28
70
—20 !— 10 —230 —240і -200j —250
5. Величины температур отработанных газов отдельных цилинд­
ров двигателя указывают на достаточную равномерность распреде­
ления мощности двигателя по отдельным цилиндрам.
6. Как видно из табл . 9, процесс газификации топлива за время
ходовых испытаний протекал довольно устойчиво. Повышенное раз­
режение в газогенераторе объясняется большим содержанием уголь­
ной пыли в антраците. Несколько бедный состав генераторного газа
объясняется тем, что антрацит был засорен примесями породы.
целом данные испытаний позволяют считать, что газогенератор­
ная установка является вполне надежной и удовлетворяет требова­
ниям судовой эксплоатации.
5. Выводы
Проведенные испытания и наблюдения за работой силовой уста­
новки газоэлектрохода позволяют сделать следующие общие выводы:
1. Расход генераторного газа на 1 и. л. с. при полной нагрузке дви-
гателя равен 1,93 н.м3/час, чему соответствует индикаторный к.п .д.
Двигателя = 0,327 и если принять механический к.п .д.
=0,76,
то экономический к.п.д . двигателя будет равен tq, — 0,25. Коэфи­
циент полезного действия газогенератора при полной нагрузке равен
47

vjr = 0,76, следовательно экономический к.п .д . силовой установки
судна будет равен:
^=^•^ = 0,25-0,76-0,19,
а с учетом потеоь при электрической передаче мощности на гребной
вал, к.п.д . которой примерно равен 0,85, экономический к.п .д . уста -
новки будет равен:
= 0,19-0,85 = 0,163.
Таким образом экономичность силовой установки газоэлектрохода
меньше, чем экономичность дизельных установок, работающих по-
газожидкостному циклу, но в тоже время такая установка значи­
тельно более экономична, чем установки с паровыми машинами,
применяемыми на судах речного флота.
Приведенные в табл. 10 данные по двум конкретным судам под­
тверждают это.
Таблица 10-
N?
п/п
Показатели установки
Един.
измер.
Газо-
электроход
Паровой буксир.
Давление пара
100 атм.
1
Мощность установки . . . .
э.л.с.
375
300
2 1Весвсейустановки ....
т
32
42
3
Удельный вес .......
кг/э.л.с.
85
140
4
К.п.д . установки
......
°/о
191
13
2. Применение электрической передачи мощности на гребные валы
упрощает управление судном и его силовой установкой. Простота
управления судном значительно сокращает эксплоатационные рас­
ходы.
В установке отсутствует реверсивная муфта, которая для тихо­
ходного двигателя большой мощности была бы сложна по конструк­
ции и отличалась бы громоздкостью. Реверсирование гребных валов
при помощи реверсивной муфты значительно сложнее, а особенно
при управлении муфтой из штурвальной рубки. Непосредственное же
реверсирование газового двигателя значительно усложняет его кон­
струкцию и не является в то же время вполне надежным.
Применение электрической передачи мощности на гребные
валы позволяет произвести выбор числа оборотов газового двига­
теля независимо от наивыгоднейшего числа оборотов гребного вала.
Изложенное позволяет рекомендовать применение элекропередачи
для газовых установок большой мощности.
пЛ недостаткам электрической передачи мощности на гребные
относятся: увеличение первоначальной стоимости судна и не­
значительное повышение веса силовой установки.
топлиййВІ0^аТИЧеСКОе Регулирование механизированной загрузки
гоебныѵ ЯЗО1енератор и возможность изменения числа оборотов
сѵдна а таіЛ^РОМОТ°РОВ И ИХ РевеРсиРОвания из штурвальной рубки
*
наличие в установке контрольно-измерительных при­
мости на гребные” валы ^учетоІГэти^шгГет6^ учета потеРь электропередачи мощ-
’ с учетом этих потерь к.п.д. установки равен 16<»/0.
48

боров позволяет сократить число машинной команды на вахте до
одного вахтенного механика.
4. Опыт эксплоатации показал, что при надлежащей организации
топливоснабжения, силовая установка мощного газохода является
вполне эффективной и эксплоатационно надежной. Однако следует
заметить, что газогенератор, установленный на судне, может удо­
влетворительно работать только на антраците сорта АС. Указанное
обстоятельство для многих речных бассейнов не должно вызывать
существенных затруднений в эксплоатации таких судовых уста­
новок.
Опыт эксплоатации показал, что рассматриваемая установка не
лишена также некоторых конструктивных недостатков. Очиститель­
ные устройства генераторного газа при работе судна на мелких
местах работают неудовлетворительно. Распыливающие водяные фор­
сунки скрубберов забиваются песком и илом, вследствие чего нор­
мальное охлаждение газа и очистка его от механических примесей
нарушается. Дозатор топливного загрузочного устройства подвержен
значительному истиранию, образующиеся вследствие этого неплот­
ности прилегания его к корпусу создают возможность излишнего
подсоса воздуха в газогенератор.
Напряженность газификации топлива газогенератора данной уста­
новки составляет около 120 кг/м2 час; такая напряженность для судо­
вой установки является малой и может быть за счет уменьшения
диаметра газогенератора, а следовательно и веса его увеличена до
200 кг/м2-час.
Высокая температура выхлопных газов двигателя, вследствие
значительного догорания газовой смеси в цилиндре двигателя на
линии расширения и присутствия сернистых соединений в генератор­
ном газе, сокращает срок службы выпускных клапанов двигателя.
5. Применение в речном флоте подобных мощных газовых уста­
новок является вполне целесообразным. Наряду с этим необходимо
выполнение исследовательных работ с целью повышения экономич­
ности газовых установок.
4 ЦНИИРФ. Суд. силовые установки

Канд. техн, наук Ф. Д . УРЛАНГ
К ВОПРОСУ ПРИМЕНЕНИЯ ГАЗОВЫХ ТУРБИН .
НА РЕЧНЫХ СУДАХ
Предусмотренное пятилетним планом значительное расширение
речного судостроения обеспечивает дальнейшее повышение удель­
ного веса речных перевозок в общем грузообороте нашей страны.
Как известно, рентабельность судна зависит от правильного
выбора типа главных и вспомогательных механизмов, однако до
настоящего времени в речном судостроении могли применяться
только паровая и дизельная установки, а в пределах малых мощно­
стей можно было применить еще и газогенераторную установку.
Необходимость предусмотреть силовую установку, сочетающую
в себе преимущества существующих типов тепловых двигателей
и лишенную их недостатков, привела к применению на ряде судов
морского флота газовых турбин, причем турбины в последние годы
применяются с непрерывным процессом горения при постоянном
давлении и с регенерацией отработанного тепла.
На судах получили применение газотурбинные установки, рабо­
тающие с открытым или замкнутым циклом.
Экономичность этих установок зависит от параметров рабочего
процесса, гидродинамики проточной части, степени регенерации тепла
и характеризуется экономическим коэфициентом полезного действия.
Если обозначить через:
Т| — к. п. д. турбины,
т1с —к . п. д. компрессора,
/7Т —работу расширения газов в турбине,
//.. — работу
сжатия в компрессоре,
Q — подведенное тепло, в ккал/кг,
то экономический к. п. д . газотурбинной установки
ѴЛ——
=(1)
Коэфициенты полезного действия турбины (?]), компрессора (т]с)
ский^а^ѴпЫ Раб°чего процесса значительно влияют на экономиче.
.Д - установки (iqa). Работа расширения газов в турбине
процессе°Т хаРактеРа процесса расширения. При адиабатическом
lj
k
I
—
Lr2.\
50

где k — показатель адиабаты,
А — тепловой эквивалент работы,
R—- газ ов ая
постоянная,
Гі °К — температура начала расширения газов в турбине,
8—степень повышения давления в компрессоре .
Работа адиабатического сжатия в компрессоре определится выра­
жением:
(3)
где Г °К-температура воздуха, поступающего в компрессор.
Количество подведенного тепла при р — const составит:
где CD — теплоемкость газов при р = const принимается приближенно
k
постоянной в процессе подвода тепла, Тс = Та о — температура воз­
духа в конце адиабатического сжатия.
Так как газы покидают турбину при высокой температуре,
унося с собой значительное количество неиспользованного тепла,
то, естественно, возникает вопрос о регенерации части этого
тепла для подогрева поступающего из компрессора в турбину воз­
духа.
Для оценки степени регенерации вводится понятие коэфициента
регенерации:
Т—Т
*V 1с
(5)
ес
где Тр — температура газов после регенератора,
Те — температура отработанных в турбине газов,
Тѵ—температура воздуха после регенератора,
Тс — температура воздуха после компрессора .
При адиабатическом сжатии и расширении и процессе горения
при р = const с учетом влияния регенерации экономический к.п .д .
установки будет
=
k
/
—-ARTl 11—3
й-1
k
к-I
Л—1
/
k—1
Л-1
(6)
С
*
—*
-Га1 *
Как видно из выражения (6), экономический к.п.д. установки
*0%) увеличивается с повышением температуры 7\ и коэфициента
регенерации и как-то меняется в зависимости от степени повышения
Давления о.
В свою очередь, степень повышения давления зависит от тем­
пературы газов, поступающих в турбину, и коэфициента регене­
рации.
В зависимости от принятого коэфициента регенерации и задан-
ной температуры газов, поступающих в турбину, Tlt оптимальное
значение степени повышения давления, при котором достигает
4*
51

максимума, определяется, как результат нахождения &тах из уравне­
ния (6), выражением:
k—1
где т=—
К
Подставив значение ошах в уравнение (6), получим максимальное
значение т)э, при принятых величинах 1\ и
На рис. 1 дана зависимость оптимальной степени повышения давле*
Рис. 1. Зависимость оптимальной степени по­
вышения давлений от коэфициента регенера­
ции при различных значениях температуры
газа и к.п .д . проточной части.
Рис. 2. Зависимость экономического
к.п .д . установки от степени повыше­
ния давлений при 627° С.
различных значениях темпера-
проточной части (tj и tjc).
а зависимость к.п.д . установки от сте-
при отсутствии регенерации тепла, различ-
тѵпы т к°эф“циента Регенерации, при
туры газов Гх и к.п.д. г.~г.
На рис. 2 представлена
пени повышения давления, г-
= 6273'>НасеНИЯХ КП-Д- проточной части и температуре "газ^Г7,=
пература газов^ерід^рбнной^т^ К’ Д’ УСтановки оказывает тем-
„
Р Д Турбиной 7>-
как с ее увеличением воз-

растает экономичность турбины, ввиду чего стремление повысить
эту температуру определяет собою одну из главных тенденций
в развитии газовых турбин.
Условия работы металлических лопаток турбин ограничивают
повышение температуры газов не свыше 700° для стационарных, судо­
вых и локомотивных установок, а в авиационных двигателях она
достигает 825—850° С.
На рис. 3 представлено совместное влияние температуры газов,
к.п .д. турбины и компрессора на экономический к.п .д. установки.
Принимая постоянство значений теплоемкостей и преобразовы­
вая уравнение <6), получим экономический к.п .д . установки:
а) при адиабатическом сжатии в компрессоре:
т-Т
Y1 —__ ___
с
Ъ
ZQX
9а
()
Т,— Те
б) при изотермическом сжа­
тии в компрессоре:
k—1
Г Ind
т, — — -------
0. --------
_
k
1+
Л-Те
При отсутствии регенера­
ции тепла адиабатическое
сжатие в компрессоре выгод­
нее изотермического, а при
Рис. 3 . Влияние температуры газов к .п.д. тур­
бины и компрессора на экономический к.п .д.
установки.
наличии регенерации изотер­
мическое сжатие повышает к.п.д . установки. Поэтому в установках
с регенераторами стремятся осуществить многоступенчатое сжатие
в компрессоре с промежуточным охлаждением воздуха.
Коэфициент регенерации в осуществленных судовых установках
колеблется в пределах 55—7О°/о.
Возможный экономический к. п. д . газовых турбин, в зависимости
от температуры газов перед турбиной, приведен в табл. 1 .
Таблица 1
1 Температура газов
перед турбиной
К.п.д. установки, в %
с регенерацией 50°/0 тепла |без регенерации
одна ступень
горения
две ступени
горения
одна ступень
горения
600°
21
27
19
700
24
30
20
800
26
35
22
!
900
29
40
24
1000
32
45
27
Для решения вопроса о целесообразности применения газовых
турбин на речных судах нужно сопоставить их технико-эксплоата-
Ционные показатели с показателями судовых установок, предусмот­
53

ренных в перспективной сетке типовых буксиров, грузовых само-
ходных и грузо-пассажирских судов.
При внедрении газовых турбин на речных судах основным и ре­
шающим являются:
Л
1) род топлива, на котором речной транспорт может работать»
2) целесообразные пределы мощности, при которых преимуще­
ства газовых турбин будут особенно ощутимы.
Отдаленность многих наших речных бассейнов от нефтяных
месторождений вызывает необходимость использования на речных
судах местных видов твердого топлива.
В газотурбинных установках, работающих по открытому циклу»
наряду с жидким топливом может быть использовано и твердое,
путем его газификации.
Как показали соответствующие исследования,1 при замене жид­
кого топлива газообразным условия работы газовых турбин почти
не изменяются. Больше того, экономический к.п .д . газотурбинной
установки, при работе на генераторном газе, увеличивается, до­
стигая максимального эффекта при газификации топлива под.
давлением.
Благодаря использованию физического тепла газа повышается
и к.п .д . самой газогенераторной установки. Проведенный анализ,
показал целесообразность замены на судах газовых двигателей газо­
вой турбиной как с энергетической, так и особенно с эксплоата-
ционной точек зрения. Применение на речных судах газификации
топлива под давлением в сочетании с газовой турбиной позволит
создать наиболее экономичные судовые установки мощностью до
1500 л.с., работающие на местных видах твердого топлива.
Так как верхний предел мощности силовых установок речных
судов не превышает 3000 л.с .,
причем суда и буксиры мощностью
от 300 до 800 л.с . являются наиболее распространенными, наиболь­
ший интерес представляет сравнение газовых турбин с другими
типами установок в диапазоне мощностей 300—800 л.с .
Перспективной сеткой предусмотрены высокооборотные первич­
ные двигатели с передачей энергии на вал через редуктор. На реч­
ных судах для соединения многооборотных первичных двигателей
с гребными валами применяются два типа передач: 1) механическая
с помощью понижающих редукторов и 2) электрическая.
К винто-моторной группе речных буксиров, как представителям
наиболее распространенного в речном флоте класса судов, предъ-
являются следующие требования:
1) способность безболезненно выносить внезапные мгновенные
остановки машины, вследствие застопоривания движителя, либо
когда судно садится на мель;
впап1Яю,пСн^Н0СТЬ ПРИ Так<0М застопоривании развивать повышенный
оборов-
еНТ’ особенно при работе на пониженном числе
4) Хс^тьнм
ПРИ большом числе Реверсов;
водд вспомогательных °механизмов^И °Т главного Двигателя для при-
7 мTMКа°лХй0ЩН0СТЬ на пеРеДний и задний ход;
__ __
___
и вес и максимальная экономичность.
газе. Жури.
.Реч ной
транспортах?
Турбинах’ Работающих на генераторном
54

Ни один из первичных двигателей не удовлетворяет полностью
указанным требованиям, поэтому судовые передачи должны наряду
с обеспечением оптимального режима движителей —улучшить усло­
вия работы всей винто-моторной группы в целом.
Механическая передача не удовлетворяет первым шести требо­
ваниям. Электродвижение уступает редукторам только по весовым
и энергетическим показателям. На рис. 4 представлены сравнитель-
ные данные удельных весов и к.п .д. судовых электроустановок
и реверс-редукторов при различных передаточных числах.
Так как электродвижение лучше обеспечивает оптимальный режим
работы движителя в условиях переменных ходов речных буксировг
нежели реверс-редуктор, то
пониженный к.п .д. электро­
установок будет в больших
размерах компенсирован уве­
личенным к.п .д. движителя.
1 — удельный вес редуктора при
/ = 1:7,5;
2—тоже/=1 :15;
3 — удельный вес электроустановок
переменного тока;
4 — удельный вес редуктора / =
= 1:30;
5 — удельный вес электроустановок
постоянного тока;
6 — к .п .д . электроустановок постоян­
ного тока;
7— то же переменного тока;
8— то же редуктора .
Рис. 4. Удельные веса и к .п .д . электроустановок и редукторов как функции от
мощности.
Электродвижение в увеличении быстроходности не ставит ограни­
чений первичному двигателю, поэтому позволяет использовать в ка­
честве главных судовых двигателей наиболее быстроходные, эконо­
мичные машины.
Газовая турбина является нереверсивным быстроходным и очень
чувствительным к переменным нагрузкам двигателем и, в сочетании
с электропередачей к движителю, может быть использована с наи­
большим эффектом, обеспечивая надежную маневренную и рента­
бельную судовую силовую установку. Однако, это не исключает воз­
можность работы газовых турбин и через реверс-редуктор .
Для получения показателей газовых турбин были проведены
ориентировочные расчеты и определены габариты и веса отдельных
агрегатов, входящих в схему установки, работающей по открытому
циклу с регенерацией 6О°/о тепла для различных мощностей.
Результаты расчетов, веса отдельных механизмов и всей уста­
новки представлены в табл. 2.
На рис. 5 представлена зависимость удельного расхода условного
топлива, как функция мощности для разных типов силовых устано­
вок, составленная по характеристикам первичных двигателей, пре­
дусмотренных перспективной сеткой и судовых передач.
При построении кривых приняты: 1) данные по судовым переда­
чам из рис. 4, 2) данные по газовым турбинам из табл. 2, 3) к.п .д .
55

Таблица 2
Показатели газотурбинных
Единицы
Мощность установок в л.с.
измере-
установок
ния
400
800
1200
1500
Температура газов, поступаю­
щих в турбину ......
°C
650
650
650
650
Температура окружающей
°C
12
12
12
12
среды . . . ...........
Степень сжатия .............
°/о
4
23
4
26
4
27
4
28
Экономический к.п .д .........
QK
85
К.п.д. турбины
......
м
00
оо
85
ои
85
ММ
85
К.п.д. компрессора ...........
Поверхность регенератора . .
Вес регенератора ..........
Вес турбины.......... .. .
Вес компрессора..........
Вес камеры горения ........
Вес пускового мотора . . .
Mw
кг
1»
1
■
оо
100
2 500
500
400
300
300
(J kJ
190
4 500
900
750
450
450
KJKJ
280
6 500
1 200
1 100
600
550
350 1
8 000
1400
1 350
650
600
Вес приборов и трубопроводов
Вес всей установки.........
1
Я
1
900
4 900
2 450
8 500
1 900
11850
2 200
14 200
Удельный вес установки . . . !
КГ/Л С.
12,3
10,6
9,9
9,5
котла тік = 0,8, 4) к.п.д . газогенератора: химический tj* = 0,75 и тер­
мический ^=0,85. На рис. 6 показана сравнительная стоимость
удельного расхода топлива
в функции от мощности.
При работе на жидком
топливе на всем диапазоне
мощностей у поршневых дви­
гателей внутреннего сгорания
(д. в . с.) оказывается наи-
Рис. 5. Удельный расход условного топлива
различных значениях
1 — д . в. с. с редуктором, работаю­
щий на соляре;
2 —т. в. с. с редуктором на жидком
топливе;
3—то же на газе;
4 — т. в. с. с электропередачей на
газе;
<5 — д. в. с. с редуктором на газе;
о — паровая машина.
судовых машинных установок при
мощности.
меньший удельный расход топлива,
-г
.
■ > в то время как стоимость
fin про Т0ПЛИВВ наименьшая только при мощностях до 600 л.с., а при
TvnfiuuuAa°KHX мощностях одинакова с газовыми турбинами. Газо -
лиапячпир Установка оказывается наиболее эффективной на всем
КппЛ тп^Н°СТеЙ ПрИ работе на твердом топливе.
патппах имротА СЛедуеТ ДОПОЛНИтельно учитывать, что в газогене-
лива и лажр пп воз^о>кность сжигать местные виды твердого топ-
пасхоловатк mLnPa6°Te На жидком топливе газовые турбины будут
сортное тяжелое жидкое топливо. Это является
56

важным народнохозяйственным фактором, стимулирующим внедре
ние газовых турбин на речных судах.
На рис. 7, 8 и 9 показаны удельные веса различных типов судо­
вых силовых установок, в функции от мощности.
Для установок мощностью до 1100 л.с . двигатель внутреннего
сгорания, работающий на жидком топливе, является наиболее легким
по сравнению с другими тепловыми двигателями.
Газотурбинные установки оказались наиболее легкими на всем
диапазоне мощностей при работе на твердом топливе и на жидком
топливе —при мощностях свыше 1100 л.с .
Для установок мощностью в 500—1000 л.с . при работе на жид­
ком топливе, вес д. в. с.
будет на 15—30%
меньше веса газовых
турбин.
Если учесть, что
установки с д. в. с .
требуют более проч­
ного корпуса, нежели
1—д.в.с.средукторомна
соляре;
2—т.в.с.средукторомна
мазуте;
3—то же на газе;
4 — двигатель с редукто­
ром;
6 — паровая машина.
топлива судовых машинных установок при разных зна­
чениях мощности.
Рис. 6. Удельная стоимость
суда, оборудованные газовыми турбинами, то незначительное рас­
хождение в весе главных двигателей должно компенсироваться весом
корпуса, т. е. вес судна будет примерно одинаковым для этих уста­
новок.
В число основных критериев, определяющих выбор типа главного
судового двигателя, входит и габарит установки.
По конструктивным соображениям вес в газотурбинных установках
концентрируется в меньшем объеме, нежели у поршневых двигателей.
Это дает основание полагать, что по габаритным показателям
газотурбинные установки имеют преимущества перед другими типами
двигателей. Для проверки сделанного предположения произведен
ориентировочный расчет и компоновка оборудования газотурбинной
установки, применительно к газоэлектроходу
„Опытный1*, с газоге­
нераторной установкой и газовым двигателем внутреннего сгорания
мощностью 375 л.с . при 375 об/мин. Газотурбинная установка
компоновалась в границах существующего машинного отделения
и рассчитывалась на одинаковую с установленным двигателем эффек­
тивную мощность.
Как видно из планировки машинного отделения (рис. 10), при
замене существующего двигателя газовой турбиной экономия в* пло­
щади машинного отделения составляет 15% (пунктиром показана
сэкономленная площадь машинного отделения), ’ при этом проходы
между механизмами увеличились.
57

Таблица 3
Сравнительные показатели этих установок даны в табл. 3.
Элементы установки
Единица
измерения
Газовый
д.в.с.
Газовая
турбина
Вес всей машинной установки (включая
вспомогательные механизмы) ....
т
32
23,25
Удельный вес..........................
кг/л. с.
85
62,5
Площадь машинного отделения.........
м2
77
66
Удельная площадь........................ М2/л. с.
0,205
0,176
К.п .д . установки (включая и электродви-
женне).......... „ .................
%
16
19
Газовые турбины по на­
дежности и простоте обслу­
живания имеют преимущества
перед поршневыми двигате­
лями вследствие:
1) устранения клапанного
механизма со всей сложно­
стью его привода;
2) отсутствия возвратно-
поступательно - движущихся
деталей;
3) отсутствия температур­
ных колебаний,
4) упрощения смазки и пол­
ного устранения системы
охлаждения.
Опыт обслуживания газо-
1 — д. в. с. с редуктором;
2—т. в . с. с редуктором;
3 — тоже с электродвижением пе­
ременного тока;
4 — то же постоянного тока;
5— т. в . с. на газе с редуктором;
6— газовый двигатель с редукто­
ром;
7— т- в« с. на газе с электродвиже­
нием переменного тока;
8— то же постоянного тока;
9 — паровая машина .
Удельный вес одновальных судовых силовых установок при различных зиа-
чениях мощности.
ладок^чем поршневыГ °ч’н КЭК ПраВИ,Л0’ они имеюг
и устранить.
Двигатели, и эти неполадки меньше непо­
легче выявить
58

При относительной простоте конструкции газовые турбины должны
быть дешевле в производстве, чем поршневые двигатели. Это сообра­
жение подтверждаетсяданными отечественной ииностранной практики.
Для окончательного суждения о перспективах внедрения газовых
турбин на речных судах было произведено сопоставление себестои-
Рис. 8. Удельный вес двухвальных судовых силовых установок
при различных значениях мощности:
1—д.в.с.средуктором; 2—т.в.с.с редуктором; 3—то же
с электродвижением переменного тока; 4 — то же постоянного тока;
5—т. в. с. на газе с редуктором; 6—газовый двигатель с редук­
тором; 7—т. в . с. на газе с электродвижением переменного тока;
8—то же постоянного тока; 9—паровая машина.
мости эксплоатации и объем капиталовложений в суда, оборудован­
ные разными типами главных двигателей. Для наиболее характерных
и распространенных типов судов речного флота, а именно: для само­
ходных грузовых барж, мощностью 400 и 800 л с. с грузоподъем­
ностью около 1000 и 2400 т и буксиров мощностью 400 и 800 л.с .
Для сравнения по каждому типу судов анализировались следую­
щие силовые установки:
1- Самоходные баржи:
а) газотурбинная установка, работающая на жидком топливе
ѵмазут). с передачей энергии на винты двумя электродвигателями
ѵ гепло-'j урбоэлектроход).
59

б) газотурбинная установка, раоотающая на жидком топливе
(мазут), с передачей энергии на два гребных вала через реверс-ре-
дукторы (тепло-турбоход);
в) два двигателя внутреннего сгорания, работающие на греоные
валы через редукторы (теплоход);
г) двигатель внутреннего сгорания, работающий на электрогене-
Рис. 9. Удельный вес трехвальных судовых силовых установок при различных значе*
ниях мощности:
~
в* с- с редуктором; 2—т. в. с. с редуктором; 3 — то же с электродвижением
переменного тока; 4 — то же постоянного тока; 5 — т . в. с. на газе с электродвиже­
нием переменного тока; 8—то же постоянного тока; 9—паровая машина.
ратор постоянного тока с передачей энергии на винты двумя электро­
двигателями (тепло-электроход);
с газотурбинная установка, работающая на генераторном газе,
электроход энергии на винты двумя электродвигателями (газо-турбо-
гпрбм^ао^а30ВЫХ двигателя внутреннего сгорания, работающие на
Р 2 БуксирыЧеРе3 редукт°РЬІ (гааоход).
с передачей чирпгиЯ установка> работающая на генераторном газе,
электроход); Р И На винты ДВУМЯ электродвигателями (газо-турбо-
) две паровые быстроходные вертикальные машины с водотруб-
60

ними котлами высокого давления (до 52 атм.), работающие через
редукторы на гребные валы (пароход);
в) два газовых двигателя внутреннего сгорания, работающие на
гребные валы через редуктор (газоход);
г) газовый двигатель внутреннего сгорания, работающий на электро-
9500 ----------------------------------------
I
Рис. 10. Машинное отделение газоэлектрохода „Опытный":
1— газовая турбина; 2 — вспомогательный газовый двигатель; 3—газоге­
нератор; 4 — главный генератор постоянного тока; 6—вспомогательный ге­
нератор; 7—регенератор; 8— гребные электродвигатели; 9—редуктор;
10—компрессор газовой турбины; 12— фильтр; 13—компрессор для гене­
раторного газа; 2d—пусковой электромотор; 17— камера сгорания.
генератор с передачей энергии на винты двумя электродвигателями
(газо-электроход).
Для сопоставления исследуемых вариантов определены техниче­
ские характеристики судов и их силовых установок.
Основные размеры корпуса для самоходных барж приняты одина­
ковыми, не зависящими от типа силовой установки и зависящими
только от мощности.
Для определения веса силовых установок, механизмов и систем
была составлена подробная спесификация всего оборудования глав­
ных, вспомогательных и обслуживающих механизмов.
Запас топлива и смазок определен по нормам расхода их из рас­
чета 120-часовой работы судна .
1
Расход смазок принят в процентном отношении к расходу топ­
61

лива, в соответствии с существующими нормами для разных типов
первичных двигателей.
Для самоходных барж приняты следующие скорости судов:
а) при мощности в 800 л.с . — 13,6 км/час,
б) при мощности в 400 л.с . —1 2,8 км/час.
4 Определенная тяговая мощность буксиров прй скорости 8 км/час
составляет:
а) для буксира мощностью 800 л.с — 11,5 кг/л.с.,
б) для буксиров мощностью 400 л.с . — 11,0 кг/л.с.
Основные показатели сопоставляемых вариантов судов представ­
ленывтабл.4и5.
Эталоном сравнения принят для самоходных судов — теплоход,
а для буксиров — пароход.
В результате анализа показателей газотурбинных установок и
сопоставления их с существующими типами главных двигателей
речных судов можно сделать следующие выводы.
1. Внедрение газовых турбин в качестве главных судовых двига­
телей имеет под собой бесспорную технико-экономическую базу,
повысит эффективность работы речного флота и, например, для бук­
сиров мощностью 400—800 л. с . при работе на генераторном газе
обеспечит:
а) снижение расходов по содержанию судов в эксплоатации на
Ю-2О°|о,
б) сокращение капиталовложений при постройке буксиров на
18—25°/0,
в) при сохранении тяговых характеристик сокращение расхода
металла на постройку и вес буксиров на 20—ЗО°/о,
г) экономию топлива и масел до 35—4О°/о по сравнению с паро­
выми машинами и 15°/0 по сравнению с газовыми двигателями.
2. Газовые турбины являются наиболее экономичными главными
двигателями речных судов при работе на твердом топливе. Внедре­
ние на судах газификации топлива под давлением позволит перевести
речной флот на местные виды твердого топлива, дополнительно
повысит экономичность газовых турбин и обеспечит им ведущую
роль во всем диапазоне мощностей и типов речных судов.
3. Намечается граница целесообразного применения газовых тур­
бин на речных судах при работе их на жидком топливе, а именно:
а) в установках мощностью до 400 л.с . по всем показателям
поршневой двигатель внутреннего сгорания имеет преимущества
перед газовыми турбинами,
б) в диапазоне мощностей 400—800 л.с. газовая турбина и пор­
шневой двигатель внутреннего сгорания имеют примерно одинако­
вые показатели, и выбор типа главного двигателя должен решаться
для каждого района плавания сортом отпускаемого жидкого топлива,
в) при мощностях свыше 800—1000 л.с. д . в . с . всем показателям
^включая вес, капиталовложения, себестоимость эксплоатации, необ-
пл°щадь машинного отделения и пр.) уступают газовым
сѵп}уИг эФФективность внедрений газовых турбин на речных
от попл ВЬІшением мощности установок возрастает и не зависит
от рода топлива.
тѵобин^йМ^а газового Двигателя внутреннего сгорания — газовой
іуройной на газоходах обеспечит:
8_]2°^ИЖеНИе Расходов по содержанию судов в эксплоатации на
62

Таблица 4
Основные показатели для сравнительной оценки исследуемых вариантов
самоходных грузовых судов
Таблица 5
Тип судна
Собственный
вес судна
с топливом
и командой
Грузоподъем­
ность
Стои­
мость
пост­
ройки,
%
Расходы
по содержа
нию судна
в эксплоата­
ции 1 сило­
сутки
в ходу,
%
т1%т
%
Самоходная баржа мощностью 800 л.с. 1
Тепло-турбоэлектроход
436
102
2410
99,5
100,3
98,5
Газо-турбоэлектроход
.
474
111
2375
98
108
108
Теплохол .............
427
100
2420
100
100
100
Тепло-электроход
.
.
.
441
103
2410
99,5
106
108,5
1
Газоход ................
487
114
2360
97,5
111,3
102
Тепло-турбоход
.
.
.
.
432
101
2415
99,8 1 100,5
92,5
1
Самоходная баржа мощностью 400 л.с .
Тепло-турбоэлектроход
263
102,7
1035
99
102
101,2
Газо-турбоэлектроход
.
284
111
1015
97
ПО
112,3
Теплоход .............
256
100
1045
100
100
100
Тепло-электроход
.
.
.
264
103
1035
99
106,5
109
Газоход'...............
290
113
1010
96,7
114
120
Тепло-турбоход
....
260
101,5
1040
99,5
102,3
95,2
Основные показатели оценки вариантов буксиров
✓*
Тип судна
Собственный
вес судна
с топливом
и командой
Тяговая мощность
при ѵ = 8 км/час.
Стои­
мость
пост­
ройки,
%
Расходы
по содержа­
нию судна
в эксплоата­
ции на
1 сило-сутки
в ходу,
»/0
т
°/о
кг
°/о
Буксиры мощностью 800 л.с.
Газо-турбоэлектроход
.
187
67,8
9200
100
77
81,3
Пароход ....... 276
100
9200
100
100
100
і
Газоход ...............
206
74,6
9200
100
83,3
93,0
Газо-электроход
.. ..
227
82,3
9200
■ 100
94,5
97
Буксиры мощност ью 400 л.с .
Газо-турбоэлектроход
.
128
68,8
4400
100
79,2
88,5
Пароход
186
100
4400
100
100
100
Газоход .
135
72,6
4400
100
84,5
94,5
103
1 азо-электроход
.
.
.
•
150
80,6
4400
100
95,2
63

б) сокращение капиталовложений при постройке судов на 5—8°/0,
в) экономию топлива на 10—15°/0,
г) уменьшение веса установки на 5—1О°/о-
5. На судах речного флота должны получить распространение
газовые турбины, работающие по открытому циклу с регенерацией
до 70% тепла. При этом всегда нужно стремиться к разделению
установки на главную и регулирующую турбины, с созданием одной
ступени промежуточного подогрева газа (двухступенчатое горение)
и к осуществлению промежуточного охлаждения воздуха.
6. Внедрение газовых турбин на судах речного флота должно
сопровождаться одновременным применением электродвижения.
7. Реверс-редукторы в установках с газовыми турбинами в срав­
нении с электродвижением по весовым показателям, капиталовложе­
ниям и эксплоатационным расходам, заметных преимуществ не дают,
менее надежны в эксплоатации и не обеспечивают хороших манев­
ренных качеств судна.
8. Обслуживание газовых турбин должно быть более простым
по сравнению с паровыми и дизельными установками.
9. Управление газовых турбин можно производить с централь­
ного поста, либо с мостика судна.
10. Газовые турбины, также как и д. в . с . пускаются в ход
в течение 5—10 минут, что приводит к значительной экономии топ­
лива, по сравнению с паровыми установками, и имеет решающее
влияние на повышение оперативной готовности судов.
11. Отсутствие динамических воздействий на фундамент, вибраций
корпуса судна и бесшумность хода при работе газовых турбин зна­
чительно улучшит условия плавания пассажиров на речных судах.
В заключение следует отметить, что газовые турбины вышли из
лабораторной стадии и назрел вопрос внедрения их на речных судах.
Для решения всей совокупности вопросов, связанных с внедре­
нием газовых турбин на речных судах, представляется необходимым,
в первую очередь, провести подробные эксплоатационные испыта­
ния такой установки на одном из речных судов.

Канд. техн, наук А. В . ГОЛЫНСКИЙ
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДА ПАРА ПО ИНДИКАТОРНЫМ
ДИАГРАММАМ
Введение
Для определения расхода пара машиной принято пользоваться или
специальными таблицами, составленными на основании статистических
данных по испытаниям машин, или подсчетом по предполагаемым
индикаторным диаграммам с учетом добавочного расхода пара на вос­
полнение потерь от теплообмена и утечки.
Составленные на основании статистических данных кривые или
таблицы удельных расходов пара дают для разного типа машин сред­
ние значения расхода пара на 1 и.л.с ./час, в зависимости от мощ­
ности и начальных параметров пара, не учитывая, однако, конструктив­
ных элементов машины, качества сборки и условия ее работы, как-
то: объем и поверхность вредного пространства, установочные
зазоры в набивочных устройствах поршня и золотника, тип и кон­
струкцию парораспределительного устройства, число оборотов, сте­
пень впуска, давление выпуска, а для машин многократного расшире­
ния— распределение мощности между цилиндрами, общую степень
расширения и т. п.
Поэтому на эти статистические данные нужно смотреть как на
ориентировочные.
При подсчете расхода пара теоретическим путем по предполагае­
мой или действительной индикаторной диаграмме принято пользо­
ваться формулами Грабака и Грасмана.
Поскольку, однако, и этими формулами не полностью учитываются
все обстоятельства, влияющие на расход пара, то ниже приводится
предлагаемый автором способ определения расхода пара машиной,
позволяющий более точно учесть потери от теплообмена и утечки
пара.
Последний метод удобен еще и тем, что он дает возможность
вести тепловой расчет машин многократного расширения с любым
процессом (с отбором пара, с промежуточными перегревами и т. д.)
в диаграмме і — s.
Основные формулы расхода пара машиной
Вначале рассмотрим определение расхода пара машиной простого
расширения. На рис . 1 показана средняя для верхней и нижней
полости цилиндра индикаторная диаграмма машины простого расши-
°
ЦНИИРФ. Суд. силовые установки
65

рения а2-3в4-/, расположенная относительно оси давлений на рас­
стоянии 0-ао, равному объему вредного пространства вѴ0Ц. Среднее
давление пара перед машиной за период впуска р} показано линией
АВ, а среднее давление пара за машиной р2 линией CD. Приведен­
ный к среднему давлению перед машиной рх объем сжимаемого пара
измеряется отрезком Аа2і а объем свежего пара, расходуе­
мый на заполнение вредного пространства е0 V ц= (е — ej Ѵоц — отрез­
ком a2av Отрезок ахЬг =
линию впуска, причем
степень впуска; отрезок dxd = (l
2 Ѵоц представляет собой приведенную
=
еСТЬ пРиведенная или теоретическая
4) Ѵоц — приведенная к давлению
выпуска р2 линия выпу-
ска, причем е4 = есть
приведенная или теоре­
тическая степень сжатия.
При показателе поли­
тропы расширения п и
давлении пара в момент
отсечки р^ (давление в
точке 2) теоретическая
степень впуска найдется
из равенства
= [(^ + ^)VZoJ"A.
откуда
~е. (1)
е
При показателе политропы сжатия т и давлении пара в момент
сжатия ре (давление в точке 4) теоретическая степень сжатия опре­
делится из равенства
К*+*<) цГРс = «е + е;) ѴоцГ р2,
откуда
ет4=(е + е4)^-е.
(2)
Примечание. При определении приведенной степени впуска и сжатия
предварительно находятся показатели политроп расширения и сжатия Пока­
затель политропы расширения п вычисляется по точкам 2 и 3 индикаторной
диаграммы.
*
lg^
Рз
(3)
е4~®2
а показатель политропы сжатия т по точкам / и 1
lg₽2
lg£±_'t ’
(4)
66

В этих выражениях: р3 — давление пара в начале предварения
выпуска, р2—давление пара в начале предварения впуска, и г3 —
степени предварения впуска и выпуска пара. Относительный объем
части вредного пространства, заполняемый свежим паром е0, найдется
из равенств
[(е^/й = [еЛц1"А-
откуда
т/~
=
+
(5)
ИЛИ
е0=е —(e+s4)j/^.
(6)
Для видимого или полезного расхода пара за один ход поршня,
измеряемого отрезком а2Ь19 можно написать выражение
w
(*о+ф Иоц
go =------ ------- КГ/ход поршня,
(7)
где
ѵг— удельный объем свежего пара перед машиной,
Д/оц — полезный объем цилиндра в м3.
Действительный расход пара за один ход поршня gh слагается
из полезного расхода пара g0 и добавочного расхода пара на ком­
пенсацию потерь: от теплообмена gv от утечки пара через золотник
и поршень g и от потери на лучеиспускание gA
gh = go 4-gT 4-£у +гл кг/ход поршня.
В дальнейшем потерю на лучеиспускание gn, которая при надле­
жащей изоляции цилиндра составляет меньше 1°/0, учитывать не
будем, тем более, что частично эта потеря компенсируется теплом,
выделяющимся от трения поршня и золотника. При этом предполо­
жении получим
gh = go +£т + gy кг/ход поршня.
(8)
Обозначая относительные, дополнительные расходы пара на ком­
пенсацию потерь от теплообмена и утечки, отнесенные к полезному
расходу пара, через /Сг и Д’ , т. е. принимая
gT A'Tg„
gy ■-
получим
-г
4 КУ) кг/ход поршня,
gh
4-/\ ,,[-Ку) кг/ход поршня
(9)
(®о+£І) К>ц
или gh
-
----- ?0 кг ход поршня,
где<ро-= 1 +1\т+
(Ю)
коэфициент, учитывающий дополнительный расход пара на цилиндр
вследствие потерь от теплообмена и утечки пара.
Р
б*
67

Для полезной работы 1 кг пара в цилиндре машины (для исполь­
зованного или индикаторного теплоперепада) имеет место выра­
жение
А 23>4
ккал/кг,
(11)
bh
где р1Ц—среднее индикаторное давление в цилиндре в кг/см2.
Подставляя вместо gh найденное выражение (9), получим
Рі^
А.ц=23>4г-т
ккал/кг
(12)
или
Л. =23,4
—
ккал/кг.
ц
(*о + %)?о
Расход пара на 1 и.л.с.-час
dm=lT=7r
+
кг/и.л .с. - ча с,
ІЦ гіц
где Т = “— удельный вес свежего пара перед машиной.
Формулу для расхода пара на 1 и. л. с.-час можно написать и
(13)
(14)
ином
в
виде.
27
В выражении (14) произведение ---- (*o + sI)li представляет
Ріа.
собой теоретический расход пара на 1 и. л . с .- ча с rf0, т. е .
d0 =——(£?0Ч-г1) Ті кг/и.л .с .-ч а с
(15)
"іц
следовательно
^ = ^0(1 + ^+Ау) кг/и.л .с. -ч ас,
^«ц = ^о+
Kyd кг/и.л.с.-ч ас.
(16)
Второй и третий член выражения (16) представляют собой доба­
вочные расходы пара на 1 и. л. с.- час
вследствие потерь от тепло­
обмена и утечки. Обозначая эти добавочные расходы, отнесенные
к1и.л.с.-час
через dT и dy можем написать
= ^о + ^-Му кг/и.л.с.-час,
(17)
где
<=
кг/и.л.с.-ч ас
dy = Kyd0 кг/и.л.с.-час.
Относительный индикаторный к.п .д . цилиндра
Л/и
(18)
ац
где располагаемый теплоперепад в машине, определяемый по
диаграмме і — $.
Часовой расход пара машиной равен
или
°м = гіііЛм кг/час
(19)
GM = 120 ngh = 120 ng^ (1 -f-KT + Ky) кг/час,
(20)
число оборотов вала в 1 минуту, N.
—
индикаторная мощность
машины.
м
68

При рассмотренном способе определения 4/ц,
^оі и Ом пред­
полагаются известными: диаметр цилиндра Рц и ход поршня Н,
диаметры штока и контрштока */'шт и
относительный объем
и относительная поверхность вредного пространства е и а0, кон­
струкция и размеры золотника, установочные зазоры в уплотни­
тельных устройствах поршня и золотника, параметры пара перед
машиной рх и давление за машиной р2, число оборотов вала п
в минуту и действительная индикаторная диаграмма с нанесенными
на ней основными моментами парораспределения.
В машинах многократного расширения (клапанных и золотни­
ковых) расход пара на 1 и.л .с. -ч ас
точнее и удобнее определить
по индикаторной диаграмме ЦВД, поскольку расход пара на машину
равен количеству пара, пропускаемому через ЦВД.
Определение расхода пара по другим цилиндрам (ЦСД или ЦНД)
дает менее точные результаты, так как, в этом случае, не учиты­
ваются возможные побеги пара через арматуру и набивочные устрой­
ства в предшествующих цилиндрах, а кроме того и определение
параметров пара перед цилиндром будет более приближенно, чем
определение параметров пара перед ЦВД.
Для количества пара, пропускаемого за один ход поршня через
ЦВД, можно написать выражение
= (ео + Чв ) K-bYi (! + ^гв + Кув) кг/ход поршня,
(21)
в котором Уов — полезный объем ЦВД в м3,
е2в “ средняя для верхней и нижней полости, приведенная к давле­
нию пара перед цилиндром р}, теоретическая степень впуска,
7і~удельный вес пара перед ЦВД в кг/м3,
7(1В — относительный дополнительный расход пара на ЦВД, вслед­
ствие теплообмена между паром и стенками цилиндра за
период впуска,
Лув— относительный дополнительный расход пара на компенсацию
утечки через золотник и поршень ВД.
В свою очередь, работа, произведенная gh кг пара в машине,
будет равна
Лм = юооол.мі/Он,
где Ѵоц — полезный объем ЦВД в м3,
рім — среднее индикаторное давление в машине, приведенное
к объему ЦНД, равное
V
V
Рім = Рів Ѵ—+Ріс
КГ/СМ2-
ѵон
ѵон
Следовательно, для полезной работы 1 кг пара в машине много­
кратного расширения можно написать выражение
U__
*М
__
09 А ________________ОЦ_____________________
' •м- 427^-
’
G0 + eJB)1/OB71(1+/CTB+/(yB)
или
/м
QQЛ
І
,
^6,4 7--- Гт Ѵі ■ ,7------17“ ккал/кг,
ѵо 4“ е2в)(1 + Хтв + ^ув) У°в
(22)
ѵ
причем Рім-тр
—
есть среднее индикаторное давление в машине мно-
ков
гократного расширения, приведенное к объему ЦВД.
69

Расход пара на I и.л .с. -час
будет равен:
d = ^2 = 21-^(е0 + еті)11(1 -| -Кта4-Кѵо) кг/и.л .с.- ча с, (23>
причем условный теоретический расход пара на 1 и. л. с.-ч ас
равен
d0M =
(ео+г2в) кг/и.л.с . -ча с.
(24)
Для турбо-поршневых комбинированных установок, в которых
мощность турбины через передачу передается на вал машины, удель­
ный расход пара на индикаторную силу найдется из выражения
N, +Ѵ~(g° + s2b)Ь (1^тв4Ав)кг/и-л.с.- ч ас, (25)
Гіи гон
где Nh— условная индикаторная мощность турбины .
Полученные выражения для определения diM в одинаковой сте­
пени применимы как к машинам, работающим с отбором пара из
ресиверов, так и к машинам, в которых параметры пара в одном
из промежуточных ресиверов повышаются или за счет применения
дополнительного перегрева пара в ресивере или за счет сжатия
пара в ресивере турбо-компрессором . Кроме изложенного способа
определения расхода пара по ЦВД, расход пара можно определить
и путем построения в диаграмме і — s условного процесса в машине,,
подсчитывая для каждого цилиндра по выражению (12) полезный
или индикаторный теплоперепад. В этом случае индикаторный тепло-
перепад для всей машины и индикаторный удельный расход пара
на машину определяется по выражениям
Яім==ЕАіц = а<в+Аіс+л/н ккал/кг
.
632 .
diu =
кг/и л.с.-час
GM = di«NiU кг/час.
(26)
(27)
(28)
При правильном построении процесса в диаграмме г —s и при
условии, что арматура цилиндров в порядке и отсутствует отбор
пара из ресиверов, между количествами пара, пропущенными
через цилиндры за один ход поршня, должно существовать равен­
ство, т. е.
= (*о+Чв)(1 +А;в+*ув)
= (е, + eL)(i -{-Ктс ц Kyz)ТсѴос=
= (ео+£2н)(14 ^тн+Аун)
Переходим к изложению методов определения относительных
потерь от теплообмена и утечки Кт и К .
Определение потери от теплообмена между паром
и стенками цилиндра
вочнпгп по/ пРеДлагаемой нами формулы для определения доба-
жен wnu Лода пара На комг,енсацию потери от теплообмена поло-
(поименителкмгеД^ЧИ тепла» Установленный Ньютоном, по которому
Р
ок цилиндру паровой машины) количество тепла gT,
передаваемого от пара стенкам, прямо пропорционально разности
70

температур tn и пара и /ст стенки, поверхности соприкосновения $ОІС
и времени соприкосновения z
^„“Чт^ок2 ккал>
(29>
где К — коэфициент пропорциональности, называемый коэфициентом
теплоотдачи. Величина коэфициента теплоотдачи в основном зави­
сит от состояния пара, его плотности, продолжительности времени
соприкосновения пара со стенками, конструкции и расположения
парораспределительных органов, состояния поверхности соприкосно­
вения и от характера омывания ее паром.
Основываясь на опубликованных экспериментальных данных по
исследованию теплообмена в паровых машинах, при выводе формулы
для подсчета потери от теплообмена приняты следующие зависи­
мости.
1. Потеря от теплообмена при впуске прямо пропорциональна
разности температур tn — tzl = ^tnzl между средней температурой
пара при впуске tn и средней температурой охлаждающей поверх­
ности цилиндра при впуске tZT (исходя из предположения, что при
соприкосновении впускаемого пара ее стенками цилиндра имеет
место капельная конденсация).
2. Потеря от теплообмена при впуске прямо пропорциональна
средней по времени охлаждающей поверхности цилиндра
$=.<?Гд|Wl
sin
+sinа2
ок
+
а]+в2
)J’
■$вр
где а0 = - ------относительная
поверхность вредного пространства,
представляющая отношение поверхности вредного пространства
к площади поршня,
1 н------отношение хода поршня к диаметру цилиндра,
аі и аа — углы предварения впуска и выпуска.
3. Потеря от теплообмена при впуске прямо пропорциональна
времени впуска z (включая и предварение впуска) в степени 0,5,
т. е. пропорциональна Уz
так как
z=
30^+1»сеКі
ш
Ttn
где со—угловая скорость вращения мотыля, п — число оборотов
вала в минуту. Иначе говоря, коэфициент теплоотдачи от пара стен­
кам цилиндра обратно пропорционален }rz.
4. Потеря от теплообмена прямо пропорциональна удельному
весу пара у/ц в степени 0,5, т. е . пропорциональна ) уіц.
Иначе говоря, коэфициент теплоотдачи от пара стенкам прямо
пропорционален
Следовательно, количество тепла g ккал,
переданного паром за период впуска стенкам цилиндра, при коэфи-
циенте теплоотдачи
ккал/м20 С. сек,
71

равен
r___
?т=су
ккал
ИЛИ
____
__
а■-=сѴт,М s1/zккал,
где С —коэфициент, зависящий от состояния пара перед цилиндром
(от степени перегрева или сухости пара), типа и располо­
жения парораспределительных органов,
_
среднее значение удельного веса пара в цилиндре за период
впуска в кг/м3,
z — время впуска в секундах,
s —средняя по времени охлаждающая поверхность цилиндра в м .
Для цилиндров, работающих насыщенным паром (сухим или влаж­
ным) добавочный расход пара gT на компенсацию потери от тепло­
обмена будет равен
_
_
Я-,
л ѴЪц ^пст5ох V2
j
g = — = С--------- ----------- кг/ход поршня,
(оО)
где г — теплота испарения пара, х — паросодержание .
Относительное увеличение расхода пара Кѵ отнесенное к теоре­
тическому расходу на цилиндр g0(7), равно
ух _ St __ ________ St_______
тSo
(*o +eDК>ц7i
Пренебрегая разницей в удельных весах пара 7j и 7-ц получим:
Ио+г2)у7і "У « гх
где
а = ^ = Гао + 2ф(1-5і^4^)]
(32)
L
*
а1“Га2 '-!
относительная охлаждающая поверхность с учетом стенок цилиндра.
В табл. 1 приведены значения коэфициента С в зависимости от
паросодержания х, полученные в результате обработки данных
испытаний золотниковых машин многократного расширения. Для
клапанных машин и машин с прямоточными цилиндрами значения
коэфициента С принимаются на 8—1О°/о меньше, чем для нормаль­
ных золотниковых машин.
Таблица 1
X
0,86
0,88
0,90
0,92
0,94
0,96
0,98
1,00
С
4,25
3,85
3,45
3,10
2,80
2,50
2,20
1,95
Входящая в формулы (30) и (31) разность температур Д£лст = £п — tCT
может быть подсчитана, с достаточной для практических расчетов
точностью, по выражению
Чст=И
*
п-* ср)>
(33)
в котором £ср — средняя температура пара в цилиндре за оборот
пРплтѵп?е^ЛЯемая по инАикаторной диаграмме. Эту среднюю тем­
пературу можно принять равной
*ср == 0,5 (^х + ^х),
72

где ^пх — средняя температура пара за прямой ход поршня, равная
температуре насыщенного пара при среднем давлении за
прямой ход /?пх;
/ох — средняя температура пара за обратный ход поршня, равная
температуре насыщенного пара при среднем давлении за обрат­
ный ход рох.
За среднюю температуру пара при впуске tn принимается тем­
пература насыщенного пара при давлении
Д.ц = (0,96-0,98)Л.
Для коэфициента р принимаются следующие значения: р = 0,35—
для цилиндров, работающих на конденсатор, когда основная масса
пара перетекает из цилиндров в конденсатор при надкритическом
отношении давлений; (3 = 0,38—0,39—для цилиндров, работающих на
противодавление или ресивер, когда основная масса перетекает
в период выпуска при подкритическом отношении давлений.
Для цилиндров простого действия (имеющих одну рабочую по­
лость) значения коэфициента р увеличиваются на 2О°/о.
Из приведенных выше формул можно получить выражения и для
непосредственного определения удельного расхода пара на компен­
сацию потери от теплообмена.
Для машин простого расширения:
83,5167 Д^пст а ]Лі + ^
а = С---------- ——--------- кг/и.л.с.-ч ас.
(34)
Ац нѵп гх
Для машин многократного расширения:
dx=C
83,516?Чст"Ѵ«1+«2 Ѵов
-------------- ----------
ѵт— кг/и.л .с.- час
рімНѴпгх
Ѵон
(35)
причем значения Д^пст, а и У"аі-|-а2 относятся к ЦВД.
Значительно сложнее вывести выражение (31) для перегретого
пара. У цилиндров, работающих перегретым паром при соприкосно­
вении последнего со стенками цилиндра, часть пара, прилегающая
к стенкам цилиндра, может, охладившись, сконденсироваться, причем
у остальной массы пара, вследствие плохой теплопроводности пере­
гретого пара, произойдет незначительное уменьшение удельного
объема. У сильно перегретого пара явления конденсации может
и не быть, а будет только неравномерное по всей массе пара охлаж­
дение, сопровождающееся уменьшением его удельного объема.
Установить, за счет чего произошло в период впуска уменьшение
удельного объема (за счет конденсации или за счет уменьшения его
удельного объема) не представляется возможным. Поэтому для того,
чтобы получить и для перегретого пара простую и удобную для
практических расчетов формулу, дающую возможность подсчитать
дополнительный расход пара из-за потери от теплообмена, допу­
стим, что при впуске какая-то часть пара конденсируется в воду,
а остальная масса пара не меняет своего состояния, сохраняя удель­
ный объем. При этом предположении формула для определения J\
при перегретом паре примет вид
1
,=
gT =с 3-09д<пстаѴ«і-+ “а
т ^(/'1-'/) '(<о + 4)Ѵъ нѴп Gi-,7) ’
<36а)
73

где — теплосодержание перегретого пара, теплосодержание
конденсата. Для разности температуры
—
tn—
при работе
цилиндра перегретым паром примем зависимость
Д£п =фДі ,
рпст т/ •'пет »
где Д£пст— разность температур, определяемая по индикаторной
диаграмме цилиндра, считая, что последний работает насыщенным
паром, и подсчитываемая по формуле (33), а
—поправочный
коэфи­
циент, учитывающий работу цилиндра перегретым паром. Подста­
вляя принятую для ДГПСТ зависимость в выражение (36а), получим
окончательную формулу для определения величины Кг при перегре­
том паре
к
3,09 Д^пста |/gt-t~g2
т
(*о+£І)ѴпНV*G1-h') ’
В табл. 2 приведены значения произведения Сх в зависимости
от степени перегрева пара перед цилиндром Д^°.
Таблица 2
0
20
40
60
80
100
120
150
180
1,95 1 1,75
1,57
1,43
1,30
1,18
1,10
0,95
0,85
Приведенные значения Cj относятся к золотниковым машинам;
для клапанных машин и машин с прямоточными цилиндрами значе­
ния Ci рекомендуется принимать на 8—1О°/о меньше.
Необходимо иметь в виду, что в формуле (36) произведение
у-, по ранее изложенным причинам, не будет соответство­
вать действительной величине коэфициента теплоотдачи. Удельный
расход пара на компенсацию потери от теплообмена определится
из выражений:
для машин простого расширения
_
г S3.51/T1 Д'пст «Ѵ“1 + «2
“т—
~
..---- ——
кг/и.л .с. - ча с,
Ріа нуп G1-4)
для машин многократного расширения
Л _Г,„ 83’5
^„ет ЛѴ»1+°2 Иов
т"
кг/и.л.с.-час.
Р'пл
‘Ѵп \1\—Zj) Ион
(37}
(38)
Определение потери
Исследование вопроса
что утечка свежего пара
от утечки пара через золотники
и поршни
утечки пара через золотники показало,
расход
.
г" черсз золотник, вызывающая добавочный
текания папа
а ЦИЛИНДР» в основном происходит из-за пере -
в простоанстпг» л р°стРанства свежего пара золотниковой коробки
ком г; золотѣ
пара через зазоры между золотни-
отношение давлрни^гвтулкой (золотниковым зеркалом). Так как
коробке всегда свежег0 и отработавшего пара в золотниковой
4 Р е всегда больше двух, то утечка пара через золотники будет

происходить при надкритическом соотношении давлений и количе­
ство перетекающего пара может быть подсчитано по формулам
истечения пара при критической скорости, т. е . по выражению
G = tyv-yf )/~ кг/сек,
(39)
і/2\
7 *1/
k
гдеф=
у
—д ля перегретого пара равно 2,09,
а для насыщенного пара 1,99,
Рі— давление свежего пара в кг/м2, а
—
его удельный объем
в м3/кг,
/—площадь сечения щели, через которую происходит перете­
кание, в м2,
Ну — коэфициент расхода пара, равный отношению действитель­
ного расхода пара к теоретическому.
Для цилиндрических золотников, имеющих на каждом конце по
одному широкому набивочному кольцу, вставленному в золотнико­
вую втулку с определенным зазором, количество пара, перетекаю­
щего через оба кольца при площади кольцевого зазора F3 равно
0 = 2 'Pi'hn.x
Ущ кг/сек,
(40)
где — коэфициент, учитывающий возможную утечку пара между
кромками кольца и закрайнами золотника.
Площадь кольцевого зазора между набивочным кольцом золот­
ника и золотниковой втулкой, при диаметре золотника D3 и радиаль­
ном зазоре ог равна
Fg—
(Зг М3.
Подставляя F3 в выражение (40), получим:
G=
у - кг/сек.
Расход пара на утечку за один ход поршня при п оборотах вала
в минуту:
3600 G
60кА*4ШахНу |/а ,
,11Ч
°у = "І2(ПГ =
--------п
р КГ/ход поршня.
(41)
При полезном расходе пара за один ход поршня (7)
п
(*0 + 6з) ^оц
(*0 + es) ^DoixH
=----- ------- = -- -- - - 4^------ кг/ход поршня
относительная величина добавочного расхода пара на утечку будет
равна
__
Сѵ
240£>3^Фтах1/А^1
SZ)3a <pmax]//W
лу==тг =?]НУ-7—,
п г:—„~
= <Р1Н 7—I
’
(42>
Оо
-
(#0-| -б2)
(#0-J-6?) 7>оц Ст
где С=
—-
средняя за оборот скорость поршня в м/сек. Обозна
чая отношения = а и р2 = b и вводя их в формулу (42) получим
второе выражение для определения относительной
вочного расхода пара на утечку
величины доба-
Ку <?1Ну
4
V/W
(*о+6a)Cm
(43)
75

Из формулы (43) видно, что относительная потеря на утечку
уменьшается с увеличением степени наполнения, скорости поршня
и с уменьшением коэфициентов а и Ь, т. е . с уменьшением диаметра
золотника и зазора о/, при перегретом паре относительная потеря
от утечки будет больше, чем при насыщенном, из-за большей вели­
чины произведения фтах Ур^ .
Если в формулах (42) и (43) давление pt принять в кг/см2, то
в числитель необходимо ввести множитель 100.
Как показали результаты специальных опытов, значение коэфи­
циента расхода |ь, входящего в формулы (42) и (43), зависит от
величины радиального зазора <зг, высоты (длины) поля золотника
h и отношения конечного давления р2 к начальному р{. В табл . 3
приведены значения коэфициента расхода |і0> в зависимости от ради­
ального зазора зг и высоты поля золотника Л при отношении давле­
ний ^- = 0,3. В табл. 4 даны значения поправочного коэфициента
Рі
„
Рі
на отношение давлении —
.
1
Таблица 3
Коэфициент расхода ;х0
1
\/hмм'
0,025 J 0,050 1 0,075
0,10
0,15
0,20
0,25
0,30
0,40
1
5
0,38
0.55
0,65
0,73
0,83
0,88
0,92
0,94
0,97
1 10 0,30
0,46
0,57
0,65
0,76
0,82
0,86
0,89
0,92
1 15 0,25
0,40
0,51
0,59
0,70
0,78
0,82
0,85
0,88
20
0,22
0,35
0.46
0,54
0,65
0,72
0,76
0,79
0,82
1
30
! 0,19
0,31
0,41
0,48
0,58
0,65
0,69
0,72
0,74
50
0,16
0,26
0,35
0,41
0,51
0,56
0,60
0,63
0,66
80
0,13
0,22
0,30
0,36
0,44
0,49
0,53
0,56
0,58
120
0,11
0,19
0,26
0,32
0,39
0,44
0,48
0,50
0,53
160
0,10
0,17
0,23
0,29
0,36
0,41
0,45
0,47
0,49
Окончательная величина коэфициента расхода р. подсчитывается
по выражению <?2 р0. Табл . 3 и 4 составлены по опубликованным
материалам В. Г. Ермилова, исследовавшего на специальном при­
боре перетекание пара через цилиндрическую кольцевую щель при
переменных значениях радиального зазора, длины перетекания и отно­
шения давлений.
_
Таблица 4
Значение коэфициента <р2
1hмм Xхj
1/~
Р\
20
40
60
80
100
120
140
160
1 0,2
1
1,02
1,03
1,03
1,05
1,04
1,06
1,045
1,07
1,057
1,08
1,055
1,09
1,06
1,095
1,06
1,Ю
ниемМ^НЬпА^а^ коэфициента расхода с увеличением h и уменьше-
'г
няется возрастанием гидравлических сопротивлений
в кольцевом канале, а уменьшение ру с увеличением^ объясняется
76

падением давления рг в кольцевом канале перед выходным отвер­
стием, благодаря чему истечение пара происходит при скоростях
меньше критической. Для цилиндрических золотников с широкими
непружинящими набивочными кольцами при проектировании и сборке
машины установочный радиальный зазор рекомендуется принимать
из соотношения
2 = (0,0003 -г 0,0005) Dz.
В. Г. Ермилов предлагает следующие предельные нормы допу­
скаемых зазоров:
мм
амм
г
Р3 мм
<3 мм
г
40-70
0,04
210-250
0,085
80—110
0,05
260-300
0,19
120-150
0,06
310—350
0,10
160-200
0,075
360—400
0,12
Для обыкновенных цилиндрических золотников высота поля золот­
ника равна
h=р+a±q,
(44)
где а — высота окна, р и q — длина перекрытий .
У цилиндрических золотников системы Трикка за длину прини­
мается расстояние от паровыпускной кромки до канала. Коэфициент
<Pj, учитывающий добавочную утечку пара между кромками кольца
и закраинами золотника, в зависимости от качества пригонки, при­
нимается в пределах <рх = ІДн-1,3.
Для цилиндрических золотников с набивочным устройством, состоя­
щим из серии мелких самораспирающихся колец, при определении
расхода пара на утечку, можно применить выражение для утечки
пара через лабиринтную набивку турбин. При условии, что давле­
ние отработавшего пара в золотниковой коробке р2 равно или меньше
критического, вычисленного по выражению
0,85 • р.
Р“
’
для количества пара, перетекающего в секунду через набивочное
устройство золотника, можно написать выражение
где г —число набивочных колец в каждом поршне золотника,
—
приведенный (условный) радиальный зазор между набивочными коль­
цами и втулкой золотника.
Путем таких же рассуждений, как и для золотника с одним наби­
вочным концом, получим
”'у k
(45)
Величину приведенного зазора аг рекомендуется принимать в пре­
делах <зг = 0,0025-н 0,04 мм. Значение коэфициента у.у принимается из
табл. 5.
Плоские золотники системы Пенна (пятипролетные), Трикка и обык­
новенные коробчатые пришабриваются к зеркалу золотниковой
коробки и, при работе, давлением пара прижимаются к зеркалу
Таким образом, в этих золотниках установочный зазор отсутствует
77

и пропуски пара происходят только благодаря плохой пригонке
золотников, неравномерному срабатыванию трущихся поверхностей
или их короблению. Ввиду невозможности предварительного под­
счета утечки пара через эти золотники, при расчете машин реко­
мендуется принимать следующие значения для относительной поі ери
на утечку:
АГ = 0,05-н 0,01.
Плоские золотники с крышкой устанавливаются с определенным
зазором о между золотником, крышкой и зеркалом. Принимая во
внимание двойной впуск пара и пропуски пара через боковые стенки,
длину щели, через которую происходит утечка пара, приведенную
к высоте поля золотника, можно принять равной 5,5 /, где / — ширина
‘золотника.
Обозначая отношение ширины золотника / к диаметру цилиндра
D через ах> можем написать:
F3=5,5/о=5,5 £)ц<зм2.
Путем таких же рассуждений и выводов, как и для цилиндри-
ческих золотников, получим:
_
7а°Фшах Ѵріуі
^’-!1Че0 + еІ)ЛцСт •
(45)
Установочный зазор, в зависимости от размеров золотника, при­
нимается
а = 0,05-н 0,10 мм,
а длина поля золотника определяется по выражению (44). Утечка
пара через клапаны происходит из-за плохой пришлифовки, короб­
ления и наличия забоин и не поддается подсчету. При определении
расхода пара на цилиндр эту утечку можно принять равной
Кук = 0,01 ч- 0,03.
У поршней, снабженных одним широким набивочным кольцом,
прижимаемым к втулке цилиндра распорными пружинами, утечка
пара происходит из-за недостаточно тщательной пригонки набивоч­
ного кольца к втулке цилиндра, к крышке и закраине поршня; через
замок набивочного кольца и из-за неравномерного срабатывания
втулки цилиндра и набивочного кольца (эллипсы) и недостаточной
эластичности набивочного кольца. У набивочных колец, в которых
разрезное набивочное кольцо пружинами прижимается к крышке и
закраине поршня, утечка пара будет меньше. Обозначая величину
приведенного радиального зазора, учитывающего все эти виды уте­
чек, через <з2, для секундного количества протекающего через пор­
шень пара получим выражение:
G=
/ - -V*DО.ф I/Pi
у•max °|/ ѵ,
‘
ц^ТтахI/ Ѵ)•
хо^аппппІМПаа₽а на УТГКу в период впуска, отнесенный к одному
ходу поршня при п оборотах вала в минуту, будет:
п з600Ос.,
30 г-°ц’24та, 1/^- «2
Jh
120TM
Ру----------
где а..— угол
впуска в радианах.
78

Относительный расход пара на утечку, пренебрегая разницей
в диаметрах £)оц и £)ц
•
=
=
и 4g^max“2
Go
n(eo + er)DaCm ■
(47)
Для приведенного зазора а2 можно принять а3 = 0,02 -н0,10 мм,
причем большие значения принимаются для диаметров поршня 1,5 м
и выше; для набивки Бекли приведенные значения можно уменьшить.
Значения р.у принимаются из табл . 4 и 5 в зависимости от высоты
набивочного кольца h и отношения — .
А
.
Для поршней с набивочным устройством системы Рамсботома,
при условии, что противодавление в цилиндре равно или меньше
критического, вычисленного по выражению
0,85 рх
р=—?
,
для определения секундной утечки пара через поршень можно при­
менить уравнение
g = V-yD^r]/ JTT5
кгісек,
где z —число набивочных колец, коэфициент расхода, значения
которого приведены в табл. 5 в зависимости от высоты набивочного
кольца.
Таблица 5
Значение коэфициента р.
'
мм
h
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
5
0,16
0,27
0,37
0,49
0,53
10
0,12
0,22
0,31
0,39
0,46
15
0,10
0,19
0,27
0,35
0,42 J
20
0,09
0,17
0,25
0,32
0,39 I
Путем таких же рассуждений, как и для поршня
получаем:
/Z_■
4 32а2 Ѵ/W
/~ 9,81
у"
л(го + еряцст у г+’1,5'
с одним наби-
(48)
вочным кольцом,
Для условного зазора можно принять — 0,030,06 мм.
Если в выражениях (47) и (48) давление рг принять в кг/см2, то
необходимо ввести множитель 100.
Выражения для определения расхода пара на утечку, отнесенные
к 1 и.л.с.-час
для машин простого расширения будут иметь вид:
для цилиндрических золотников с одним широким набивочным
кольцом
216£>3а2фтах}<М^
" ?1(1у
«г/и.л .с .-ч ас .
(49)
Для цилиндрических золотников с мелкими самораспираюіцими коль­
цами
-,/ 9,81
• rfy3;A
У г+1,5КГ/И.Л .с. - час .
(50)
79

для плоских золотников с крышками
189 а аф,1К1Х V/W
аУ3 “ **У
Р,цЩСт"1
КГ/и.л .с .- час,
для поршней с одним широким набивочным кольцом
108 <з2<ртаха2
.
d = р.---- — кг/и.л.с.-час,
для поршней с набивочными кольцами системы Рамсботома
108 a2a., j/piVj
/ 9,81
=и
-------
—--------
I/ —— кг и.л.с.-час.
у* ГУ яЛцЯцСт"!
гz+1,5
'
(51}
(52)
(53}
Для машин многократного расширения применяются те же выра­
жения, принимая значения всех входящих величин по ЦВД за исклю­
чением среднего индикаторного давления в цилиндре />. , вместо
которого берется среднее индикаторное давление в машине, приве­
денное к объему ЦВД, т. е. величина рім
.
*ов
Пример
Для машины высокого давления определить расход пара на 1 и.л .с.-час. Машина
четырехкратного расширения трехмотылевая с ЦВД и ЦСД I простого действия,
с поршнями, работающими на общий мотыль . В ресивер между ЦСД I и ЦСД II вклю­
чен дополнительный (промежуточный) пароперегреватель, обогреваемый свежим
паром из котла. Греющий пар после пароперегревателя поступает в ЦВД .
Паспорт машины
140X200X225X520
250
Полезные объемы цилиндров и их отношение, учитывая, что ЦВД и ЦСД I про­
стого действия, а ЦСДН и ЦНД двойного действия:
Иов = 0,00385 мз, И0Сі = 0,00735 Мз, И0Сз = 0.00963 м3 и Ион =0,05285 м3
Ѵов ’
• К>с. •2 ^оса •2 ^он = 1:1,91:5,0:27,45
Характеристика режима
Давление свежего (греющего) пара перед промежуточным
перегревателем ........
Температура ............
Среднее давление пара перед ЦВД * '
Температура пара перед ЦВД
Среднее давление пара перед ЦСД іІ
Температура пара перед ЦСД II.................
Давление в конденсаторе ............
Степень впуска в ЦВД.....................
Среднее индикаторное давление в ЦВД
Среднее индикаторное давление в ЦСД 1
Среднее индикаторное давление в ЦСД II
Среднее индикаторное давление в ЦНД
Число оборотов вала в минуту
Среднее индикаторное давление в машине..........
паро-
,
.
.
.
р0=50 ата
.
.
.
•
f0 = 435°С
.
.
.
.
рі = 47,0 ата
...
ti= 350,4°С
.
.•
•
Рс= 10,85 ата
.
.
/с = 288°С
•
Рк — 9.225 ата
.
..
.
е2в=0,66
.
...
рів = 12,54 кг/см2
■■•Ріс,=3-67
•
•
.
. P.Cj = 5.375
•
•
•
Pin ~ 9.855
.
.
л = 194,6 об/мин»
,м
21/ '
^'сі 2Ѵ ’
^/са V
?ік “ 2,825 кг/см*- .
он
КОИ
ѵон
..
ИГХТ0РНаЯ мощи°сть машины
АГІМ = 4,45 Ѵон р.и п = 129,4 и.л.с.
80

Расход пара на 1 и.л.с. -час
определим по индикаторной диаграмме ЦВД.
По индикаторной диаграмме и специально построенной эллиптической диаграмме
находим:
Степень впуска........................................................ г9в=0,66
Степень предварения выпуска.................... , ................... е3в =0,13
Степень сжатия........................................................ е4в=0»17
Степень предварения впуска.......................................... s1B= 0,015
Давление в моментотечки...............
/?о = 40,0ата
Давление в момент начала предварения выпуска....................... Рз — 30.5
•
давление в начале сжатия . .
,
.
•
.
................................... pz = 31,2 w
Давление в начале предварения впуска............. •
. ............. = 48,0
„
Среднее давление в цилиндре за период впуска...................... />/ц =45,75 .
Среднее давление в цилиндре за прямой ход поршня............... />пх = 41,4
„
Среднее давление в цилиндре за обратный ход поршня............... /?ох = 28,86 „
По чертежам цилиндра и золотниковой коробки, подсчитываем:
Относительный объем вредного пространства е = 0,261.
sep
Относительная поверхность вредного пространства я0= — — — 0,1032.
Показатели политроп расширения и сжатия пара (3) и (4):
.
Ро
.
4°.О
305
n=
—
= ---- 1-ГоТ- = 1,32
1 -|-е
—
Е3
1,131
lg еlg 0,921
Ро
48,0
'g Ре
3TJ
т=
~7+Z? = ~о,4зТ = °’966-
е-j-S]
’g 0,276
.
Примечание. Малую величину показателя политропы сжатия можно
объяснить большой отдачей тепла паром стенкам в период сжатия, так как
нерабочая полость цилиндра соединена с ресивером НД.
Приведенная к давлению перед цилиндром рг — 47 ата теоретическая степень
впуска (2)
е2в =(е+е2в) і/£о—е =0,556.
УРі
Относительный объем части вредного пространства, заполняемый свежим паром (6)
Удельный объем пара перед цилиндром, соответствующий давлению Р]=47ата
и температуре / = 350,4° С
Vj = 0,0561 мэ
Относительная потеря от теплообмена.
Средняя температура насыщенного пара в цилиндре
передний ход поршня, соответствующая давлению
Средняя температура насыщенного пара в цилиндре за
обратный ход поршня, соответствующая давлению
.
.
Средняя температура пара в цилиндре .........
Средняя температура пара в цилиндре за период впуска,
соответствующая давлению........................
Условная разность температур между паром и стенками
Практический коэфициент (табл. 2) при A/j=91,4°C
.
.
Удельный вес свежего пара ..............
Теплосодержание свежего пара..........................
Теплосодержание жидкости..............................
Угол впуска ......................
Угол предварения впуска ................
за
•
■ /’пх=41’4 ата- 'пх= 251,2’
рох = 23,86 ата, /ох= 230,5°
^р=0,5(/пх+/ох). = 241°
р1ц = 45,75 ата» /п= 257,3
ѵ = 1,2-0,33 (/п-/ср) =
= 7,45°С
С1Т1= 1,24
71= 17,8 кг/мз
/, = 736 ккал/кг
= 269,5
«2=10'2° = 1,78 рад.
а,= 11° = 0,192 .
6 ЦНИИРФ. Суд . силовые установки
81

Средняя по времени охлаждающая поверхность цилиндра за период впуска по
формуле (32)
/ sin ai4-sin a2i
а= «о+2ф
----
) = 12’27’
Относительная потеря от теплообмена (формула 36)
к=с,Ф
3,09 Л<пс2- 1 а1+а'-
= 0,133.
1
4eo+*L)
Gi-'Y)
Относительная потеря от утечки через золотник (формула 45)
Диаметр золотника............................
D3=0,07 м
Количество уплотнительных колец в распреде­
лительном поршне золотника.............
2=4
Количество уплотнительных колец в уплотни­
тельном поршне золотника.............. •
•
2=6
Высота уплотнительных колец.................
Лк--3мм
Приведенный (условный) радиальный зазор ме-
$
жду кольцами и втулкой.............. •
.
.
а^=10 *0,03 м
Коэфициент расхода............................
Р-у—
Потеря от утечки через распределительный поршень золотника
Луз |Іу (e,+Aa)DiCm V -+1-5
Потери от утечки через уплотнительный поршень золотника,
Куз = 0,022.
Утечка через оба поршня золотника
Куз = 0,048.
Относительная потеря от утечки через поршень (формула 48):
Диаметр поршня..............................
£>ц=0,14 м
Количество уплотнительных колец в поршне .
п=7
Высота уплотнительных колец . . ..........
h=6мм
Условный радиальный зазор между кольцами
и цилиндром................................
<5г = Ю-3.0,045 м
Значение...................................... = 162
Угол впуска.................................... а2 = 102°
Коэфициент расхода........................... у/ =0,29
Большая величина принятого зазора объясняется большим износом набивочных
крлец поршня. При вскрытии ЦВД было обнаружено, что верхние кольца износи­
лись больше чем на половину толщины, потеряв свою упругость
/<Уп=и;
4 ^2 ѴріЩ
* Go+4) DBcm
9,81
z-f-1,5
= 0,039.
Расход пара на 1 и.л.с. -ча с
по формуле (23).
Коэфициент 9о, учитывающий дополнительный расход пара на компенсацию по­
терь от теплообмена и утечки
¥0= (1 +Кі + ^уз+^ѵп) — Ь22,
Расход пара на 1 и.л.с.-час
.
27Ѵов,
,
т.
аім — D. QV~~ Ио +£2b) 71<FO = 4,06 кг/и.л.с.-час,
ГІМ OH
— l Лкг/Ки°лСсХ°часТСЯ C рез*льтатами 0ПРеделения расхода пара по конденсату —

Проф. Л. В, АРНОЛЬД
ТИПЫ ПАРОВЫХ КОТЛОВ ДЛЯ СУДОВ МРФ
Одной из важнейших задач, стоящих перед работниками речного
транспорта, является повышение эффективности работы флота при
одновременном снижении расхода условного топлива.
Улучшение показателей работы парового флота должно итти по
двум путям: постройка более совершенных судовых паровых котлов
и машин и модернизация старых.
Подавляющее число судов с паросиловыми установками оборудо­
вано огнетрубными котлами и сравнительно незначительная часть —
водотрубными. Поэтому модернизации, в первую очередь, должны
подвергнуться огнетрубные котлы (пролетного и оборотного типов).
Связывая вопросы модернизации огнетрубных котлов с проблемой
сжигания многозольных и влажных топлив, возникает вопрос о со­
здании новых типов топок, в которых могли бы успешно и эффек­
тивно сжигаться низкосортные топлива, а сами топки были бы при­
способлены к сочетанию их с огнетрубными котлами. Такие топоч­
ные устройства должны быть полностью или частично механизиро­
ваны, а их обслуживание настолько просто, чтобы могло быть
доступно для малоквалифицированного кочегара.
При переходе на топливо пониженного качества без соответ­
ствующей реконструкции топки, как правило, котел теряет часть
своей мощности (производительности), в результате чего не пред­
ставляется возможным использовать полную (номинальную) мощность
машин. При правильной реконструкции топки производительность
котла не только не должна уменьшиться, но, наоборот, она должна
быть несколько повышена, так как поршневые паровые машины
хорошо приспособлены к длительным перегрузкам.
Интересны некоторые соображения, связанные с указанным видом
модернизации огнетрубных котлов. Топочный процесс, осуществляе­
мый на механической решетке или в топке непрерывного действия,
протекает более интенсивно, потери от химического (^3) и механи­
ческого (<?4) недожога составляют меньший процент при одновремен­
ном уменьшении коэфициента избытка воздуха. При сжигании топ­
лива в топке непрерывного действия, по сравнению с топкой, обо­
рудованной решеткой с ручным обслуживанием, т. е. периодического
действия, и при условии равенства тепловых (или весовых) нагрузок
на решетку, в тепловой работе огнетрубного котла произойдут
следующие изменения. За счет уменьшения количества дымовых
газов и уменьшения химического и механического недожогов повы­
сится пирометрический уровень в топке. В связи с этим возрастет
температура газов £„ на входе в дымогарные трубы. Температура
6*
83

газов за котлом fox, при отсутствии пароперегревателя и повышении
паропроизводительности котла, также несколько возрастает, но не­
значительно, так как увеличение средней температуры дымовых
газов почти полностью компенсируется уменьшением их объема.
Однако, благодаря меньшему количеству дымовых газов, несмотря
на несколько большую температуру на
Рис. 1.
выходе из котла, условная
потеря в трубу (^2) не­
сколько уменьшается (на
1—2,5°/о), а к.п .д. котла
повышается как за счет
уменьшения q2, так и за
счет уменьшения потерь
и В итоге коэфи­
циент полезного действия
котла может повыситься
на 3—5°/0. При одина­
ковом расходе топлива
на столько же процентов
соответственно повысится
паропроизводительность ?
котла. На рис. 1, в зави­
симости от тепловой наг­
рузки топочного объема \
показаны кривые измене-
ния /0, tBrt гІк и D, причем
производительность ука­
зана в нормальном паре.
Построенные кривые отно­
сятся к двухтопочному
оборотному котлу с по­
верхностью нагрева в 80—
100 м2 при сжигании угля
Воркутского месторожде­
ния (Q“ — 5200 ккал/кг).
Повышение производи­
тельности котла на 3—50/а
столь незначительно (мощ­
ность соответствующей ма­
шины увеличится на 8—
12 и.л .с .), что такого рода
модернизация не даст су­
щественного эффекта. По­
этому необходимо увеличить тепловую нагрузку топки непрерыв-
н го действия. Последнее в большинстве случаев не только воз-
Н° ? свойственно указанного рода топкам. При увеличе-
ваетсяПЛ°В0И нагРУзки топки (или решетки), как это легко усматри-
шается из КРИВЬІХ на Рис- L температура отходящих газов пови­
вается * тяП Д К°ТЛа падает’ а производительность увеличи-
полѵчим иTM ДЛЯ СЛучая> соответствующего кривым на рис. 1,
с 600 • іо3 uizn ПРа Уве/1Ичении тепловой нагрузки топочного объема
весовом
М ЧЗС і??ка с обычной колосниковой решеткой при
весовом напряжении 130 кг/м’) до 900 ккал/м’час, производитель-
1 В топочный объем включен объем огневой камеры.
84

ность котла увеличивается примерно в 1,45 раза. Однако, при этом
к.п.д . котла остается прежним и равным 0,61, т. е . недостаточно
высоким. В случае возможности реализовать большие нагрузки
топочного объема (без заметного ухудшения самого топочного про­
цесса), доходящие до 1000—1100 ккал/м3час, хотя бы за счет приме­
нения более мощного дутья, коэфициент полезного действия котла
будет уменьшаться и, в нашем примере, снизится до величины, рав­
ной 0,59. В действительности можно ожидать еще большего умень­
шения к.п.д. в связи с ухудшением процесса горения .
Оставляя в стороне влияние на к.п.д. котла самого процесса
горения, особенно подчеркнем то обстоятельство, что при интен­
сификации топочного процесса, — а возможность такой интенсифи­
кации является специфическим свойством топок непрерывного дей­
ствия,— увеличение паропроизводительности должно сопровождаться
уменьшением к.п .д . котла за счет увеличения теплосодержания газов
за котлом.
Лучшие результаты, при прочих равных условиях, будут в том
случае, если топка непрерывного действия будет выполнена как
выносная, что, однако, не всегда возможно по габаоитным условиям.
В указанном случае за счет освобождения жаровой трубы от колос­
никовой решетки увеличивается радиационная поверхность нагрева
котла, что связано с достаточно существенным уменьшением темпе­
ратуры tQ и tor и относительным увеличением к.п .д. котла.
Принцип развития внутренних поверхностей нагрева, характер­
ный для всех огнетрубных котлов, препятствует произвольной ком­
поновке радиационной и конвективной поверхности котла. Стандарт­
ные конструктивные формы оборотных и пролетных котлов дают
мало меняющиеся соотношения между конвективной поверхностью
(около 85°/0) и радиационной поверхностью (около 15°/0) нагрева,
а последняя определяет величину топочного объема. Указанные
стандартные формы были получены в итоге многолетней (более 100 лет)
практики эксплоатации таких котлов, эксплоатации при сжигании
высококалорийных и кондицированных углей и антрацитов. Переход
к широкому использованию низкосортного топлива показывает, что
соотношения между отдельными элементами огнетрубных котлов
оказываются не согласованными с качествами нового топлива, сжигае­
мых в топках таких котлов.
Изложенные выше соображения об огнетрубных котлах и о влия­
нии на работу более совершенных топочных устройств показывают,
что одновременно с переходом на топки непрерывного действия
необходимо огнетрубные котлы оборудовать вспомогательными
поверхностями нагрева: пароперегревателями и воздушными подогре­
вателями.
Не останавливаясь на общеизвестной целесообразности примене­
ния перегретого пара в смысле повышения экономичности пароси­
ловой установки в целом, отметим, что в свете изложенного выше
установка пароперегревателя будет простым и эффективным меро­
приятием для снижения потерй с отходящими газами. Следует реко­
мендовать даже установку пароперегревателей в дымнике, которые,
кстати, являются наиболее простыми и надежными. Установка воз­
духоподогревателя, конструкция которого также весьма проста и
надежна, является еще более эффективным средством к повышению
к.п .д . котельного агрегата.
Таким образом, модернизация топочных устройств огнетрубных
котлов должна рассматриваться как комплексное мероприятие вклю­
85

чающее в себя не только реконструкцию топки, но и специальную
компоновку дополнительных поверхностей нагрева.
Обратимся теперь к некоторым вопросам, связанным с постройкой
нового флота. Особого внимания заслуживают установки высокого
давления, которые, как известно, являются наиболее экономичными
и о которых в настоящее время следует говорить не как о какой-то
проблеме будущего, а как о совершившемся факте. Наряду с установ­
ками высокого давления столь же большого внимания заслуживают
и современные установки нормального давления (14—16 ата) и повы­
шенного давления (28—32 ата).
В качестве парового котла для установок высокого и повышен­
ного давления единственно пригодным является водотрубный котел.
Остается предметом исследования только тип котла для этих пара­
метров пара: котел нормальной конструкции с естественной цирку­
ляцией или какой-либо специальный тип котла.
В новых паросиловых установках нормального давления должны
быть применены обычные водотрубные котлы. Такие котлы обладают
рядом существенных достоинств сравнительно с огнетрубными; пре­
имущества эти общеизвестны, и здесь мы упомянем только о про­
стоте и дешевизне их изготовления и о большой свободе в возмож­
ности варьировать величину и форму поверхности нагрева, в связи
с чем можно получить достаточно легкий и малогабаритный котел,
с достаточным объемом топки и площадью колосниковой решетки.
Иными словами, принципиальные свойства водотрубных котлов поз­
воляют с наибольшей простотой сочетать конструкцию котла с топ­
ками самых разнообразных систем и типов и, тем самым, вполне
удовлетворительно разрешить проблему эффективного использования
низкосортных топлив.
Первые по времени водотрубные котлы, появившиеся на судах
речного флота, относились к типу трехбарабанных котлов (треуголь­
ный или шатровый тип). Трехбарабанные котлы, в свою очередь,
делятся на котлы с односторонним и двухсторонним ходом газов.
В котлах с односторонним ходом газов конвективные поверхности
нагрева работают более интенсивно за счет повышения скорости
газового потока. При одинаковом значении коэфициента полезного
действия котел с односторонним ходом газов имеет поверхность
нагрева на 20—ЗО°/о меньшую, чем котел с двухсторонним ходом
газов. Естественным развитием трехбарабанного котла с односторон­
ним ходом газов является двухбарабанный котел. Конструкция двух­
барабанных котлов характерна следующими особенностями:
1) отсутствует третий барабан (обычно диаметром $00—800 мм),
который заменяется коллектором экрана, изготовленным из обычных
труб диаметром 160—270 мм. Трубы экранов привариваются к кол­
лекторам или к специальным штуцерам;
2) замена одного из боковых конвективных пучков чисто радиа­
ционной поверхностью экрана позволяет в значительной мере облег­
чить обмуровку и одновременно уменьшает потерю тепла q*> во внеш-
ю среду. Наиболее целесообразна установка экранной поверхности
с относительным шагом ~d~~~ 1. Отметим, что при относительном
шаге d -^1,4 нет надобности в использовании шамотного кирпича,
который может быть с успехом заменен обычным красным кирпичем;
ппапллаХ топочной камеры приближается к параллелепипеду, что
имсптпй и в заданном габарите осуществить топку с наибольшей
высотой и объемом;
86

4) увеличенный объем топки позволяет увеличить степень экра­
нирования топки путем установки дополнительных экранов с неза­
висимым циркуляционным контуром;
5) возможность в ограниченных габаритах судовых котлов при­
дать топочной камере произвольную конфигурацию позволяет с наи­
большей простотой сочетать с котлом то или иное топочное устрой-
Рис. 2.
ство и тем самым обеспечить хорошую работу котла при сжигании
низкокачественных топлив;
6) вес котла, приходящийся на единицу производительности, так
называемый „удельный вес“ gd ниже, чем у трехбарабаныых котлов
на 10—18°/0 и для малометражных двухбарабанных котлов (с воздуш­
ными подогревателями, но без водяного экономайзера) величина gd
может быть принята ориентировочно в пределах 5,8—7,2 кг/кг.
На рис. 2, 3 и 4 схематически показаны некоторые типы двух­
барабанных котлов малого метража.
На рис. 2 котел оборудован наклонно-переталкивающей решеткой,
предназначенной для сжигания многозольных спекающихся углей
с большим выходом летучих. Такие решетки могут иметь ручной
привод к подвижным колосникам и механический. Для малых кот -
87

лов, в целях наибольшего упрощения конструкции, можно рекомен­
довать ручной привод, воздействуя на который кочегар производит
шѵоовкѵ, переталкивание топлива и подломку шлака. Число таких
шуровок не должно быть больше 6—-8 раз в течение часа. Для
котлов более крупных следует использовать какой-либо привод .
Вес таких решеток с рамами и ручным приводным устройством —
порядка 550—600 кг/м2, а с механическим приводом (без учета веса
гидроредуктора) — порядка 680—750 кг/м2.
Котел, изображенный на рис. 2, при ширине по фронту
обеспечивает производительность в
(£пе-340°С) при напряжении
Рис. 3.
в 5 т/час перегретого пара
топочного объема 420—450 ккал/м8час
и при к.п.д . около 0,77. Такого же типа
котел, с шириной по фронту около 1,8 м,
высотой до оси верхнего барабана
около 4 м и при ручном приводе ре*
шетки, соответствует производитель­
ности в 3—3,2 т/час при том же к.п.д.
Экранирование фронтовой и задней
стенки экраном с относительным ша­
гом 4 = 1 позволяет облегчить обму-
а
ровку. Угол наклона к горизонту труб
конвективного лучка в 35° (или в 30')
позволяет осуществить топку с доста­
точно большой высотой; в то же время,
при таком угле наклона, нет оснований
к предположению о расслоении потока
воды и пара.
На рис. 3 показан котел с полностью
экранированной топкой колодезного
типа [воздухоподогреватель не показан].
Такой тип котла хорошо компонуется
с механической решеткой с шурующей
планкой. Движение шурующей планки
происходит в направлении, перпенди­
кулярном чертежу. Боковые экраны имеют относительный шаг ~d~= 1,
-а
фронтовой и задний—Все трубы диаметром 44,5/37 мм.
Сильное экранирование топочной камеры не позволяет признать,
что такого рода тип котла будет целесообразен для малых произ­
водительностей. Последнее может быть иллюстрировано кривой на
сРед,ней высоте топки 2,4—2,0 м, подогреве воздуха до
1о0 и при отмеченных выше геометрических параметрах экранных
поверхностей, зависимость между £)н и 9?# для углей Воркутского
Ѵт
месторождения показывает, что для котлов небольшой производи­
тельности (DH = 3 3,5 т/час) величина —достигает значений
RMrnt-u3 ^00 000 ккал/м3час, что следует признать нежелательно
киш напРяжением. Полученная зависимость соответствует усло -
(Ьипирнт ^мпература газов на выходе из топки равна 900° (коэ-
бѵпрт гміХЯаМ°Й отдачи ° = 0,5). При уменьшении тепловых нагрузок
пябптр
темпеРатУра £0, что скажется отрицательно на
Р
тивных поверхностей и пароперегревателя. Поэтому
88

в котлах малой производительности необходимо уменьшить степень
экранирования.
На рис. 4 схематически показан котел с уменьшенной высотой
топочного объема и с меньшей степенью экранирования. Расчетная
степень охлаждения у такого котла около 1,2, что, при производи-
тельности DH = 2,5 т час (Ѵ^^б.О м;{) обеспечивает температуру
—
1000—1050° С (при сжигании воркутского угля) и _=
*т
—
400000 ккал/м8час. В связи с большей температурой t0 несколько
больше развита конвективная поверхность нагрева.
Выше были указаны основные достоинства водотрубных котлов,
однако надо подчеркнуть и основной недостаток этих котлов — зна­
чительно более высокие требования к качеству питательной воды.
Поэтому в установках с водотрубными котлами должны быть
приняты все меры к сбору конденсата. Поверхностные конденсаторы
должны иметь наибольшую плотность во избежание загрязнения
конденсата охлаждающей водой. С этой целью следует рекомендо­
вать двухстороннюю1 развальцовку труб в трубных досках конден­
саторов. Добавочная вода должна быть умягчена. Наиболее целесо­
образно, при малых мощностях паросиловых установок, использо­
вать для умягчения добавочной воды котионовые фильтры с после­
дующим вводом умягченной воды в конденсатор для деаэрации ее.
1 Ф. А. Анатолиев . О двухсторонней развальцовке трубок в конденсаторах
■Журнал „Судовые механизмы и оборудование’ No 1—2, 1946.
*
89

Таким образом, режим питательной воды в смысле содержания
в ней солей жесткости может оыть легко разрешен правильно про­
думанной системой питания. Значительно сложнее обстоит дело
с удалением масла из конденсата, которое следует признать наи­
большим злом в паросиловых установках с поршневыми машинами.
Кроме периодических продувок, а возможно и непрерывной продувки
с последующим использованием тепла продувочной воды, следует
обратить самое серьезное внимание на очистку отработавшего пара
от примесей масла. Следует рекомендовать установку не менее
двух параллельно работающих центробежных маслоотделителей на
линии отработавшего пара
и системы фильтров на ли­
нии питательной воды. Наи­
лучшее решение будет по­
лучено при введении коагу­
ляции конденсата. Не­
смотря на большой пере­
чень необходимого обору­
дования для получения пи­
тательной воды, соответ­
ствующей нормам ее для
водотрубных котлов, раз­
мещение на судне этого
оборудования не встретит
затруднений. Стоимость
этого оборудования и не­
которое усложнение экс-
плоатации всегда будет
оправдана как экономией
топлива, так и надежностью
в работе котла.
Схемы водотрубных кот-
лов, показанные выше, мо­
гут служить образцами кон­
струкции малометражных
среднего давления. Принципиально
котлов для нормального и
такая же схема может быть
сохранена и за котлами высокого давления с естественной цирку­
ляцией, но с учетом того обстоятельства, что в области высоких
давлений происходит перераспределение тепловой работы между
отдельными поверхностями нагрева котла. На рис. 6 показаны в коор­
динатах р — і пограничные кривые для пара. Как это наглядно усма­
тривается из графика, с ростом давления возрастает количество
тепла, идущего на нагрев воды (значения /), уменьшается количество
тепла, идущего непосредственно на испарение (величина г) и растет
расход тепла Агпер на перегрев пара.
°бРазом котлы высокого давления, сравнительно с котлами
мспяпЛЬН0Г0 давления, должны иметь значительно уменьшенную
витѵи?ТпЛЬНую повеРхность> т- е . „собственно котел" и сильно раз-
іглтпяѵ °догРевательнУю (экономайзерную) поверхность. В обычных
чрпя ип веРхность «собственно котла* выполняет роль и экономай-
лить r птп°?ЛаСТИ высоких давлений желательно экономайзер выде-
так и п Льную поверхность как в целях повышения к.п .д. котла,
темпепатѵпик1ЯѵХ»УВеЛИЧения надежн°сти работы котла (уменьшение
Р УР х напряжений в месте ввода воды в барабан). Установка
90

экономайзера (по схеме противотока) позволит снизить температуру
газа за экономайзером до температуры более низкой чем темпера­
тура кипения воды в барабане котла (при р = 110—140 ата ts =
ото
Рис. 6.
= 316—335° С)1. Остаточное тепло газов должно идти на подогрев
воздуха в воздушном подогревателе.
Более подробное освещение особенностей работы и конструкции
котлов высокого давления для судов МРФ является предметом осо­
бой статьи.
1 В среднем нагрев воды на 1° соответствует падению температуры газов на
2—3° С. При нагреве воздуха на 1° температура газов падает на 0,65—0,85°.

Канд. техн, наук Л. Г . ЛЕВИЦКИИ
ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДА ВОЗДУХА
ПРИ НАДДУВЕ У 4-ТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
С УЧЕТОМ ПРОДУВКИ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ
В работе рассмотрен случай, когда угол перекрытия впускных и вы­
пускных клапанов \ 4-тактных двигателей с наддувом равен углу,
в период которого происходит подъем впускного клапана; при этом
выведены формулы, пользуясь которыми можно, во-первых, определить
<
количество воздуха, расходуемого на продувку и на наполнение цилиндра,
и. во-вторых, по заданной производительности или коэфициенту про­
дувки найти необходимый угол перекрытия впускных и выпускных
клапанов, обеспечивающий данный расход.
В 4-тактных двигателях с наддувом для очистки камеры сгора­
ния от остаточных газов и для дополнительного отвода тепла из
цилиндра обычно осуществляют продувку последней наддувочным
воздухом через открытые впускные и выпускные клапаны, причем
угол перекрытия клапанов, составляющий в двигателях без наддува
25—45°/0, — в этом случае значительно увеличивается. В выполнен­
ных двигателях он равен 120—140° поворота коленчатого вала.
Существующие методы расчета продувки 2-тактных двигателей,
в силу специфичности продувки камеры сгорания при все изменяю­
щихся соотношениях проходных сечений впускных и выпускных кла­
панов, являются непригодными для производства расчета продувки
камеры сгорания 4-тактных двигателей . Эти методы не позволяют
определить ни расход воздуха, необходимый для осуществления
продувки при данном угле перекрытия клапанов, ни величину угла
перекрытия впускных и выпускных клапанов, необходимого для
осуществления удовлетворительной продувки камеры сгорания. По­
этому для выбора наиболее целесообразного угла перекрытия впуск­
ных и выпускных клапанов при осуществлении наддува конкретного
двигателя приходится либо задаваться величиной этого угла на
основе опытных данных других машин, либо подбирать его экспе­
риментальным путем, что не всегда представляется возможным.
Кроме того, при осуществлении наддува, весьма важно знать
зависимость количества воздуха, расходуемого на продувку камеры
сгорания, от влияющих на нее величин конструктивных и термоди­
намических параметров двигателя, что даст возможность наиболее
целесообразно выбрать и определить необходимую производитель­
ность наддувочного насоса. Существующие методы расчета продувки
2-тактных двигателей также не раскрывают этой зависимости .
настоящей статье сделана попытка составить выражения, поль­
зуясь которыми можно было хотя бы в первом приближении опре­
92

делить величину угла перекрытия клапанов, расход воздуха, необхо­
димый для осуществления продувки камеры сгорания, и установить
потребную производительность наддувочного насоса.
При выводе основного уравнения будем условно предполагать,
что давление в коллекторе наддувочного воздуха Рк постоянно и что
колебательные процессы не оказывают.на продувку существенного
влияния. Тогда, считая истечение воздуха из ресивера наддувочного
воздуха в цилиндр адиабатическим, можно написать выражение его
весового расхода через впускной клапан за время dt в виде
где |л — средний за процесс продувки коэфи­
циент истечения;
рк и — давление и удельный объем в ресивере
наддувочного воздуха,
У7—площадь проходного сечения впуск­
ного клапана,
t — время,
—
коэфициент, зависящий от отношения
давления в цилиндре и в ресивере над­
дувочного воздуха, равный:
2
fr+I
Принимая k = 1,4, получим:
Рис. 1.
(3)
где — переменное давление в цилиндре во время продувки.
Площадь проходного сечения клапана можно выразить через
конструктивные параметры последнего следующим образом:
F --itvdih sin (3,
(4)
где ѵ — коэфициент, учитывающий закрытие проходного сечения
клапана козырьком, равный:
(о)
рк — угол, занимаемый козырьком клапана (рис. 1),
d— средний диаметр рабочей притертой поверхности впускного
клапана в см,
t — число впускных клапанов;
р — угол наклона рабочей притертой поверхности клапана к оси
клапана в градусах.
В выражение (4) входит переменная высота подъема клапана Л,
которая, как видно из рис. 2, где представлена развертка кулач­
ной шайбы впускного клапана (сплошная линия), хорошо описы­
вается формулой:
h ѵ(1—cosк—
2\
1_
ѵ1360'
93

где hQ— величина максимального подъема впускного клапана в см,
а —текущий угол поворота коленчатого вала, равный <-и/, начи­
ная с момента открытия впускного клапана (рис. 3), в гра­
дусах,
az— угол перекрытия впускного и выпускного клапанов в гра­
дусах.
Значение h по формуле (6) на рисунке нанесено точками.
В данной работе мы будем рассматривать случай, когда угол
Рис. 2.
перекрытия клапанов
происходит^ подъем
получим
а2 равен углу, в период прохождения которого
впускного клапана с момента начала открытия
его до момента, когде h = Ло, т. е. до мо­
мента максимального открытия послед­
него.
Вводя обозначение:
а«х
—
=О
аг
(7)
формулу (6) в ином виде:
Л —у(1 — cos ко),
(8)
где о изменяется в период продувки от 0 до 1,0.
Закон изменения давления в цилиндре в период продувки может
быть установлен, исходя из следующих рассуждений: в момент
начала продувки давление в цилиндре равно рг. В середине времени
а
продувки,т.е.науглеа = ~~ в
цилиндре установится некоторое
среднее между рк и рг давление, а в конце продувки давление
в цилиндре будет весьма близким к ре
Так как в конце продувки выпускной клапан уже закрылся,
а впускной полностью открыт, то падение давления в впускном
клапане будет небольшим и, поэтому, не будет большой ошибкой,
если давление в конце продувки будет принято равным рк.
Промежуточные изменения давления в цилиндре могут быть уста­
новлены, приняв, что на первой половине продувки наполнение
ц линдра будет пропорционально изменению сечения впускного кла-
откРываюіІіегося в ЭТО время, а на второй половине времени
р дувки давление в цилиндре будет зависеть от подпора, осуще­
94

ствляемого закрывающимся выпускным клапаном. Но, так как закон
подъема профиля кулачков как впускного, так и выпускного кла­
панов пропорционален квадрату синуса, то и изменения давления
в промежуточных точках можно принять также пропорциональным
квадрату синуса.
Таким образом, можно написать:
Рі-= Рг+(Рк-Рг)sin2у,
(9)
где рг — давление газов в цилиндре двигателя в момент начала
открытия впускного клапана.
Тогда отношение выразится в виде:
р
Pr+(/>K-/,r)sin’TM
1 +(z _ l)sin2^
£- =------2-------
-
------i =т(10)
Рк
Рк
Х
где отношение давления в ресивере наддувочного воздуха к давле­
нию газов в цилиндре двигателя в момент начала открытия впуск­
ного клапан’а обозначено через
>•=-,
(И)
г
тогда
Последнее выражение можно заменить другим:
где показатель степени т подбирается так, чтобы ход кривых
вычисленных по формуле (13), возможно ближе подходил к дей­
ствительным кривым, вычисленным по формуле (3). Этому условию
отвечает следующее значение
т~ 1,199-0,466X.
(14)
Обозначив постоянную величину в выражении (13) через фн:
/
/р \1,43
\1,72
/_________
GJ -fe/
=8,28]/ ).
(15)
получим
Ф1
(16)
Эта кривая хорошо укладывается в кривую, выраженную форму­
лой (3), подтверждение чего можно найти в табл. 1 .
Подставляя значения и F в исходное уравнение (1), получим:
dG- р4н cos'” у |Х• 7?(1 — cosrc8)dt
(17)
Воспользуемся соотношением:
а6л ,
(13)
95

Таблица 7
По формуле
1 0,2
0,4
0.1
0,8
1,92
1,72
1,5
1,04
0
1,918 1,755 1,476 1.036
0
0,88
0,79
0,64
0,41
0
0,886 0,79
0,63
0,4
0
где п — число оборотов коленчатого вала в минуту.
Заменив а по формуле (7) и продиференцировав выражение, по­
лучим:
dt = ^dl.
(19)
Подставляя (19) в (17) и объединяя постоянные члены в общий
коэфициент равный
sin?•?2]/S’
(20)
для dG, получим
dG = K1cosw^(l — coszg)^g
(21)
и полный расход воздуха, который пойдет на продувку камеры
сгорания, выразится в виде
8=1
G, = K1 / cosmy •(! — cosit8)d8.
(22)
о =*0
Здесь т принимает различные значения—от 0,547 до 0,71, поэтому
интеграл, стоящий в правой части выражения, решить точно не пред­
ставляется возможным.
Разложив cosm-2- в ряд по степеням о и, ограничив его тремя
членами, получим
c„s-”1 _
е(23)
или
F
cosw 2- = 1 — 1,23и32-0,508 m(l - 1,5m) 3*.
(24)
Полученный сходящийся ряд хорошо укладывается в кривую
cos 2 до значения о = 0,8. Далее ошибка, превосходя 2°/0, быстро
растет и при о = 1,0 функция, выраженная рядом (24), к нулю не
приходит. Поэтому кривую cosTM — разобьем на два участка и каж­
дый участок выразим своей формулой; в промежутке значений от
96

6 = 0 до 8 = 0,8 будем выражать кривую вышеприведенным рядом
(24), а для промежутка значений от о — 0,8 до 8= 1,0 примем выра­
жение фх> равное
фі= ’Кcos*(2S—1,5),
(25)
причем коэфициент фн' выберем таким, чтобы кривая (25) возможно
ближе подходила к действительной кривой <|ч и чтобы совпаде­
ние кривых произошло при о = 0,8. В этом случае значение ф/ мо­
жет быть найдено по формуле
фн = (1,053 - 1,148 т + 0,424 /п2).
(26)
Степень совпадения точек, полученных из приближенного выра­
жения (26) с действительной кривой видно из табл. 2.
Таблица 2
6
0,8
0,85
0,9
0,95
1
1,0
Значение действительное . . .
1.04
0,86
0,62
0,35
0
Значение по формуле (25) . .
1,036
0,882
0,64
0,337
0
Степень совпадения приближенной кривой с действительной,
вычисленной по формуле (3), представлено на рис. 4, где действи­
тельная кривая изображена сплошной линией, а точками наложены
значения фх, полученные по приближенным формулам (24), (25) при
Л =1,4.
Как видно из рис. 4, совпадение получается вполне удовлетвори­
тельным.
Произведя вышеуказанные замены, мы должны и интеграл, стоя­
щий в правой части выражения (22), представить в виде двух инте-
гралов:
6=1,0
6=0,8
1=1
cos'”TM (1 —COSко)da +
6=0
6=0
6=1,0
4 фн / cos [к(28 —1,5)] (cosko)^o.
(27)
6=0,8
Для решения первого интеграла, как было указано выше, восполь­
зуемся разложением cos'"^° в степенной ряд (23), тогда получим
6 =0.8
Г COSmy(l —COS7t6)d6 =
6—*0
6=0,8
/* /,
к2 j,
m(\ — \,5tri) .a. \ /.
=
/ \ ~ ‘8’------’ ~199---- '
°
—
COSко)da =
6=0
8=0,8
/•
,,
it2
mil — 1,5m) 4o.\
=
J
------
4^—
8=0
6=0,8
/• /,
тс2 о»
mil—1,5m) 4o.\
оjo
—
/ (1 —-g -mo3------- -—-K4o4icosKod6.
(28)
6=0
7 ЦНИИРФ. Суд. силовые установки
97

Решение первого интеграла выражения (28) дает:
f=
0,8-0,21 m-о,0333/п(1-1,5/п). (29)
I
I
10
Второй интеграл выражения (28)
(30)
6=0,8
f=-
Г ri_Jm82_fMk^TC484-lcosn8d8.
J
./
L
о
J
И
0-0
Рис. 4.
в свою очередь разобьется на три интеграла:
о=0,8
f=—
f cosтсЗdi
sin (0,8 It) = —0,187
(31)
І1,
6=0
8 =0,8
Z
*2
CS2
-n
=
8 Costcoa6
(32)
6=0
6=0,8
J =-------192------ / 8 COSTCO db.
(33)
ІІЗ
6=0
Во втором интеграле выражения (27) (обозначим его значком III):
6=1.0
f = f cos [тс (23 — 1,5)] (1—costc3)4Z3
(34)
III
6=0,8
произведем замену
получим C0S(28“1,5)' = - sin2"5 = — 2Sinтс8cosгЗ
(35)
8=1.о
6=1,0
J®
I 8іп2тсВ^34-2 I sin тсЗ cos2 тсЗ^З.
(36)
1,1
3=fo
98

Выражение (32) после интегрирования будет равно
г
.5 =0,8
J [(ко)2sinко-j-2кВcosкВ—2sinкВ]
= —0,0608 т. (37)
іІ3 *
18=0
Решая интеграл выражения (33), получим
f=т
{(к^)4sinяВ4“4(кВ)3cosкВ — 12(ко)2sinкВ —
1У&ТС
5=0,8
—
24кВcosко4“24 sin кВ] ——жО 1,5 zw) *0,01594. (38)
5=0
Выражение (36) после интегрирования будет равно
I= -Lcos2коI
— о~с083кЗІ
=0,2098.
(39)
111
!5=О,8
К
15=0,8
Собирая полученные значения частных интегралов (29), (31), (37),
(38), (39) выражения (27), а следовательно, и для расхода воздуха
Gs, подставляя значение фи' из (26), т из (14) и суммируя подобные
члены, получим
Gs = К. [0,3954(1 4-0,201 X 4- 0,0893 X2)].
(40)
Входящий в это выражение коэфициент берется по формуле (20).
Заменяя удельный объем ѵк по уравнению состояния и принимая
для воздуха /? = 29,3, получим:
i/ZZ = i/K=°l185a
(4і)
I
у RTK
и объединяя цифровые величины в один общий коэфициент, будем
иметь
ud>.ydipji<a
Л
К = 0,0484 —я --.к^ sin ₽.
(42)
«Г Тк
Весовой расход воздуха можно выразить через
Gs--iaVs.
<43>
Тогда, подставляя значения из (42) и (43) в (40), получим формулу
для подсчета объема воздуха, который пойдет на одну продувку
камеры сгорания
V_
• 0.3954
slnР •(1 +0.201 х 4-0,0893X’) (44)
70
пѴ 'к
или, заменив удельный вес воздуха его значением т = 1,293 и объеди­
нив цифровые коэфициенты в один, получим выражение объемного
расхода (свободного) воздуха, идущего на одну продувку камеры
сгорания в следующем окончательном виде:
Vs = 0,0148
(! + 0,201 X + 0,0893 X’).
(45)
Вообще говоря, во второй части продувки, когда поршень идет
вниз и объем камеры сгорания увеличивается, воздух, проходящий
через впускной клапан, идет не только на продувку, но и на напол­
нение цилиндра, но так как ранее было введено допущение, что
в конце продувки давление достигает значения давления в реси­
7*
99

вере наддувочного воздуха то тем самым исключена возможность
учета наполнения цилиндра вследствие изменения объема камеры
сгорания. Поэтому надо считать, что продувка происходит как
бы при неизменном объеме камеры сжатия и весь воздух, про­
ходящий через впускной клапан, идет только на продувку, и
затем, только после окончания продувки, воздух заполняет цилиндр.
В этом случае общий расход наддувочного воздуха, определяющий
производительность наддувочного насоса при заданном угле пере­
крытия и отношении давлений —• = X выразится формулой в сле­
дующем окончательном виде:
м’/мин,
(46)
где п — число оборотов коленчатого вала,
z — число цилиндров,
р* — давление в цилиндре с учетом падения его в впускном клапане.
В некоторых случаях бывает важно по заранее выбранным коэфи-
циенту продувки и конструктивным размерам клапанов и цилиндра
найти величину угла перекрытия клапанов. Для этого введем поня­
тие коэфициента продувки ф, причем будем считать его равным
отношению количества воздуха, проходящего через всасывающий
клапан в период продувки, к тому количеству, которое может поме­
ститься в объеме камеры сжатия, т. е .
ѵ
?=-Г>
(47)
с
где Ѵс— объем камеры сжатия .
Тогда, заменяя
приравнивая (48) и (45) и решая выражение относительно а,, получим
значение угла перекрытия в градусах в конечном виде:
„
_
67,5 7Z/т; Гор'
^ѵс
2
^H^d^oPKPoTK sin р [1 4- 0,201 X + 0,0893 X2J
)
где: н — коэфициент истечения впускного клапана, средний за про­
цесс истечения,
коэфициент, зависящий от отношения давлений
кото­
рый можно либо подсчитать по формуле (15), либо взять из гра­
фика, представленного на рис. 5.
Давление в цилиндре с учетом потери давления в впускном кла­
пане равно;
J
РК=РК-*Р
(50)
пяняѵ^ падение Давления наддувочного воздуха в впускных кла-
формуле*ТОР°е может быть определено по предлагаемой автором
Др=2,11 ф»(0,0893к"- +0,201X+I)2
(51)
100

7к — температура наддувочного воздуха в °К, ее можно подсчи­
тать по формуле:
(D\пі
2)
<52)
где Го и pQ—абсолютная температура в °К и давление в кг/см2
окружающей среды,
ггх— показатель политропы сжатия в наддувочном насосе, равный
лх= 1,5—1,9,
kt—падение температуры
наддувочного воздуха вслед­
ствие рассеивания тепла в и
окружающую среду.
Представленные в данной s
работе конечные формулы
выведены для случая, когда
угол подъема всасывающего у
клапана (т. е . угол’ в период
которого происходит подъем it
клапана) равен углу перекры­
тия всасывающих и выхлоп- 10
ных клапанов аг. Однако, эти
формулы могут быть приме­
нимы и для случая, когда 06
угол перекрытия клапанов не
ѵ
и
и
будет равен углу подъема '
всасывающего клапана, но
Рис*
в этом случае неточность
подсчета будет тем больше, чем больше угол подъема всасы­
вающего клапана будет отличаться от угла перекрытия кла­
панов.
Пример
Произведем примерный расчет для двигателя ГРС-50, продувка камеры сгорания
которого осуществляется в связи с повышением его мощности путем наддува.
Исходные данные:
Диаметр цилиндра ..................................... D
=0,345 м.
Ход поршня........................................... 5
=0,5м.
Объем, описанный поршнем.......................... Vh =0,0467 м.
Объем камеры сжатия................................ Ѵе
= 0,00389 м2
Число оборотов двигателя............................ п
=2 50 об/мин.
Средний диаметр рабочей части впускного клапана . . d
= 10,9 см.
Высота подъема впускного клапана............ •
.
.
Ло—2,4см.
Давление наддувочного воздуха......................рк
= 1,16 кг/см2.
Противодавление выхлопу............................ = 1,05
„
Число впускных клапанов .......................... і
=1
Коэфициент, учитывающий закрытие проходного се­
чения впускного клапана козирьком ............. ѵ
= 0,75
Угол наклона рабочей поверхности клапана к оси
клапана........................................ Р
= 60°
Число цилиндров • • .
...............................
<2=6
Расчет. При расчете может быть два случая:
1) по известному углу перекрытия, принятому равным углу, в период которого
происходит подъем впускного клапана, требуется найти количество воздуха, идущего
на продувку и на наполнение цилиндра, и
101

2) по принятому коэфициенту продувки найти угол перекрытия клапанов или
изменяя конструктивные размеры продувочных органов подобрать необходимый
коэфициент продувки — при принятом угле перекрытия.
Произведем расчет для первого случая, т. е. найдем количество воздуха, которое
пойдет на продувку и на наполнение цилиндра при принятом угле перекрытия впуск­
ных клапанов — а, = 120°; для этого:
1. По формуле (11) определим отношение давлений —
2. На графике 5 по значению Л найдем величину фн
Фн = >>25.
3. По формуле (51) определяем температуру воздуха перед впускным клапаном;
при этом будем считать, что Д/ = 5°, тогда при Го = 290° К илі= 1,6, получим:
п-1
1.6-1
тк=Го’
—
М= 290 (-Llf■
-
5=302°К.
к
V Ро'
1,0 '
4. По формуле (45) находим количество воздуха, идущее на продувку камеры
сгорания при коэфициенте истечения р. = 0,85:
P'bvdipKhQa sin р
Vs = 0,0148------
— ^ =------
(1+0,201X+0,0893tf)=
ЛЛ, .п 0,85-1,25-0,75-10,9.1.1,16.2,4.120.sin60
-= 0,0148---------------
—---------------
(14-0,201 -1,14-0,0893-1,12) = 0,01135 м^
5. По формуле (50) найдем значение р '.
Рк=рк -2,11
(0,0893Х2+0,201 X+ 1)2=
/о
1,16
= 1.16 — 2,11 -290 1,252(0,0893-1,12 4-0,201 -1,1 4- 1)2 = 1,14 кг/см*.
6. По формуле (46) найдем производительность наддувочного нагнетателя:
к= (+ѵ; т-} (°’01135+010468
=47 мз/’інн-
В практике расчетов может быть такой случай, когда по заданной кратности
обмена воздуха в камере сгорания, т. е. при заданном <р, при известных конструк­
тивных размерах продувочных органов, требуется найти угол перекрытия клапанов,
обеспечивающий продувку, тогда последний находится по формуле (49).
Найдем значение угла перекрытия клапанов при о = 25.
Получим:
„
_
67,5ЛГГЖ______________ ^ѵс
Нфн'^/Л0ркр0гк sin р (1 4- 0,20'1 Л 4- 0,0893 д2)
= ________ 67,5-250/302-290-1,14 _________
2,5-0,00389
0,85-1,25-0,75-10,9-1-2,4-1,16-1 -302 sin 60 (1 0,201.1,14”0,0893* 1,12)" ~

Научн. comp. В. Н . ШУШКИН
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ И ДЕЙСТВИЯ ГРЕБНЫХ
ВИНТОВ В ТУННЕЛЯХ РЕЧНЫХ СУДОВ
Введение
Струйная теория действия гребного винта впервые отчетливо
показала, что для эффективного развития большой величины упора
винт должен иметь большое гидравлическое сечение. С тех пор
появилось стремление к применению на буксирных судах относи­
тельно малооборотных винтов с большим диаметром.
Однако, в течение некоторого времени выяснилось, что установка
винта большого диаметра в большинстве случаев не приводит к жела­
тельному и вытекающему из струйной теории повышению эффектив­
ности. Причиной этого явилось то, что буксирные суда, главным
образом речные буксиры, имеют ограниченную осадку, при которой
увеличение диаметра сопровождается уменьшением погружения винта,
так что кромки его лопастей подходят слишком близко к свобод­
ной поверхности воды или даже перерезают ее. Это обстоятельство
вызывало подсос атмосферного воздуха в области действия винта
и не позволяло получить надлежащей эффективности действия
винта при увеличении его диаметра.
Тогда было предложено делать корму судна такой, чтобы она
прикрывала свободную поверхносіь воды над гребным винтом. Винт
оказывался установленным как бы в туннеле. Так возникла туннель­
ная форма кормы судна.
Применение туннельных форм кормы судна для гребных винтов
значительно улучшило создание более эффективного упора винта
или тяги буксира при ограниченной осадке судна. Последнее, в свою
очередь, способствовало совершенствованию образований форм тун­
нельных обводов судов, позволявших применять гребные винты все
с большим диаметром и большей степенью оголения лопастей.
В процессе развития и стандартизации речного судостроения, для
специально речных судов, т. е . таких, работа которых не связана
с выходом в открытые бассейны с поверхностью, подверженной зна­
чительному волнению, выдвинулся вопрос об упрощении, и следова­
тельно, удешевлении конструкции туннельной кормы.
Для этих судов вопрос сводится исключительно к тому, чтобы
свободная поверхность воды над гребным винтом была прикрыта.
Следовательно, совершенно не требовалось прикрытие осуществлять
непременно корпусом самого судна. Над винтом был поставлен тун­
нель, образованный стальным листом, который скреплялся с корпу­
сом судна короткими открытыми связями.
103

Вначале обводы корпуса несколько приспосабливались к уста­
новке такого туннеля, получались так называемые полутуннельные
образования с козырьками. Затем, когда окончательно было уста­
новлено, что действие гребного винта в присутствии козырька не
хуже чем в туннеле, нормально образованном самим корпусом, тун­
нельные листы над винтом стали пристраивать к судам с обычными
бестуннельными образованиями.
Поэтому, туннельные листы или козырьки над винтами у речных
судов следует рассматривать, как дальнейшее развитие туннельной
кормы в сторону упрощения и облегчения конструкции, не влеку­
щее за собой какого-либо существенного изменения в условиях
действия гребного винта, рассчитанного на работу в туннеле.
Характер влияния погружения гребного винта, при открытой
свободной поверхности над ним, на характеристики его действия
изучался экспериментально весьма подробно и главным образом
в связи с проектированием гребных винтов морских судов боль­
шого водоизмещения. Результаты этих исследований показывают, что
близость свободной поверхности воды к области действия винта
сказывается отрицательно как на величинах упора и момента, так
и на величине к.п .д., хотя на последней величине в меньшей сте­
пени. Они показывают также на необходимость введения поправок,
учитывающих близость свободной поверхности, если малопогружен­
ный винт проектируется по данным испытаний глубокопогруженных
моделей, так как характеристики винта (коэфициент упора и момента)
в этом случае идут ниже и тем значительнее, чем меньше слой
воды над винтом.
Прикрытие винта туннелем или туннельным козырьком почти
полностью снимает это влияние, так что поправки, как показывают
результаты настоящей работы, становятся весьма незначительными.
Вопросы взаимодействия винта в туннеле с корпусом судна разра­
батывались так же экспериментально и выводы в этом отношении
основываются на полноценном качественном материале опытового
бассейна ЦАГИ.
Следует отметить, что развитие и применение туннельных козырь­
ков, как новой формы судовых туннелей для гребных винтов, в каче­
стве специфического устройства исключительно буксирных судов
было возможно только до появления, а затем широкого распростра­
нения направляющих насадок к гребным винтам.
Направляющие насадки, являясь наиболее эффективным устрой­
ством для повышения полезной отдачи гребных винтов на буксирах,
не допускают сочетания их с туннельными козырьками и возможны
лишь в сочетании с туннельными образованиями кормы, так как
требуют солидной и, одновременно, кругом „зализанной" конструк­
ции. Вследствие этого, туннельные козырьки в последнее время
находят себе применение преимущественно только на грузовых судах
(самоходные баржи), на которых направляющие насадки не являются
столь же эффективными, как на буксирных, вследствие более высо­
ких скоростей движения.
ныйТуннели’ образованные автономно стальными листами — туннель -
ршр козь»Рьки, — кроме легкой и дешевой конструкции дают выгоду
кптппи^лгЧТ° сохраняют нормальные очертания кормового подзора,
в слѵчяр еспечивают хорошее обтекание корпуса вне туннеля,
п па ГІЧ ли СУЛНО “меет осадку, превышающую высоту туннеля.
чение та^УЗ|г°ЛЫХ самоходнь,х судов это имеет особенно важное зна-
’
к эксплоатационная осадка их меняется в весьма зна­
ки

чительных пределах, в зависимости от условий плавания (половодье,
межень, разные по глубине участки рек или каналов, короткие рейсы
с неполным грузом или порожнем).
Хорошо устроенные туннельные козырьки на таких судах ликви­
дируют влияние переменности осадки на качество действия гребных
винтов и, вместе с тем, не оказывают заметного отрицательного
влияния на сопротивление движению.
Последнее замечание справедливо и для случая, когда временно,
в силу каких-либо причин, такие суда применяются как несамоход­
ные, буксируемые баржи (со снятыми винтами).
Необходимо отметить, что перспектива применения судов с тун­
нельными козырьками в речном флоте СССР, а следовательно,
и перспектива строительства таких судов, весьма ограничена.
Очевидно, что весь буксирный винтовой флот, поскольку он обо­
рудуется насадками, как правило, исключает применение козырьков.
Такое же положение и для грузовых самоходок: проектные иссле­
дования последнего времени показали, что в наших условиях при
применении легких быстроходных двигателей для судов относительно
большого водоизмещения, направляющие насадки к гребным винтам
дают заметное повышение скорости хода, значит и эта категория
судов, как правило, выпадает из области применения туннельных
козырьков.
Таким образом, с козырьками придется иметь дело преимуще­
ственно на уже существующих судах нашего речного флота, а стро­
ительство новых может иметь место лишь в отдельных случаях,
когда (в силу каких-либо специальных условий эксплоатации, предъ­
являющих особые требования и исключающих применение насадок
к судам буксирным или грузовым) потребуется устройство туннель­
ных козырьков.
Так как такие особые случаи безусловно могут быть, и может
возникнуть необходимость возобновления или восстановления дви-
жительных установок на судах плавающих, то для этого нужно
иметь простой и достаточный материал, позволяющий правильно
проектировать гребные винты. Если же принять во внимание, что
этот материал может быть применен вообще к проектированию
туннельных винтов, то поставленная задача создания расчетного
метода приобретает существенное практическое значение.
Характеристика действия гребного винта вблизи свободной
поверхности воды
Величина диаметра гребного винта, превышающая осадку, на
речных судах получается как следствие стремления к возможно
большему гидравлическому сечению движителя, с целью пониже­
ния значения коэфициента нагрузки и соответственного повышения
коэфициента полезного действия движителя.
Однако, если при этом гребной винт работает вблизи или на
свободной поверхности воды, то не получается желаемое повыше­
ние эффективности его действия.
Глубина погружения винта под ватерлинию оказывает влияние на
характеристику действия, с которым приходится считаться, когда
его ось имеет погружение менее величины диаметра D. При умень­
шении погружения упор винта и вращающий момент при данном
числе оборотов заметно снижаются; снижается так же и к. п. д ., но
105

в несколько меньшей степени. Причиной этому является отчасти
волнообразование, вызываемое потоком винта на поверхности воды
и, в гораздо большей мере, — подсос воздуха. Вследствие подсоса
воздуха отбрасываемый винтом поток является потоком водовоздуш­
ной смеси, плотность которой, естественно, меньше чем плотность
воды. Упор и момент винта понижаются соответственно уменьше­
нию плотности отбрасываемого потока.
По данным модельных испытаний, для учета (при проектирова­
нии) степени погруженности винта на et о коэфициент упора и к. п . д.
были определены средние кривые поправок.
Эти известные кривые приведены на рис. 1, на котором по оси
абсцисс отложено отношение величины погружения оси винта к диа­
метру а по оси ординат — отношения коэфициентов упора
и полезного действия т\р винта при данном погружении его оси
к таким же коэфициентам винта, работающего при погруже­
нии -£=1,0, и таком же числе оборотов—и
—
.
D
Лю тіР0
Рис. 1.
видеть, что с качественной
Согласно рис. 1 коэфициент упо­
ра и к. п. д . винта понижаются, ког-
да ^<0,8.
Однако, для малопогруженных,
а также частично оголенных винтов
имеют значение не только величина
погружения, но и число оборотов,
при которых винт работает. На рис . 2
и 3 приведены два графика безраз­
мерных характеристик гребных вин­
тов, полученных экспериментально.
На примере этих графиков можно
стороны характеристики .меняются со­
вершенно аналогично как при уменьшении погружения винта при
данных оборотах, так и при повышении числа оборотов при данном
погружении.
На рис. 2 представлены полные характеристики винта с диско­
вым отношением около 0,6. Здесь сразу обращает на себя вни­
мание качественная аналогия изменения коэфициентов упора и мо­
мента по поступи при одинаковых условиях испытания, в связи
с чем наблюдается относительно небольшое понижение к. п.д.,
сопутствующее повышению Оборотов или уменьшению относитель­
ного погружения. Различные погружения винта на этом графике
отмечены величиной отношения погружения оси винта h к радиусу
винта R.
На рис. 3 представлены характеристики модели широколопастного
винта, с дисковым отношением около 1,1.
Этот график также отражает изменение характеристик винта
при изменении относительного погружения и при изменении числа
оборотов винта.
^есмотРя на значительное различие в дисковом отношении вин-
„
Дачественная сторона явления представляется здесь совершенно
ѵйпіѵтрп образом, рис. 2 и 3, подтверждая друг друга, показывают
иДа плп зменения коэфициентов упора, полезного действия и мо-
д влиянием близости свободной поверхности воды при раз-
106

них погружениях винта и разных числах оборотов. Они показывают
также, что подсос и попадание воздуха в область вращения винт*
влечет за собой последствия сходные с теми, которые получаются
при кавитации винта.
Пока воздух не попадает в область вращения малопогружен-
ного винта, кривые коэфициентов упора и момента нарастают
плавно со скольжением, по закону близкому к прямолинейному,
как и у глубоко погруженного винта, но наклон кривых меньше,,
чем у кривых глубоко погруженного винта. Это снижение наклона»
Рис. 2.
означающее снижение соответствующих коэфициентов, следует рас­
сматривать как влияние появления волнообразования на поверх­
ности воды.
Резкое же падение кривых коэфициентов упора и момента, на­
ступающее при некотором определенном значении скольжения и
сопровождающееся перегибом их и напоминающее по характеру
последствия кавитации винта, должно быть объяснено тем, что
при этих условиях (данное значение скольжения или поступи при
данных оборотах и погружении винта) наступает прогрессирующее
оголение лопастей, вследствие подсасывающего действия их, по­
нижающего уровень воды перед винтом. При этом, с увеличением
числа оборотов, или с уменьшением глубины * погружения винта,
107

прогрессирующее оголение лопастей наступает при более низких
значениях скольжения.
Легко убедиться, сопоставив рис. 2 и 3
h=Л
А - 0,7577
h-0,5D
А --0,25D
0,9
0,7
0,6
0,5
0,4
03
0,2
0.1
0,8
Банные винта
Б »120 ММ
Шаг переменный, уменьшающийся нориле/
1,42 на 0,7D
I
Ѳ -1,13
г-з
Винт No34
апрель 'і951 г
Рис. 3.
І500 об/мин
ООО об/мин
1100 об/мин
\дОО об/мин
_
___
X
с рис. 4, представляю­
щим собой коэфи­
циенты упора и мо­
мента гребного колеса
по поступи \ в том,
что нет принципиаль­
ной разницы между
характером действия
гребного винта вблизи
свободной поверхно­
сти воды и характе­
ром действия гребно­
го колеса. Характери­
стики и того и дру­
гого по называют, что
физическое явление в
обоих случаях [анало­
гично.
При моделировании
гребных колес, коэфи­
циенты упора и мо­
мента принимаются
при равных значениях
числа Фруда, а для
удобства и их кривые
по поступи предста­
вляются при постоян­
ных значениях числа
Фруда. На рис. 4 за
это число принято
произведение числа
оборотов на корень
квадратный из диа­
метра (п Ѵ~Т)) — ве­
личина пропорцио­
нальная отношению
окружной скорости
колеса к корню квад­
ратному из диаметра.
Для моделирова­
ния гребных винтов,
работающих вблизи
поверхности воды,
очевидно, целесооб­
разно было бы также
характеристики дей­
ствия строить при
постоянных значениях
1 Диаграмма No 16 (см. атлас
на мелководье", В. Н . Шушки
наиболее характерная для точки
иекотоп^пЙппа»ЧаЛУ повеРхностнои кавитации пртг
р о предела и при возрастании числа Фруда.
.Си стемат ическ ие
испытания моделей гребных колес
на, изд. „Водный транспорт", 1939 г.) приведена, как
перегиба и падения коэфициентов упора и момента
і при повышении скольжения после
108

числа Фруда, подобрав для этого, соответственным образом, пара­
метры скорости и длины.
Однако, это совершенно необходимо только для открытых винтов.
. 8 практике же речного судоходства стараются не применять откры-
0.751_________ _________ _________ _________
—-
---------
----
ь
0
0.2
0.7
0,6
0.8
------------ —■ 7
Рис. 4 . Модель гребного колеса
г=7; 0=0,3; е==0,7; 0=0,4.
тых гребных винтов. Для того, чтобы по возможности избежать
влияния поверхностных волновых явлений и, главным образом, чтобы
избежать засасывания воздуха с его катастрофическими послед­
ствиями для упора и вращающего момента, не вполне погруженный
винт или винт, близко расположенный к поверхности воды и его
поток сверху защищаются туннелем, который образуется, как уже
упоминалось, либо обводами кормы самого корпуса судна, либо спе­
109

циальными стальными листами, составляющими дополнительную кон­
струкцию кормы нормальных или полутуннельных образований судна.
И действительно, как показывают результаты модельных и нату­
ральных экспериментов, характеристики действия гребных винтов
в туннеле с достаточно погруженными кромками последнего, с воз­
растанием скольжения не имеют резкого падения, сопровождающе­
гося перегибом кривых. Наличие же некоторого снижения коэфи­
циентов упора и момента вполне может быть объяснено потерями
на волнообразование, которое наблюдается за туннельной движи-
тельной установкой.
В заключение следует заметить, что выбрасываемый из туннеля
поток от гребного винта, несмотря на то, что в некоторых случаях
он значительно приподнят над свободной поверхностью воды, имеет
■относительно спокойный характер и не несет в себе заметных вклю­
чений воздуха.
Соображения о рациональной форме судовых туннелей
Туннели гребных винтов или туннельные козырьки, выполняя
свою основную задачу прикрытия свободной поверхности воды над
областью действия гребных винтов, естественно, до некоторой сте­
пени стесняют поток винта. Это обстоятельство несколько усугуб­
ляется еще и тем, что туннели и козырьки, как правило, являются
принадлежностью относительно мелкосидящих плоскодонных судов,
работающих в условиях мелководья.
G
При проектировании туннельных обводов кормы или формы тун­
нельных козырьков задача, прежде всего, состоит в том, чтобы
сделать это стеснение минимальным и чтобы воздействие корпуса
судна на поток воды, создаваемый винтом, и обратное воздействие
потока на корпус было незначительным. Для этого линии, образую­
щие туннель, должны быть плавными и пологими по всем направле­
ниям как до винта, так и за ним. Крутые изгибы и угловатости на
направляющих поток винта стенках неизбежно связаны с потерей
эффективности движительной установки, с бесполезной потерей
мощности главных машин.
Изыскание наилучших форм образования туннелей до сих пор
производилось исключительно опытным путем и критерий оптималь­
ной формы, выраженный какой-либо численной характеристикой, пока
все еще не установлен. Поэтому, в современном речном флоте на
винтовых судах формы туннелей гребных винтов почти столь же
многообразны, сколь многочисленны сами туннельные суда. Есте­
ственно, что среди них имеются менее удачные и более удачные
образования, в том смысле, что при равных условиях нагрузки греб­
ные винты в туннелях работают менее эффективно или более эффек­
тивно.
Однако, в этом многообразии можно наметить, в самых общих
чертах, четыре отличительные признака, по которым группируются
как удачные, так и неудачные формы туннелей. Во-первых, два по
характеру образования и направляющей тенденции передней части,
т. е . до гребного винта: а) туннели, подводящие поток воды к винту
с бортов судна и б) туннели, подводящие поток воды из-под днища
судна. Во-вторых, два по характеру образования задней части, т. е .
после гребного винта: в) открытые и г) закрытые туннели. Открытые
характерны тем, что верхний свод их горизонтален, и если диаметр
винта превышает осадку судна, то на выходе они заканчиваются
но

выше действующей ватерлинии, тогда как, при тех же условиях,
у закрытых свод имеет выход ниже ее, вследствии наклона этого
свода в корму.
Все практически существующие туннели, в соответствии с этими
признаками, можно подразделить на четыре вида, сочетающие в себе
попарно перечисленные признаки: 1) открытые, с подводом воды
с бортов, 2) открытые, с подводом воды из-под днища, 3) закрытые
с подводом с бортов и 4) закрытые, с подводом из-под днища.
Для выбора того или иного вида туннеля в каждом конкретном
случае можно рекомендовать руководствоваться следующими сообра­
жениями.
Форма передней части туннеля, определяемая признаком подве­
дения потока воды к винту с бортов, вполне оправдывается приме­
нением для судов, плавающих в условиях чрезвычайного мелко­
водья, когда близость речного дна действительно затрудняет подток
воды со стороны днища судна. Если же мелководье не столь суще­
ственно, то имеет смысл осуществлять форму, обеспечивающую более
легкие условия для подтекания боды со стороны днища. Следует
иметь в виду, что речные туннельные суда это обычно суда плоско­
донные с большим отношением ширины к осадке, и более легкие
условия подтекания в данном случае, по сравнению с бортовым под­
теканием, получаются вследствие того, что имеется возможность
придать батоксам, ватерлиниям и шпангоутам более пологие очер­
тания и, вместе с тем, обеспечить наиболее короткий участок
обшивки корпуса, подверженный подсасывающему действию винта.
Открытая форма задней части туннеля безусловно выгодна для
переднего хода судна, так как при ней отбрасываемый гребным вин­
том поток испытывает наименьшее стеснение и, следовательно,
имеет наименьшие потери. Однако, туннель с открытым выходом
совершенно теряет свое значение как туннель при заднем ходе
судна. Не вполне погруженные винты оказываются на свободной по­
верхности, так как заполнение туннелей водой не обеспечивается,
со всеми вытекающими из этого последствиями.
По экспериментальным данным ЦАГИ винты с частично оголен­
ными кромками лопастей дают снижение скорости заднего хода на
40—60% от скорости при вполне погруженных или хорошо закрытых
туннелями винтах. Если при этом учесть, что нормальная скорость
заднего хода не превышает 80% скорости переднего хода, то ясно,
что маневренные качества судна становятся неудовлетворительными.
Это является весьма существенным обстоятельством для судов,
которым приходится часто швартоваться к пристаням (товаро-пасса­
жирские и пассажирские) и у которых время маневрирования в таких
случаях занимает заметную долю по отношению к ходовому времени
рейса. Очень вероятно, что потерянное время при маневрировании не
окупится той выгодой, которая получается на переднем ходу от при­
менения открытых туннелей, т. е . в конечном счете может получиться
снижение средней эксплоатационной скорости судна. Для таких судов
имеет смысл делать закрытые туннели.
Закрытая форма задней части туннеля обычно характеризуется
наличием так называемого свеса туннеля. Свес представляет собой
наклоненный в корму свод туннеля, целью которого является зани­
жение выхода из туннеля под действующую ватерлинию. Свес,
очевидно, является стеснением для отбрасываемого потока винта
и поэтому, вообще говоря, отрицательно сказывается на пропуль­
сивных качествах судна.
Ш

Это отрицательное воздействие свеса проявляется в том, что, во-
первых, наклоненный в корму свод туннеля испытывает давление
потока от винта, составляющая которого в горизонтальном направ­
лении образует силу, подтормаживающую движение судна вперед
(увеличивает сопротивление движению). Во -вторых, в силу равенства
противодействия, свод туннеля оказывает такое же давление на
поток винта, вследствие чего последний по выходе из туннеля, т. е .
после снятия с него указанного давления, образует за кормой волну
и фонтан брызг, так называемый „петух". При прочих равных усло­
виях, волна тем выше и короче, т. е . тем интенсивнее „петух", чем
круче наклон свода по отношению к потоку. От „петуха" непосред­
ственно также происходят потери, так как он характеризует собой
Рис. 5.
затрату энергии на волнообразование, т. е. снижение полезного’
упора движителя.
При проектировании закрытого туннеля очень важно учесть, что
характеристикой отрицательных свойств свеса является не абсолют­
ная величина этого свеса, т. е . не величина разности высот между
наивысшей точкой свода туннеля в плоскости диска винта и точкой
свода на выходе, а отношение этой величины к длине задней, выход­
ной части туннеля или средний угол наклона свода в корму. Чем
меньше этот угол, тем меньше отрицательное действие свеса. Отсюда
следует, что чем менее винт погружен под ватерлинию, тем длиннее
должна быть выходная часть закрытого туннеля.
Как явно неудачную, с этой точки зрения, форму туннеля иллю­
стрирует схема обводов кормы, представленная на рис. 5. Здесь
показан закрытый туннель с днищевым подтеканием на судне с двух­
вальной установкой. Действующая ватерлиния едва покрывает греб­
ной вал, т. е . относительное погружение винта составляет не более-
’
и в то же время плоскость диска винта (наивысшая точка свода
туннеля) расположена очень близко к выходу из туннеля. Поэтому,
гдрСрТУНнеля полУчился очень крутым и вряд ли при этом дости-
ѵиапіГі £>Та ВЬ1Г0'П‘а’ которая ожидалась, как результат значительного
прп
НИЯ диаметРа винта против осадки судна. Кроме этого, и пе-
р няя часть туннеля очень короткая и крутая. Во всяком случае,»
112

отрицательные свойства та­
кого туннеля значительно
'
понижают пропульсивные
I качества судна по сравне-
I нию с теми, которые оно
I имело бы при более длин­
ном и пологом туннеле.
На рис. 6 дана другая
схема туннельных обводов
кормы, которая так же не
может быть признана
вполне удачной. Здесь за­
крытый туннель имеет до­
вольно пологое образова­
ние для бортового подте­
кания в передней части, но
очень короткую заднюю
часть, обусловливающую
крутой свес выхода. Кроме
этого, косое направление
свода от борта к диаме­
тральной плоскости сохра­
няется и в выходной части,
что вносит дополнитель­
ное стеснение в отбрасы­
ваемый винтом поток.
Последнее получилось как
результат стремления со­
хранить единообразное
плавное очертание корпуса
по ватерлиниям, что в дан­
ном случае явно нецелесо­
образно. Кроме этого сле­
довало бы, а возможность
имелась, отнести плос­
кость диска винта в нос
почти на целую шпацию.
К числу неудачных сле­
дует отнести и свес тун­
неля, изображенный на
схеме обводов кормы рис. 7.
Здесь этот свес, хотя и
образован плавными ли­
ниями, выглядит как горб,
т. е . батоксы недостаточно
пологи. Он получился
вследствие того, что проек­
тировщики старались со­
хранить туннель закрытым
при осадке судна порожнем,
которая лежит на уровне
немного выше 9-й ватерли­
нии и, вместе с тем, боялись
опустить транец кормы до
уровня этой осадки, пола-
8 ЦНИИ РФ. Суд. силовые установки
113

Р
и
с
.

гая, что при полной осадке по 12-ю ватерлинию и выше он будет
вызывать дополнительное сопротивление движению. Фактически же
получились совершенно неудовлетворительные обводы. Горб свеса
вызывает интенсивный „петух* и, как следствие, получается недо­
статочная скорость хода, по сравнению с однотипными судами, но
без свесов в туннелях. При нормальной эксплоатационной осадке
судно сидит приблизительно по 11-ю ватерлинию, и существующий
свес туннеля практически излишен. Предложенное впоследствии
изменение теоретического чертежа, схема которого изображена на
рис. 8, следует признать вполне рациональным. Горб свеса срезается,
выход туннеля повышается и отдаляется с 39-го шпангоута почти
на 40-й . Получается плавный и пологий батокс. В пределах измене­
ния эксплоатационной осадки судна закрытие туннеля обеспечивается.
Предложенное изменение совершенно не затрагивает хорошо выпол­
ненной передней подводящей части туннеля, до 37-го шпангоута,
в районе которого установлен гребной винт.
Примером достаточно удачной во всех отношениях формы тун­
неля являются туннели двухвального буксирного парохода, обводы
которого были разработаны в опытовом бассейне ЦАГИ. Теорети­
ческий корпус модели этого парохода представлен на рис. 9, а на
рис. 10—батокс по оси гребного вала, расположение винта и высту­
пающих частей (руль, кронштейн) в туннеле.
Скругление скулы корпуса в корме, хотя это вообще не отно­
сится к форме туннелей, весьма желательно при всех обстоятель­
ствах и особенно для быстроходных водоизмещающих судов, так
как острая скула дает заметное повышение сопротивления движе­
нию. Как правило, проектировщики, руководствуясь технологиче­
скими упрощениями постройки, делают корму туннельного судна
с острой скулой, а потом, когда получают пониженную скорость
хода, ссылаются на общие принципиальные недостатки туннельной
формы обводов. Следует иметь ввиду, что такие ссылки при хоро­
ших туннелях необоснованно порочат идею их применения. Обводы
туннельного судна, как и всякого другого, во всем их комплексе
должны проектироваться хорошими.
При коротких закрытых туннелях их свес заметно влияет на
качество движительной установки, понижая пропульсивный к.п.д.
судна, с одной стороны, а с другой — применение свесов является
необходимостью для сохранения маневренных свойств судна. Эти
•свойства закрытых туннелей несомненно находятся в противоречии
между собой и побуждают изыскивать средства, устраняющие отри­
цательные качества при сохранении положительных.
Как казалось вначале, одним из таких средств могло быть устрой­
ство откидных свесов туннелей — конструкция, подобная изображен­
ной на рис. 11 . Свес выполняется в виде клапана на петлях, под­
держиваемого направляющим стержнем. Этот клапан в его нижнем
положении составляет наклоненное в корму продолжение свода тун­
неля. Над ним устроена специальная шахта, позволяющая подъем
его на достаточный угол, ликвидирующий наклон в корму (свес).
Когда гребной винт работает на передний ход, его поток, давя на
клапан, приподнимает последний и туннель практически становится
открытым, без свеса. При остановке или при работе винта на задний
ход клапан под действием собственного веса опускается в свое
первоначальное положение и туннель становится закрытым. При зад­
нем ходе, кроме веса, его прижимает в этом положении давлением
воды сверху.
8*
115

Р
и
с
.

Р
и
с
.
1
0
.

Казалось, что такое устройство вполне рационально и оно было
осуществлено на нескольких сѵдах, в том числе и на судах, туннели
которых были образованы дополнительной приставной конструкцией
стальных листов — туннельными козырьками. Было даже введено
некоторое усовершенствование по сравнению с рис. 11: чтобы умень­
шить потери энергии потока винта на подъем клапана, последний
был в значительной степени уравновешен соединенным с ним под­
вижным грузом.
Однако, вскоре выяснилось, что как бы плотно ни было перво­
начально сделано подвижное соединение клапанов с туннелями, оно
в относительно короткий срок теряет эту плотность и, вследствие
Рис. 11 .
этого, при заднем ходе туннель не заполняется водой, т. е. все
устройство теряет смысл.
Действительным средством, парализующим отрицательное свой­
ство свеса, является удлинение задней выходной части закрытого
туннеля. Причем, это удлинение следует проектировать имея ввиду,
что вполне удовлетворительные результаты получаются, если сред­
ний угол наклона свода туннеля в корму от плоскости диска винта
составляет величину порядка 3°, а погружение под ватерлинию верх­
ней точки свода на выходе — порядка 100—150 мм. Кроме того,
практикой установлено, что туннели хорошо заполняются водой
в том случае, если зазор между сводом и кромками лопастей винта
составляет величину 20—50 мм, причем меньший размер зазора соот­
ветствует меньшему относительному погружению винта, а больший
зазор — относительному погружению равному единице.
Вопрос о заднем ходе и высоких качествах маневренности стоит
остро, главным образом, в отношении пассажирских судов. Буксиры
и грузовые суда (самоходки), работающие по преимуществу на невы­
соких скоростях движения и маневры которых по времени занимают
пренебрежимо малое место в отношении к общему эксплоатацион-
ному времени, вообще говоря, могут спокойно и надежно работать
и при наличии открытых туннелей, образования которых представ­
ляют значительно меньшие трудности как для проектирования, так
и для технологии постройки. Кроме того, отдельные попытки еще.
118

более упростить туннельную конструкцию, приведшие к полной
замене туннелей туннельными козырьками, показали, что эффектив­
ность гребных винтов и буксировочный или пропульсивный к.п .д .
таких судов практически не понижаются.
Рис. 12.
Целесообразность применения туннельных козырьков вместо тун­
нелей на буксирах и баржах была также подтверждена многочис­
ленными испытаниями моделей в опытовых бассейнах. На рис. 12
Рис. 13.
представлен фотоснимок двух моделей буксиров, оборудованных
туннельными козырьками для гребных винтов. Испытания этих моде­
лей (двух- и трехвальная установки, при нормальных образованиях
формы судовой поверхности) показывают, что данные буксиры имеют
вполне удовлетворительные буксировочные качества, почти не усту­
пающие качествам буксиров с нормально, полностью погруженными
винтами того же диаметра без дополнительных прикрывающих
устройств, т. е. на значительно большей осадке.
119

Рис. 12 дает наглядное представление о том, насколько для
мелкосидящих судов форма судовой поверхности в корме получается
проще для движительной установки с козырьками, чем для той же
движительной установки, но в туннелях.
В настоящее время, как правило, туннельные козырьки проекти­
руются и выполняются открытыми, т. е. с горизонтальным выходом
и представляют собой простые стальные желоба, опрокинутые над
гребными винтами и несколько расширяющиеся вперед, к месту при*
тыкания к корпусу.
Рис. 13 представляет собой фотоснимок кормы мелкосидящего
Рис. 14.
буксира, оборудованного козырьками. Снимок сделан на слипе. На
рис. 14 представлена конструктивная схема и обводы туннельного
козырька, установленного на одновальной самоходной барже. Эти
рисунки дают понятие о практической конструкции козырьков
и, вместе с тем, наглядно показывают как в действительности она
проста и примитивно выполняется.
Характеристика взаимодействия гребного винта в туннеле
с корпусом судна
Отличительным условием для работы винта за корпусом судна
по сравнению с винтом в свободной воде, как известно, является
наличие неравномерного попутного потока, с одной стороны и силы
взаимодействия винта с корпусом, — с другой.
становлено, что величины коэфициентов засасы’вания винта
и редяего значения попутного потока зависят от водоизмещения
и коэфициента полноты водоизмещения судна, от формы образова­
ния кормы, а также от расположения винта относительно корпуса.
120

При этом, чем плотнее к корпусу или ахтерштевню расположен
винт, тем, при прочих равных условиях, выше значения этих коэ­
фициентов. Кроме того, коэфициент засасывания зависит, и в зна­
чительно большей степени, от режима работы винта, определяемого
его поступью. Если при нулевой поступи коэфициент засасывания
винта является обычно малой дробной величиной, то при поступи
нулевой полезной тяги винта он становится равным единице, а при
поступи нулевого упора возрастает до бесконечности.
Что же касается закономерности изменения коэфициента засасы­
вания в промежутках между этими значениями, то она впервые
была установлена экспериментальным путем и выражается следую­
щей простой зависимостью:
»
где t — коэфициент засасывания винта при любом режиме его работы,
^ — коэфициент засасывания при поступи
=
—
скольжение винта относительно поступи нулевого упора
Тогда же было установлено, что для обычных случаев вполне
погруженных винтов за корпусом судна величину коэфициента заса­
сывания при Х^ = 0, с практически достаточным приближением можно
считать равной половине коэфициента попутного потока, т. е. tQ =
= 0,5w, хотя вообще говоря, коэфициент пропорциональности между
/0 и w зависит в некоторой степени и от формы кормовых шпанго­
утов и от относительной шероховатости лопастей винта. Для грубо
шероховатых винтов он повышается до 0,6, тогда как для полиро­
ванных — понижается до 0,4.
В отношении же коэфициента попутного потока было найдено,
что наиболее близкие к действительным значения его (а соответ­
ственно и значения /0) получаются, если их определять по формуле
w - 0,165?/]/ LL,
в которой В —коэфициент полноты водоизмещения судна,
х—показатель степени, равный 1 для винта, установлен­
ного в диаметральной плоскости, и равный 2 для бор­
товых винтов, если судно имеет двух- или трехваль­
ную установку,
V— объемное водоизмещение судна в м3,
D — диаметр винта в метрах .
При работе туннельных винтов, независимо от величины их
погружения (до некоторого практического предела) туннели целиком
заполняются водой, поднимающейся выше ватерлинии, и, таким обра­
зом, казалось бы создаются условия, отличные от условий работы
винта без туннеля. Это дает некоторое основание предполагать, что
характер попутного потока и силы взаимодействия винта с корпу­
сом (силы засасывания) должен отличаться от того, который имеет
место у вполне погруженного винта за корпусом без туннеля. Такое
предположение кажется особенно убедительным по отношению
к силе засасывания, так как в дополнение к силе ичистого* взаимо­
действия должна возникнуть сила, характеризующая затрату энер-
121

гни на подъем воды в туннеле выше ватерлинии. Однако, экспери­
ментальные данные не подтверждают этого. Наоборот, имеющийся
экспериментальный материал показывает, что характеристики взаимо­
действия для винтов туннельных судов можно и следует определять
теми же методами, которые применяются для винтов бестуннельных
судов.
Этим материалом подтверждается как зависимость коэфициента
засасывания от скольжения относительно шага или поступи нулевого
упора винта, так и приемлемость для целей практического расчета
приведенных формул определяющих абсолютные значения коэфициен­
тов попутного потока и засасывания, если при этом в формуле для
коэфициента попутного потока внести небольшие изменения, именно:
под знаком корня квадратного брать отношение корня кубичного
из объемного водоизмещения не к диаметру винта, а к осадке винта
или к осадке судна кормой (поскольку эти величины близки друг
к другу), т. е . считать;
*___
w --= 0,165 8Л|/Г.
'
*к
Вводим при расчетах гребных винтов для судов по материалу
испытаний моделей винтов в свободной воде, поправочные коэ-
фициенты, отражающие влияние, оказываемое корпусом судна на
величины упора и вращающего момента винта, соответственно
іі и і2 для не вполне погруженных туннельных винтов, следует
также сохранить и понимать под этими поправками совокупное
влияние корпуса судна (скос и неравномерность потока воды
натекающего на винт) и волнообразования, производимого винтом.
Заметного влияния числа оборотов винта, работающего в туннеле
или туннельном козырьке, на его характеристики эксперименты не
обнаруживают ни на моделях, ни в натуре. Это обстоятельство резко
отличает характеристику действия прикрытого туннелем винта от
характеристики неприкрытого винта на поверхности воды. Падение
кривых коэфициентов упора и момента, при повышении числа обо­
ротов, с резким перегибом, характеризующим явление подобное
ковитации, здесь отсутствует.
В подтверждение сказанного приведем результаты анализа наи­
более характерного экспериментального материала.
Справедливость зависимости коэфициента засасывания от сколь­
жения относительно шага нулевого упора, выраженной формулой
очень хорошо иллюстрируется материалом испытаний модели
туннельного двухвинтового буксирного парохода, проделанных в бас­
сейне ЦАГИ.
Обводы этого судна представлены на рис. 9 и 10.
На рис. 15 даны в систематическом виде результаты испытаний
винта модели как в свободной воде, так и за корпусом модели.
десь, в функции поступи винта нанесены кривые коэфициентов
упора и момента, коэфициента полезной тяги винта за корпусом,
к", п.д. винта и пропульсивного к. п.д . модели . Все эти коэфициенты
позволяют выявить значения коэфициента засасывания и коэфициен­
тов влияния корпуса, которые здесь же нанесены в виде соответ­
ствующих кривых.
Заметим,^что диаметр винта равнялся D = 0,17 м, шаговое отно­
шение его ~ = 0,9, дисковое отношение 6 = 0,56 и относительное
122

погружение ~
-0,925. Испытания винта произведены при четырех
постоянных числах оборотов: п = 9, 10, 11 и 12 об/сек.
Если согласно рис. 15 взять значения коэфициентов полезной
тяги и упора винта за корпусом для ряда значений поступи и под­
считать коэфициент засасывания в соответствии с его основным
определением, как г=1 — — и рядом с ним вычислить значения
=
взяв из эксперимента только лишь значения /0—0,11 и — 0,95,
то получим для сравнения табл. 1.
Таблица 1
к00,1
0,2
1 0,3
0.4
0,5
0,6
і
0,7
0,8
0,845
Л1
0,110
0
0,122
0,105
0,140
0,211
0,164
0,316
0,194
0,422
0,230
0,527
0,300
0,632
0,418
0,737
0,693
0,842
1,000
0,890
1-к
1,000
0,110
0,895 0,789 0,684 0,578 0,473 0,368 0,263 0,158 0,110
X,
S1
0,123 0,140 0,161 0,190 0,232
1
0,298 0,417 0,695 1,000
1
1
Из табл. 1 видно, что значения t в обеих строках при одинако­
вых значениях поступи винта Хе, практически совпадают, т. е .
123

обнаруживается совершенная идентичность зависимостей t—1
_
иt—
Далее, по измерениям попутного потока за моделью установлено
среднее значение коэфициента попутного потока равное w== 0,175.
Вычисляя коэфициент попутного потока по приведенной выше
измененной формуле, мы получаем подтверждение этой цифры:
OJ65^]/£L = O,165-O,72-|/K^7±. 0,172.
К
Считая значение w = 0,175 достоверным, выясняем, что коэфи­
циент пропорциональности между w и tQ равняется
Так как модель винта имела небольшие размеры и поверхность ее
лопастей не была полированной, то можно предполагать, что отно­
сительная шероховатость была значительной и полученная цифра,
таким образом, согласуется с имеющимися, известными данными.
Поступь нулевого упора, равная шаговому отношению нулевого
упора, в данном случае определяется по формуле
“D
~
D'b+b
с такой же точностью как и по испытаниям. Действительно, если
винт согласно предыдущему имеет повышенную шероховатость, то
коэфициент Ь, характеризующий степень относительной шерохова­
тости поверхности лопастей, следует принять равным 6 = 0,5, тогда
'•■-о .9 + 0Т5?те-°*2.
а испытаниями фиксируется цифра Х1 = 0,95.
Таким образом, можно видеть, что по всем основным характери­
стикам— попутный поток, засасывание и динамический шаг —изве­
стная и применяемая методика расчета подтверждается и для тун­
нельного винта.
Вычисленные по данным испытаний ЦАГИ значения коэфициен­
тов влияния корпуса или, называя точнее — коэфициентов несоот­
ветствия между характеристиками винта в свободной воде и за
корпусом — нанесены на рис. 15. Рассматривая эти данные, можно
обратить внимание на то, что значения коэфициентов очень мало
отличаются от тех, которые в настоящее время рекомендуются для
расчетов судовых винтов без туннелей, Так, если для коэфициента іг
даются, в среднем, значения около
= 0,95. а для коэфициента
*г=1Д то здесь имеется понижение соответственно до і\ = 0,93
и і2 = 0,96. В этом, повидимому, сказывается влияние свободной
поверхности воды. Затем, можно обратить внимание на то, что эти
коэфициенты с ростом поступи от нуля до = 0,5 остаются постоян­
ными, при значениях же выше 0,5 — возрастают и при поступи
нулевого упора становятся равными единице (іх = Z2 = 1 >0).
Но натурным испытаниям столь же полного и исчерпывающего
материала получить не удалось, так как имеется естественное огра­
ничение возможностей натурного эксперимента. Однако и этот мате­
124

риал дает достаточное подтверждение применяемости существую­
щих приемов расчета характеристик взаимодействия.
При выполнении настоящей работы были поставлены испытания
в натурных условиях двух одновальных самоходных барж, винты
которых работают в туннельных козырьках.
Туннельные козырьки испытанных судов имеют форму образова­
ния и конструкцию такого типа, как представленные на рис. 14 .
В конструктивном же сочетании с корпусом и рулевым устройством
имеется некоторая разница против показанного на чертеже. Испы­
танные суда имеют не один, а два балансирные руля, подвешенные
по бокам от козырька, позади него. В связи с этим надобность
в рудерпосте отпадает и он удален. На рис. 14 места среза рудер­
поста показаны линиями АА и ВВ, Лыжа под винтом, являющаяся
продолжением килевой планки и служившая связью рамы ахтер­
штевня, сохранена и представляет собой защиту для винта от поло­
мок при возможном соприкосновении с грунтом.
Основные элементы судов и размеры гребных винтов приведены
в табл. 2.
•
Таблица 2
Наименование
Обозна­
чения
Размер­
ное іь
Первая
баржа
Вторая
баржа
Корпус:
длина...
•
....................
L
м
55,0
52.4
ширина............... •
....
В
9
7,6
5,24
осадка кормой при испытании . .
тк
1,07
1,20
водоизмещение ,
•
V
м3
270
263
Винт:
диаметр ..........................
число лопастей .................
D
м
1,2
3
/л Г*
1.12
3
0,7
шаговое отношение.............
H/D
—
0,6
'
дисковое отношение ...
•
.
.
.
6
—
0,Ь1
0,595
относительное погружение ....
Te/D
0,81
1,00
Первая баржа была испытана только на швартовых и без изме­
рения мощности, а вторая на швартовых и на свободном ходу. Вслед­
ствие этого, для анализа, как достоверные данные, могли быть при­
няты только коэфициент Ке винта первой баржи на швартовых,
такой же коэфициент для винта второй баржи и коэфициент л2 Для
винта второй баржи по швартовым и ходовым испытаниям. Во всех
случаях число оборотов винта менялось от минимального до макси­
мального, по условиям двигателей.
Для выявления характеристики взаимодействия, в качестве харак­
теристик действия винтов в свободной воде была принята диаграмма V
из атласа Папмеля. Эта диаграмма относится к действию трехлопа­
стных винтов с сегментным профилем сечения лопастей и дисковым
отношением 0 = 0,55, т. е . по параметрам очень близко подходит
к винтам испытанных судов.
Так как были получены только значения коэфициентов Ке и К2
по поступи винта то анализ таких данных может выявить лишь
коэфициенты і\ и" z2, при условии справедливости предыдущих
соображений относительно расчета коэфициентов попутного потока
и засасывания по существующим методам. Но, вместе с тем, можно
125

□читать, что если значения Zj и і2 ПРИ этом будут лежать в допу­
стимых пределах отклонения от установленных ранее, а также реко­
мендуемых в настоящее время, то это будет являться подтвержде­
нием правильности расчетов коэфициентов w и t и динамического
шага винта.
Идя таким путем и сравнивая экспериментальные значения
и /С» с соответствующими значениями, определенными по диаграмме,
необходимо будет воспользоваться следующими двумя равенствами
для определения Zx и Z2:
h=
в которых
и К2 — экспериментальные значения коэфициентов полезной тяги
и вращающего момента винта;
Л'і и — значения коэфициентов упора и момента, снятые с диа-
*
граммы V, при значении соответствующем испытан-
~
/71
Я.
ному винту. Это значение определяется как р = ■
,
0,055
I
t — коэфициент засасывания. Поскольку в отношении Ке
имеются экспериментальные данные только для швартовых,
то t = tQ, a Zo=zO,5w. Значение же коэфициента попутного
потока определяется формулой
w = 0,1658;
поправочный коэфициент по дисковому отношению вин­
тов к диаграмме V, равный £==j/^—, где 0 — дисковое
отношение испытанного винта.
Все вспомогательные величины, необходимые для использования
этих равенств, для обоих судов вычислены и приведены в табл. 3.
Таблица 3
Обозначения
Первая баржа
Вторая баржа
w
0,344
0.33
0,172
0,165
$
0,965
0,972
0,66
0,76
Табл. 4 дает значения Z, для винта первой баржи, а табл. 5 — зна­
чения ij и і2 для винта второй баржи.
Напомним, что относительное погружение винта первой баржи
составляет величину р=0,81, а винта второй баржи “ = 1,0.
Для коэфициента ilt как можно видеть, предыдущие цифры здесь
подтверждаются вполне. Для коэфициента же /2 имеется значитель­
ное расхождение с данными по испытаниям ЦАГИ. Действительно,
126

Таблица 4
1
По испытаниям
По диаграмме
И
1
Расчет
1
п об/мин.
кс
л;
(\) при
H./D = 0,66
к
Г
0
280
325
465
0,019
0.016
0,011
0,196
0,201
0,197
0,243
0,245
0,248
0,209
0,211
0,213
0,938
0,930
0,920
Таблица 5
По испытаниям
По диаграмме
Расчет
п
об/мин.
Ке
К2
#1 (AJ при
Hi/D = 0,76
k2 (Ке) при
HJD = 0,76
К2
е
А
І*2
195
0
0,241 0,0456
0,301
0,0352
0,259
0,0362 0,932 1,260
240
0
0,237 0,0455
0,301
0,0352
0,259
0,0362 0,917 1,260
300
0
0,237 0,0405
0,301
0,0352
0,259
0,0362 0,917 1,120
360
0
0,237 0,0367
0,301
0,0352
0,259 0,0362 0,917 1,013
265
0,352
0,0280
—
0,0211
0,0217 —
1,290
310
0,362
——
0,0248
—
0,0208
-
1 0,0214 —
1,160
360
0,358
--
0,0251
-
-
0,0210
0,0216 —
1,160
380
0,348
—
0,0260
—
0,0213
—
1
0,0219
1,180
если там значения і2 были в пределах от 0,9(7 до 0,99 (при свобод­
ном ходе судна), то здесь они повышаются до 1,01 — 1,29, причем
наиболее вероятными значениями являются 1J6 как для швар­
товых, так и для ходовых испытаний.
Значит ли это, что подвергается сомнению способ определения
коэфициентов попутного потока и засасывания. Судя по тому, что
по полезной тяге расхождений нет, утверждать этого нельзя. При­
чина, очевидно, заключается в том, что расположение винтов по
отношению к корпусу в обоих случаях весьма различно. На двух­
вальном буксире непосредственно перед винтом имеется только
хорошо обтекаемый кронштейн гребного вала, тогда как на само­
ходке винт расположен непосредственно позади ахтерштевня, замы­
кающего обводы всего корпуса судна. Представляется вполне вероят­
ным, что наличие ахтерштевня повышает величину вращающего
момента без какого-либо влияния на полезную тягу винта.
Таким образом, по результатам анализа экспериментального мате­
риала можно сделать заключение, что методика определения харак­
теристики взаимодействия туннельных винтов с корпусом может
быть сохранена в том виде, в каком она ранее была дана для
обычных случаев установки винтов на бестуннельных судах.
Существенным изменением, которое следует учитывать при проек­
тировании туннельного винта, является изменение в определении
127

величины коэфициента попутного потока. Его следует считать по
формуле:
___
w = 0,1658'
*
1к
Необходимо также учесть изменения в численных значениях
коэфициентов несоответствия и принимать их равными:
—
0,93
и іо = 0,96 для бортовых винтов или для винта в диаметральной
плоскости на туннельном судне, не имеющем ахтерштевня, и іх = 0,93
и и — 1,15 в случае установки винта позади ахтерштевня.
В остальном расчет винта может быть рекомендован по мето­
дике, которая в настоящее время широко известна и столь же
широко применяется.
Примеры расчета элементов и действия гребного винта
в туннеле или туннельном козырьке
Для придания законченности настоящей работе, иллюстрируем
ее примерами применения рекомендованной методики расчета греб­
ных винтов, с учетом полученных выше результатов.
Рассмотрим следующий случай.
Проектируется сухогрузное самоходное винтовое судно макси­
мальной грузоподъемностью 800 т. Основные элементы этого судна
следующие:
Длина между перпендикулярами...............
£=60,0м
Ширина на миделе .......................... В= 7,5 м
Высота борта на миделе*...................... Н — 3,2 м
Осадка в полном грузу (при посадке на ровный
киль).........................................
7=2,6м
Водоизмещение................................ у =1000 м3
Коэфициент полноты водоизмещения......... о — 0,86 м
Для того, чтобы судно при полной загрузке имело заданную
скорость хода порядка 16 км/час, приближенно определено, что
мощность главных машин должна быть порядка 450 л.с . На осно­
вании этого решено установить три легких двигателя с реверс-
редукторами, со следующими параметрами:
Выходная мощность на валу реверс-редуктора
.
.
Np = 150 л.с.
Число оборотов вала двигателя............... . . п = 1500 об/мин.
Передаточное число редуктора............. ..
Z=4
Соответственно с этим, движительная установка принимается
трехвальной.
При наличии такой механической силовой установки, судно с запа­
сами топлива и смазки, без груза, имеет осадку кормой равную
Л — О’?0 м и носом 7^ = 0,35 и коэфициент полноты водоизмещения
6 = 0,83 при водоизмещении V =200 м3.
Обводы кормы проектируются ложкообразными.
Сопротивление движению определено расчетом, для осадок в пол­
ном грузу и порожнем и задается в виде следующих величин,
в функции от скорости хода:
Скорость хода, м/сек .........
4
5
6
7
Сопротивление кг I в ГРУ3У.........
2330
4100
6780
Р пиление, кг | порожнем ,
.
_
1225
1960 2940
4230
Условия эксплоатации, для которых предназначается судно, имеют
существенную особенность, заключающуюся в том, что оно должно
128

совершать срочные рейсы с полным грузом только в одном направ­
лении. В обратном же направлении могут быть лишь случайные
грузы. Таким образом, в обратном направлении судно будет ходить
преимущественно порожнем или с неполной нагрузкой. Поэтому
весьма важно, чтобы гребные винты работали по возможности с оди­
наковой эффективностью как при полной грузовой осадке, так и при
всякой другой, включая и порожнюю, давая соответственно умень­
шению осадки повышение скорости хода. Для этого, очевидно,
Рис. 16.
нужно подобрать такие винты, параметры которых были бы близ­
кими к оптимальным на обеих крайних осадках. Следовательно,
нужно определить эти оптимальные винты и на основе компромисса
выбрать такие элементы винтов, при которых поставленная задача
получает решение. При этом, для обеспечения хорошего хода на
порожней осадке, очевидно, для винтов потребуется применение
туннельных козырьков.
Имея ввиду, что методика расчета оптимальных винтов для работы
за корпусом судна наилучшим образом разработана применительно
к расчетной диаграмме вида К\ (X,)1, во всех последующих расчетах
при определении оптимальных винтов мы будем пользоваться именно
такой диаграммой. Для этой цели на рис. 16 приводится левая часть
1 См например Лаврентьев. Повышение пропульсивных качеств винтовых
судов. Труды ЦНИИВТа, вып. 172. Гостранстехиздат. Л. 1938. Стр . 34-35 и др.
9 ЦНИИРФ. Суд. силовые установки
129

диаграммы V из атласа Папмеля. Для других случаев расчета отдельно
на рис. 17 приводится правая часть той же диаграммы К2(М-
Будем, как принято в таких случаях, считать, что диаграмма
построена не по упору винта, а по его полезной тяге, т. е.
Рис. 17 .
вместо
принимать Ке, а коэфициенты для определения опти­
мальных элементов винта считать в виде:
в случае, если заданы обороты винта и подлежит определению опти"
мальный диаметр его и
Kd=veD
,
в случае, если задан диаметр и подлежит определению оптимальное
число оборотов винта.
Будем также считать, что на диаграмме даны значения шагового
отношения нулевой полезной
чения D
тяги, т. е . принимать вместо зна -
прц»лК/аК Диаграмма относится к действию винтов вполне опреде-
го дискового отношения, с определенным • числом лопастей
130

(в данном^ случае Ѳ = 0,55 и 2 = 3) и не учитывает влияния корпуса
на их действие, то для расчетов по ней необходимо в заданную
величину полезной тяги, а также в величину потребляемой винтом
мощности вращения, вводить поправочные коэфициенты, считая соот­
ветственно:
р,
причем, Ре и Np — величины, характеризующие действие винта в на­
турных условиях на судне, а Ре и N — принимаемые для расчетов
по диаграмме.
Рассмотрим вначале условия порожнего хода нашего судна, пред­
полагая, что винты будут работать в туннельных козырьках.
Вычислим коэфициент попутного потока при заданных величинах
коэфициента полноты водоизмещения, осадки и водоизмещения:
8=0,83, Тк =0,75м, V=200м8;
для среднего винта:
w = 0,165 8|/~
= 0,382 ;
для бортовых винтов:
w = 0,1658’ 1/ LL = 0,317;
Vг,
для расчета оптимального винта в первом приближении пренебре­
жем разницей в условиях попутного потока среднего и бортовых
винтов и примем коэфициент попутного потока одинаковым для всех
трех винтов, равным среднему значению из вычисленных выше.
Таким образом, w = 0,35 и 1—^ = 0,65.
Коэфициент засасывания винтов при нулевой поступи принимаем
также одинаковым для всех и равным:
t0 =0,5■о, = 0,175.
В соответствии с этим, далее, мы должны предположить, что
и полезная тяга всеми винтами будет создаваться в одинаковой
мере и на один винт считать ее равной:
ре= -JWкг,
причем W—сопротивление судна.
Для первого приближения будем считать, что дисковое отно­
шение и число лопастей винта, отмеченные на диаграмме (0=0,55
и 2 = 3), нас удовлетворяют и поэтому поправочный коэфициент
е=і,о.
Тогда расчетное значение полезной тяги одного винта будет
выражаться следующим образом:
Принимая ^ = 0,93, получаем: Р^ = 0,3581Г, где значение UT—по
заданной кривой сопротивления.
Так как мы имеем заданным число оборотов гребного вала, то
для расчетов необходимо воспользоваться коэфициентом Кп'. Но, так
как при этом неизвестна определенная пара соответствующих друг
9*
ізі

другу значений ѵе и РеУ при которых винтом используется заданная
величина мощности (Np = 150 л.с.), то задачу приходится решать
путем интерполяции, вычисляя ряд значений К/ при нескольких
соответственных парах значений ѵе и Ре.
Этот расчет укладываем в следующую схему: для ряда значений
скорости хода судна подсчитываем зависимость Ре(ѵе), имея в виду,
что Ре=0,358Wya
затем вычисляем коэфициент К/ и снимаем
с расчетной диаграммы (по оптимальной кривой Кп) соответствующие
н
ряды значений X и
.
После этого, вычисляем шаговое отноше-
Рис. 18.
ние нулевого упора и при данных значениях и с диаграммы
снимаем коэфициент полезного действия винта т^р. Далее вычисляем
коэфициент засасывания винта t, пропульсивный к.п .д . 7), потреб­
ную мощность вращения винта Npy его упор Р и оптимальный
диаметр D. Затем строим график, на котором в функции скорости хода
наносим кривые изменения потребляемой винтом мощности, разви­
ваемого упора, оптимального диаметра и шагового отношения винта.
На этом графике, при заданной мощности (Np = 150 л.с .), определяется
достижимая скорость хода судна, апо последней — размер диаметра
и шагового отношения и величина развиваемого винтом упора.
Таким образом, при заданных: 1) кривой сопротивления корпуса
по скорости, 2) мощности на гребном валу Np= 150 л.с . и 3) оборо­
тах гребного вала л= = 6,25 об/сек. производим расчет опти­
мального винта и достижимой скорости хода судна. Расчет сведен
в табл. 6 . На рис . 18 изображены графически по табл. 6 строки 12,
13 и 14 в виде кривых /Ѵр(т>), P(v), D(y) и (ѵ).
На этом графике при Np = 150 л.с. скорость хода определяется
равной т/=5,99 м/сек., а при этой скорости упор винта Р~ 1480 кг,
диаметр /J= 1,095 м и шаговое отношение нулевого упора = 1,17.
132

к
<v
О
сх
Е
О
е(О
0>
£
Н
2
2“=^
Ох»
_
ю
9Sн
ОоО
®ОII
-
сх II
о-о^
***§
ОQw43
<иJ3;S I
ч» ч>
г> |^
9II
Q
£"
F
Q
X
X
ЕГ
X
ЧО)m
О)
х
Xга
х
оX
<D
S
X
со
Г
га►•
X
X
и
о
оXЧЭ
01
о.L.
о.
*-
Z
га
X
«ч
«
3
X
чга
SX»~
с
о
-г
с
133

Таким образом, в результате расчетов в первом приближе­
нии, для судна при осадке без груза, все нужные величины опреде­
лились.
Отметим, что получающееся соотношение осадки винта (которую
можно принять равной осадке судна кормой) с его диаметром -р- =
=
= 0,68 является приемлемым, и устройство туннельных козырь­
ков при данной осадке обеспечивает нормальную работу винтов
такого диаметра.
Дальнейшее уточнение элементов винта и его показателей для
порожнего хода в этой стадии расчета делать нецелесообразно, так
как, очевидно, придется их изменять, приспосабливаясь и к ходу
судна в грузу.
Примем, как ранее, что на один винт приходится преодоление
одной трети сопротивления корпуса и что все винты находятся
в одинаковых условиях попутного потока и засасывания.
Величину коэфициента попутного потока примем как среднюю
между значениями для среднего и бортовых винтов, а диаметр вин­
тов, при этом, примем равным определившемуся для порожнего
хода; очевидно, что в действительности он будет отличаться от
последнего очень мало.
Таким образом, вычисляя коэфициент попутного потока для сред­
него винта, найдем:
■а» = 0,1658
ІУ. =0,165 • 0,86
/2922 = 0,428.
для бортовых винтов
w = 0,165 • 0,8621/ *0292 = 0,368.
Принимаем для расчета среднее значение из этих:
w=0,398и1—w=0,602.
Коэфициент засасывания при нулевой поступи винта принимается
равным:
tQ = 0,199.
Так как выше было установлено, что наличие туннельных козырь­
ков для винтов на данном судне необходимо, то поправочные коэфи­
циенты на влияние корпуса следует принять и в этом расчете, как
для туннельных винтов, именно:
=0,93 и /2=0,96.
Расчет, согласно предыдущему, сводим в табл. 7.
Результаты расчета представлены графически на рис. 19. По этому
графику можно определить, что достижимая скорость хода судна
в грузу, при Д^=150л.с . на один винт, равняется ѵ~ 4,6 м/сек.,
развиваемый винтом упор Р = 1630 кг, оптимальный диаметр и ша­
говое отношение винта, соответственно, D = 1,135 м и ~~ =0,995.
В табл. 8 приводится сопоставление оптимальных элементов вин­
тов Для хода судна порожнем и в грузу.
На основе этого сопоставления, совершенно определенно можно
заключить, что достаточно хорошими элементами винтов для хода
134

Таблица 7
Таблица 8
No
п.п.
Обозна­
чения
Метод определения
Размер­
ность
Расчетные зна-
I
чения
1
1
V
задаемся
м/сек.
4
5
61
2
Г
снять с кривой сопротивления при
кг
2330 4100 6780 1
3
Ѵ'
заданной скорости хода
ѵ(I—w)=0,602ѵ
м/сек
2,41
3,01 3,62 1
4
Pt
«7 = 0,358 117
3q
кг
832 1470 2430 1
5
К'п
>
<
2
а
|
•
—
0,570 0,616 0,655 1
6
і 4 снять с диаграммы К\
) при дан-
—
0,370 0,402 0,430 1
7
He]D
ных значениях Кп на линии опти-
мумов
Снять с диаграммы Яі (Ае ) при
—
0,785 0,810 0,835 !
8 Ht/D=^
данных значениях К'р на линии
оптимумов
_
.,25
1-4
“
D
—
0,970 1,010 1,044
9
Чр
Снять с диаграммы К\ (Ке ) при за-
—
0,412 0,435 0,450
10
іи
12
13
14
1
t
*1
"р
р
D
данных значениях \е и H\/D
t9
1—
/Aj
4r1-*
1—W
W
<і
ѵ
75т)
6
1—/
ѵе
Леп
л. с.
кг
м
1
0,322 0,330 0,338
0,450 0,468 0,480
92
195 376
1140 2040 3400
1,04 1,20
1,35
Величины ______
Наименование элементов
Обозначе­
ние
порожнем в грузу
Шаговое отношение . .
Упор...................
Скорость хода судна . .
D,м
Hi/D
Р, кг
и, м/сек.
1,095
1,17
1480
5,99
1
1,135
0,995
1630
4,60
1
135

судна в любом случае его загрузки, при использовании мощности
машин близкой к заданной, будут Z) = l,12 м, ~-=1,08.
Приняв такими диаметр и шаг, одинаковыми для всех трех вин­
тов, расчетами во втором приближении мы должны уточнить вели­
чину достижимой скорости хода судна в обоих крайних случаях его
осадки, а также разницу в степени нагрузки или степень использо-
Рис. 19.
вания мощности машин на
бортовых и среднем вин­
тах. Одновременно с этим
необходимо определить до­
статочную величину диско­
вого отношения и рацио­
нальное число лопастей
винта.
Начнем с последнего.
По имеющимся данным,
если для винта величина
коэфициента Д’/ меньше
единицы, то за рациональ­
ное число лопастей должно
быть принято не менее
z=4.
Потабл.6и7можно
определить, что в нашем
случае этот коэфициент
равняется величине по­
рядка ^'=0,87 для усло­
вий порожнего хода и
Д/=0,60 для условий
хода судна в полном грузу.
Поэтому принимаем: z = 4.
Дисковое отношение
винта определим по тем же
данным. Ориентируясь на
то, что винты будут изго­
товлены стальными (от­
ливка), наибольшая и до­
статочная величина диско­
вого отношения в нашем
случае получается по
третьей формуле Папмеля, из условия отсутствия кавитации на
винте:
0= —f___ .
5000 •
4
опР^лелили, что упор винта не будет превышать величину
іьзо кг. Вставляя это значение в формулу, найдем:
6 =____ ?63О________
1250*3,14*1,12- —
Округляем эту величину до
Ѳ=0,35
и принимаем ее для наших винтов в последующих расчетах.
136

Таким образом, мы имеем винт с окончательно определившимися
элементами:
£>=1,12 м, ^- = 1,08, 2 =4, Ѳ =0,35.
Действие этого винта в различных условиях расположения относи­
тельно корпуса судна (бортовой или средний) нам надлежит рассмо­
треть при двух различных осадках судна, имея заданными главные
машины и их внешние характеристики.
Для того чтобы воспользоваться расчетной диаграммой действия
винтов, нужно, прежде всего, подсчитать поправочный переходный
к диаграмме коэфициент, учитывающий несоответствие числа лопа­
стей и дискового отноше­
ния проектируемого винта
с значениями этих величин,
указанных на диаграмме.
Как известно, этот коэфи­
циент подсчитывается в
следующем виде:
>
і3/3^55 1
^Ида = 1>06-
Для расчетов восполь­
зуемся диаграммой вида
представленной на
рис. 17.
Значения /С2, нанесен­
ные на диаграмме, будем
считать связанными со зна­
Рис. 20.
1,06
0,96
чениями К2і подсчитанными
по машине, соотношением.
іо
ЛГ2—1,1/<2
или
Ко = 0,905/С
Так как винты с заданными элементами, в зависимости от дости­
жимой скорости хода судна и величины попутного потока, будут
развивать большее или меньшее число оборотов и, соответственно,
потреблять большую или меньшую мощность, то для определения
их действия на судне необходимо знание зависимости мощности
машин от числа оборотов. Для нашего случая, очевидно, будет
достаточным знание изменения мощности по оборотам в пределах
zt Ю°/о от нормальной. Будем считать, что в этих пределах с доста­
точной точностью мощность пропорциональна оборотам вала машины
и подсчитаем коэфициент /<2 при заданном диаметре винта, как функ­
цию числа оборотов винта. Такой расчет произведен в табл. 9, а ре­
зультаты его представлены графически в виде Кі(п) на рис. 20.
В табл. 10 выписаны определенные ранее коэфициенты взаимо­
действия винта и корпуса судна для случаев бортовой установки
винта и установки его в диаметральной плоскости, при обоих край­
них осадках судна.
Сделав такую подготовку, приступаем к основному расчету, кото­
рый сводим в табл. 11. Здесь мы прежде всего выписываем ряд зна­
чений поступи винта, причем границы этого ряда определяем дмапа-
137

Таблица 9
Внешняя характеристика машины
1
1
I и1 об/мин. (на валу машины)
1 400
1 1500
1600
1 650
I ‘ Np л. с, выходная мощность
1
140
1
150
1600
165
1
п
1 п~”4 60 °б/сек*(на гребном валу)
5,83
6,25
6,67
6,89
1л3
199
245
298
325
=0,0665 А-
1
рл3D5
л3
1 D = l,12 м £5=1,765
0,0467
0,0407
0.0357
0,0337
Таблица 10
Коэфициенты взаимодействия винта и корпуса
1
Осадка
порожнем
в полном грузу
Коэфициенты
для средне­
го винта
для бортового
винта
для средне­
го винта
для бортового
винта
Попутного потока w
Засасывания при нуле*
0,382
0,317
0,428
0,368
вой поступи і0
0,191
0,159
0,214
0,184
зоном изменения возможной величины поступи. По табл . 7 можно
видеть, что поступь винта при работе судна на грузовой осадке
будет не менее, чем Хе=0,35, а по табл. 6 при работе на порожней
осадке, не более, чем Хе = 0,60.
Соответственно этому ряду значений \еі с рис. 17 снимаем, при
заданной величине шагового отношения = 1,08, ряды значений К2
и к.п .д . винта т^. Затем, пересчитываем К2 на и по последним зна­
чениям на рис. 20 определяем и снимаем в таблицу значения соответ­
ствующих чисел оборотов винта п. После этого подсчитываем потреб­
ляемую винтом мощность Np и скорость поступательного перемеще­
ния винта ѵеі получая, таким образом, функциональную зависимость
от ѵе для винта. Далее, для каждого случая осадки судна и рас­
положения винта относительно корпуса в пределах ожидаемой ско­
рости хода (согласно расчетам первого приближения), вычисляем
зависимость полезной тяги винта Ре от скорости хода судна ‘У, опре­
деляя эти величины с учетом индивидуальных условий для винтов,
в отношении попутного потока и засасывания, которые принимаем
согласно табл. 10.
Проделав эти вычисления, мы имеем возможность представить
графически полезную тягу каждого винта (бортовых и среднего) для
обеих осадок в функции скорости хода судна и, затем, при одина­
ковой скорости просуммировать ее для условий судна (тяга двух
бортовых винтов тяга среднего винта) на каждой из осадок.
138

Таблица IT
Hi/D=Aj=1,08
\е — задаемся ................ 0,35
0,40
0,45
0,50
Ѵл'3 = / (X,) при //і/О = 1,08
с расчетной диаграммы . . 0,222
0,216
0,210
0,203
к2...
..................
0,0492
0,0467
0,0440
0,0412
К2 = 0,905 к2................ 0,0447
0,0424
0,0400
0,0375
(М при //1/0=1,08
с расчетной диаграммы . . 0,357
0.4U3
0,450
0,495
л=/2 (К2) по графику внеш­
ней характеристики машины 5,95
9
6,11
6,30
6,51
Np («) ........................
142,5 146,5
151
156
ѵ = KnD....................
стс
2,34
2,74
3,18
3,65
...........................
0,324
0,370
0,417
0,462
■-V
.
......................
0,676
0,630
0,583
0,538
0,55
0,60
0,196 0,189
0,0383
0,0347
0,536
6,76
162
4,17
0,509
0,491
0,03571
0,0324
0,577
169
4,74
0,555
0,445
П
р
и
о
с
а
д
к
е
п
о
р
о
ж
н
е
м
с
р
е
д
н
и
й
в
и
н
т
Ъ
•
*
с
*
I
I
I
I
I
I
I
I
-
-
1
J
С
П
-
*
•
е
1
1
"
‘
—
5,15
0,327
0,475
1 040
5,91
0,361
0,495
980
6,75
0,388
0,515
920
—-
1
б
о
р
т
о
в
о
й
в
и
н
т
•
•
•
»
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
в
•
•
•
•
•
•
•
•
•
1
1
1
1
1
1
1
1
4,65
0,273
0,463
1 127
5,35
0,295
0,495
1085
6,11
0,324
0,514
1025
6,94
0,357 1
0,527 1
965 J
к
е
в
г
р
у
з
у
»х
V....................
=нt
= X 1 ....................
чsѴі
о.р
и
е ..................
4,10
0,316
0,412
1080
4,80
0,339
0,450
1 030
5,56
0,366
0,481
980
-
1
1
1
1
1
1
1
1
-
1
-
-
-
-
-
-
—
—
1
1
1
1
гоо
о
X
cu
Е
эх
оm
оX
X
X
ою
ѵ
t
3,70
0,272
0,398
150
1
4,33
0,292
0,437
1 110
5,03
0,315
0,472
1 060
На рис. 21 представлен такой график, построенный по данным
табл. 11 . На этом графике, в верхней части, выполнены аналогичные
построения для потребляемой винтами мощности.
Суммирование ординат кривых Р£и) рис. 21 произведено в табл. 12
для диапазона скорости хода вблизи ожидаемой, как для осадки
в грузу, так и для осадки порожнем.
На рис. 22 представлены кривые сопротивления корпуса
судна на обоих осадках. На эти кривые наносим кривые суммар­
ной тяги винтов, согласно табл. 12 . Точка пересечения кривых сопро­
тивления и тяги окончательно определяет достижимую скорость
хода.
139

Пробив прямую по отметке этой скорости на рис. 21, определяем
распределение тяги и мощности по бортовым и среднему винтам,
Рис. 21.
11Ре
а также и суммарные их величины. Таким образом, картина про­
пульсивных показателей судна совершенно выясняется. Соответ­
ствующие цифры этих показателей представлены в табл. 13.
140

Кривые полезной тяги гребных винтов по скорости хода судна
Таблица 12
ѵ м/сек.
для осадки в грузу
для порожней осадки
4,0
4,5
5,0
5,5
6,0
1
6,5
Р, кг
1бортовой...
2бортовых. ..
средний ....
ИЗО
2260
1085
1100
2200
1050
1060
2120
1015
1075
2150
1015 j
1035
2070
975
995
1990
940
Суммарная
3345
3250
3135 j 3165
3045 j
2930 j
Таблица 13
Пропульсивные показатели судна
На осадке
в грузу
На порожней
осадке
ѵ м/сек.
Достижимая скорость судна
4,56
6,07
I
Pg КГ
Распределение полез­
ной тяги по гребным
винтам
1 бортовой
2 бортовых
средний . .
1090
2180
1040
1030
2060
970
І-ре*г
Суммарная полезная тяга винтов
3220
3030
Ырл.с.
Распределение мощ­
ности по гребным вин­
там
1 бортовой
2 бортовых
средний . .
148
296
145
161,5
323
157_____
л. с. Суммарная мощность главных машин
441
480
2Я-ѵ
71 = -----1 ---
75•2Np
Пропульсивный к.п .д.
0,445
0,509
Можно отметить, что неравномерность распределения мощности
и тяги по винтам невелика, и поэтому применение всех трех вин­
тов с. одинаковыми элементами, принятое нами заранее, следует
считать целесообразным.
Так, на осадке в грузу бортовой винт потребляет мощность всего
лишь на 2°/0 больше и дает полезную тягу на 5°/0 выше, чем сред­
ний. На осадке порожнем, бортовой винт потребляет мощность на
3% больше и дает полезную тягу на 6% выше, чем средний.
Необходимо также отметить, что применение туннельных козырь­
ков, в связи с поставленной задачей обеспечения эффективного хода
порожнем, сыграло весьма положительную роль и в равномерности
потребления мощности, как при ходе в грузу, так и при ходе по­
рожнем.
Так, на осадке в грузу, суммарная мощность главных машин всего
лишь на 2°/о ниже, а на осадке порожнем —на 7°/0 выше нор-
мальной.
Что касается пропульсивного к.п .д .,
то можно показать, что он
получился бы значительно ниже, чем в табл. 13, если бы при реше­
нии нашей задачи мы были ограничены условием невозможности
устройства туннельных козырьков, т. е. необходимостью примене­
ния открытых винтов.
141

Покажем на другом, более простом примере, какую выгоду, при
прочих равных условиях, практически дает устройство туннельного
козырька.
Предположим, что имеется судно — пассажирский катер — со сле­
дующими главными элементами:
Длина по ватерлинии...........
£=21,0м
Ширина на миделе.............
В=4,5
,
Осадка средняя............. •
.
.
Тср =0,9
„
Осадка кормой.................. Тк = 0,95 .
Водоизмещение..................
V=47м3
Коэфициент полноты водоизмещения В = 0.55 „
На катер устанавливается один легкий двигатель с реверс-редук-
тором, однотипный двигателям предыдущего примера, с парамет­
рами:
Выходная мощность на валу реверс-редуктора .
.
.
/Ѵр=150л.с.
Число оборотов вала двигателя .................... п
= 1500 об/мин.
Передаточное число редуктора.................... і
—
3,07
Сопротивление движению корпуса катера определено в виде сле­
дующих данных:
Скорость хода
Сопротивление
г15
18
|4,16 5,00
510
850
21
км/час.
5,83 . м/сек.
1300
кг‘
Задача заключается в том, чтобы определить такие элементы
винта, при которых судно с данной силовой установкой получило
бы наибольшую скорость хода.
Имея заданным число оборотов винта, естественно вести расчет
на определение оптимального диаметра.
Грубыми, прикидочными расчетами по диаграмме рис. 16 можно
установить, что оптимальный размер диаметра должен лежать в пре­
делах осадки судна кормой, т. е. составлять величину порядка 1,0 м.
Значит, рассчитывая оптимальный винт, мы должны ориентиро­
ваться на устройство туннеля или туннельного козырька, а в соответ­
ствии с этим определить и коэффициенты взаимодействия винта
с корпусом.
Примем поправочные коэфициенты: = 0,93, Z, = 0,96, и вычислим
коэфициент попутного потока и коэфициент засасывания при нуле­
вой поступи винта:
= 0,165 &
= 0,165-0,55
= 0,177;
*к
0,95
/0=0,5w=0,089;1—w =0,823;1-tQ-0,911.
Далее расчет ведем по схеме табл. 6, при заданных оборотах
винта
1500
п — 3,07.60 в 8,13 об/сек-
Расчет заключен в табл. 14, а результаты представлены на
По этому графику определяем, что при /Ѵр=150 л.с . дости­
жимая скорость хода катера равняется -ѵ = 5,48 м/сек. или
^19,7 км/час.
142

Диаметр гребного винта при этом D = 0,99 м и шаговое отно­
шение нулевого упора /4/2) = 1,05. Такой винт, преодолевая
силу ^(^противления катера, развивает полезную тягу, равную
Таким образом, пропульсивный коэфициент полезного действия
равняется:
_
1 090.5,48
п соп
75 * 150 “0,530.
Это является оптимальным разультатом при заданной силовой
установке судна.
ѵ м/сек...............
Ре=UZкг.
.
.
.
ѵе=ѵ(1—w)м/сек .
_
р
Ре=-^ -кг......... ..
ле(А'л') по рис. 16 . .
Не /D (Кп') по рис. 16
=•
•
•
•
1—*0
тір (Hi/D,
)порис.16
А
т‘
4
р 75г,
ѵе
D--n
1—t
1—W
'V
л. с.
Таблица 14
5,00
850
5,83
1300
4,12
4,80
1
9,13
1400
0,835
0,870
0,545
0,570
0,940
0,965
1,030
1,058
0.549
0,560
0,189
0,193
0,525
0.533
і 108
I
190
(
0,93
1,033
4,16
510
3,43
549
0,790
0,515
0,905
0,993
0.533
0,184
0,514
55
0,82
I
I
I
м.
Однако, если бы мы не хотели или не могли по каким-либо при­
чинам проектировать гребной винт с устройством туннеля или тун­
нельного козырька, то были бы вынуждены ограничить его диаметр
размером, гарантирующим полное погружение его во время работы
и сохранение расчетной характеристики действия.
Чтобы исключить отрицательное влияние свободной поверхности
воды и быть уверенным в результатах расчета, в отношении дей­
ствия винта, мы должны, руководствуясь данными, представленными
на рис. 1, принять погружение оси винта не менее, чем определяемое
из соотношения — = 0,7. Так как можно считать, что осадка судна
кормой находится с размерами винта в соотношении: ТЛ = Л-|-0»5 D,
то из предыдущего непосредственно следует необходимость выдер­
жать соотношение — =1,2. Отсюда, имея заданной осадку Тк =
=0,95 м, определяем максимальный допускаемый размер диаметра
/>=0,79 м. Округляем этот размер и принимаем D -0,8 м.
Таким образом, для данного случая мы должны вести расчет при
наличии определенных величин диаметра и числа оборотов гребного
143

винта, что, как известно, исключает возможность оптимальных усло­
вий для действия винта.
Определяем коэфициенты взаимодействия*/
Коэфициент попутного потока:
w=0,165о
= 0,165-0,55
Коэфициент засасывания при нулевой поступи:
£0 =’|0,5 w =0,095.
Рис. 23.
Полезная тяга, развиваемая винтом, Ре
коэфициент полезного действия
Поправочные коэфи­
циенты ^=0,95 и /2=1,0.
Расчет
производим
пользуясь
коэфициен-
тами Ле и
Схема этого
расчета проста и понятна
из табл. 15, в которую
он заключен.
Кривая
потребной
мощности для винта,
в зависимости от скоро­
сти хода, а также кри­
вая необходимого шаго­
вого отношения нуле­
вого упора винта, со­
гласно данным табл. 15,
нанесены на рис. 23.
На этом графике, при
мощности 2Ѵр=150 л.с.,
определяем
достижи­
мую
скорость
хода
судна. Она равняется:
ѵ — 5,26 м/сек
или
19 км/час.
Шаговое отношение
винта, определяемое этой
скоростью, равняется
/Уі/£>= 1,68 (при D =
—
0,8 м).
= 970 кг и пропульсивный
970*5,26
= -75Т15О-
= °>454 •
Таким образом, в результате отказа от применения туннеля (или
козырька) для гребного винта, судно теряет в скорости хода
А?6.. ЮО = 4°/
что составляет почти 0,8 км/час, а в пропульсивном к.п .д.
^^.Юо^Н.Зо/о
Такое соотношение эффективности мало изменится и после окон­
чательного установления дискового отношения и числа лопастей
винта и уточнения характеристики действия для обоих вариантов.
144

Для данного случая эти цифры являются оценкой эффективности
применения туннельного козырька или туннеля. Напомним, что эта
эффективность, вообще, тем выше, чем больше разница в допусти­
мых размерах диаметра винта при наличии туннеля и без него.
ѵ м/сек...............
Ре = U7 кг...........
ѵе=и(1—w)м/сек..
D
-Д
кг.........
р n2D4
nD
...........
'
Ке
He/D(Ке, )порис.16
н/п_ H^D _Х
Г71/£/--- ---- ---- Л) . .
1—Го
(\p(HxiD,
)порис.16
t=
А)
7)=
NP
А1—*
.
<21—W*Г,Р
_
Ре^
75 т)
Таблица 15
4,16
5,00 і
5,83
510
850
1300
3,37
4,05
4,73
537
896
1370
0,191
0,317
0,485
0,520
0,623
0,730
0,955
1,355
2,000
1,05
1,50
2,21
0,522
0,477
0,405
0,179
0,155
0,135
0,503
0,473
0,411
56,3
120
246
е
«е=
Напомним также и то обстоятельство, что при проектировании
движительной установки не всегда приходится руководствоваться
исключительно соображениями достижения ее наивысшей возмож­
ной эффективности. Учет эксплоатационных особенностей судна
оказывает существенное влияние на решение о применении тунне­
лей или отказа от них.
В разобранном выше примере для пассажирского катера, пред­
назначенного служить речным трамваем, как раз целесообразно
поступиться потерей 4°/0 скорости хода, с тем, чтобы получить
судно с более высокими маневровыми качествами, столь важными
для такого типа судов.
Возможность достичь более хорошей скорости и, особенно, луч­
шей поворотливости и управляемости бестуннельного судна при
заднем ходе имеет в данном случае решающее значение.
В приведенных примерах показана схема для расчета опти­
мального винта по диаметру, при заданном числе оборотов. В прак­
тике же может встретиться необходимость расчета винта опти­
мального по числу оборотов, при заданном диаметре, т. е. потреб­
ность выяснения вопроса о рациональном передаточном числе редук­
тора.Отметим здесь, что и для таких случаев приведенная схема (табл. 6)
остается формально неизменной. По существу же в ней меняется
только один расчетный коэфициент: вместо К'н следует применять
К'а, а затем из
определять не D, ап, с последующим по­
строением кривой п (ѵ) вместо кривой D (и),
16 ЦНИИРФ. Суд. силовые установки
145

Переход от шагового отношения нулевого упора к конструктив­
ному шаговому отношению винта, как указывалось ранее, произво­
дится по формуле:
Н
0,055
D"”D
04-0,3’
Заключение
В статье был сделан обзор общих известных положений, касаю­
щихся исследованного вопроса. Было отмечено, что развитие судо­
вых туннельных образований в направлении упрощения и удешевле­
ния конструкции судового корпуса привело к тому, что во многих
случаях оказалось целесообразным отказаться от туннелей, образо­
ванных корпусом судна в пользу туннелей, автономно образованных
простыми стальными листами, являющимися легкой дополнительной
конструкцией нормального судового корпуса, — в пользу туннельных
козырьков.
Далее, был приведен фактический материал, относящийся к дей­
ствию открытых гребных винтов вблизи свободной поверхности воды
и показано, что применение на судах малопогруженных или частично
оголенных винтов приводит к потере их эффективности. Отметим
здесь, что эта потеря происходит одновременно по двум причинам:
во-первых, вследствие непосредственного отрицательного воздей­
ствия свободной поверхности воды и, во-вторых, вследствие необхо­
димости, при заданной силовой установке, применять винты с повы­
шенной величиной шага при относительно низком значении поступи.
Потеря эффективности иногда достигает значительного размера и во‘
многих случаях пропадает смысл расширения гидравлического сече­
ния, т. е. получается, что винты меньшего диаметра на данном
судне, но вполне погруженные, работают с одинаковым эффектом.
Устройство туннелей или туннельных козырьков ликвидирует все
недостатки движительной установки, связанные с наличием близо­
сти свободной поверхности воды. Частично оголенные винты в тун­
нелях работают полным гидравлическим сечением, с соответствую­
щим этому эффектом.
Затем была сделана попытка классификации туннельных образо­
ваний речных судов и отмечена целесообразность той или иной
формы туннеля применительно к различным случаям речной практики.
Было также указано на принципиальный вопрос о необходимости
осуществления плавных образований туннеля с малыми углами уклона
обшивки по всем направлениям для достижения надлежащей эффек­
тивности действия гребных винтов.
Далее на основе экспериментального материала было показано,
что характеристики действия не вполне погруженных винтов в тун­
нелях за корпусом судна мало отличаются от характеристик судо­
вых винтов, работающих за корпусом без туннелей при глубоком
погружении, а также выявлены и установлены, с достаточным при­
ближением, численные характеристики взаимодействия туннельных
винтов с корпусом судна и одновременно показана качественная
идентичность этих характеристик для винтов туннельных и бестун-
нельных.
Установление последнего обстоятельства является основным ре­
зультатом проделанной работы, так как это дает возможность уве­
ренно использовать существующую отечественную методику рас­
чета глубокопогруженных судовых винтов и для расчета малопогру-
146

женных туннельных винтов или винтов в туннельных козырьках,
приняв лишь новые численные значения характеристик взаимодей­
ствия.
Последний раздел посвящен иллюстрации расчетных приемов
определения элементов и характеристик действия гребных винтов
для туннельных судов с козырьками, по заданным параметрам сило­
вой установки.
Приведенные графические иллюстрации третьего раздела дают
достаточный материал для ориентации и правильного решения во­
проса о выборе формы и осуществления конструкции судового тун­
неля или туннельного козырька.
Проделанная работа позволяет краткр сформулировать следующие
выводы в отношении движительных установок для мелкосидящих
речных туннельных судов:
1. Судовые гребные винты с неполным погружением для работы
в условиях туннеля можно проектировать уже известным методом
пользуясь расчетными диаграммами, составленными по испытаниям
моделей. Точность конечных результатов при этом получается такой
же, как и для глубокопогруженных винтов, если коэфициенты взаимо­
действия с корпусом принимать указанным здесь способом.
2. На речных судах, по характеру своей работы допускающих
применение открытых туннелей для гребных винтов, форму или
обводы кормы можно проектировать бестуннельной, с применением
козырьков. Ущерба для эффективности действия винтов при этом
не будет.
3. Применение на мелкосидящих судах туннелей в любой форме
(туннель или туннельный козырек) дает эффект в такой мере, в какой
получается повышение к.п.д. оптимального винта против к.п.д.
неоптимального, ограниченного по размеру диаметра необходимостью
придания ему нормального погружения под ватерлинию.
іо*

Научн. comp. В. Н. ШУШКИН
УПРОЩЕННЫЙ РАСЧЕТ ГРЕБНЫХ КОЛЕС
ДЛЯ БУКСИРОВ
Введение
В Центральном научно-исследовательском институте речного
флота имеется чрезвычайно обширный и ценный экспериментальный
материал, относящийся к действию гребных колес, полученный как
в результате испытаний колесных судов в натуре, так и в резуль­
тате систематических испытаний моделей колес в лаборатории.
Однако способы практического использования этого материала
для целей проектирования судовых гребных колес затруднены гро­
моздкостью и недостаточной изученностью его. Такое положение
объясняется многообразием физических факторов, определяющих
характеристики действия гребных колес.
Практика требует изыскания простых способов проектирования
на базе эксперимента.
В работе М. Н. Веселовского, проделанной им в Горьковском
Речсудопроекте в 1938 г., систематизирован материал наиболее досто­
верного натурного эксперимента и на основе этого материала даны
характеристики действия колес в виде коэфициентов более обоб­
щенных, чем применявшиеся до этого. Однако, некоторые допуще­
ния, положенные в основу обработки материала, и последующее
осреднение его, а также пренебрежение влиянием относительного
эксцентриситета^ колес лишают предложенный метод проектирования
необходимой убедительности, т. е . заставляют относиться к нему
с некоторой осторожностью. Во всяком случае, сам автор признает,
что его работа должна быть продолжена в направлении уточнения
обобщенных коэфициентов.
Приближенное обобщение данных модельного эксперимента для
колес буксирных судов на основании анализа материала, содержа­
щегося в „Атласе динамических характеристик гребных колес*
В. Н. Шушкина, сделано в работе автора „Поверочный расчет греб­
ных колес буксиров*, но последняя недостаточна в том отношении^
что необходимые упрощения вносятся ею лишь в определение харак­
теристик действия гребных колес с уже известными основными
размерами, а вопрос об упрощенном определении самих основных
размеров остается нерешенным.
Представляется, что для разработки простого и вместе с тем
совершенного метода проектирования колес, целесообразно было бы
взять за исходный материал — материал систематических испытаний
моделей „Атласа*, наиболее полный и всесторонне охватывающий
148

как конструктивные, так и динамические элементы гребных колес.
Вопрос о соотношении гидромеханических характеристик моделей
и натурных колес можно считать удовлетворительно решенным,
поскольку имеется посвященная этому работа автора, выполнен­
ная в ЦНИИРФе в 1939 г.,
выводы которой находят себе под­
тверждение также и в ранее выполненной работе М. Н. Веселов­
ского.
Но наряду с этим, не исключается возможность еще раз обсле­
довать материал натурного эксперимента и новые расчетные приемы
предложить на основе последнего.
Ниже излагаются результаты исследования, представляющие неко­
торый интерес в решении вопроса о надежном и простом методе
использования эксперимента для проектирования гребных колес
буксирных судов.
Система обозначений элементов гребных колес
Размерность величин принимается в технических единицах: м,
кг, сек.
а) Геометрические и конструктивные элементы колес:
D — диаметр по центрам плиц,
DK — конструктивный диаметр по осям поворотных валиков плиц =
= £>+(// -Ян),
Вп —длина плиц на один борт,
Нп — высота ’плиц, равная //в+#н .
На — высота плицы от оси поворотного валика до внутренней (верх­
ней) кромки,
Ни— высота плицы от оси поворотного валика до внешней (нижней)
кромки,
Sn = ВпНп — площадь плицы,
z — число плиц в колесе,
Ло— высота оси вала колес от ватерлинии,
Тк— осадка колес или погружение нижней кромки плицы,
Fp = ВпТк — гидравлическое сечение колеса (на оба борта Fp —
= 2ВпГк),
Е— линейный размер эксцентриситета,
L—длина костыля плицы между центрами валика и пальца,
р --- &—относительная высота плицы,
—характеристика
погружения колеса,
f=?'" =
—коэфициент
покрытия гидравлического сечения или
FP
7К
коэфициент погружения плицы,
е=~
—относительный
эксцентриситет,
/-•
t—ЕР. == —
—отн ос ител ьн ый
шаг плиц.
б) Механические элементы колес:
Р—упор или полная тяга колес (Р Р,),
М—вращающий момент на валу колес,
149

х.
2 ппМ
Np^-75 -
пМ
_
*
уу-дз мощность вращения колес или мощность на гребном
валу,
п — число оборотов колес.
скорость поступательного движения колес,
о
р
~ ~uF DW- — коэфициент упора,
рр
М
11,93 N
С“ = 1F ѲЗП2 = pF лзпз коэфициент момента,
гр
ѵр
\
ѵе
= уу — поступь колес,
Ор = -- ---------- коэфициент нагрузки колес по упору,
2 fFPV‘
75N
°n = 1----- - -----коэфициент нагрузки колес по мощности,
У рFpve
Р•V
СY
а
^р~~Т<
=г
•
= ~— коэфициент полезного действия (к.п.д.)
/о•
смz
колес,
пуD, I
ѵI
__е
I
ѵ ! различные выражения для числа Фруда в применении
ѵе I к гребным колесам.
в) Некоторые употребительные выражения соотношений элементов
колес:
2 7'к
Д=I
е — диаметр и осадка через характеристику погружения
и относительную высоту плиц,
J—Р
=Г+р—0
—
коэфициент погружения плиц через относи­
тельную высоту плиц, диаметр и осадку или через относитель­
ную высоту и характеристику погружения колеса,
ср_*2.2
,
у—у е
—
коэфициент упора и коэфициент нагрузки по упору че-
р
рез поступь,
_
я2. з
qn ~ 4 ке ~ коэфициент момента и коэфициент нагрузки по мощ­
ности через поступь,
- - =")/{ KnVD
соотношения между различны­
ми выражениями числа Фруда.
Новое представление экспериментального материала по гребным
колесам для режимов работы буксирных судов
После относительно длительного периода времени, в течение
которого мы располагаем указанным выше материалом испытаний
моделей колес и работаем над ним, было замечено, что влияние
150

конструктивных элементов и погружения колес, а также влияние
числа Фруда на гидромеханические характеристики колес для всех
практических режимов работы гребных колес буксирных судов почти
исчезает, если за эти характеристики принять коэфициенты, состав­
ленные в виде следующих выражений:
для упора
=kk'—£
ѵ
(1)
для мощности
(2)
для к.п.д.
(3)
и представить их как функции другого коэфициента, составленного
по выражению
причем, вспомогательные коэфициенты k, k' и k" являются функ­
циями только конструктивных элементов колес
(5)
Поскольку это обстоятельство было замечено, была предпринята
новая массовая обработка соответствующих участков диаграмм
атласа.
Так как при основной обработке эксперимента, для составления
диаграмм атласа, гидромеханические характеристики колес были при­
няты в виде коэфициентов упора Ср и момента См в функции
поступи Хе при постоянных значениях числа Фруда п "HD, то при этом
для пересчета и получения новых характеристик <ps и сра по ф выра­
жения (1), (2) и (4) нужно было преобразовать, воспользовавшись
известными соотношениями. Соответствующие формулы для пере­
счета получаются следующими:
О')
(2J
ф=kleПj/D.
(4')
151

Здесь вспомогательные коэфициенты kx и
определяются равен-
ствами:
*1=
,1
(6)
ь=-1£
а значения k, k' и k" по выражению
Пересчетом были охвачены значения
(5).
Ср и См, взятые при Хе, рав­
ном 0,4, 0,5, 0,6 и 0,7 при
п VD равном 0,8, 0,9 и 1,0
для каждого значения Хе>
по 45 диаграммам атласа,
относящимся к испытаниям
следующих 15 моделей на
трех осадках каждой:
1) Модель с числом
плиц z = 6, относительной
высотой плиц р=0,35 и
относительным эксцентри­
ситетом е = 0,7;
2) 12 моделей с числом
плиц z = 7. Общее число —
12 образуется четырьмя ва­
риациями по высоте плиц,
так что: р равна 0,20, 0,25,
0,30 и 0,35, каждая из кото­
рых еще трижды изме­
няется по эксцентриситету
е, равному 0,6, 0,7 и 0,8;
3) 1 модель с z=8,
₽=0,2, в =0,7
4) 1модельсz—9,
₽=0,2, е =0,7
Значения характеристик
погружения, при которых
испытывались модели, были
следующими:
для колес с р=0,35 и
0,30 —6 =0,40, 0,55 и 0,70
для колес с р=0,25 и
0,20—6 =0,40, 0,60 и 0,80
Таким образом, вновь обработанный материал охватывает все
практически возможные конструктивные характеристики колес бук­
сирных судов, а именно: число плиц в пределах z= 6-^ -9, относи­
тельный шаг плиц в пределах £= 1,28-н 2,24, относительный эксцен­
триситет £ = 0,6--0,8 и коэфициент погружения плиц /=.0,5-н 1,08,
Далее обнаружилось, что полученные значения коэфициентов
и ?2, будучи нанесенными на график как точки в функции от ф,
достаточно плотно группируются около линий, выражаемых соот­
ветственно следующими уравнениями:
= 1,25ф-21 ,
?,=
1,35 «Г3.
(7)
(8)
152

Так как численные значения и <р2, согласно экспериментальным
данным, меняются, с изменением значений ф, в довольно широких
пределах, именно: 0,09 <4,0 и 0,03 < <р2 < 8,0, то для более отчет­
ливого изображения, указанные функции целесообразно было нанести
в логарифмической коорди­
натной сетке.
Нетрудно видеть, что
при этом уравнения (7) и (8)
обращаются в уравнения
прямых, вида:
lg<p = lg b - alg'l',
причем a — показатель сте­
пени при ф в уравнениях (7)
и (8) является угловым коэ-
фициентом прямой, &\gb—
логарифм коэфициента при
ф — свободным членом,
определяющим <р при ф = 1.
Весь эксперименталь­
ный материал, обработан­
ный таким образом, пред­
ставлен на рис. 1 и 2.
Обследование этих гра­
фиков показывает, что
плотность расположения
экспериментальных точек
относительно линий по
уравнениям (7) и (8) доста­
точно высока и равномерна
во всем охваченном диа­
пазоне изменения ф. Основ­
ная масса точек (за малым
исключением) в обоих слу­
чаях указывается в полосу
разброса 1О°/о.
На графиках можно от­
метить строгость прямо­
линейного закона располо­
жения полосы эксперимен­
тальных точек в логариф­
мических координатах.
Если уравнение (7) раз­
делить на (8), то полу­
чается функция, характе­
ризующая к.п .д. колес ана­
/00 \
04 0506070&ОМО (5 20253.0 <0
Рис. 2.
логичного вида:
<р = 0,925 ф0'9.
(9)
На рис. 3 представлен график этой функции, вместе с точками
<р = полученными по экспериментальным данным. Разброс точек
здесь’количественно характеризуется той же цифрой ± 10%.
Поскольку вышеприведенная закономерность на модельных
экспериментах выявилась вполне отчетливо, следовало ожи­
153

дать, что и натурные эксперименты дадут подобную же законо­
мерность.
Для проверки этого предположения был обработан имевшийся
в нашем распоряжении материал натурных экспериментов. Причем,
так как этот материал в обработанном виде содержит величины
упора Р, мощности на валу Np> оборотов колес п, скорости посту­
пательного движения колес ѵ =1,03 ѵ и подсчитанные значения
Рис. 3.
коэфициентов <р2 и ср формулы (1), (2) и (3) удобнее было при­
вести к такому виду:
Ъ=
(1")
Ъ=Ь
,
(2")
где вспомогательные
чения:
?=Ар -X ,
(3")
VJK
коэфициенты а, Ъ и с имеют следующие зна-
t
а Р^п
’
154

Точки обработанного по этим формулам экспериментального
материала представлены на логарифмических графиках рис. 4 и 5.
Прямолинейность полос размещения экспериментальных точек
здесь также вполне подтверждается. Средние линии этих полос
могут быть выражены уравнениями:
ф=1,25f2,
?2 = 1,25 Г3.
(11}
(12)
(13)
Причем, разброс основной массы точек
линий получается поряд­
ка 13%.
Следует отметить, что
в данном случае значения <рх
и <р2 п0 уравнениям (11) и
(12) непосредственно не­
сравнимы с такими же зна­
чениями по уравнениям (7)
и (8), так как при подсче­
тах <рі, <р2 и ф, в качестве
диаметра колес в этих двух
случаях принимались раз­
ные величины: для моделей
диаметр D, равный диа­
метру по центрам плиц
(плицы были симметрич­
ными относительно вали­
ков), а для натуры диа­
метр £>к, равный диаметру
по осям валиков, причем,
как правило, плицы несим­
метричны относительно ва­
ликов и, следовательно,
DK не соответствует раз­
меру D.
В последнем случае мы
вынуждены были посту­
пить таким образом по­
тому, что имели данные
относительно несимметрич­
относительно этих средних
Рис. 4.
ности плиц колес только
по некоторым, но не по
всем объектам натурного
эксперимента, и поэтому казалось целесообразнее внести поправку
на диаметр (для сравнения с модельными данными) осредненно и
в окончательный результат, выразившийся формулами (11) и (12).
Судовые гребные колеса проектируются и строятся так, что кон­
структивный диаметр £>к всегда больше, чем диаметр по центрам
плиц D. Из практики известно, что величина соотношения этих диа­
метров для подавляющего большинства гребных колес лежит в пре­
делах 1,02 < £<1,03. Примем, как среднее значение, £ = 1,025 и
соответственно исправим формулы (11) и (12).
15S

Значения
и ср2 вычислялись по формулам (1') и (2')* содержащим
в себе коэфициенты (10), через которые как раз проявляется влия­
ние диаметра на вели­
чины <рх и <р2- Рассмо­
трим эти коэфициенты.
Для <рь в коэфициент
th(
а = р-Дпѵ5 1принимая
во внимание, что £ =
\
= —77 —і величина диа­
метра входит множите­
лем в степени одна вто­
рая. Поскольку это ве­
личина конструктивного
диаметра, а мы хотим за­
менить ее величиной диа­
метра по центрам плиц,
она должна быть напи­
сана как }/1,025£). От­
сюда следует, что в урав­
нение (11) необходимо
вместо <рх вставить
<?1УТЖ
Аналогично, для ср2,
в коэфициент b =
751 /~~ёЪ
= Т7Г~У
-у
диаметр
itD
Н
(через 1=-^,- и ₽ = д-
входит как VDK =
= V’l,025D) и, таким
образом в уравнение (12)
следует также вместо <р2
подставить <р2 У*1,025.
Кроме этого, значе­
ния ф вычислялись как
VV
__
е
ѵе
Y——л
„•
И, сле-
DKп
VТк
довательно, содержат
множитель Jr- ==
■■
ок 1,025.0 ’
Поэтому, в уравнения
Рис. 5.
(11) и (12) вместо ф сле­
дует подставить ф/1,025.
В результате указанных подстановок, из уравнений (11) и (12)
получаются следующие равенства:
о—2
= 1.25(1^25' :
<Рг /1,025 = 1,25^) 3;
156

или после вычислений:
Ф1 - 1.30Ф 2,
(Ц')
<р2= 1,33 3.
(12')
Характеристика к.п.д . отсюда получается в следующем виде:
? = 0,975}.
(13х)
Выражения (1Г), (12') и (13') при сравнении их с выражениями
(7), (8) и (9) дают средние соотношения между гидромеханическими
характеристиками натуры и модели. Эти соотношения имеют сле­
дующие величины:
по упору:
ар Сатурн =
= 1,04ф01,
^Імодельн 1,25ф
= 2?н?Турн = Ь332_ = 0,985,
^2.модельн
1,35 ф
по к.п.д.:
Ь.=
-УнатурН" =
°-975|. = І.Оббф0’1.
'т’модельн 0,925 ф
В ранее выполненной работе, из сравнения коэфициентов Ср и
См, автором были получены несколько другие величины этих соот­
ношений, а именно:
ар = 1,002, ат = 0,967, Ьр = 1,036,
ни одна из которых не зависит от кинематического параметра
в какой-либо форме.
Однако, если иметь ввиду, что для охваченного диапазона ф
величина ф01 всегда близка к единице, то следует признать, что
вновь полученные результаты, в основном, подтверждают уже извест­
ные соотношения, или переходные коэфициенты от модели к натуре.
Расчетные формулы и их применение
Результаты систематических испытаний моделей гребных колес
позволили установить закономерную связь между коэфициентами
и <р2, с одной стороны, и коэфициентом }, с другой. На этой основе
выявилась подобная же связь и для натурных гребных колес, при­
чем здесь для (ф) получена связь более простая, чем у моделей.
Очевидно, что для практической, расчетной цели удобнее будет
воспользоваться закономерностью установленной для натурных греб­
ных колес, так как при этом избегается надобность введения каких-
либо дополнительных поправочных коэфициентов.
Предполагая, что при проектировании колес в отношении креп­
ления плиц относительно поворотных валиков мы будем оставаться
в существующих пределах, т. е. если величина несимметричности
плиц (Нъ — Ян) или конструктивный диаметр DK будут лежать в пре­
делах:
0,02 О <(Яв-Л/н)< 0,030, I
1,020<0К< 1,030 J’
(14)
то для вывода практических формул имеется основание воспользо­
ваться непосредственно уравнениями (11), (12) и (13).
157

Под названием „практические формулы" будем понимать зависи­
мости упора колес, мощности на валу и коэфициента полезного дей­
ствия от их конструктивных элементов, числа оборотов и скорости
поступательного движения.
а) Упор или полезная тяга гребных колес. Приравнивая выра­
жение (11) к выражению (1"), с учетом выражений (4) и (10), полу­
чаем равенство:
125(
Ѵ'
Г2=
из которого определяется величина Р в виде формулы:
Р-6,16
р^к”2
(15)
причем здесь так же, как и в последующем, Fp = 2ВпТк.
6) Мощность на валу гребных колес. Приравнивая выражения
(12) и (2"), с учетом (4) и (10), получаем:
125(---
’
/
Р^пУt
откуда
f/F D^‘п
N. = 0,258
.
(16)
P
’
v
в) Коэфициент полезного действия гребных колес получается
либо из сравнения (13) и (3"), либо как отношение
с исполь­
зованием формул (15) и (16), в виде выражения:
=
(17)
Ѵе
Относительная поступь колес здесь так же, как и в последующем,
считается по выражению:
V
К= -7Г~ >
(I8)
е r.Dun ’
ѵ’
і\
•
а величина £)к, как было указано выше, из условия (14).
Полученные эмпирические зависимости (15), (16) и (17) являются
приближенными и, естественно, их следует считать достаточно точ­
ными только в тех пределах, в которых был использован экспе­
риментальный материал для их вывода.
Однако, можно показать, что границы применимости расчетных
формул без ущерба для точности могут быть приняты более широкими.
Рассматривая формулы (15) и (16) легко заметить, что они для
каждого данного колеса представляют зависимость коэфициента
упора и коэфициента момента только от числа Фруда, причем эта
зависимость является простой обратно-пропорциональной зависи­
мостью:
Р
pF D2«2
р
6,16
(15')
158

(16')
Отсюда вполне отчетливо выявляется, что данные формулы
отображают область характеристик гребных колес, выраженных
диаграммами вида Cp=f(\e) и См
при постоянных значениях
і
ѵе
числа Фруда, в которых постоянному значению —= приближенно
/Р
соответствует постоянное значение Ср или См, т. е. постоянство
2251
граница облости отвеченной
пересчетом См но К
-
~ Возможная граница области
постоянство См при = Const
ѵо
размер допускаемой
погрешности іСм
200 ■
1.75
0.9
1.50
0.4
о.ьол.jаз
~~ -if
Рис. 6.
100
03
этих величин в некотором диапазоне изменения поступи при
- ^=1 const.
/£>
Имея в виду, что формула (12), на основании которой получена
формула (16')> качественно совершенно идентична формуле (8), вы­
веденной на основе диаграмм атласа, мы еще раз систематически
просмотрели все диаграммы этого атласа и убедились в том, что
действительно на каждой из них может быть выделена область,
характерная почти горизонтальным направлением линий См=/1(ке)
пои _ 4= = const и, что обследованные в настоящей работе точки
диаграмм (в пределах 0,4<\»<0,7 и 0,8<гі\ D < 1,0) полностью
охватываются этой областью, распространенной более широко.
Для иллюстрации, на рис. 6 приведена часть одной из диаграмм
атласа (No 18), на которой очерчена область приближенного постоян-
V.
-
ства С при —= const, а также отмечена область обследованных
159

в работе точек диаграммы. На всех других диаграммах имеет место
сходная с этой картина.
Если до этого можно было уверенно рекомендовать использова­
ние расчетных формул только в пределах, в которых был охвачен
пересчетом материал модельного эксперимента, то теперь имеется
возможность раздвинуть эти пределы, именно, в тех же границах
поступи — границы чисел Фруда принимать в зависимости от поступи
в следующем виде:
Значение поступи X е.............
Значение числа I ннжний предел . .
Фруда п УD I верхний предел
0,4 0,5 0,6 0,7
0,4 0,5 0,7 0,8
1,0 1,1 1,2 1,2
Приблизительно такое же положение можно констатировать
и в отношении диаграмм вида Cp=f(\e).
Заметим, что одновременно с этим рис. 6 частично дает объяс­
нение причины получившегося при пересчете разброса точек ф
в функции ф. Действительно, поскольку кривые Ср (ке) и См (Хе)
ѵе
при
const заменяются на некотором участке прямыми,
постольку неизбежно вносится некоторая погрешность. Как ранее
было установлено, эта погрешность в совокупности с возможной
неточностью эксперимента укладывается в пределах 10°/0 для мо­
делей и =ь 13°/0 для натуры.
Теперь можно показать, что в установленных границах поступи
и числа Фруда, с помощью предлагаемых формул, удобно и надежно
решаются все практические вопросы, касающиеся определения опти­
мальных основных размеров гребных колес для буксирных судов.
Рассмотрим наиболее общие случаи их применения.
Пусть для буксирного судна с заданной осадкой и заданной
машиной требуется спроектировать такие гребные колеса, чтобы
при заданной скорости буксировки обеспечивалась удельная тяга
на гаке не ниже, чемт^-=С.
z
Выразим этот последний показатель через величины упора
и мощности колес:
Z_р-w
"Г
NP•
ТІМ
Как видно, при этом появляются две новые величины: W—соб­
ственное сопротивление корпуса буксира при заданной скорости
хода и т)м — механический к .п.д . машины и валопровода . Первая
из них определяется любым из известных методов (рассмотрение
которых не входит в нашу задачу), а вторая—по справочным дан­
ным или данным завода-строителя.
Если удельный упор колес обозначить С = то из вышенапи-
ряр
санного равенства можно получить для определения его величины
выражение:
в которое входят только заданные и постоянные величины. Таким
образом мы переходим от условия заданной удельной тяги на гаке
160

к условию заданного удельного упора гребных колее. Величину
удельного упора, с другой стороны, можно определить как отно­
шение упора по формуле (15) к мощности по формуле (16):
23,9 }/е
'р~
75
Dn
A-I
nDn
Vе\
(20)
Отношение зд--, в практически возможном к применению диа­
пазоне относительного эксцентриситета, как можно видеть из ниже­
следующего ряда значений, меняется довольно слабо:
е..............
0,6
0,7.
0,8
/7
3’•*’
УТ
0,920
0,942
0,963
Поэтому, если мы будем ориентироваться на гребные колеса
с относительным эксцентриситетом 0,75 и примем ---- = 0,95, то
Ѵе
не сделаем большой погрешности в случае осуществления в дей­
ствительности эксцентриситета несколько большей или, наоборот,
несколько меньшей величины. Заметим, что меньшие величины
эксцентриситета принимать невыгодно, а бдльшие — конструктивно
трудно осуществимы. Таким образом, можно считать, что:
г
(21)
Dn
'
С другой стороны, определяя из (20) величину произведения
П
23,9 J/7
Dn=—•~
&Уе
и подставляя ее в (16), найдем:
у=0,258р/23,9V.2в •Т
.
Р
V
\СI
пкt
е\р/
^Здесь все заданные и постоянные величины, к которым можно
отнести также и осадку колес Гк, поскольку они известны, могут
быть объединены одним коэфициентом:
TVV
Л — _______ р г_______
(99)
“
/23,9\3 *
ѵ'
0,258 pTj —
\>/
Тогда получается простое выражение, связывающее длину плиц,
диаметр колес и относительный шаг плиц:
-А
.
и
Если задано, что установленная мощность машины (или мощ­
ность на валу колес, Np) развивается при одном точно установ­
ленном значении числа оборотов машины (колес) п, то диаметр
И ЦНИИРФ, силовые установки

колес однозначно определяется из (21), а (23) тогда дает связь
между длиной и относительным шагом плиц:
2-г =Л-
<23,)
Величиной относительного шага плиц мы можем варьировать
в довольно широких практически проверенных пределах, именно:
1,3<«2,3,
а соответственно с этим будем получать вариации длины плиц
в пределах:
е
1іЗЛ1<2Вп<2,ЗАІІ
причем, все эти вариации в отношении эффективности будут равно­
ценными.
Практически очень важно иметь габариты судна по ширине воз­
можно малыми, поэтому следует стремиться получить длину плиц
близкой к меньшему пределу, т. е . колеса с меньшим относительным
шагом плиц, и ограничением в этом отношении является только
условие сохранения достаточного покрытия площади гидравличе­
ского сечения колес в случае возможного эксплоатационного умень­
шения осадки судна. Для нормальной расчетной осадки это условие
может быть выражено следующим образом:
/^0,85.
Это условие важно, с одной стороны, для сохранения плавности
работы колес и, с другой стороны, для сохранения эффективности
их работы при уменьшении осадки судна. Выдерживая его, мы будем
уверены, что плицы ни в каком случае не будут значительно ого­
лены и к.п.д. колес будет не ниже проектируемого .
Исходя из этого и имея в виду, что относительный шаг рав­
няется t =
и коэфициент покрытия гидравлического сечения
/=P
можно написать выражение, определяющее необходимое
1к
число плиц колес:
t=
yЬЗ
Z’0,85 ту
или
и
^=2,8б£.
(24)
11—
к
1,1 D
Естественно, что при этом z должно быть принято целым числом.
После этого имеется возможность окончательно установить
минимальное значение относительного шага плиц:
*=4
т
причем 8 = 0,85 -р, и длину плиц 2Вп по формуле (23').
Таким образом, задача определения основных размеров колес
в такой постановке оказывается решенной.
При решении ее одним из условий было поставлено, что обо­
роты колес задаются однозначно величиной п. Однако в действи?
162

тельности может быть, что машина способна отдавать заданную
мощность в некотором диапазоне чисел оборотов от до я2, за
счет практически возможного изменения наполнения цилиндров.
Тогда, если мы стремимся только лишь выдержать заданный пока­
затель С, и минимальные габариты судна по ширине, следует при­
нять и значение числа оборотов также минимальным.
Вообще же задачу следует ставить более широко, ориентируясь
на исследование возможности повышения показателя удельной тяги,
для чего следует выявить оптимальное значение числа оборотов
и соответствующее ему оптимальное соотношение диаметра колес
и длины плиц.
Решение в этом случае находится только графическим способом»
на основе расчетов вариантов. Схема к такому расчету может быть
предложена в следующем виде.
Формулу (16), поскольку расчет ведется при заданных мощности
и скорости хода, удобнее представить в таком виде:
2В=
ye t.
(25)
Л pfKD3n3 |/р ѵ
Варьируя в этой формуле величинами D и п при постоянных
значениях t и е, и одновременно вычисляя коэфициент полезного
действия колес по формуле (17), мы сможем найти для заданных
конкретных условий оптимальное соотношение их с величиной 2ВЯ
путем построения графиков вида iq?=/(Bn) или — —и D —
= f9(B ) при постоянных значениях п и t.
Однако, наилучшим образом это может быть пояснено только
на частных примерах.
Пример практического расчета
В качестве конкретного примера определения основных размеров
гребных колес могут быть приведены расчеты, проделанные для
типового речного буксирного парохода мощностью 1200 л.с .
Предусмотрены следующие параметры этого судна:
1. Индикаторная мощность машины ............... 1200 л.с .
2. Число оборотов вала машины и колес.........24об/мин.
3. Механический к .п .д. машины и валопровода......... 0,88
4. Тип машины — наклонная, тронного расширения.
5. Размеры корпуса судна:
г
длина.......................... 72
м
ширина........................ 10,4
.
высота борта................. 3,3
.
наибольшая ширина с обносами 26,1 .
6. Осадка с запасами топлива и пр ............... 1,65 м
7. Удельная тяга на гаке при скорости буксировки
8 км/час.......................... 13.5 кг/л.с.
Эти параметры являются техническим заданием на проектирова­
ние гребных колес.
Прототипом для установления таких параметров послужили волж­
ские пароходы равной мощности.
Для характеристики достигнутой на практике величины удель­
ной тяги на гаке колесных буксиров этого типа, а также для уста­
новления величины требуемого заданием повышения этого показа­
11*
163

теля в табл. 1 приводятся данные по результатам динамометрических
испытаний прототипов, заимствованные из работы Веселовского..
Таблица 1
Результаты испытаний буксирных пароходов мощностью 1200 л.с.
У
с
л
о
в
н
о
е
н
а
з
в
а
н
и
е
п
а
р
о
х
о
д
а
Скорость
хода ѵ
м сек.
Индикатор­
ная
мощность
А';
Л.С.
Число
оборотов
п
1/мин.
Тяга на
гаке Z кг
Удельная
тяга
ZINj
кі/л.с .
Осадка
колес
ТJк
М
1
1 1-111
3,22
1 152
24,7
11 730
10,2
3,31
1 244
25,6
12150
9,75
1,42
1
(
2,51
1 086
22,0
13 380
12,3
1 2-111
3,71
1290
28,3
10000
7,751
3,44
1247
26,3
11 800
9,45 I
1АГ
2,40
1050
21,3
13 320
12,7 j
1,40
2,60
1243
22,8
14 650
11,8 )
1-1
2,64
1 282
22,0
12 500
9,72
1,49
2,00
.
1 106
20,3
14300
12,9
1,41
2,12
1
1091
20,5
14 000
12,8
1,41
2,32
1
1 117
21,1
13 400
12,0
1,41
!
2,26
1
1 106
21,2
13 755
12,42
1,40
2,14
1 127
21,6
13390
11,9
1,30
2,16
1 137
21,7
13 330
11,72
1,30
2,39
1 196
23,0
12 200
10,2
1,28
2,24
1 120
22,3
12 810
11,43
1,55
2-1
2,38
1097
21,6
13 000
11,85
1,44
3-1
2,38
1207
22,6
13 690
11,34
2,42
1 209
22,8
13440
11,15
1,41
2,43
і
1 188
22,7
12790
10,78
В табл. 2 приведены основные элементы гребных колес испытанных
прототипов.
Таблица 2
Основные элементы гребных колес существующих буксирных пароходов
мощностью 1200 л.с .
У
с
л
о
в
н
о
е
н
а
з
в
а
н
и
е
п
а
р
о
х
о
д
о
в
Диаметр '
Лс
м
Число
плиц
Z
Длина
плиц на
один борт
Впм
В
ы
с
о
т
а
п
л
и
ц
Н
п
м
Н
о
с
и
т
е
л
ь
-
н
а
я
в
ы
с
о
т
а
п
л
и
ц
3
О
т
н
о
с
и
­
т
е
л
ь
н
ы
й
Ш
а
г
п
л
и
ц
£
О
т
н
о
с
и
­
т
е
л
ь
н
ы
й
э
к
с
ц
е
н
т
р
и
­
с
и
т
е
т
е
1—III 1
2-ПІ f
4,0
8
6,82
0,95
0,237
1,656
0,667
7
7
i
4,0
1
18 6,82
1,00
0,250
1,570
0,667
Рассмотрение опытных данных у дельной ТЯГИ показыв ает, что
величина кол ерлется в довольно широких пределах. С помощью
164

графической интерполяции, для скорости буксировки равной
2,22 м/сек (8 км/час), можно установить, что пределами этих коле­
баний являются величины от 11,5 до 13,1 кг/л.с.
Далее можно заметить, что величина удельной тяги явно зави­
сит от оборотов гребных колес: относительно большие значения
удельной тяги получаются при относительно малых оборотах
и малые значения тяги—при более высоких оборотах . При скорости
8 км/час установленным пределам тяги соответствуют пределы обо­
ротов колес от 22,5 до 21 об/мин. Кроме этого, можно отметить,
что верхние пределы удельной тяги получаются при некотором
недоиспользовании номинальной мощности машины, происходящем,
главным образом, за счет понижения числа оборотов и, таким обра­
зом, строго говоря, их нельзя считать характерными, поскольку
они получены в условиях, не отвечающих нормальным режимам
работы машин.
Однако, если этим обстоятельством пренебречь, то получается,
что согласно заданию, тяговый показатель проектируемого судна
необходимо повысить против существующего в пределах отЗдо 17%.
Рассмотрим, насколько это возможно осуществить в рамках дру­
гих заданных параметров.
В соответствии с заданием расчетную скорость буксировки будем
принимать равной 8 км/час или ѵ = 2,22 м/сек, а расчетную скорость
поступательного движения гребных колес относительно воды соот­
ветственно равной ѵе=ѵ(1—w) = 1,03 v = 2,28 м/сек.1
Средняя расчетная рабочая осадка колес, при наибольшей осадке
судна с полными запасами Г =1,65 м, может быть принята равной
Тк = 1,5 м. Разность Д Т = 0,15 м между осадкой корпуса и гребных
колес учитывает возможность практически незаметного крена судна,
когда внешние кромки плиц колес (при габаритной ширине около
26 м) не должны увеличивать габаритной осадки судна.
Допустимыми углами погружения колес, согласно данным прак­
тики, будем считать центральные углы погружения в пределах от
а =100° до а = 120е. Придерживаясь ранее установленной целесо­
образной величины коэфициента покрытия гидравлического сечения
/=0,85, из этого условия получаем ограничение вариации величины
диаметра. Верхнюю и нижнюю границы возможного диаметра опре­
деляем по формуле23
Гк(2 —/)
U
,
а
1-COS 2
подстановкой в нее числовых значений Тк и f и, соответственно,
нижнего и верхнего пределов допустимого угла погружения а.
Таким образом, можно определить, что вариации диаметра должны
лежать в пределах от £> = 4,83 м до £> = 3,45 м. Но эти пределы
придется еще более сузить, если учесть, что относительная высота
плиц не должна быть чрезмерной и не вносить дополнительных
конструктивных трудностей. Принимая для величины р как крайний
1 Обоснование принятия величины коэфициента попутного или встречного потока
равной —0,03 дано в работах Веселовского 1938 г. и автора 1939.
3 Получается из В = | 4-р --0 путем п°Дстановки значения 0, определенного на
J
«6=cosЛ.
J
1+0—0
2
165

верхний предел значение £ = 0,35 и имея в виду, что Hn—fTK —
= 0,85-1,5 = 1/27, величина наименьшего диаметра должна быть
порядка D = -j = 3,64 м. На верхний предел диаметра величина (5
влияния не оказывает.
Относительный эксцентриситет колес, имея ввиду, что у суще­
ствующих колес такой же мощности он не более величины е = 0,667
и что повышение его значения связано с значительными конструк­
тивными трудностями, примем равным е = 0,7.
Мощность на валу колес, в соответствии с заданием, принимаем
равной Np — т|м .
= 0,88.1200= 1060 л.с .
Оборотами вала колес (машины) будем варьировать так, чтобы
в основном выдержать условие применимости расчетных формул
по числу Фруда, с учетом величины поступи.
Собственное сопротивление корпуса буксира на заданной скорости
хода *и = 2,22 м/сек примем, в соответствии с приближенным расчетом,
равным W = 900 кг.
Вариантные расчеты гребных колес будем вести следующим
порядком:
1) на основе формулы (25) вычислим величины отношения длины
плиц к относительному шагу плиц
2ВП
3,87^
Ѵе
t
рIKZW ■
V«’
задаваясь значениями диаметра и оборотов;
2В
2) для каждого из определенных таким образом значений—- под­
считываем величину к.п.д. колес
•«=
ЕЕ.
itDn'
Е7
3) подсчитываем величину развиваемого колесами упора
и величину тяги на гаке Z~P— Ц7, а затем величину удельной
тяги кг/л.с,
В результате этого получается ряд значений удельной тяги»
соответствующий ряду значений отношения длины плиц к шагу для
колес заданного диаметра в некотором диапазоне чисел оборотов.
Примем варианты диаметра колес в виде следующего ряда
значений:
7) = 3,60, 3,75, 3,90 и 4,05 м.
А число оборотов для колес заданного диаметра в виде следующего
л'=
22, 23, 24 и 25 об/мин
я= 0,367, 0,383, 0,400 и 0,416 об/сек.
Принятые значения диаметра, как видно, удовлетворяют условию
сохранения принятых углов погружения колес и значениям относи­
тельной высоты плиц, а обороты, в сочетании с каждым из диаметров»
удовлетворяют условию сохранения применимых чисел Фруда n^D..
166

Простые сами по себе расчеты можно еще более упростить,
сведя их в одну таблицу. Подсчитывавши предварительно постоянные
согласно заданию величины, а также ряд постоянных величин для
каждого из назначенных диаметров, после чего производим основной
расчет, учитывающий изменяемость рассчитываемых величин от обо­
ротов. Соответствующие вычисления заключены в табл. 3.
Расчет вариантов гребных колес
Таблица 3
Основные данные: N.= 1 200 л.с . N
= 1 060 л.с. ѵе =2,28 м/сек
?
Тк= 1,5 м
е=0,7
р = 102 кг. сек2/м<
75/V
- 3,87
Постоянные произведения: р = — ~—
= 34800
q = ------- 1-------- = 51
ve
ѴТ
f
Г=к 3
=0,685
;
yv
I
D
M
дЗ,5
<7
D3,s
.
r
J= ~D
n'об/мин....
n об/сек.........
л31/сек3...
22
0,367
0,049*
;
23
0,383
1 0,0561
I
24
0,400
0,0640
25
j
0,416
0,0720
3,60
89
0,537
1
0,190
2ДП=J
t
nl
.........
IP=P•
КГ••
Z=P—ГКГ
.
.
ZjNi кг/л.с .
.
.
11,62
0,517
18 00C
17 100
14,25
10,23
0,495
17 200
16300
13,60
8,97
0,475
16 500
15 600
1 13,00
1
7,97
0,456
15 900
15 000
12,50
3,75
102
0,500
0,182
2ДП
t
•* ...........
p...............
z...............
ZIN,...........
10,12
0,495
17 200
16 300
13,60
8,90
0,475
16 500
15 600
13,00 |
'
7,81
0,455
15 900
15000 ■
12,50 |
| 6,95
0,437
15 200
14 300
11,90
3,90
117
0,435
0,176
t
r‘p
.............
p...............
z...............
Z)Nt...........
8,80
0,480
16 700
15 800
13,15
,7,75
0,459
16 000
15 100
12,55
6,80
0,440
15 300
14 400
12,00
1
6,04
0,423
14 700
13 800
11,50
4,05
134
0,380
0,169
t
..........
p...............
z...............
ZIN,...........
7,69
0,460
16000
15100
12,55
6,77
0,441
15 400
14 500
12,08
5,94
0,422 1
14700 '
13800j
11.50 !
5,28
0,406
14 100
13 200
11,00
Результаты вычислений этой таблицы представлены
Z
2ВП
нарис.7ввиделинийN~иDвфункцииот—при
графически
постоянных
167

значениях числа оборотов п'.
Кроме этого, пунктиром проведена
Z
2В
линия
в функции
при одном крайнем наименьшем возможном,
по ранее поставленному условию, значении диаметра 0 = 3,6 м.
Рассматривая рис. 7, легко заметить, что условия задания -г,—=
= 13,5 кг/л. с. при п' = 24 об/мин являются несовместимыми.
Максимальным значением числа оборотов (при минимальном диа-
Z
метре 0 = 3,6 м), при котором обеспечивается удельная тяга
=
Рис. 7.
= 13,5 кг/л.с. является п'=23,1 об/мин. Все числа оборотов, пре­
вышающие это значение, дают меньшую удельную тягу. Так, при
дЛ=24 об/мин, удельная тяга не выше 13 кг/л.с., при п'=25 об/мин—
уд. тяга 12,5 кг/л.с. и т. д.
Значит, можно констатировать, что возможность выполнения тре­
бования задания в отношении величины удельной тяги будет опре­
деляться возможностью понижения числа оборотов машины, при
сохранении ее мощности по крайней мере до л'=23 об/мин.
Поскольку машина проектируется по существующим прототипам,
то этот вопрос может быть выяснен по экспериментальному материалу.
Обращаясь к результатам испытаний буксирных пароходов мощ­
ностью 1200 л.с«, приведенным в табл. 1, среди экспериментальных
точек находим и такие, как выписанные в табл. 4 .
Эти данные показывают, что существующие машины подобного
типа (наклонные, тройного расширения) позволяют отбирать полную
мощность при п'= 22,0-23,0 об/мин.
Следовательно, и новую машину можно проектировать на эти
обороты. Таким образом, возможность согласования задания с этой
стороны представляется реальной.
168

Другим фактором, определяющим возможность достижения задан-
Л
2ВП
нои тяги, является величина отношения
.
На прототипах, как
можно видеть из табл. 2, длина плиц колес на оба борта составляет
Таблица 4
Название парохода
Индикаторная
мощность
машины /V; л.с .
Число обо­
ротов вала
п' об/мин
2—III
1243
22,8
1-1
1282
22,0
1196
23,0
3-1
1207
22,6
1209
22,8
1188
22,7
величину около 2ВП= 13,6 м. Чтобы уложиться в заданную габа­
ритную ширину судна 26 м, и для проекта не следует выходить за
пределы этой величины. Таким образом, максимальная длина плиц
должна быть не более 2Вп = 13,6 м. Если теперь ориентироваться
на минимальное, аппробированное практикой значение относительного
шага
плиц
плиц, равное t= 1,3, то допустимая величина отношения длины
к шагу должна быть не более
2Вп__13£_
"Т““J3—іи,о.
В этом случае достижимая величина удельной тяги (при мини­
мально допустимом диаметре D = 3,6 м) получается равной, прибли-
зительно -^-= 13,7 кг/л.с . и число оборотов около п'= 22,8 об/мин.
Таким образом задание по тяге как будто бы может быть удов­
летворено и даже с некоторым небольшим превышением. Однако
далее этот вопрос должен быть уточнен в порядке согласования
конструктивных возможностей для практического осуществления
гребных колес.
Здесь, в первую очередь, мы должны согласовать между собой
такие элементы колес, как шаг плиц, относительную высоту плиц
и число плиц. Высота плиц, если придерживаться коэфициента погру­
жения /=0,85, должна быть порядка 17п = 1,27 м. Если же при этом
диаметр колес £> = 3,6 м, то величина относительной высоты
р=
= 0,353 вызывает сомнение в возможности ее осуществления
в сочетании с относительным эксцентриситетом равным е = 0,7. Жела­
тельно, чтобы максимальное значение р не превышало порядка
р = 0,33. Для этого, с одной стороны, следует поступиться величи­
ной коэфициента погружения плиц и принять его равным / = 0,825
169

и, с другой стороны, повысить диаметр до D — 3,7 м. Тогда величина
р=
0,335
становится приемлемой.
Далее, считая, что относительный шаг будет не менее £=1,3,
определяем рациональное число плиц:
к
2ВП
Если z= 7, то £=^р = 1,34 и отношение -у-—10,15.
На рис. 7 это отношение при D = 3,7 м определяет необходимое
число оборотов, которое равняется п'=22,3 об/мин. и достижимую
величину удельной тяги, соответствующую этому числу оборотов,
Z
равную -у- = 13,62 кг/л.с.
Таким образом, выявляется реальная возможность выполнения
задания по тяге с превышением на 1%, но при этом требуется
понижение заданного числа оборотов. Последнее, судя по прото­
типам, также вполне реально.
В результате, для проекта получаются следующие данные.
Машина:
индикаторная мощность............................
N-t = 1200 л.с. при
п' = 22,3 об/мин.
Гребные колеса:
диаметр ... .....................................
длина плиц..................... ...............
высота плиц .................................. ..
число плиц .........................................
относительный эксцентриситет . ............. .. .
осадка колес .........................................
относительный шаг плиц............................
относительная высота плиц . .......................
коэфициент погружения плиц или крэфициент по­
крытия гидравлического сечения ...
•
.
.
.
несимметричность плиц относительно валиков . . .
Удельная тяга ла гаке буксира:
кг/л.с.
Абсолютная тяга на гаке:
Z = 16300 кг.
D= 3,70 м
2ВП = 13,6
„
Нп=1,24 ѵ
z=7
e=0J
Гк=1,5
м
/=1,34
3 = 0,335
/ = 0,825
—tfH= 0,03D=
=0,11м
Следует заметить, что стремление к достижению более высокого
тягового показателя буксира, сравнительно с существующим, при­
водит к несколько необычным относительным элементам гребных
колес: значения относительного шага £ = 1,34 и относительной высоты
плиц 3=0,335 в практике нашего речного флота еще не были осу­
ществлены, и здесь, безусловно, встретятся трудности конструктив­
ного порядка, которые нужно будет преодолеть.
% Определив тяговый показатель проектируемого буксира величиной
-^ -=13,6 кг/л.с., интересно будет сопоставить его с тем тяговым
показателем, который мы получили бы, приняв гребные колеса
с элементами существующих прототипов.
іо табл. 2 примем осредненно для обоих прототипов величину
относительного шага плиц равной t — 1,6 и длину плиц на оба борта
2Вп=13,64и составим отношение -—- = 8,55. При этом будем счи­
170

тать, что осадка колес также равняется 7’= 1,5 м, а относительный
эксцентриситет £ = 0,7.
Это отношение при диаметре £) = 4,0 м на рис. 7 дает число
оборотов, приблизительно п'=21,5 об/мин и удельную тягу
—
—
13,0 кг/л. с ., что, вообще говоря, очень близко к лучшим пока­
зателям прототипов (и по оборотам и по тяге) и свидетельствует еще
раз о достаточной надежности приведенного здесь материала и спо­
соба определения основных элементов гребных колес.
Однако, мы поставили задачу сравнения тягового показателя колес
проектируемых основных элементов с тяговым показателем колес
с элементами прототипов по тем же данным и должны здесь отме­
тить, что в результате этого сравнения получается повышение тяги
(удельной) на ~
• 100—4,5°/0 при повышенном на
—1^- 100==
= 4% числе оборотов, что представляет несомненное преимущество
проектируемых новых колес как по тяге, так и по оборотам.
Следует считать, что проектируемый тяговый показатель 13,6 кг/л. с.
является средней величиной для новых буксиров. Его величина будет
зависеть от местных условий, в частности, от изменения осадки
судна и развиваемой мощности и оборотов машины. Вследствие
этого он может быть и больше и меньше. Поэтому, представляет
также интерес сопоставление этого показателя со средним показа­
телем тяги существующих судов — прототипов .
Графической интерполяцией опытных данных, для скорости букси­
ровки 8 км/час, можно определить, что среднее значение индика­
торной мощности машин прототипов составляет величину несколько
менее, чем 7VZ = 1200л. с, а среднее значение тяги на гаке Z = 13 400 кг.
Таким образом, средняя величина тягового показателя равняется
7
—
= 12,0 кг/л.с.,
а следовательно, повышение показателя новых
судов будет составлять — 1 ) • 100 = 13,3°/о-
Необходимо заметить при этом, что на прототипах, в среднем,
мощность машин недостаточно используется, и если подходить
к буксирам только как к источникам тяги без учета эффективности
ее создания, то для новых судов получается еще более значитель­
ное увеличение суммарной тяги против среднего значения таковой
у прототипов. Это увеличение составляет
—
1 )• 100 = 21,5°/0.
Приведенные сравнения дают соответствующую оценку проекти­
руемым колесам.
Заключение
Разобранный частный пример определения основных элементов
гребных колес, а также общие указания относительно использования
разработанных новых практических формул для расчета гребных
колес, конечно, не исчерпывают всех возможных случаев условий
и заданий на проектирование колес. Задачей примера было только
показать, что проектировщик сможет в любом случае, используя
формулы (15), (16), (17) и учитывая условия их надежной примени­
мости построить свои расчеты так, что они будут просты, наглядны
и надежны.
Но в заключение следует отметить одно важное обстоятельство
в отношении действия гребных колес буксирных судов, которое только
171

здесь впервые и совершенно отчетливо выявляется на основе предло­
женных формул.
Это обстоятельство заключается в том, что для гребных колес
буксиров заданной мощности, оборотов и диаметра габаритная длина
плиц находится в прямо пропорциональной зависимости от относи­
тельного шага плиц, при равной эффективности действия колес
(формула 23')-
Оно дает новое направление изысканию наибольшей эффектив­
ности гребных колес при заданных габаритах и позволяет проекти­
ровщику совершенно сознательно установить пределы достижимой
эффективности в рамках конструктивных возможностей.
Кроме этого нужно отметить, что и роль величины относитель­
ного эксцентриситета колес, по отношению к полезному действию
их, здесь получает новое освещение с количественной стороны.

Научн. comp. В. Н. ШУШКИН
О ВАЛКОСТИ КОЛЕСНЫХ БУКСИРОВ
Стремление развить плошадь гидравлического сечения движите­
лей буксирных судов для повышения их буксировочной эффектив­
ности, само по себе вполне оправданное, на колесных судах, обычна
мелкосидящих, приводит к значительному удлинению плиц гребных
колес и общему расширению габаритов судна.
В большинстве случаев буксиры с колесами, имеющими длинные
плицы, в эксплоатации зарекомендовали себя как суда весьма эффек­
тивные и удобные, но в отдельных случаях встречаются суда, обла­
дающие явно отрицательным свойством — валкостью .
Под валкостью понимается неспособность судна двигаться без
крена, т. е. судно в ходу имеет устойчивый крен . Попытки вырав­
нять крен на один борт обычно заканчиваются тем, что судно полу­
чает крен на другой борт (т. е . оно переваливается с одного борта
на другой, отсюда — „валкость*).
Явление валкости отмечено как на судах новой постройки с длин­
ными плицами гребных колес, так и на старых судах после модер­
низации гребных колес, связанной с удлинением плиц.
Углы крена, характеризующие валкость буксиров, обычно неве­
лики (не превышают 2—3°), но большая ширина обносов, даже с таким
креном, делает судно неудобным для управления; кроме того, при
длинных плицах получается значительная перегрузка одного колеса
и недогрузка другого, что влечет за собой общее снижение к.п.д .
колес, которое ставит под сомнение целесообразность расширения
гидравлического сечения. Неравномерная нагрузка на колеса небла­
гоприятно сказывается на валах и на общем эксплоатационном
состоянии машины.
Поскольку явление валкости замечено преимущественно на судах
с колесами, имеющими длинные плицы, было высказано предполо­
жение, что причиной валкости являются именно длиннопличные греб­
ные колеса и, следовательно, необходимо найти и установить пре­
дел уширения колес (удлинения плиц), при котором валкость не
является свойством судна.
Подтвердить или опровергнуть это предположение и следующий
из него вывод, очевидно, можно только в результате более подроб­
ного изучения данного вопроса и точного установления причин вал­
кости валких буксиров.
Представляется целесообразным приступить к этому делу с опре­
деления гидромеханических сил, действующих на плицы гребного
колеса.
173.

Решение вопроса о величине и характере изменения силы, дей­
ствующей на плицу гребного колеса, при работе последнего, встре­
чает весьма значительные трудности. Эти трудности возникают,
с одной стороны, вследствие того, что циклическое движение плицы,
разделяющееся на два периода: рабочий — в воде и холостой
—
в воз­
духе, сопровождается такими сложными явлениями, как вход в воду
и выход из воды и, с другой стороны, вследствие криволинейности
движения плицы в воде с непрерывно меняющимися углом атаки
и величиной скорости относительно воды.
Трудности исследования вопроса полностью еще не преодолены
до настоящего времени, и составить представление о силах, дей­
ствующих на плицы как на рабочий орган гребного колеса, мы можем
лишь с известным приближением, делая некоторые допущения, схема­
тизацию и упрощение явлений и при этом в значительной мере исполь­
зуя результаты обдувок моделей плиц в прямолинейном потоке.
Продувки плиц в аэродинамической трубе помогают, в частности,
уяснить такие вопросы, как характер изменения действующей силы
с изменением угла атаки, влияние размаха плицы на величину силы,
а также влияние погиби (кривизны) профиля плицы на величину
силы.
В литературе имеются данные, относящиеся к опытам с плоскими
и изогнутыми пластинами различной кривизны и различного удлине­
ния (размаха). Однако, в настоящей работе мы воспользовались
не этими, известными материалами по пластинам, а результатами
специальных продувок моделей плиц гребного колеса, с бабками,
полубабками и валиками на тыльной стороне, которые были произ­
ведены по заказу ЦНИИРФа в аэродинамической трубе Научно-
исследовательского института математики и механики Ленинградского
государственного университета в 1941 г., в связи с разрабатывавшимися
тогда в ЦНИИРФе другими вопросами теории и проектирования
судовых гребных колес.
Были обдуты три модели плиц, профили которых, в одинаковом
масштабе, изображены на рис. 1 . Модели характеризуются следую­
щими размерами:
No моделей Длина,
мм
Высота (глубина
профиля),
мм
Относитель­
ный
размах
Радиус кривизны
профиля,
мм
1
800
175
4,57
400
2
800
100
8,00
400
3
800
150
5,33
оо (плоская)
Модели No 1 и 2 по концам были определены угольниками и мо­
делировали стальные плицы; модель No 3 была без угольников и мо­
делировала деревянную плицу.
Обдувка моделей производилась при углах установки 0, 5, 10°
и далее, через каждые 10° до 90° как с лицевой стороны, так
и с тыльной, причем углы для тыльной стороны считались отрица­
тельными. Углы отсчитывались, как обычно, между направлением
обдувки и направлением хорды профиля.
Исчерпывающий результат продувок — характеристики плиц
—
представлен на рис. 2, 3, 4. На каждом из этих рисунков даны коэ -
174

фициенты подъемной силы Су и сопротивления Схі т. е. коэфициенты
сил, действующих на плицу перпендикулярно обдувке и в направле­
нии обдувки, в функции угла установки ф, а также поляры. На рис. 5
дополнительно даны кривые коэфициента суммарной силы Сг, дей­
ствующей на плицы при обдувке с лицевой стороны, в функции
Рис. 1.
угла установки, т. е . развернутые поляры для продувок с лицевой
стороны для всех трех моделей.
Рис. 2. Плица No 1
5=0,140 м2; /=0,175 м; ѵср=33,6 м/сек.
Коэфициенты. сил приняты в виде следующих выражений:
г_X
с ==-у
С
—
рSt/2 ’
У Р$ѵ2’
г рSv29
где R — суммарная сила, действующая на плицу, в кг,
X— составляющая силы в направлении обдувки, в кг,
Y—составляющая силы, перпендикулярная обдувке, в кг,
Р—плотность среды в кг секи/м4,
S—площадь плицы в м2,
ѵ — скорость потока обдувки в м/сек.
175

Приведенный материал позволяет сделать следующие принципиаль­
ные замечания общего характера относительно сил, развивающихся
на плицах.
Рис. 3. Плица No 2
5=0,080 м2; t=0,100 м; ѵср=35 м/сек.
Рис. 4. Плица No 3
5=0,120 м2; /=0,150м;ѵср=34м/сек.
пазличяртга ^„СИЛЫ сопР°TMвления плицы на единицу площади мало
Р
для плиц плоских и плиц, имеющих профиль дужки, но
176

подъемная сила на единицу площади у плиц с профилем дужки зна­
чительно выше, чем у плоских. Вследствие этого, суммарная сила
на единицу площади на плицах с погибыо при углах атаки до 30°
(при обдувке с лицевой стороны) значительно превышает суммарную
силу на плоской плице.
2. Суммарная сила на единицу площади для плиц с одинаковой
кривизной профиля мало меняется с изменением, в практических
пределах от 4,6 до 8, относительного удлинения плицы (размаха).
Таким образом, размах плицы для развивающихся на ней сил является
фактором влияния второго порядка.
Вопросы кинематики для гребных колес с поворотными плицами,
преимущественно применяемых на судах речного флота, разработаны
наиболее обстоятельным обра­
зом А. М. Басиным Ч
Результаты этой работы
здесь использованы для даль­
нейшего уточнения кинема­
тики плиц в период рабочего
хода.
Как известно, движение
плицы гребного колеса являет­
ся плоским, поэтому для изу­
чения кинематики достаточно
рассматривать движение ка­
кого-либо одного ее попереч­
ного сечения. Движение пли­
цы, как и любого твердого
тела, вполне определяется
величиной и направлением ско­
рости ее центра относительно
Рис. 5.
воды и вращательной скоростью отно­
сительно этого центра.
Упрощая задачу, примем, что вращательная скорость плицы около
ее центра мала (что близко к действительности) и что высота плицы
(размер сечения) мала по сравнению с радиусом гребного колеса
и, следовательно, ограничимся рассмотрением движения только ее
центра, считая, таким образом, что вся она движется со скоростью
центра.
Такое рассмотрение равнозначно замене криволинейного движе­
ния плицы прямолинейным с переменным углом атаки.
Моменты прохода плицы через поверхность воды будем опускать
из рассмотрения.
Характерная черта криволинейного движения заключается в том,
что каждый элемент плицы движется со своей скоростью и со своим
собственным углом атаки.
Весьма вероятно также, что имеют некоторое значение инер­
ционные силы. Обоими этими обстоятельствами будем пренебрегать,
отождествляя движение плицы с движением ее центра.
В соответствии с принятыми допущениями, скорость плицы отно­
сительно воды будем выражать формулой (формула для скорости
центра плицы):
^(Ѵ+1-2Х,. sin <?),
(О
1 А. М . Басин. Кинематика судовых гребных колес . Труды ВНИТОСС, т. II.
вьіп. 1, 1935 г.
12 ЦНИИРФ. Суд. силовые установки

а угол атаки плицы через его cos и sin следующими формулами:
cosф= ~ [sin(а-<р)+\cosа]
Ѵф
V
sinФ=— [cos(а—ср)-\sinа]
(2)
Здесь vt — окружная скорость плицы, равная itDn, © — угол пово­
рота колеса по отношению к координатной оси, связанной с коле­
сом; а — угол хорды плицы, который она составляет с горизонталью
и X*—индуктивная поступь колеса, определение которой будет
дано ниже.
Угол а определяется формулами его cos и sin в зависимости от
угла поворота ср и конструктивных соотношений колеса е и т в сле­
дующем виде:
cosа=
___ ________________________
—
т sin ср (ent cos <р — 1)+(tn cos ср—1)1^/п2 sin2 cp-f-(/n cos ср I)2 (ent cos ср I)2
=
m2sin2ср (wcos<p—I)2
Sinа=
__ (mcoscp—1)(emcoscp—1)-|-msincpy^m2sin2cp-p(mcosср—1)2—(etncos<p—1)2
m2sin2cp4-(mcoscp—I)2
(3)
COSф=
sinф=
Величина e — относительный эксцентриситет колеса, равный отно­
шению линейного эксцентриситета к длине костыля плицы колеса,
а величина т— отношение длины костыля к радиусу колеса.
Из формулы (1) можно определить соотношение скоростей —
и подставить в формулы (2), тогда последние напишутся в виде:
Sin(а—ср) УCOSа J
1/" 14~Х.2— 2 Л. Sin со I
♦1
}
(2')
COS(а—ср)— "К,Sinа I
1-гV—2к.sinср |
Формулу же (1) удобнее иметь без квадратов, именно:
^= ^•/14-V
-2\
(Г)
В работе А. М . Басина величина индуктивной поступи колеса X.
принята постоянной для всего периода действия плицы в воде
(рабочего хода) при заданном постоянном режиме работы гребного
колеса. Однако, как позднее было установлено, такое допущение
слишком грубо. Плицы гребного колеса действуют на воду на неко­
тором протяжении, и естественно, что индуцированная ими скорость
воды должна возрастать по мере продвижения плиц от места начала
действия (входа в воду) к месту окончания действия (выхода из воды),
соответственно с преодолением инерции воды, отбрасываемой коле­
сом, происходящим плавно во времени.
Это можно наблюдать и в действительности. В начале рабочего
хода плица движется почти в „свежей воде", т. е. в такой, скорость
которой увеличена относительно скорости продвижения колеса лишь
незначительно (подсасывающим действием колеса), тогда как в конце
рабочего хода вода оставляет плицы со скоростью, близкой к окруж­
ной скорости плицы. Поэтому учитывать изменяемость индуцирован-
178

ной скорости в каждой точке положения плицы за период рабочего
хода совершенно необходимо.
Закон нарастания скорости, индуцированной гребным колесом,
получен приближенно из рассмотрения действия в жидкости вихре­
вого цилиндра прямоугольного сечения. Результаты этого исследо­
вания, опубликованные в статье автора „Определение скоростей
индуцированных гребным колесом и выбор эксцентриситета"1, здесь
также используются.
Приведенные выше формулы, определяющие кинематику плицы,
остаются справедливыми и для случая, когда индуктивная поступь \-
является величиной переменной, зависящей от угла <?, так как фор­
мально в них ничего не изменяется.
Величина индуктивной поступи определяется отношением ско­
рости к окружной скорости плицы. Первая учитывает индуциро­
ванную колесом скорость, именно
= ѵ4-и,
(4)
где ѵ — скорость невозмущенной воды или продвижения колеса отно­
сительно воды и и — индуцированная скорость, функция положения
плицы. Так как индуцированная скорость меняется в районе дей­
ствия колеса, то и скорость также соответственно меняется.
Таким образом, индуктивная поступь выражается как:
ѵ, ѵ4-и
1vt
vt
В упомянутой работе изменение индуцированной скорости пред­
ставлено в виде изменения отношения — в функции расстояния от
вертикальной плоскости,
к осадке колеса —
:
1к
(5)
проходящей через ось колеса, отнесенного
где х— представляет полную индуцированную скорость на большом
удалении за колесом (теоретически — на бесконечности).
•
Эта зависимость представлена здесь графически на рис. 6 для
трех постоянных соотношений сторон плицы, отмеченных на графике.
Из теории идеального движителя известно, что полная
индуцированной скорости определяется
упору в следующем виде:
величина
нагрузкой движителя по
(6)
причем, коэфициент нагрузки по упору
работы движителя легко подсчитывается
<зр для заданных условий
по формуле
'-р^■
2Р
Таким образом, для заданного режима
возможность определить величину х, а по рис. 6 величину отношения
—
и, следовательно, величину индуцированной скорости и для любого
положения плицы в воде.
работы колеса мы имеем
1 Жури. „Судостроение*, No 7, 193G г.
12*
179

Абсцисса рис. 6 у- имеет связь с углом поворота плицы <р (за
время рабочего хода) в следующем виде:
х__
cos ?
ТГ“ 1+3—sin<ro ’
где sin = Ѳ — суть характеристика погружения колеса, а р отно­
сительная высота плицы.
Формула (4) для индуктивной скорости колеса может быть пред­
ставлена как
і11
но поскольку величина х выражается формулой (6), можно написать:
Рис. 6.
а формулу (5) для индуктивной поступи колеса представить в виде:
Х.=Х
1#
(5')
Тогда практическое вычисление относительной скорости плицы
по формуле (1') и углов атаки по одной из формул (2'), с исполь­
зованием рис. 6, для заданного режима работы колес легко осуще­
ствляется.
Принципиальная схема вычислений сводится к следующей: для
каждого положения плицы, характеризуемого углом поворота <р ко­
леса, отсчитываемого от горизонтальной оси, проходящей через центр
колеса — вычисляются:
1) угол, составляемый хордой плицы с горизонтальной осью а
по одной из формул (3);
2) абсцисса у— для рис. 6 по формуле (7), по которой затем опре-
деляется величина -у- ;
3) индуктивная поступь колес \ по формуле (5');
4) относительная скорость плицы по формуле (Г);
5) угол атаки плицы ф, по одной из формул (2').
Здесь следует подчеркнуть, что, если при X, = const для всего
рабочего хода, кинематика (также как и геометрия) плицы получа­
лась почти симметричной относительно вертикальной плоскости,
180

проходящей через ось колеса, то теперь, с введением закона изме­
няемости
углы атаки плицы в первую и вторую половину рабо­
чего хода плицы в симметричных положениях становятся резко раз­
личными по величине. Вследствие нарастания величины
угол атаки
Рис. 7.
плицы во второй половине рабочего хода в симметричных положе­
ниях значительно меньше, чем в первой половине, хотя величина
относительной скорости плицы при этом изменяется незначительно.
Разность в углах атаки плицы в симметричных положениях пер­
вой и второй половин рабочего хода, естественно, имеет тем боль­
шую величину, чем большие расстояния рассматриваются между поло­
жениями плицы. Рис. 7 и 8 иллюстрируют это замечание.
Приведенные кинематические формулы вместе с графиком вызван­
ных скоростей в области гребного колеса определяют скорость
181

и углы атаки плицы и, следовательно, позволяют использовать мате­
риал обдувок плиц для определения характера и порядка величин
силы, действующей на плицу за время ее движения в воде.
Совершенно естественно, что решение такой задачи может быть
только численным. Для примера возьмем конкретный случай и на
нем проследим интересующее нас изменение силы, действующей на
плицу.
Условимся, что колеса буксира имеют следующие основные эле­
менты:
Диаметр по срединам высоты плиц.........
Высота плицы.................... ...........
Длина плиц на оба борта....................
Число плиц .ч
...............................
Осадка колеса............. .................
Гидравлическое сечение .... ...........
Соотношение длины плиц к осадке.........
Относительный эксцентриситет .............
Дополнительный параметр к эксцентриситету
Относительная высота плиц..................
Характеристика погружения..................
D=3,9 м
Нп=0.95 .
2ПВ=13,6 „
z=8
Гк=1,5 м
Fp=20,4 w
е=0,67
т=6,7
р = 0,244
О= sinФп=0,474
е0 = 28э2О'
При обычной скорости хода судна т/ = 2,5 м/сек такие колеса
развивают упор порядка Р= 16000 кг, работая при числе оборотов
п = 23 об/мин = 0,383 об/сек или при окружной скорости vt = vDn =
= 4,7 м/сек, что дает величину поступи, равную Х= —= 0,53.
Для вычисления вызванной скорости подсчитаем коэфициент на­
грузки колес по упору
= - 16000
Р 51-20,4.6,25
и далее величину
- 1=о,8б.
Таким образом, индуктивная поступь колес будет определяться
выражением
х. = х( 1+0,86^).
Затем определим выражение абсциссы ~ для рис. 6, для опреде-
*к
ления отношения- :
х
х__
COS ср
cos ф
Тк“1+0,244-0,474 ~ 0J7 *
Далее формула (3) для cos а была развернута в таблицу, в кото­
рой вычислены углы а для углов поворота колеса <р = 0-^ -180°,
через каждые 20°. Принятая схема отсчета углов показана на рис. 9.
Формула (2') для cos ф была также развернута в таблицу и под­
считаны углы атаки плицы ф для тех же углов поворота колеса.
В этой же таблице были записаны значения коэфициентов Сх и Су,
снятые с рис. 3 (характеристика модели плицы .No 2, наиболее близко
соответствующая по размаху и кривизне натурной плице), которые
затем спроектированы на горизонтальную и вертикальную коорди­
натные оси, показанные на рис. 9, и вычислены коэфициенты верти-
182

кальной и горизонтальной составляющих силы, действующей на
плицу (соответственно Сгу и Сгх), путем суммирования соответствую­
щих проекций Сх и Су. Это суммирование было произведено с по­
мощью следующих формул:
Сгу=Сх sin п-f-Су cosп
Сгх=Су sin п —Сх cosп,
гдеп=
— для первой половины хода плицы и п = 2к — (а + Ф)-—
для второй половины хода. Знаки у Сгу получались в соответствии
с выбранным направлением оси ОУ—минус при действии силы вверх
и плюс — при действии силы вниз.
Рис. 9.
После этого были подсчитаны вертикальная и горизонтальная
составляющие силы, действующей на единицу площади плицы (кг/м2):
которые дают представление о качественном характере изменения
силы за время действия плицы в воде.
На абсолютные значения полученных цифр, как было уже отме­
чено в самом начале, надо смотреть только как на сравнительно
грубую характеристику порядка величин этих сил.
Характер изменения силы, действующей на плицу в течение ее
рабочего хода определяется как изменением угла атаки, так и изме­
нением относительной скорости за тот же период.
Мы вычислили углы атаки и соответствующие силы только для
одного рабочего режима, характеризующегося поступью и коэфи-
циентом нагрузки колеса Х = 0,53 и ор = 2,46. Именно эти величины
характеризуют индуктивную поступь колеса, а последняя вполне
определяет угол атаки плицы.
В соответствии с формулой (5') можно сказать, что те неболь­
шие изменения величин X и которые могут быть при буксиро­
вочных режимах судна, мало отразятся на величине Xz. Она будет
меняться очень слабо (отметим, что увеличение а вызывает умень­
шение X, и наоборот). В соответствии же с формулой (2) можно
183

сказать, что угол атаки плицы, при этом, претерпит еще меньшее
изменение и, таким образом, характер распределения силы на плице
по времени ее рабочего хода, с достаточной точностью останется
для практических буксировочных режимов неизменным.
Следовательно, проделанные вычисления с качественной стороны
дают более общую, чем для одного случая, характеристику силы на
буксировочных режимах гребных колес и удовлетворяют цели на­
шего исследования — выявить соотношение сил и изменение этого
соотношения за время рабочего хода плицы.
На угол атаки плицы влияет также угол между хордой плицы
и ватерлинией а, который, в основном, определяется относительным
эксцентриситетом колеса е.
С целью выяснения влияния относительного эксцентриситета на
изменение силы, действующей на плицу, были проделаны аналогич­
ные предыдущим вычисления еще для колес тех же размеров, но
с относительным эксцентриситетом
е=0,6 и е=0,75.
В табл. 1 представлены результаты указанных вычислений.
Таблица 1
е
т
0°
'
20°
40°
60°
80°
90°
0,67 1
I
а
'і
37° 50'
57е
69° 55'
79°43' I
86° 40'
90°
6
’
20° 50'
14° 30'
20° 30'
30° 20'
58° 45*
90°
Ry JS кг/м2 1
-1270
- 607
-259
-65
-5
4
Rx fS кг/м2 j
855
796
591
348
127
85
а
31° 50'
52° 6'
66° 30'
77° 10'
85° 53*
90°
Ф
26° 35’
20°
23°
33’40'
59° 35'
909
0,60
Ry Is
- 1440
-685
-297
-79
-6
4
845
788
601
353
127
85
a
44° 45'
63° 30'
75°
82°
87d 20'
90°
0,75
14°
8°
14’30'
28° 20'
57° 50'
90°
*yls
-1100
-465
-198
-54
-27
4
Rx IS
950
808
581
346
126
85
e
100°
120°
140*
160°
180°
а
93° 23'
100’40'
108° 50'
119° 30'
134° 30'
0,67
128°10'
166° 30'
180’
180°
180°
г.Ry /S кг/м2
4
67
151
305
483
Rx Is Kr/«2
94
246
85
100
32
1
а
94°
102° 20'
111°
123° 55'
139’30'
1 y/s
127° 45'
164° 20'
180°
180’
180’
0,60
6
73
154
308
485
^x 1$
93
252
79
80
-12
а
92° 30*
97° 50*
104° 30'
114°
128’25'
129° 25'
169°
180°
180°
180°
0,75
22
54
144
291
480
92
248
96
132
81
!
184

В табл. 2 выписаны значения углов а для первой половины хода
плицы и рядом значения 180 — а—для второй половины хода. Со­
поставление этих значений показывает, что при выходе из воды во
всех практических случаях плица движется более вертикально, чем
в симметричных положениях при входе.
В табл. 3 выписаны углы атаки плицы ф для входа и выхода
плицы —для симметричных положений. Сопоставление этих величин
показывает, что во всех практических случаях углы атаки плицы
при входе значительно превышают углы атаки при выходе (в сим­
метричных положениях).
Результаты вычислений сил согласно табл. 1 для наглядности
представлены графически на рис. 10 в виде кривых
/?
/?
- /=/(?) и -/=/1(<р).
Влияние относительного эксцентриситета на величину силы, дей­
ствующей на плицу, как можно видеть на графике, в практических
пределах угла погружения колес сказывается лишь в первую поло-
185

S
Он0)I-
X
оXо.
F
XО
=fQ44
35
s
2
s
J3
6н
Sо
оXьо
S
3
XУ
X
чмсво.
Q
и0>Ч
оX
кЧК
свк(ОX
©L.0JУ
©
ОсвО.
КZ©
о.и
свсо
л=*
X
чБ
X
Xсвнм
3
ч
ооооо
ОООоО
СМ-Ч*СОQO
•
ю
о
II
со
р
а
з
н
и
ц
а
ООю
СОСМ—
оаооо
<Х> t-
в
ы
х
о
д
ю
СО
о0000
000—0
—
LQ
в
х
о
д
ООО
сосмю
оооо о
QO rt* СО t"-
—
—
СМю
ь-соо
II
р
а
з
н
и
ц
а
ОЪОоLO
lQСОСОlQlQ
ООооо
ОтНОСОсо
см —СМ
—
в
ы
х
о
д
оЪ
СО LO
ооооа
ооосо—
—
ю
в
х
о
д
оОООіо
ЮСОСОСМтг
Ооооо
ОВОССО
см—смсою
е
=
0
,
6
0
р
а
з
н
и
ц
а
|
ч.
•»
й
<=>
со
см
О_оооо
СООСО00г^.
смсмсм—
в
ы
х
о
д
ОІО
-г
—
О'СУоОо
осоюсм
—
ю
в
х
о
д
чК
«О
Оно
СО
-З'со
ооооо
срОСОСО©>
СМСМСМсоL©
£>
ооооо
GОООО
04-4йсооо
186

вину рабочего хода плицы и преимущественно на вертикальной
составляющей.
По вполне понятной причине, силу, действующую на плицу греб­
ного колеса, мы определили в виде ее двух составляющих—гори­
зонтальной и вертикальной. Горизонтальная составляющая является
элементом упора колеса и в данном случае нас интересует в очень
малой степени. Мы можем лишь отметить, рассматривая рис. 10,
что упор, в основном, создается плицами в первую половину хода,
при входе в воду, и, главным образом, за счет подъемной силы,
а не силы сопротивления. Сила сопротивления плицы, сама по себе,
является относительно малой величиной и занимает в балансе упора
соответственно малое место. Во вторую половину хода, при выходе,
плица работает малоэффективно, вследствие того, что углы атаки
ее становятся очень малыми, а причиной этого является рост индук­
тивных скоростей.
Исследование было проведено исключительно для того, чтобы
выявить вертикальную составляющую силы, действующей на плицу,
как элемент вертикальной силы, развивающейся на гребном колесе
во время его работы. Эта сила представляет интерес, как фактор,
имеющий непосредственное отношение к остойчивости судна при
случайных кренах последнего.
Рассматривая график ~у_ на рис . 10, прежде всего можно видеть,
s
что наиболее значительная величина вертикальной силы, так же как
и горизонтальной, развивается в первую половину хода плицы, но
в противоположность упору вертикальная сила на плице в первую
и вторую половины хода имеет разные знаки, так что суммарная
сила определяется как разность средних значений за первую и вто­
рую половины хода. Но, так как в первую половину хода сила полу­
чается больше, то суммарная сила всегда направлена вверх.
Следует отметить, что симметричные относительно ф = 90° орди­
наты кривой _ имеют тем большую разность, чем больше рас­
стояние между ними в градусах. Отсюда непосредственно следует,
что и средние значения в первой и второй половинах будут
различаться тем больше, чем больше угол погружения колеса.
Таким образом, можно констатировать, что вертикальная сила,
направленная вверх, на гребных колесах возрастает вместе с уве­
личением осадки.
В связи с этим, на судне, имеющем бортовые гребные колеса,
при крене возникает некоторый восстанавливающий момент от греб­
ных колес, так как среднее погружение колес по бортам изменяется
пропорционально углу крена и, следовательно, на колесе поднявше­
гося борта вертикальная сила уменьшается, а на колесе погрузив­
шегося борта — возрастает .
Большая длина плиц гребных колес при этом играет также поло­
жительную роль, так как изменение среднего погружения колес про­
порционально углу крена и длине плиц.
Колеса с более длинными плицами — более „остойчивы".
Влияние эксцентриситета на вертикальную силу (в довольно широ­
ких пределах изменения эксцентриситета е = 0,6 — 0,75), как уже
отмечалось, невелико и, во всяком случае, является величиной вто­
рого порядка, не меняющей характера соотношения сил и их направ­
ления.
187

Таким образом, изложенное, с одной стороны, отчетливо пока­
зывает, что бортовые гребные колеса изолированно, как движитель,
не способны создавать кренящей пары: наоборот, они создают неко­
торую восстанавливающую пару и поэтому не могут служить перво­
причиной валкости судна.
С другой стороны, проведенные натурные наблюдения за пове­
дением валких буксиров и анализ материала этих наблюдений дают
основание для заключения о том, что такой первопричиной валкости
следует считать недостаточную начальную остойчивость судов. Раз­
витие же самого
ского сечения
явления валкости происходит в результате взаимо­
действия гребных колес с корпусом судна.
Недостаточная начальная остойчивость мно­
гих колесных буксирных судов является след­
ствием постоянного наличия трюмной воды в кор­
пусе судна, которая имеет возможность пере­
текать с борта на борт. Этому способствует
обычная конструкция днищевого набора с прони­
цаемыми кильсонами.
В частности, по этой причине на обследован­
ном автором валком судне понижение начальной
остойчивости против проектной величины со­
ставляло две трети, т. е. кренящий момент судна
на 1° требовался в три раза меньше проектного.
Для уяснения механизма возникновения и раз­
вития явления валкости рассмотрим схему, изо­
браженную на рис. И.
Допустим, что судно, буксирующее караван
барж, должно изменить курс на некоторый угол
на правый борт и вывести на этот курс букси­
руемый им воз. Тогда одновременно с измене­
нием курса судна на такой же угол вправо откло­
няется буксирный трос, создавая кренящий момент
на правый борт. Под действием этого момента
судно кренится на некоторый угол, в результате
которого колесо правого борта получает боль­
шее погружение, а колесо левого борта, соответ­
ственно, — меньшее, против нормального, погру­
жение. Грубо можно считать, что упор на коле­
сах при этом распределяется пропорционально
фактически действующей площади гидравличе-
каждого колеса. Таким образом, колесо правого борта
будет создавать больший упор, чем колесо левого борта, а в резуль­
тате этого в горизонтальной плоскости создается момент, стремя­
щийся повернуть судно на прежний курс. Чтобы парализовать дей­
ствие этого момента, угол отклонения руля на правый борт должен
быть увеличен.
.д^алее’ П° меРе вывода буксируемого каравана на заданный курс
АВу как результат ослабленной остойчивости судна, крен выравни­
вается очень слабо и угол крена остается достаточным для того,
чтобы продолжающееся действие момента от разности сил (Рг—Р2)
было ощутимо, а соответственно с этим, некоторый угол отклонения
руля р должен сохраниться и судно вынуждено двигаться по курсу
АВ с некоторым углом дрейфа а. При этом, соответственно, и угол
отклонения буксирного троса от диаметральной плоскости состав­
ляет также величину а. А поскольку такое отклонение есть, по-
188

стольку действует кренящий момент M,=HqZ sina1 и крен судна
в ходу получается устойчивым.
Выравнивание этого крена, вообще говоря, может быть произве­
дено двумя способами: либо приложением момента, равного, но про­
тивоположного по знаку, кренящему момент}' от буксирного троса,
для чего принимается балласт, который по мере выравнивания судна
снимается частями, либо устранением кренящего момента от буксир­
ного троса, для чего резко сбавляется ход судна и в этот момент
оно выправляется на курсе до совпадения диаметральной плоскости
с направлением буксирного троса. В обоих случаях одновременная
откачка трюмной воды способствует более эффективному выравнива­
нию крена.
Сходная картина с креном судна получается и при ходе порож­
нем. Если слабоостойчивое судно, свободно двигаясь с некоторой
скоростью, в некоторый момент времени от какой-либо внешней
силы получает крен, то этот крен немедленно вызывает действие
момента от разности сил (Р}— Р2) и необходимость отклонения руля,
вследствие чего движение судна по курсу будет происходить уже
с углом дрейфа. Движение же накрененного судна с углом дрейфа
вызывает смещение центра приложения гидродинамических сил от
диаметральной плоскости в сторону движения, т. е . в сторону под­
нявшегося борта. Но, поскольку при этом происходит обтекание под
некоторым углом плоского днища, результирующая гидродинамиче­
ских сил дает вертикальную составляющую, направленную вверх.
Последняя же способна создать кренящий момент, по величине
достаточный для того, чтобы удержать судно в положении с полу­
ченным вначале углом крена.
Таким образом, можно констатировать, что основной причиной
валкости судна является ослабленная сопротивляемость крену, про­
исходящая преимущественно от того, что в трюме всегда имеется
вода, которая имеет возможность перетекать с борта на борт. Ко­
личественно сопротивляемость крену вследствие этого понижается
до г/3 от сопротивляемости крену при сухом трюме, а такая величина
уже явно недостаточна.
Отсюда следует, что устранение валкости, если нет возможности
держать трюм всегда сухим, может быть произведено только путем
устранения бортового перетекания трюмной воды, т. е. путем поста­
новки водонепроницаемых кильсонов.
Гребные колеса непосредственно не являются причиной валко­
сти, но усугубляют ее ввиду недостаточной начальной остойчиво­
сти судна. Это происходит за счет перераспределения упора по бор­
товым колесам и возникновения вращающего момента в плоскости
ватерлинии, который должен быть уравновешен моментом силы, воз­
никающей на отклоненном руле, но который в результате этого
вызывает дрейф судна, отклонение буксирного троса от диаметраль­
ной плоскости и кренящий момент.
Так как перераспределение упора по колесам и величина возни­
кающего в связи с этим момента при данном угле крена будет тем
существеннее, чем длиннее плицы, то, вообще говоря, для судна
заданной начальной остойчивости для того, чтобы оно не обладало
свойством валкости, максимальная длина плиц гребных колес должна
быть согласована как с параметрами остойчивости, так и с парамет­
рами движения и устойчивости судна на курсе, т. е. она должна
1
высота буксирного гака над действующей ватерлинией.
189

быть определена указанными параметрами, с тем, чтобы при
обычных углах крена, сообщаемых судну отклонением буксир­
ного троса, перераспределение упора по колесам было незначи­
тельным.
Наличие валкости значительно снижает эксплоатационные каче­
ства судна, так как, во-первых, затрудняется управление судном
вследствие того, что оно вынуждено двигаться по курсу с углом
дрейфа, а угол дрейфа в различных случаях нагрузки на гаке имеет
различную величину и требует большой сноровки рулевого и, во-
вторых, буксировочная эффективность судна также значительно сни­
жается. Следует при этом обратить внимание на то, что эффектив­
ность валких буксиров снижается не только за счет снижения к.п.д .
гребных колес, вследствие неравного погружения их по разным бор­
там, но в большей степени за счет значительного увеличения сопро­
тивления корпуса судна, движущегося с углом дрейфа.
Таким образом, и с точки зрения безопасности плавания и с точки
зрения эффективности работы судна, явление валкости буксирных
судов является существенно отрицательным и устранение его совер­
шенно необходимо.
Основные положения, характеризующие явление валкости судов,
и меры устранения этого явления кратко можно сформулировать
в виде следующих:
1. Причиной валкости некоторых колесных буксиров является
недостаточная начальная остойчивость их.
2. Критерием достаточной или недостаточной начальной остойчи­
вости в отношении валкости является величина угла крена, который
судно получает под действием кренящего момента троса при сле­
довании буксирного каравана на извилинах фарватера. Если этот
угол вызывает значительное перераспределение действующего гид­
равлического сечения по колесам, а следовательно, и значительное
перераспределение упора на колесах, то начальная остойчивость
судна недостаточна и явление валкости имеет место.
3. Валкость — устойчивый крен судна в ходу
—
является непосред­
ственным результатом устойчиво действующего кренящего момента
на буксирном гаке, возникновение которого связано с вынужденным
движением судна по курсу с углом дрейфа. Угол же дрейфа является
следствием необходимости уравновесить моментом руля действую­
щий в плоскости ватерлинии момент от разности упоров на борто­
вых гребных колесах. Таким образом, имеется следующая цепь явле­
ний: на слабом повороте фарватера диаметральная плоскость судна
отклоняется от направления буксирного троса, что влечет за собой
крен судна. Крен вызывает перераспределение упора по колесам и,
как результат, вращающий момент в плоскости ватерлинии. Уравно­
вешивание этого момента рулем приводит к движению судна по
курсу с дрейфом, а дрейф дает устойчивый кренящий момент на
буксирном гаке.
4. Длина плиц гребных колес имеет отношение к валкости судна
в такой мере, в какой она влияет на перераспределение площади
гидравлического сечения колес при данном угле крена судна и, в ко­
нечном счете, на перераспределение упора по колесам. Ясно, что
чем длиннее плицы, тем больше при данном крене разница в гидра­
влическом сечении колес по бортам или, что то же самое, разница
в упорах колес, а следовательно, тем больше величина момента от
колес, действующая в плоскости ватерлинии и приводящая судно
к дрейфу.
190

Однако, решение задачи о связи длины плиц с начальной остой­
чивостью судна и с его динамическими параметрами является весьма
сложным, индивидуальным для каждого судна или серии однотип­
ных судов и в настоящее время вряд ли возможно, ввиду слабой
изученности вопросов динамики судна, вопросов устойчивости на
курсе и управляемости. Кроме того, представляется, что иактуаль
ность этой задачи невелика.
5. Практически можно считать, что длина плиц не имеет отно­
шения к валкости судна, если выдерживать специфичные нормы
начальной остойчивости, характерные для существующих невалких
колесных судов с длинными плицами.
Специфичность этих норм остойчивости заключается в том, что
начальная остойчивость задается максимальным допустимым углом
крена судна, получающимся под действием кренящего момента от
буксирного троса при полном ходе судна с нормальным буксирным
возом на извилинах фарватера. Лимитирующим углом отклоне­
ния буксирного троса от диаметральной плоскости при этом счи­
тается угол 30°.
Таким образом, для исключения валкости буксира при любой
длине плиц гребных колес должна быть задана норма остойчивости
в виде максимального угла крена, определяемого отношением кре­
нящего момента на буксирном гаке при отклонении буксирного троса
от диаметральной плоскости на 30°, на полном ходу, с нормальным
возом УИг30° к моменту, кренящему судно на 1° — Л11О.
6. Натурные наблюдения показывают, что гарантией отсутствия
валкости у буксирных колесных судов с длиной плиц бортовых греб­
ных колес равной 22?п == 1,3 В до 1,5 В (Вп — длина плиц на один
борт, В—ширина корпуса судна) должна служить норма остойчи­
вости, выраженная в градусах допустимого угла крена от буксир­
ного троса, по величине равная
»=
= 0,7° до 0,5°
(большое значение для меньшей длины и меньшее значение для боль­
шей длины плиц). При длине плиц колес меньшей, чем 2Вп = 1,3 В
величина этого угла может быть допущена до 0,8°.
Выдержать такие углы крена при проектировании новых судов,
судя по судам существующим, трудностей не представляет.
7. На существующих валких буксирных колесных судах в боль­
шинстве случаев самой радикальной мерой устранения валкости
явится устранение возможности перетекания трюмной воды с борта
на борт либо путем постановки по днищу водонепроницаемых свя­
зей, либо систематическим осушением трюма.
8. При проектировании новых буксирных колесных судов следует
обращать особое внимание на обеспечение соответствия проекти­
руемых показателей остойчивости с действительно получаемыми
в натуре, т. е . предусматривать заранее возможность наличия трюм­
ной воды, а в соответствии с этим и меры, парализующие отрица­
тельное действие ее на остойчивость.

Редактор Н. В . Цветков.
Техн. ред. К. М. Волчок .
Подписано к печати 6/ѴІІ 1949 г.
Тираж 1000 экз. Печ. л . 12 4-2 вкл.
Уч. -изд. л . 17,4. Изд. No Н-ЛО -212
М-17062. Заказ No 735
2-я типо-литография
Гидрометеоиздата, Ленинград,
Прачечный пер., 6.