МАШИНОСТРОЕНИЕ
ЭНЦИКЛОПЕДИЧЕСКИЙ СПРАВОЧНИК
РЕДАКЦИОННЫЙ СОВЕТ
Председатель Совета и главный редактор
акад. Е. А. ЧУДАКОВ
С. А. АКОПОВ, И. И. АРТОБОЛЕВСКИЙ, Н. С. АЧЕРКАН, И. М. БЕСПРОЗВАННЫЙ,
Н. Т. ГУДЦОВ, В. И. ДИКУШИН, А. И. ЕФРЕМОВ, В. К. ЗАПОРОЖЕЦ, А. И. ЗИМИН.
Н. С. КАЗАКОВ, М. В. КИРПИЧЕВ, В. М. КОВАН, Ю. П. КОНЮШАЯ, А. А. ЛИПГАРТ,
В. А. МАЛЫШЕВ, I Л. К. MAPTEHG I , Л. М. МАРИЕНБАХ, Г. А. НИКОЛАЕВ, И. А. ОДИНГ
Редсовета), Е. О. ПАТОН, |л. К.
(зам. председателя Редсовета), Е. О. ПАТОН, |Л. К. РАМЗИН , Н. Н. РУБЦОВ, М. А. САВЕРИН
(зам. председателя Редсовета), И. И. СЕМЕНЧЕНКО, С. В. СЕРЕНСЕН, К. К. ХРЕНОВ,
М. М. ХРУЩОВ, Н. А. ШАМИН, А. Н. ШЕЛЕСТ, Л. Я. ШУХГАЛЬТЕР (зам. главного редактора),
А. С. ЯКОВЛЕВ
РАЗДЕЛ ЧЕТВЁРТЫЙ
КОНСТРУИРОВАНИЕ
МАШИН
ТОМ 13
Ответственный редактор
проф., д-р техн. наук Л. К. МАРТЕНС
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙЛИТЕРАТУРЫ
москва - 1 9 4 9

ПРОИЗВОДСТВЕННАЯ ЧАСТЬ
Зам. начальника издательства Д. М. Польский. Начальник производствен-
ного отдела Машгиза С. А. Соловьев. Зав. производством „Справочника"
Б. С. Раецкий. Техн. редактор Т. Ф, Соколова. Зав. корректорской
С. А. Третьяков. Корректор В. Г. Матасен. Переплет работы художника
А. Л. Вельского. Руководители графического бюро А. И. Эйфель и
А. А. Силаев. Графики А. М. Тетерин, А. Ф. Иванацкая, Н. И. Корытцев,
Т. И. Корытцева, Е. Г. Курочкин, Н. М. Владимирова, 3. И. Погудкина.
Ксилограф Е. Е. Кирсанов.
Полиграфические работы выполнены в 1-й типографии Машгиза. Директор
типографии Я. И. Панин. Гл. инженер О. Я. Васин. Зав. производством
Л. О. Машгиза Я- И. Лебедев. Зав. производством типографии Н. С. Кондрот.
Набор и вёрстка произведены под руководством С. А. Павлова и техно-
лога Э. Я. Потапенко. Печатью руководили М. П. Седов и технолог
С. М. Сундаков. Брошировочно-переплётные работы выполнялись под
руководством М. Ф. Семёнова. Тиснением руководила Д. Г. Белова.
Матрицы и стереотипы изготовлены под руководством И. М. Беспалова.
Типографская корректура проведена под руководством Е. А. Беляйкина.
Бумага фабрики им. Володарского. Ледерин Щёлковской фабрики. Картон
Калининской фабрики. Шрифт изготовлен на 1-м и 2-м шрифтолитейных
заводах.
13-й том сдан в производство 12/IX 1948—15/XI 1948 г. Подписан к печати
1/II 1949 г. А02406. Заказ № 3165. Бумага 7Oxl08Vie. Уч.-изд. листов 98.
Печатных листов 461'2 + б вклеек. Тираж 50 000. A-й завод 1—25 000).
Адрес типографии: Ленинград, ул. Моасеенко, д. 10.

АВТОРЫ ТОМА
A. М. БАБИЧКОВ, проф., д-р техн. наук; А. С. БЛИЗНЯНСКИЙ, инж.;
В.. А. ГАВРИЛЕНКО, проф., д-р техн. наук; С. Н. ГРИГОРЬЕВ, доц, канд. техн.
наук; И. М. ГОТГЕЛЬФ, канд. техн. наук; И. И. ДРАЙЧИК, инж.; А. Б. ДУМЕР,
инж.; В. Н. ИВАНОВ, проф., д-р. техн. наук; А. Б. ИОФФЕ, доц., канд. техн.
наук; Б. Л. КАРВАЦКИЙ, канд. техн. наук; А. В. КАСЬЯНОВ, доц., канд. техн.
наук; И. И. КИРИЛЛОВ, проф., д-р техн. наук; П. И. КМЕТИК, инж.; В. Ф. ЛА-
ДИЦКИЙ, инж.; Л. Я. ЛЕХТМАН, инж.; Д. В. ЛЬВОВ, инж.; Т. X. МАРГУЛОВА,
доц., канд. техн. наук; А. К. МУСАТОВ, инж.; Б. П. ПЕТРОВ, доц., канд. техн.
наук; С. Н. ПОЗДНЯКОВ, доц.; А. И. РЕБАНЕ, доц., канд. техн. наук; И. Ф. СЕ-
МИЧАСТНОВ, доц., канд. техн. наук; С. А. СКВОРЦОВ, канд. техн. наук;
B. В. СОЛОУХИН, канд. техн. наук; А. Д. СТЕПАНОВ, инж.; М. А. СТЫРИ-
КОВИЧ, чл.-корр. АН СССР; И. Ф. СУРОВЦЕВ, доц., канд. техн. наук;
Б. Н. ТИХМЕНЕВ, инж.; А. Н. ШЕЛЕСТ, проф., д-р техн. наук;
К. А. ШИШКИН, проф.; П. В. ЯКОБСОН, доц., канд. техн. наук.
НАУЧНЫЕ РЕДАКТОРЫ
БЛИЗНЯНСКИЙ А. С, инж. (терминология и обозначения), ГАВРИЛЕНКО В. А., проф., д-р техн.
наук (гл. VII—XIII), КИРПИЧЕВ М. В., акад. (гл. I — V), МАРКУС М. Е., инж. (зам. отв. редак-
тора тома, ПАВЛУШКОВ Л. С, инж., ТИХМЕНЕВ Б. Н., инж. (гл. XIV—XVI). ШЕЛЕСТ А. Н.
проф., д-р техн. наук (гл. XVII — XXI), ШПРИНК Б. Э., проф.
Научные редакторы графических работ инж. В. Г. КАРГАНОВ и инж. П. М. ИОНОВ
*
Редактор-Организатор М. И. ГИЛЬДЕНБЕРГ
*
Зав. редакцией В. Н. МАЛЕЦКАЯ
*
Адрес редакции: Москва., 12, ул. Куйбышева, 4, пом. 12
Главная редакция Энциклопедического справочника 9 Машиностроение*

СОДЕРЖАНИЕ
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ И ТУРБИНЫ
Глава I. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬ-
НОГО АГРЕГАТА (чл.-корр. АН СССР
М. А. Стырикович и доц., канд.техн.наук
Т. X. Маргулова) 1
Основные задачи расчёта 1
Вспомогательные подсчёты • . . 1
Тепловой баланс котлоагрегата 4
Расчёт топочного устройства 5
Расчёт конвективных поверхностей нагрева . 8
Глава П. АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ
КОТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК (канд. техн.
наук. И. М. Готгелъф) 20
Назначение и порядок расчёта тяго-дутьево-
го устройства 20
Определение производительности дутьевой и
тяговой систем 20
Определение потерь от трения и местных со-
противлений 21
Подбор тяго-дутьевого оборудования и расчёт
дымовой трубы 28
Глава III. ПАРОВЫЕ КОТЛЫ (анж. В. Ф.
Ладицкпй) 37
Типы паровых котлов 37
Котлы малой мощности 38
Энергетические котлы 42
Основные принципы проектирования котель-
ных агрегатов 51
Пароперегреватели . . 58
Водяные экономайзеры 66
Воздухоподогреватели 70
Расчёт элементов парового котла на прочность 74
Расчёт циркуляции воды в паровых котлах . 79
Глава IV. ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ (анж.
А. Б. Думер) 87
Слоевое сжигание топлива. . . 87
Ручные топки для сжигания угля 87
Шахтные топки с наклонными неподвижными
колосниками для сжигания кускового торфа 89
Шахтные топки с наклонными неподвижными
колосниками для сжигания дров 90
Топки с наклонными неподвижными колосни-
ками для сжигания щепы 91
Скоростная топка системы Померанцева
(ЦКТИ) для сжигания древесной щепы . . 91
Механизация топочных устройств 92
Топочные устройства с механизированным про-
цессом обслуживания для котлоагрегатов
малой производительности 92
Слоевое сжигание топлив на механических
решётках 93
Индивидуальные системы при-
готовления пылевидного то-
плива 102
Пылеприготовление с барабанно-шаровыми
мельницами 102
Пылеприготовление с аэробильными мельни-
цами (резолюторами) 114
Пылеприготовление со среднеходными мель-
ницами 115
Пылеприготовление с шахтными мельницами 116
Глава V. ТЕПЛООБМЕННИКИ {канд. техн.
наук С. А. Скворцов) 123
Типы теплообменников, применяемых в тепло-
силовых установках 123
Тепловой расчёт поверхностных теплообмен-
ников ... 124
Тепловой расчёт регенеративных теплообмен-
ников 130
Конструктивный и проверочный расчеты . . . 130
Гидравлический расчёт теплообменных аппа-
ратов 131
Выбор оптимальной формы и размеров поверх-
ности нагрева 131
Глава VI. ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ (проф., д-р
техн. наук И. И. Кириллов) 133
Развитие паровой турбины 133
Работа и типы паровых турбин 34
Потери энергии в паровых турбинах 138
Тепловой расчёт паровых турбин 142
Работа турбин при различных режимах ... 147
Турбины с использованием отработавшего
пара 153
Конденсаторы 156
Регенеративный подогрев питательной воды . 159
Основные параметры турбин 164
Лопатки и диски паровых турбин 166
Регулирование паровых турбин 173
Принципы проектирования турбин 181
Турбины малой и средней мощности 182
Турбины с меняющейся скоростью вращения . 188
Крупные паровые турбины 194
Турбины высокого давления 204
Радиальные турбины... 214
Установка паровоа турбины 21j
ПАРОВОЗЫ
Глава VII. КЛАССИФИКАЦИЯ, ГАБАРИТЫ
И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ 217
Классификация и габариты ло-
комотивов {проф., д-р техн. наук
А. Н. Шелест) .217
Классификация локомотивов 217
Габариты локомотивов 218

VI
СОДЕРЖАНИЕ
Тяговые расчёты (проф., д-р техн.
наук А. М. Бабичков) 218
Сила тяги локомотивов 218
Силы сопротивления движению 226
Тормозная сила поезда 229
Уравнение движения поезда и диаграмма уско-
ряющих сил 230
Определение расхода воды и топлива .... 235
Глава VIII. ТИПЫ ПАРОВОЗОВ И ИХ ХА-
РАКТЕРИСТИКИ (инж. А. С. Близнянский) 237
Глава IX. КОТЁЛ ПАРОВОЗА 245
Тепловой процесс котла (доц., кацд.
техн. наук А. В. Касьянов) 245
Распределение тепла и к. п. д 245
Виды топлив и их эквиваленты 246
Процесс горения 248
Теплопередача 249
Тепловые напряжения котла 251
Тепловой баланс котла 251
Сопротивление газового тракта 252
Пример теплового расчёта котла паровоза
2-4-2 254
Конструкция и расчёт котла
(проф. К. А. Шишкин) 258
Топка 258
Цилиндрическая часть котла • 265
Дымогарные и жаровые трубы 268
Дымовая коробка 269
Крепление котла к раме 270
Устройства для отопления 271
Устройства, улучшающие качество пара. . . 283
Устройства для питания и подогрева воды . . 289
Контрольные и предохранительные устройства 298
Устройства общего обслуживания 299
Указания для конструирования котла 301
Глава X. ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА 304
Параметры и рабочий процесс
паровой машины (доц., канд. техн.
наук И. Ф. Суровцев) 304
Диаметр цилиндра ' • . 304
Диаметр золотника 304
Элементы парораспределения 304
Условия работы пара в цилиндре 306
Тепловой баланс машины 310
Беспарный ход 313
Парораспределение (доц., канд.
техн. наук И. Ф- Суровцев) 313
Золотниковое парораспределение 313
Клапанное парораспределение 317
Конструкция и расчёт паровой
машины (проф., д-р техн. наук В. А.
Гавриленко) 318
Цилиндры 318
Поршень и шток 321
Кулак 324
Параллель и параллельная рама 328
Поршневые и сцепные дышла 329
Оборудование паровой машины 338
Детали парораспределительного механизма . . 341
Вспомогательная паровая ма-
шина ^бустер) (проф. К. А. Шишкин) 345
Глава XI. ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА (проф., д-р
техн. наук В. А. Гавриленко) 351
Рама 351
Буксы сцепных осей 355
Колёсные пары сцепных осей 358
Тележки 362
Тормозная передача • .... 366
Рессорное подвешивание (инж. Д. В. Львов) 367
Устойчивость надрессорного строения (инж.
Д. В. Львов) 332
Глава XII. ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПА-
РОВОЗА . . 375
Динамика паровоза (проф., д-р
техн. наук В. Н. Иванов) 375
Уравновешиваемые силы 375
Определение величины противовесов на веду-
щих и сцепных колёсах 377
Движение паровозов по кривым 383
Колебания надрессорного строения паровозов 388
Развеска паровоза (инж. Д. В.Львов) 390
Глава XIII. ТЕНДЕР 393
Тендер без конденсатора (проф.,
К. А. Шишкин) 393
Виды тендеров 393
Водяные баки и помещение для топлива . . . 393
Ходовые части тендера 395
Дополнительное оборудование тендера .... 402
Тендер с конденсатором (паро-
воз СОК) (инж. П. И. Кметик) .... 403
Общие сведения 403
Дымососное устройство 405
Питательные приборы 407
Конденсатор 407
Вентиляторная установка 411
ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОЙ СОСТАВ
Глава XIV. ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕК-
ТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА (доц.,
канд. техн. наук Б. П. Петров и инж.
Б. Н. Тихменев) 414
Общие сведения 414
Магистральные электровозы 417
Промышленные электровозы 428
Рудничные электровозы 430
Моторные вагоны 432
Трамваи и троллейбусы 441
Глава XV. ТЯГОВЫЕ И ТОРМОЗНЫЕ ХА-
РАКТЕРИСТИКИ ЭЛЕКТРОПОДВИЖ-
НОГО СОСТАВА (доц., канд. техн. наук
Б. П. Петров и инж. Б. Н. Тихменев) . . 445
Характеристики тяговых двигателей 445
Тормозные характеристики 450
Характеристики и регулирование скорости
электроподвижного состава однофазного
тока 454
Характеристики и регулирование скорости
электроподвижного состава с асинхронными
двигателями 455
Основные тяговые параметры 456
['лава XVI. ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ
ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА ... 460
Тяговые передачи (доц., канд. техн.
наук А. Б. Иоффе и инж. Б. Н. Тихменев) 460
Передачи с трамвайной подвеской 460
Передачи с полым валом 465
Передачи с осевым редуктором 467

СОДЕРЖАНИЕ
VII
Тяговые двигатели (доц., канд.
техн. наук А. Б. Иоффе) 468
Введение 468
Конструкция тяговых двигателей постоянного
тока 468
Особенности расчёта тяговых двигателей по-
стоянного тока 472
Системы управления и схемы
(иною. Б- Н. Тихменев) 476
Системы управления 476
Силовые схемы 477
Схемы управления 480
Тяговая аппаратура (доц., канд.
техн. наук Б. П. Петров, инж. Л. Я-
Лехтман) 482
Классификация и назначение 482
Конструкция основных аппаратов 483
Основные нормы и технические требования . 492
Вспомогательные устройства
(инж. Б. Н. Тихменев) 492
Вспомогательные машины 492
Отопление 494
Управление и защита вспомогательных цепей 494
Освещение 494
ТЕПЛОВОЗЫ
Глава XVII. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИКО-ЭКО-
НОМИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ ТЕПЛОВОЗОВ
(проф., д-р техн. наук А. Н. Шелест) . 495
Определение основных размеров тепловозов 496
Глава XVIII. ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ 500
Конструкции двигателей (доц., С. Н. Позд-
няков) 500
Наддув двигателей (проф., д-р техн. наук
А. Н. Шелест) 508
Характеристики дизелей (проф., д-р техн.
наук А. Н. Шелест) 513
Центробежные регуляторы тепловозных ди-
зелей (инж. А. К. Мусатов) 516
Особенности в динамике тепловозных машин
(доц., канд. техн. наук А. И. Ребане) . . 522
Охлаждение тепловозных машин (проф., д-р
техн. наук А. Н. Шелест) 528
Глава XIX. ЭКИПАЖ ТЕПЛОВОЗА (канд.
техн. наук 8. В. Солоухин) 539
Введение 539
Рамы тепловозов 539
Крепление двигателя с рамой 541
Оси и колёса 542
Тележки 545
Шатуны 545
Глава XX. ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ 549
Тепловозы с механической пе-
редачей (проф., д-р техн. наук А. Н.
Шелест) 549
Главнейшие схемы передач 549
Определение основных размеров передачи . . 550
Муфты сцепления и муфты разгона 557
Выполненные тепловозы , , 560
Тепловозы с гидравлической пе-
редачей (доц., канд. техн. наук И. Ф.
Семичастнов) 562
Введение 562
Основные типы гидравлической передачи . . 563
Определение основных размеров колёс транс-
форматора и муфты 571
Построение характеристики трансформатора
и муфты 572
Построение тяговой характеристики тепло-
воза с гидравлической передачей 574
Тепловозы с электрической пе-
редачей (инж. А. Д. Степанов) . . . 574
Принцип работы 574
Методы регулирования дизель-генератора 574
Принцип автоматического регулирования . . 575
Схемы автоматического регулирования гене-
ратора 577
Методы регулирования тяговых двигателей . . 582
Схемы выполненных тепловозов 583
Главный генератор 586
Тяговые двигатели 590
Расчёт пуска тепловоза 593
Аккумуляторные батареи 594
Выполненныетепловозы с элек-
трической передачей (доц.,
канд. техн. наук П. В. Якобсон) .... 595
Глава XXI. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕ-
ПЛОВОЗЫ (проф., д-р техн. наук А. Н.
Шелест) 609
Тепловозы непосредственного действия . . . 609
Тепловозы с механическим генератором газов 613
Тепловозы с пневматической передачей . . . 618
Теплопаровозы 621
Газотурбовозы (доц., канд. техн. наук
С. Н. Григорьев) 627
ВАГОНЫ И ТОРМОЗА
Глава XXII. ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВА-
ГОНЫ (инж. И. И. Драйчик) 632
Общие сведения 632
Проектирование вагонов 636
Конструкции товарных вагонов 643
Тепловой расчёт изотермических вагонов . . 666
Конструкции пассажирских вагонов 667
Конструкция и расчёты узлов вагонов .... 674
Конструкция и расчёт ходовых частей вагона 686
Конструкция и расчёт тягово-ударных при-
боров вагона 701
Глава XXIII. АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗ-
НОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА (канд. техн.
наук Б. Л. Карвацкий) 706
Общие сведения 706
Основные принципы действия воздушных
тормозов 707
Современные автотормоза 710
Локомотивное тормозное оборудование . . . 714
Вагонное тормозное оборудование 723
Рычажные передачи . . . .' 724
Монтаж тормозного оборудования 730
Испытания тормдар.В и тормозного оборудо-
вания 730

ОТ РЕДАКЦИИ
Настоящий — тринадцатый — том Энциклопедического справочника „Машино-
строение" посвящен паротеплотехнике (паровым котлам и турбинам) и подвиж-
ному составу железных дорог (локомотивам разных типов и вагонам).
В главе I излагается разработанный Центральным котлотурбинным институтом
им. И. И. Ползунова метод теплового расчёта котельного агрегата.
Необходимо подчеркнуть, что только в СССР благодаря широко поставленным
научным и экспериментальным работам создан метод теплового расчёта, пригод-
ный для всего диапазона мощностей — от малых отопительных котлов до сложных
котлоагрегатов электростанций — и для всего весьма обширного ассортимента
наших котельных топлив. За рубежом до сих пор не создано научно обоснован-
ного и универсального метода расчёта котлоагрегатов; иностранные фирмы обычно
пользуются эмпирическими соотношениями местного значения, пригодными лишь
для их типового оборудования.
Глава II посвящена аэродинамическому расчёту котельных
установок, в том числе — порядку расчёта тягодутьевых устройств и опреде-
лению их производительности. Глава завершается указаниями о методах подбора
тягодутьевого оборудования и расчёта дымовой трубы.
В главе III изложены справочные сведения и данные о паровых котлах.
При ознакомлении с этой главой необходимо помнить, что она отражает совре-
менное состояние советского котлостроения, созданного в послеоктябрьский период,
в годы сталинских пятилеток. За относительно короткий срок B0—25 лет) освоено
большое количество новых и вполне современных типов котельных конструкций,
которые не только не уступают по своим эксплоатационным характеристикам ана-
логичным по назначению и мощности лучшим иностранным образцам, но в ряде
случаев и значительно превосходят их.
Приведенная здесь методика расчёта является стандартной, основанной на
большом материале, накопленном отечественными заводами и научно-исследова-
тельскими организациями.
В главе IV приведены данные по конструированию топок паровых
котлов. Содержание этой главы отражает результаты обширных работ, прове-
дённых в СССР в области сжигания различных топлив, в том числе и местных,
как торф и бурые угли.
В первой части главы излагаются основные данные о слоевых топочных устрой-
ствах, получивших у нас широкое распространение. Здесь же освещена тенден-
ция развития механизации топочных процессов, приведены краткие указания
о перспективных типах топочного оборудования, которое должно в ближайшее
время полностью заменить ручные топки. В табличных характеристиках содер-

ОТ РЕДАКЦИИ IX
жатся данные о габаритных и присоединительных размерах топочных устройств,
а также о величине нагрузок на фундаменты.
Значительное внимание уделено пылеприготовлению. В заключительной части
главы рассмотрены схемы пылеприготовительных устройств. Существенный интерес
представляют упрощённые системы пылеприготовления с шахтными мельницами.
Применение этих устройств при сжигании бурых углей охватывает ныне ши-
рокий диапазон котельных агрегатов с производительностью пара от 10 до
230 т/час.
Глава V посгящена теплообменникам. В ней изложены основные ме-
тоды теплового и гидравлического расчёта поверхностных теплообменников,
приведены данные о возможных погрешностях, вносимых в расчёт при использо-
вании обычно применяемых расчётных формул. Изложены также общие принципы
выбора размеров теплообменника и параметров его работы, оптимальных с эконо-
мической точки зрения. t
В главе VI освещены основные вопросы теории и конструирования паровых
турбин. Впервые в мире в трудах советских учёных теория паротурбин рассма-
тривается не только с точки зрения струйной теории, но и с учетом современ-
ных достижений аэродинамики.
После изложения основ теории паротурбин дан анализ основных характери-
стик работы паровых турбин при различных режимах, дано понятие об основных
расчётах конденсаторов и регенеративной системы подогрева питательной воды.
Раздел тепловых расчётов заканчивается анализом важнейших экономических
вопросов, связанных с выбором основных параметров турбин.
В разделе прочности затронуты специальные вопросы расчёта лопаток и ди-
сков паровых турбин. Проблема вибрации лопаток паровой турбины рас-
сматривается на основе трудов советских учёных; успешное решение этой задачи
позволило отечественным турбостроительным заводам освоить производство
крупных быстроходных паровых турбин.
Ввиду особой важности относительно подробно изложена проблема регулиро-
вания паровых турбин в свете работ русской школы регулирования машин, со-
зданной в 80-х годах прошлого столетия И. А. Вышнеградским и впоследствии
широко развитой советскими учёными (И. Н. Вознесенским и др.). Здесь отме-
чены наиболее совершенные системы регулирования, создателями которых
являются советские инженеры, и в том числе система регулирования турбин вы-
сокого давления ЛМЗ и ХТГЗ, и система регулирования с диференциальными
сервомоторами НЗЛ.
В конструктивной части настоящей главы сформулированы принципы проек-
тирования паротурбин в условиях социалистического планового хозяйства, пре-
допределивших передовой характер советского паротурбостроения. Особое вни-
мание уделено вопросам стандартизации основных параметров, унификации
деталей и узлов, важнейшим экономическим показателям главных типов паро-
турбин, и анализу прогрессивных методов конструирования паротурбин, свойствен-
ных отечественной школе паротурбостроения. Подробно освещены характерные
черты таких уникальных турбин в мировой практике турбостроения, какими
явились АК-50, АК-100, АП-50, \ К-50, ВК-100.
Вся заключительная часть 13 тома посвящена подвижному составу железных
дорог.
В главе VII помещены справочные сведения и данные по классификации,
габаритам и тяговым расчётам локомотивов.

ОТ РЕДАКЦИИ
В этой главе читатель найдет практические указания о природе и величине
действующих на поезд сил, о методах построения тяговых характеристик при
проектировании новых локомотивов, об уравнении движения поезда и его при-
менении для решения тяговых задач и др. Следует подчеркнуть, что весь мате-
риал щавы построен на работах отечественной школы тяговых расчётов, создан-
ной почти целиком в послеоктябрьский период.
Главы VIII — XIII посвящены паровозам с освещением их тяговых, кон-
структивных и эксплоатационных характеристик.
Глава VIII содержит характеристики паровозного парка ряда
стран.
Глава IX посвящена паровозному котлу. В первой части рассматри-
вается способ теплового расчёта, основанный на работах акад. С. П. Сыромятни-
кова и других советских учёных, в остальной части главы приведён расчётный
и конструктивный материал, отражающий опыт проектирования паровозов серий
ФД, ИС, 2-3-2 и Л.
К числу оригинальных конструктивных особенностей, свойственных советским
паровозам, следует отнести вварные котельные связи, широкое применение
сварки, циркуляторы раздельного потока, паровые и газовые воздухопо-
догреватели, пылеугольное отопление с индивидуальными мельницами для паро-
возов, тендерный водоподогрев и многие другие.
Глава X содержит данные по теории рабочего процесса паровой машины
паровоза. Здесь освещена методика определения среднего индикаторного давления
путем расчёта, изложен способ составления теплового баланса паровой машины,
приведены подсчитанные по той же методике тепловые балансы для ряда отече-
ственных моделей паровозов, даны сведения по теории парораспределительных
механизмов.
Заключительная часть главы содержит данные о вспомогательных паровых
машинах паровозов.
Глава XI посвящена конструированию и расчёту экипажа паровозов,
а также рессорного подвешивания.
В главе XII приведены сведения о динамике паровоза, об условиях
уравновешивания и вписывания паровоза в кривые в соответствии с современ-
ными взглядами на решение указанных задач.
В главе XIII изложены сведения, относящиеся к тендеру. Центральное место
среди них занимают данные по проектированию тендерных конденсаторных уста-
новок.
Главы XIV — XVI посвящены проектированию электроподвижного со-
става. Значительный опыт советского электромашиностроения в создании раз-
личных типов электровозов и моторвагонов позволил построить эти главы преиму-
щественно на отечественной практике. В частности, глава XIV содержит технико-
экономические характеристики электрической тяги, све-
дения по системам тяги и областям их применения, а также справочные данные
по отдельным типам электроподвижного состава, в том числе по новым моторва-
гонам типа Г Московского метрополитена, новым моторвагонным секциям на
два напряжения 1500/3000 в и др.
В главе XV приведены данные по тяговым и тормозным характери-
стикам электроподвижного состава, а также по основным расчётам: по расчёту
пуско-тормозных сопротивлений, выбору параметров и характеристик тяговых
двигателей.

ОТ РЕДАКЦИИ XI
Глава XVI содержит сведения по элементам электрической части
электроподвижного состава (конструкции и методы расчёта механической части
не отличаются существенно от таковых для паровозов и тепловозов).
К специальным элементам механических конструкций электроподвижного со-
става относятся тяговые передачи.
Здесь даны сведения по основным типам современных тяговых передач,
а также приведены справочные данные для расчёта зубчатых передач, приме-
нительно к практике отечественных заводов тягового электромашиностроения.
Главы XVII— XXI посвящены тепловозам. История развития этой отрасли
транспортного машиностроения неоспоримо свидетельствует об отечественном
приоритете в создании теории тепловозов, в организации тепловозостроения.
Основы теории тепловозов 6*ыли созданы в МВТУ еще в 1911 г. В. И. Гриневец-
ким и А. Н. Шелестом. Первый магистральный тепловоз (мощностью в 1000 л. с.)
был изготовлен в СССР в 1922 г. — за два года до постройки аналогичного по
мощности тепловоза в США. Опыт эксплоатации тепловозов выявил значительные
преимущества этого вида тяги по сравнению с локомотивами других типов.
Глава XVII содержит основные техник о-э кономические характе-
ристики тепловозов.
Глава XVIII посвящена тепловозным двигателям, их характеристикам
при переменном режиме наддува двигателя, центробежным регуляторам, а также
особенностям динамики тепловозных машин.
В главе XIX излагаются сведения об экипаже тепловозов. Здесь
в частности приведены характеристики экипажа, даны сведения о раме, о кре-
плении двигателей к раме.
Глава XX посвящена тепловозам с механической, гидравличе-
ской и электрической передачей. В этой главе широко отражён опыт
отечественных заводов.
Глава XXI посвящена наиболее интересным типам экспериментальных
тепловозов, в частности тепловозу непосредственного действия, тепловозу
с механическим генератором газов, с пневматической передачей, теплопарово-
зам, а также газотурбовозам.
Глава XXII посвящена вагонам. Читатель найдет здесь справочные сведения
и данные по конструированию и расчёту вагонов товарного и пассажирского
парка с указанием применяемых конструктивных нормативов (действующие силы,
распределение нагрузок, допускаемые напряжения и т. д.), с освещением общих
требований, предъявляемых к вагонам в части габаритов подвижного состава,
допускаемых нагрузок на рельс и др.
Вся история вагонных конструкций ж.-д. транспорта свидетельствует о приори-
тете отечественного вагоностроения в разрешении основных вопросов расчёта и
проектирования вагонных конструкций. Так, впервые в мире в конце прошлого
столетия русские железные дороги провели унификацию типажа вагонов и со-
здали нормальный тип товарного вагона. Значительно позднее на основе русского
опыта подобная унификация была проведена железными дорогами других стран.
Приведённые здесь методы расчёта конструкций основаны на трудах советских
ученых; при точных расчётах цельнометаллических вагонов применяют разрабо-
танный в СССР метод расчёта тонкостенных пластин.
Следует подчеркнуть, что все нашедшие отражение в настоящей главе оте-
чественные конструкции вагонов характеризуются высокой технологичностью.
При их создании были учтены современные технологические методы вагонострое-

XII ОТ РЕДАКЦИИ
ния — дуговая, автоматическая и контактная электросварка, штамповка, литьё
•в постоянные формы, прточная сборка и т. д.
В заключительной ХХШ главе приведены справочные сведения об автома-
тических ж.-д. тормазах. Содержание этой главы свидетельствует о ве-
дущей роли отечественной науки и изобретательства в создании нужных для
практики промышленных образцов тормозного оборудования в соответствии с пла-
нами развития ж.-д. транспорта. Здесь, в частности, использованы созданные
в нашей стране труды по теории автотормозов (попутно заметим, что вопросы
теории конструирования тормозов в мировой технической литературе освещены
весьма поверхностно).
Значительное внимание уделено универсальному, единому для всех типов по-
движного состава тормозу Матросова. Закончившиеся недавно испытания пока-
зали, что новый тормоз удовлетворяет не только современным, но и перспек-
тивным требованиям эксплоатации тормозов на железных дорогах СССР.
При подготовке материалов тома значительная помощь была оказана авторам
и редакции со стороны рецензентов, давших свои развёрнутые отзывы и указания
по содержанию отдельных статей или глав. За оказанную помощь выражаем бла-
годарность инж. М. И. Агафонову (гл. ХХШ), инж. Г. А. Казанскому (гл. XXII),
проф., д-ру техн. наук Г. Ф. Кнорре (гл. IV), инж. Д. И. Козякищ (гл. XVII — XXI),
доц., канд. техн. наук Я. П. Куницкому (гл. XVI), инж, В. Ф. Ладицкому (гл. I, II),
доц. С. Б. Минуту (гл. VII), чл.-корр. АН СССР М. А. Михееву (гл. V), доц.,
канд. техн. наук И. Н. Мучкину (гл. XII), проф., д-ру техн. наук И. И. Нико-
лаеву (гл. XIII), доц., канд. техн. наук А. А. Пойди (гл. XVIII, XIX), инж.
А. А. Рабиновичу (гл. XV), доц., канд. техн. наук Л. М. Трахтману (гл.
XIV —XVI), проф., д-ру техн. наук А. А. Чиркову (гл. IX'— XIII).
С особой признательностью редакция отмечает большую работу научных ре-
дакторов проф. Б. Э. Шпринка, инж. Л. С. Павлушкова и инж. М. Е. Маркуса.
Все критические замечания и предложения читателей по содержанию настоя-
щего тома будут приняты с благодарностью.
Главная Редакция

ПАРОВЫЕ КОТЛЫ И ТУРБИНЫ
Глава I
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
ОСНОВНЫЕ ЗАДАЧИ РАСЧЁТА
Основной задачей теплового расчёта ко-
тельного агрегата является установление к. п. д.
котлоагрегата, а для большинства котлов и
конечной температуры перегретого пара. По-
мимо этого тепловым расчётом устанавлива-
ются значения расходов, скоростей и параме-
тров (давление, температура, состав) как про-
дуктов сгорания, так и рабочего тела (воды,
пара) в основных промежуточных точках га-
зового и паро-водяного тракта. Эти данные
служат основой для всех последующих расчё-
тов (тяги и дутья, сопротивлений паро-водяного
тракта, циркуляции, сепарации пара, темпера-
тур металла, расчётов на прочность и т. п.).
Кроме того, эти данные характеризуют на-
дёжность работы котлоагрегата с точки зрения
шлакования, эрозии и коррозии поверхностей
нагрева и т. д.
В отечественной котлостроительной про-
мышленности принят метод расчёта [3], раз-
работанный Центральным котлотурбинным
институтом (ЦКТИ).
Из других методов следует упомянуть рас-
чёт, разработанный Всесоюзным теплотехни-
ческим институтом (ВТИ). Этот метод отли-
чается от расчёта по ЦКТИ главным образом
в части определения прямой отдачи топки [1].
Необходимо отметить, что каждый метод
расчёта представляет собой законченное целое,
результаты которого сверены с опытными
данными; поэтому совершенно недопустимо
„уточнять* и модернизировать какой бы то
ни было метод теплового расчёта путём вве-
дения в него, например, новых значений фи-
зических констант, новых данных по тепло-
обмену излучением или конвекцией и т. п.
Такие изменения требуют полной переработки
системы расчёта, поскольку в него входит
большое количество опытных коэфициентов,
отнесённых к принятым в данном расчёте
теоретическим коэфициентам.
В СССР и большинстве других стран евро-
пейского континента принято проводить расчёт
по низшей теплотворной способности рабочего
топлива, в Англии же и США почти всегда
пользуются высшей теплотворной способно-
стью, почему при использовании англо-амери-
канских данных их необходимо пересчитывать
в части к. п. д., удельного расхода условного
топлива и потери с отходящими газами.
Тепловой расчёт может носить провероч-
ный характер — определение к. п. д. готового
1 Том 13
агрегата при заданном режиме работы (то-
пливо, нагрузка и т. п.),и конструкторский —
определение размера поверхностей нагрева,
необходимых для получения заданного к. п. д.
на данном режиме. Практически часто прихо-
дится иметь дело с промежуточными случаями,
когда размеры части поверхностей заданы,
а один или несколько элементов реконструи-
руются для получения заданного к. п. д. или
температуры перегретого пара.
Обязательным является проведение тепло-
вого расчёта на номинальную нагрузку, т. е.
на нагрузку, которую котлоагрегат должен
обеспечивать в течение всей кампании.
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ ПОДСЧЁТЫ
Расчёт объёмов и состава продуктов
горения
Твёрдое топливо. Рабочий состав топлива
Wo. °Ло. NpO/o, Sjjo/o, Apo/O, Wp% и
его теплотворная способность Q" ккал/кг бы-
вают заданы или берутся из таблиц [2].
По табл. 2 гл. IV в зависимости от рода
топлива и способа его сжигания выбирают
коэфициент избытка воздуха в топке (ат)
и величину топочных потерь (q3 -f- q^) в %,
относя её для упрощения расчёта полностью
за счёт механического недожога q^ т. е. счи-
тая q$~0.
Объёмы продуктов горения подсчитывают
на 1 кг топлива в нормальных л& (при 0° С
и 1 ата), т. е. в нм*/кг и в предположении,
что потеря тепла от механического недожога
связана с выпадением из процесса горения
соответствующей доли рабочего топлива. При-
сос воздуха Да принимают для газохода пер-
вого кипятильного пучка равным нулю, вто-
рого кипятильного пучка, пароперегревателей,
змеевиковых водяных экономайзеров и труб-
чатых воздушных подогревателей—0,05,ребри-
стых водяных экономайзеров и пластинчатых
воздушных подогревателей — 0,1.
Определив теоретически необходимый
объём воздуха по формуле
Vo = Го,О889С» + 0,2656 (нр — % ! +
+ 0.04575^1A-^)

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
[РАЗД. IV
и теоретический объём сухих продуктов го-
рения по формуле
V?. г = [ 0,0889Ср + 0,209 (нр - ?*-
0.043S* + 0,008N
l (\ - -^
влен за счёт разложения СаСО3 и образова-
ния карбонатной углекислоты СО^, т. е.
Vro, = 0,0186 [С, + 0.368S-] (l - 3L
+ 0.0051хсо СО
расчёт объёмов и состава продуктов горения
ведут по табл. 1.
В табл. 1— 2 приведены примерные число-
вые данные для камерного сжигания антраци-
тового штыба следующего состава: Ср = 70,8%,
Н- = 1,370/0, S« =1.689/0, Щ = 0,7Ъ%, Оя =
= 1,52°, о, ^р = 17,39/0, Wp = 6,5%; при этом
где jcco — степень разложения карбонатов,
равная 0,7 для слоевых и 1,0 для камерных
топок; СОз% — содержание карбонатной угле-
кислоты в топливе.
Жидкое топливо. Состав жидкого топлива
берётся из таблиц [2]. Расчёт объёмов и со-
става продуктов горения ведётся по той же
таблице, что и для твёрдого топлива, но ме-
Таблица 1
Расчёт объёмов и состава продуктов горения
Наименование и формула
Действительный объём в нм3:кг:
воздуха
сухих продуктов горения
Объём в нм*1кл
сухих трёхатомных продуктов горения
VDr. = 0,0186 ( С _ + 0,368 S I 11 — -ii-1
КО3 \ Р р) \ 100'
азота в сухих продуктах горения
VNa =0,791 Va + 0,008 Np (l_-^) ....
кислорода в сухих продуктах горения
Vq - 0,209 Vo (a - 1)
водяных паров
КНа0 - 0,0124 [ (энр + Wp) A--щ) +
Полный объём продуктов горения
Парциальное давление в атпа:
сухих трёхатомных продуктов горения
PRO3 Vz
водяных паров
vh.o
РН,0 Vг
Избытки воздуха по газоходам котлоагрегата
«?? 2
i5l '
03 х о а
7,94
7,88
1,26
8,177
o,iS3
0,0364
На выходе из
S «
5 «5
Й <
S 4- о
О, ' 55^
си *. ci ^H
а, в >
ё 1 «
я% с; ,
с в 1
8,26
8,20
1,г6
о,39
о,зоо
8,soo
0,148
0,03S3
% \
я сч
s + «*.
о в
о« 1 *•
Is i.'»10
ОС II 1
8,S8
1,36
6,80
0,46
0,303
8,823
0,143
0,0343
в
в *
а <о
S в
§ «
§ + §
к ев aj- в=
8,90
8,84
1,26
7,OS
0,S3
о,зоб
9,1ф
o,i 38
0,0334
1 1
ев С
а «
ш в
1+ :-
>| 1 U.
Й e »
o* » ¦
в в ¦
1,26
Q,6«
0,133
О,032б
в соответствии с нормами механический
недожог принят равным #4 — ^°/о» а коэ"
фициент избытка воздуха вверху топки
а» =1,25.
Влагосодержание воздуха принимается рав-
ным d = 8 г/нл**.
Для проверки правильности расчётов мо-
жет служить равенство
ханический недожог qt принимается равным
нулю, а объём водяных паров в случае парового
распыливания подсчитывается по формуле
VHj0 = 0.0124(9^+^ +
нмЦкг,
N,
RO.
В частном случае сжигания сланцев объём
сухих трёхатомных газов должен быть испра-
где Wnd — расход пара на распиливание
жидкого топлива, принимаемый в пределах
0,3—0,5 кг/кг.
Газообразное топливо. Состав газообраз-
ного топлива и его теплотворная способность
берутся из таблиц [2], а расчёты ведутся для.
1 нм* газа.

ГЛ. I ]
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ ПОДСЧЁТЫ
Теоретически необходимый объём воздуха Полный объём газов определяется по фор-
муле
= 0,0478 [ 0,5Н2 + 0,5СО + 2СН4 + ЗС2Н4+
Ve = Ve., + VHtO HM*lHJfi.
+ 3,5 С2Н6 + [т + -^- J COTH,, — O2J нм3/нм3. Подсчёт состава и объёмов продуктов го-
рения рекомендуется, как и ранее, сводить
Теоретический объём сухих продуктов го- в таблицу.
рения
V» г = 0,01 (СО2 -f- СО + СН4 + 2С2Н4 +
4-2С2Н6 + т СОТН
Теплосодержание продуктов горения
0,79 lVo +0,01N2 hm?jhm*.
Суммарное теплосодержание продуктов го-
Действительно необходимый объём воз- рения рассчитывается по их количеству, со-
ставу и температуре; вычисления ведут в форме
таблицы (табл. 2) для возможного диапазона
колебаний температур в каждом данном газо-
ходе.
По данным этой таблицы можно построить
для различных избытков воздуха графики
зависимости теплосодержания газов от их
температуры / — t - диаграмму. Для про-
межуточных температур теплосодержание
где коэфициент избытка воздуха а выбирается продуктов горения находят интерполирова-
так же, как и для твёрдого и жидкого топлива. нием табличных значений или из / — f-диа-
Объёмы отдельных составляющих сухих граммы.
духа составит
Vа. = а^о нлг/нм ,
а действительный объём сухих продуктов го-
рения
+ ^о (а — 1)
продуктов горения
При камерном сжигании топлив, для
1'со,= 0,01 (СО2 + СО + СН4 + 2С2Н4 + которых i4p>0.01QJ. и при слоевом сжига-
ж
_i_ 9Г н _i_ - и ^ „ «I „а
нии сланцев к величине теплосодержания
продуктов горения следует прибавлять
г _ у /^ _ 0,209) + 0,01N2 нл&1нл&, теплосодержание выносимой в газоходы
золы
причём
о,
0,01 A — р') Ар (сОд ккал\кг,
где р' — доля золы, выходящей в шлак, со-
Объём водяных паров в продуктах го- ставляющая для слоевых топок 0,75, для ка-
мерных топок с сухим шлакоудалением 0,10
и для камерных топок с жидким шлакоуда-
лением 0,30.
Теплосодержания составляющих продуктов
горения — (ct)u оа, (c0ro , (с0наО и {ct)eo3
в ккал на 1 нм$ их и теплосодержание
золы (ct)A в ккал на 1 кг её приведены
в табл. 3.
рения составляет
VH п = 0,01 [Н2 + 2СН4 + ?С2Н4 + ЗСаН6
п
+ ^-СотНл + 0,124 (d
где йг — влагосодержание газа в г\нмг.
Подсчёт суммарных теплосодержаний продуктов горения в ккал\кг
Таблица 2
Наименования и формулы
Теплосодержание:
сухих трёхатомных газов
двухатомных газов
(^N3 + УО>) (^)N2O, • •
водяных паров
Суммарное теплосодержа-
ние продуктов горения
+ (У^ + Vq )(c/)n q +
Топка, первый
котельный пучок
и вход в паропере-
греватель
Выход из
пароперегре-
вателя
второго ко-
тельного
пучка
водяного
экономайзера
котлоагре-
гата
Температура в °С
2000
147 S
4700
64SO
1400 j 1100 | 800
986
3x90
180
43*6
747
24S0
136
3333
S18
1740
94
700
444
/;8о
82
2106
600
372
1340
69
1781
500
301
но;
S7
700 | 600
444
83
318з
372
14OO
70
1843
400
234
919
4S
1198
600
372
1460
7»
I9O3
400
г 34
960
4S
1239
300
17О
712
34
916
200 | 100
хо8
494
32
б24
S2
245
11
308

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
[РАЗД. IV
Таблица 3
Теплосодержание составляющих продуктов горения
и золы
в °С
в ккал/нлР
ioo
200
300
400
I°°
600
700
800
900
1000
IIOO
1200
1300
1400
1500
1600
1700
1800
1900
2000
2100
2200
2300
2400
31
6a,5
94
126,5
159,5
19З
228
263
298
334
371
408
445
483
520
558
597
635
674
71a
751
790
829
869
41
86
'35
185,5
239
295
352
411
471
532
593
656
719
783
847
911
976
1041
1107
3
1239
1305
1971
1438
36
72,5
no
149
189
230
27З
317 .
362
409
457
506
556
6o7
660
711
764
819
873
928
984
1040
1097
4
31
62,5
94.5
127
!бо,5
'95
230
265
3°i
337
374
411
449
487
525
563
601
640
679
718
757
797
836
876
в ккал/кг
i8
38
107
133
161
190
220
312
343
374
405
499
53°
5бо
591
632
653
684
ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС КОТЛОАГРЕГАТА
Тепловой баланс котлоагрегата составляется
для определения к. п. д. установки и необхо-
димого часового расхода топлива. Тепловой
баланс сводится по низшей теплотворной спо-
собности топлива Qp ккал/кг, которая таким
образом считается единственной приходной
статбёй, физическое же тепло топлива, непо-
догретого воздуха и парового дутья (если
таковое имеется) обычно вычитается из вели-
чины теплосодержания уходящих газов. По-
лученная таким образом величина называется
потерей тепла с уходящими газами:
100%,
где lyx = Vyx (ct)yx — теплосодержание про-
дуктов горения, определяемое по изложен-
ному выше (см. стр. 3) методу для темпе-
ратуры уходящих газов и коэфициента избытка
воздуха в них.
Температура уходящих газов 1ух для котло-
агрегата большой и средней мощности при
конструкторском расчёте принимается рав-
ной 160° С для маловлажных топлив (антра-
циты, каменные угли) и 180° С для высоко-
влажных топлив (торф; бурые угли).
При проверочном расчёте температурой
уходящих газов, так же как и температурой
перегретого пара, задаются в первом прибли-
жении с дальнейшим уточнением их в резуль-
тате расчётов во втором и последующих при-
ближениях.
Допустимое расхождение между получен-
ной в результате расчёта и заданной темпе-
ратурами перегретого пара составляет около
5* С, а для уходящих газов около 10° С. В даль-
нейшем принимаются не заданные темпера-
туры, а полученные расчётом.
Теплосодержание неподогретого воздуха,
температура которого принимается равной 30° С,
Qx.e = Уфух (cth.e ккал/кг.
Значение У<рух нм*/кг подсчитывается,
а (а)Хшв ккал/нм* берётся из табл. 3.
Тепло парового дутья, применяемого при
паровом распыливании мазута (и в некоторых
других случаях),
Qn.d =
- 60°) ккал/кг,
где in.d — теплосодержание пара, расходуемого
на дутьё, в ккал/кг.
Количество тепла О.ф.т ккал/кг, приносимое
неподогретым топливом, обычно пренебрежимо
Cjr%
3,2
2fi
1 Г
2,0
1,6
t.2
Ц8
OA
0
—
V
V
4
V
\
У
\
\
\
V
>
s
V
Is
4
ff
4
4
1
_j_
r
1
1
1
¦—
!
1
15 2
56810 20 30 50 80Ю0150?п^ас
Фиг. I. Потери тепла от наружного охлаждения котло-
агрегата в зависимости от его нормальной паропроизводи-
тельности G_ т/час: I — котельный агрегат с хвостовыми
поверхностями нагрева; 2 — то же без хвостовых поверх-
ностей нагрева (котлы малой мощности).
мало и должно учитываться лишь при нали-
чии специальных устройств для подогрева
топлива (мазут, газ), если этот подогрев осу-
ществляется не за счёт теплосодержания про-
дуктов горения топлива.
Потери тепла от химического и механи-
ческого недожога (qb + qd^k —' см« табл. 2
гл. IV.
Потеря тепла в окружающую среду <?5°/о
выбирается по кривой фиг. 1 в зависимости
от паропроизводительности котлоагрегата.
Определение всех потерь котлоагрегата
позволяет найти его к. п. д. (брутто):
Так как, с другой стороны,
Gn {ine— in.»)+dnP ihr-in.»)
то необходимый расход топлива составит
г, Gn \lne //
WP 100"
где Gn — паропроизводительность котлоагре-
гата в кг/час, ine — теплосодержание перегре-
того пара, определяемое по температуре и
давлению перегретого пара по таблицам или
по / — S-диаграмме, в ккал/кг', in%e —теплосо-
держание питательной воды в ккал/кг; йпр —
расход продувочной воды, не учитываемый

ГЛ. I]
РАСЧЁТ ТОПОЧНОГО УСТРОЙСТВА
для случаев, когда процент продувки соста-
вляет менее 5, в кг/час; iK — теплосодержание
воды при тепературе кипения в ккал/кг. При
отпуске из котлоагрегата не только перегре-
того, но и насыщенного пара необходимый
расход топлива составит
(при слоевом сжигании) и видимого те-
плового напряжения топочного объёма
tQp
гт— ккал/м*час. По этим данным вычисляют
кг/час,
Р 100
где Gne и GH — расход перегретого и насы-
щенного пара в кг/час; iH — теплосодержание
насыщенного пара в ккал/кг.
В отдельных случаях при сведении тепло-
вого баланса и определении к. п. д. котлоагре-
гата приходится считаться с дополнительными
потерями, входящими в расходную часть ба-
ланса.
Так, при слоевом или камерном сжигании
высокозольных топлив (Ap^-O.OlQpn при ка-
мерном сжигании с жидким шлакоудалением
для любых углей необходимо учитывать потерю
с физическим теплом шлаков, составляющую
необходимую площадь зеркала горения R м*
и необходимый топочный объём Vm мь.
При расчёте размеров топки в ак-
тивный топочный объём не включают
части топки, расположенные между труб-
ным пучком (верх топки) и фронтовой
стеной, если расстояние от труб до фронтовой
стены меньше 0,5 м. Топочная камера наверху
ограничивается первым рядом труб котла или
фестона (фиг. 2), Если стены топки экрани-
Фиг. 2. К расчёту ак-
тивного объёма верх-
ней части топки.
Фиг. 3. К расчёту активного
объёма части топки, располо-
женной над концом колоснико-
вой решётки.
где р' — доля золы, выходящей в шлак (см.
стр. 3); (ct)A — теплосодержание золы, вы-
ходящей в шлак, в ккал/кг; принимается по
табл. 3 (стр. 4) для температур шлаков 600° С
при слоевых топках, 800* С при камерных
топках с сухим шлакоудалением и ^ллдвл.30ЛЫ+
+ 100° С при камерных топках с жидким шла-
коудалением; 60 — теплота расплавления шла-
ков в ккал/кг, учитываемая только при
жидком шлакоудалении.
Если топочные панели и охлаждаемые
балки не включены в общую систему цирку-
ляции, то следует учесть и эту потерю по
опытным данным, относящимся к аналогичным
конструкциям.
При сжигании сланцев необходимо учиты-
вать также потерю тепла на разложение
карбонатов:
970л:,
СО1
Яразл.карб
где хсо — степень разложения карбонатов
(см. стр. 2).
РАСЧЁТ ТОПОЧНОГО УСТРОЙСТВА
Определение размеров топки
Определение размеров топки производится
только при проектном расчёте (при провероч-
ном расчёте размеры топки и расположенных
в ней экранных поверхностей известны).
По табл. 2 гл. IV в соответствии со взя-
тыми величинами топочных потерь (<?з + 04)°/о
и коэфициента избытка воздуха в топке (ат)
выбирают значения видимого теплового на-
рованы, то за размеры её принимают рас-
стояния между осевыми плоскостями экранов.
Слоевые топки. Размеры решёток и ши-
рина топки по фронту могут быть взяты из
таблиц гл. IV в зависимости от требуемой пло-
щади зеркала горения.
В активный топочный объём не следует
включать пространство, расположенное за ли-
нией концов шлакоснимателей(фиг. 3), и объём,
занятый слоем топлива, высоту которого можно
принимать равной 0,15—0,20 м для каменных
углей, 0,30 м для бурых углей и 0,5 м для
торфа и щепы.
Высота топочной камеры должна быть не
менее 2 м для ручных решёток и 5-6 д для
мощных механических решёток.
Камерные топки. В активный объём топки
не включают нижнюю половину холодной
воронки (фиг. 4), а при грануляторах — часть
ИГ'
Фиг- 4. К расчёту актив-
ного объёма холодной во-
ронки.
Фиг. 5. К расчёту актив-
ного объёма нижней части
топки с двухрядным грану-
лятором.
пряжения зеркала горения
ккал/м2час
топки, расположенную под верхним рядом
грануляторных труб (фиг. 5).
Предварительный подбор ширины топки по
фронту можно вести по часовой паропроизво-
дительности на 1 м ширины фронта, принимая
20—25 т/час м для котлов мощностью 200—
230 т/час и 7—8 т/час м для котлов мощно-
стью 20—30 mfчас.
Глубина топочной камеры должна соста-
влять 6—8 м, во всяком случае не менее 5 м.

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
[РАЗД. IV
Число горелок не менее трёх. По ширине
топки оси их должны отстоять от стен не менее
чем на 1,5 м, а по высоте не менее чем на
1,5—2,5 м выше начала холодной воронки.
Высота топочной камеры от оси горелок при-
нимается не менее 7 м для углей с большим
выходом летучих, 10—11 м для углей с малым
выходом летучих и 13 м для антрацитового
штыба. Для котлоагрегатов малой мощности,
оборудованных шахтными мельницами, эти
размеры могут быть несколько уменьшены.
Расчёт теплопередачи в топке
К. п. д. топки составляет
Яг + Яа + Яь
г1т = 1 —
100
где потеря тепла в окружающую среду топкой
составляет 40—50% полной потери в окру-
жающую среду котлоагрегатом, т. е. q™ =
= @,4-4-0,5) q5 (остальная часть потери тепла
в окружающую среду, равная qb — q™, рас-
пределяется поровну между всеми конвектив-
ными газоходами).
Полное тепловыделение в топке
'теор —'
Д<*л.с) (ci)x в = QHp t\m ккал\кг.
Присос холодного воздуха в топку соста-
вляет Даот = 0,1; присос холодного воздуха
в пылеприготовительную систему &ап.с выби-
рается в зависимости от сложности системы
в пределах 0,05—0,15. Теплосодержания 1 нм*
горячего и холодного воздуха (с1)г д и (ct)x g
выбираются по табл. 3 (стр. 4).
Температура холодного воздуха принимается
равной 30° С. При проверочном тепловом рас-
чёте температуру горячего воздуха получают
из расчёта воздушного подогревателя, обычно
выполняемого до расчёта топки. При проект-
ном расчёте температурой горячего воздуха
задаются. При слоевом сжигании эта темпера-
тура должна быть не выше указанной в табл. 2
гл. IV. При камерном сжигании выбор этой
температуры определяется компоновочными
соображениями, условиями подсушки в системе
пылеприготовления и выходом летучих. Для
большинства влажных топлив, а также для
антрацита и тощих углей желателен подогрев
воздуха до 300—350° С. Для прочих топлив
температура горячего воздуха составляет
обычно 200—250° С.
По / — t-диаграмме (или по таблице) опре-
деляют температуру продуктов горения, соот-
ветствующую полному тепловыделению в топке
(за вычетом расхода тепла на расплавление
л
золы, равного 60 j^- ккал/кг) и носящую на-
звание теоретической температуры горения
(Wop° ?)•
Последовательность расчёта теплопередачи
в топке зависит от того, определяется ли тем-
пература газов в конце топки по уже известным
радиационным поверхностям нагрева в топке
(проверочный расчёт топки) или определяется
необходимая радиационная поверхность на-
грева, расположенная в топке, по заданной
температуре газов в конце топки (проектный
расчёт).
Проверочный расчёт топки. Задаваясь
в первом приближении температурой газов на
выходе из топки t"m° С, находят по / — ^-диа-
грамме соответствующее теплосодержание про-
дуктов горения 1т ккал/кг и определяют
среднюю суммарную теплоёмкость продуктов
горения:
2Г— 'теор 1т
Vc = jj- ккал/кг С.
*теор */п
Радиационная поверхность нагрева, распо-
ложенная в топке, может быть найдена как
сумма радиационной поверхности экрана (Н9)
и собственно котла — фестона или первого ко-
тельного пучка (Н%):
Радиационная поверхность нагрева соб-
ственно котла эквивалентна воображаемой хо-
лодной плоскости, ширина которой равна рас-
стоянию между крайними образующими край-
них кипятильных труб, а длина равна длине
кипятильных труб, обращенных в топку (см.
фиг. 2):
Для определения радиационной поверхно-
сти экранов должны быть известны площади
стен, на которых расположены экраны (Нсэт),
и отношения шагов экранных труб к их диа-
метру
Фиг. 6. Фактор формы однорядного гладкотрубного
экрана х: 1 — общее излучение при е > l,4rf; 2 — общее
излучение при е—0,8tf; 3 — общее излучение при e«=0,5d;
4 — обшее излучение при с=0; 5 — излучение пламени
при е > 0,5*7; 6 — излучение пламени при «—0.
графика фиг. 6 определяют фактор формы
экранов (х).
Площадь участвующих в теплообмене стен
холодной воронки принимается равной а' B1^

ГЛ. I]
РАСЧЁТ ТОПОЧНОГО УСТРОЙСТВА
+/s) мг (см. фиг. 4), а для слоевых топок уча-
ствующая в теплообмене площадь стен сво-
дов — а'1 м2 (см. фиг. 3).
Площади стен, на которых расположены
экраны, закрытые шамотным поясом, не учи-
тываются, так как тепловосприятие таких экра-
нов близко нулю.
Далее рассчитывается степень черноты то-
почного излучения
0,24*
1 —
где х — коэфициент загрязнения, принимаемый
равным 1 при газообразном топливе, 0,8 — при
мазуте и твёрдых топливах, сжигаемых в слое,
0,7—при камерном сжигании антрацитов и
каменных углей и 0,55 — при камерном сжи-
гании бурых углей и сланцев; а — степень
черноты пламени, равная для светящегося
мазутного пламени 0,85, каменных и бурых
углей — 0,70, пыли тощих углей—0,60, антраци-
товой пыли — 0,45, для несветящегося газо-
вого пламени и пламени антрацита при слое-
вом сжигании — 0,40; ф — степень экранирова-
ния, равная отношению суммарной радиацион-
ной поверхности топки к суммарной площади
стен, ограничивающих топку:
Температура газов на выходе из топки
определяется из формулы Гурвича
+273 =
4,96- 10"
Г
Если найденная таким образом температура
газов на выходе из топки отличается от за-
данной в первом приближении более чем на
100° С, то расчёт следует провести во вто-
ром приближении, т. е. уточнить суммарную
теплоёмкость газов B^с ) и вновь опреде-
лить температуру газов на выходе из топки.
Температура эта должна быть ниже темпера-
туры размягчения золы на 50—100° С для
исключения возможности шлакования кипя-
тильного пучка. Для практически беззольных
топлив, т. е. для мазута, газа и древесины,
такое ограничение для температуры газов
в конце топки отпадает.
Помимо формулы Гурвнча для этих расчё-
тов можно воспользоваться также и номограм-
мой фиг. 7. В этом случае находят среднее
тепловое напряжение радиационной поверх-
ности нагрева топки
Г * ' теор
ккал\мгчас
и затем по номограмме определяют темпера-
туру газов по выходе из топки. Количество
тепла, переданное в топке радиацией, соста-
вит
Проектный расчёт топки. Температуру
газов на выходе из топки выбирают исходя
из условия
= *
ы *'
разм. зол
где Д* = 50° С, если интервал между темпе-
ратурой размягчения золы и температурой
начала деформации мал, и Ы = 80—100° С, если
этот интервал велик.
Для нешлакующих топлив это ограниче-
ние снимается, и размеры радиационной поверх-
\ Степень экранирования топки Ч>
0.1 ол аз a* as ge oj с.9 дв to
Фиг. 7. Номограмма зависимости температуры газов и
выходе из топки t " С от степени экранирования, средней
тепловой нагрузки радиационной поверхности нагрева и
теоретической температуры горения.
ности определяются компоновочными сообра-
жениями (размеры топки) и желательной тем-
пературой газов перед пароперегревателем,
которая обычно принимается не выше 1000—
1050° С при высоком перегреве (tne =500° С)
и 850—950° С при обычном перегреве (tne =
= 400-5-450° С).
По выбранной температуре газов на выходе
из топки, пользуясь / — ^-диаграммой, опреде-
ляют соответствующее теплосодержание газов
I т, их среднюю суммарную теплоёмкость
¦«-1 ' т.еоо *т . „_
QT Qm = GT
— I'm)
и количество тепла, передаваемое в топке
радиацией,
QT Qm = GT(lmeop — In) ккал/нас.

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
[РАЗД. IV
Далее задаются степенью экранирования и
определяют степень черноты топочного излу-
чения е (см. стр. 7).
Необходимая радиационная поверхность
топки определится из формулы Гурвича
Т \}теор —
' 4,96-10- 8.(tmeop + 273K ( t'm + 273)
Вместо этого уравнения можно воспользо-
ваться номограммой фиг. 7, по которой опре-
деляют среднюю тепловую нагрузку радиа-
в этом случае выполняется лишь при недо-
статочности радиационных поверхностей на-
грева, расположенных на передней и задней
стенах. В том случае, если необходимая ра-
диационная поверхность нагрева превышает
радиационную по-
+ 273
ционной поверхности нагрева тт— и за-
"р
тем расчетным путем необходимую радиа-
ционную поверхность нагрева Нр.
Далее определяют степень экранирования
топки (}/; если она отличается от ранее за-
данной более чем на 20% при степени чер-
ноты пламени а>0,5 и более чем на 10%
при степени черноты пламени а<0,5, расчёт
производится во втором приближении.
Радиационная поверхность нагрева соб-
ственно котла (котельного пучка) опре-
делится, как и ранее,
Размеры её определяются выбранной шири-
ной топки и высотой газового окна топки.
Эта последняя выбирается таким образом,
чтобы обеспечить в газоходе пароперегре-
вателя скорости газов, равные 8—12 м/сек
(большие значения скоростей — для мало-
зольных топлив).
Радиационная поверхность экранов составит
и должна быть расположена на стенах топки,
площадь которых
11 cm х
Для определения фактора формы экранов
по графику фиг. 6 необходимо выбрать отно-
шение шага экранных труб к их диаметру.
С точки зрения защиты обмуровки от шла-
кования наиболее целесообразно принимать
-|= 1,1+ 1,25
(в зоне расположения круглых горелок шаг
экранных труб обычно удваивается для облег-
чения разводки труб вокруг горелок). Зна-
чения -J- > 2,5 обычно не применяются.
При камерном сжигании стремятся заэкра-
нировать всю топку для предотвращения её
шлакования. При фронтовом расположении
горелок в первую очередь необходимо полное
и густое экранирование задней стены, затем —
боковых стен и в меньшей степени — перед-
ней стены. При слоевом сжигании всех топлив,
кроме дров и торфа, обязательным является
экранирование передней и задней стен (под-
весные своды). Экранирование боковых стен
-\2 верхность нагрева,
4- 273 ) м%' МОГУЩУЮ быть распо-
/ ложенной в топке, пло-
щадь стен топки, а следовательно, и выбран-
ный ранее объём её должны быть увеличены.
РАСЧЕТ КОНВЕКТИВНЫХ
ПОВЕРХНОСТЕЙ НАГРЕВА
Основные расчётные уравнения
Расчёт конвективных поверхностей нагрева
сводится к совместному решению для уравне-
ния теплового баланса /-го газохода
г п
t'i-t'l + Qnpuc-Qti
и уравнения теплопередачи
GTQi = Hi-ki-kti ккал/час,
где t-t и /г —теплосодержания продуктов го-
рения до и после рассчитываемого газохода,
определяемые по / — ^-диаграмме или по
таблице теплосодержаний, в ккал/кг (одно из
этих теплосодержаний обычно известно из
расчёта соседней поверхности нагрева);
Qnpuc — ^аг^о (с*)х.в — количество тепла, вно-
симое в газоход с присосом воздуха, в ккал/кг
~
QHp ~
(о выборе Да,- см. стр. l);Qi =
потеря тепла в окружающую среду в ккал/кг
(п — число конвективных газоходов); Нг — по-
верхность нагрева рассчитываемого газо-
хода, т. е. наружная поверхность труб, омы-
ваемая газами, в мг (для воздухоподогрева-
теля поверхность нагрева подсчитывается как
средняя между поверхностью, омываемой
газами, и поверхностью, омываемой воздухом);
Д^СС — температурный напор (средняя раз-
ность температур между газами и рабочим
телом в рассчитываемом газоходе); Щ — коэ-
фициент теплопередачи в рассчитываемом
газоходе в ккал/мНас'С.
При конструкторском расчёте опре-
делению подлежат размеры поверхностей на-
грева Hi по известным тепловым пере-
. падам Qi и теплосодержаниям газов до и
после пучка It и /г, устанавливаемым на
основе соображений об экономичности и
надёжности котлоагрегата (выбор tyx, tz a
При проверочном расчёте определению
подлежат тепловосприятия Qi по известным
поверхностям нагрева и теплосодержанию га-
зов до или после пучка.
При конструкторском и проверочном
расчётах воздухоподогреватель рассчиты-
вается раньше топки. Порядок расчёта осталь-
ных конвективных поверхностей нагрева (от
топки к воздухоподогревателю или наоборот)
безразличен.

ГЛ. I]
РАСЧЁТ КОНВЕКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ НАГРЕВА
При смешанном расчёте
(большинство поверхностей за-
дано, из'менению подлежит один
из элементов) последним рас-
считывается элемент, подлежа-
щий изменению. Но если этим
элементом является паропере-
греватель, то схема расчёта
такова же, как и при прове-
рочном расчёте.
Температурный напор
*Д/° С. Для прямотока, проти-
вотока и многократно пере-
крестного тока (более трёх хо-
дов) температурный напор
определяется по формулам
<1>09(№20,%Ц96№1,0 0,2 0,Ь 0,6JL8 1,0 t,2 ft $6 /,8 2fi 2,2 2,Щ
Фиг. 8. Зависимость коэфициента перевода ф для последовательно-смешан-
ного тока от параметров Rx и рх и отношения А: I — пароперегреватели;
И и /// — водяные экономайзеры.
где Atg и Мм — большая и меньшая разно-
сти температур между газами и рабочим
телом (на входе или выходе из рассчи-
тываемого газохода) в °С.
Таким же образом определяется тем-
пературный напор для парообразующих
поверхностей нагрева (температура рабо-
чего тела неизменна) при любой схеме
включения.
Для схем последовательно-смешанного
тока и перекрестного тока температурный
напор определяется из формулы
где Ыпрот — температурный напор, вычи-
сленный в предположении чистого проти-
вотока; ф — поправочный множитель.
При последовательно-смешанном токе по-
правочный множитель ф определяется по гра-
фику фиг.8с предварительным вычислением
трёх безразмерных параметров:
**п
где Н—полная поверхность нагрева, а
Нпрям — поверхность нагрева, включаемая
прямотоком; рх— 2~ * и Rx = ' ~ *, где
tL — »х »2 — h
&х и 02 — начальная и конечная темпера-
туры рабочего тела, a tx и t3 — начальная
и конечная температуры газов в °С.
В случае одноходового перекрестного
тока поправочный множитель ф опреде-
ляется по графику фиг. 9 в зависимости
от двух безразмерных параметров рх и /?а.
Для случая двухходового и трёхходового
перекрестных токов ф определяется по гра-
фикам фиг. 10 или 11 в зависимости от числа
ходов и двух безразмерных параметров —
Коэфициент теплопередачи к. Для всех
конвективных поверхностей нагрева
-ккал/м2час°С,
Фиг. 9. Зависимость коэфициента перевода ф для одноходо-
вого перекрестного тока от параметров /?j и рх.
0,5
0J ¦ 0,2 0,3 0,4
Фиг. 10. Зависимость коэфициента перевода ф для двухходо-
вого перекрестного тока от параметров Rap.
Q.1 0,2 0,3
0,7 0,6 0,9 Щу
ftl
a2
Фиг. 11. Зависимость коэфициента перевода ф для трёхходо-
вого перекрестного тока от параметров Rap.
где ? — коэфициент использования газохода;
аь а«» ал — коэфициенты теплоотдачи от газов
к стенке: ах —общий, ьк — конвекцией и ал —
излучением трёхатомных газов; <х2 — коэфи-
циент теплоотдачи от стенки к рабочему телу
в ккал/м2 час "С (тепловое сопротивление
О, m
металла стенки ^~ — во всех случаях прене-

10
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
[РАЗД. IV
брежимо мало и при определении коэфици-
ента теплопередачи не учитывается).
Коэфициент использования газохода ?
учитывает влияние неполноты омывания по-
верхности нагрева газами, влияние внешнего
и внутреннего загрязнений и некоторые услов-
ности расчёта (условная разбивка сложных
газоходов на части, омываемые поперечным
и продольным током, пренебрежение излуче-
нием частичек золы и обмуровки и пр.).
Значения коэфициента использования газо-
ходов котлов современных типов (фиг. 12),
экономайзеров и воздухоподогревателей при-
ведены в табл. 4 и 5.
Для антрацитовой пыли значение %пч сле-
дует снижать на 0,05, для кускового торфа
увеличивать на 0,05 и для очищенного газа
и древесного топлива увеличивать на 0,15
против указанных в таблице. Для мазута и
углей, сжигаемых на решётке, значения Ч2к
следует снижать на 0,10, для антрацитовой
пыли снижать на 0,05.
Коэфициент теплоотдачи от газов к
стенке конвекцией ак. Для всех случаев омы-
вания необходимо предварительно найти ско-
рость газов и температуру стенки.
Таблица 4
Завод-изгото-
витель и тип
котла
ЛМЗ 2500 л2 . .
ЛМЗ 1500 «а . .
НЗЛ 450 л<2 . . .
ЛМЗ КО-Ш . . .
ЛМЗКО-iV . . .
ЛМЗ KO-V 1 . .
НЗЛ Ф-60 и С-60
Коэфициенты
использования газоходов типовых котлов
Коэфициент использования
первого
котель-
ного пучка
о,55
о.55
о,5°
°>55
о,6о
о,8о
°.75
паропере-
гревателя
'лл
о.85
о,85
о,7°
о,8о
о,8о
°>75
о,8о
второго
котель-
ного пучка
2К
°.95
о,85
о,85
—
_
Завод-изгото-
витель и тип
котла
ТКЗ ГКП-1 . . .
ТКЗ ТКП-3 . . .
НЗЛ 60/75 и
ТКЗ 120/160. . .
ЛМЗ 160/200 * .
ТКЗ СМ ....
ТКЗ СП и МП .
БКЗ Шухова —
Берлина , . . .
Коэфициент использования
первого
4 котель-
ного пучка
4 к
°.75
о,8о
0,65
1,О0
о,8о
°>5°
°,85
паропере-
гревателя
о,8о
о,8о
о,8о
о,8о
о,8э
о,8о
второго
котель-
ного пучка
—
—
о,83
о! 85
1,ОО
* При отсутствии перегородок на первом котельном пучке
Таблица 5
Коэфициенты использования экономайзеров
и воздухоподогревателей
1я~1.10 и елп-0,90.
Скорость газов определяется по формуле
Тип поверхности
нагрева
Экономайзер:
чугунный ребри-
стый ЦККБ при
w =5-^10 м/сек .
железный гладко-
трубный или плав-
никовый ...
Воздухоподогрева-
тель:
чугунный ребри-
стый
пластинчатый ста-
рого типа ....
сварной пластин-
чатый нормальной
плотности ....
трубчатый со сме-
шанным током. .
то же двух- и
трёхкратного пе-
рекрестного тока
Вид топлива
Угольная
пыль
-
0.85
о,8
о,8
о,9
Угли
в слое
о, 75
°.75
,.
о,8
I ,О
о,8
о,9
Торф
в слое
о.9
0,85
.,
о,8
I ,О
о,8
о,9
Дрова или
газ
*.°
I.O
i,i
о,8
о,8
°9
Мазут при
наличии
обдувки
о,65*
о,85
о,7—о,8
о,7-о,8
Збоо • 273
tnom) .
' *w"*/ и I геи
3 а м'сек'
160°
ПРИ
> 160° с-
где Vг — объём газов для избытка воздуха в
данном газоходе (см. стр. 2) в нм3/кг; Q —
площадь живого сечения рассчитываемого
газохода в м2; 1потп — расчётная средняя тем-
пература газового потока в °С.
Для всех поверхностей нагрева, кроме
воздухоподогревателя.
— §ср 4"
где At — температурный напор между газами
и рабочим телом; §ср — средняя температура
рабочего тела, равная температуре насыще-
ния tH для парообразующих поверхностей на-
грева и полусумме входной и выходной темпе-
ратур рабочего тела для экономайзеров и
пароперегревателей.
Для воздухоподогревателей температура
потока равна полусумме температур газов на
входе и выходе воздухоподогревателя.
Скорость воздуха в воздухоподогревателе
определяется по той же формуле, что и ско-
рость газов, но вместо объёма продуктов го-
рения надо подставить объём воздуха, прохо-
дящего через воздухоподогреватель, а темпе-
ратура потока в этом случае равна полусумме
температур воздуха на входе и выходе воз-
духоподогревателя.
Температура стенки принимается для паро-
образующих поверхностей нагрева равной
температуре насыщения, для экономайзеров —

ГЛ. I]
РАСЧЁТ КОНВЕКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ НАГРЕВА
11
ЛМЗ-2500
ЛМЗ-1500
НЗЛ-USQ
ко-ш
КОШ
Ф-60',С-60
ТКП-1
7КП-3
СП,МП
лмз-160/
/чIJ /2oo
ШБ
Фиг.
12. Схемы газоходов современных паровых котлов: 1Пр — цродольное омывание; 1поа — поперечное
омывание.

12
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
[РАЗД. IV
полусумме температур воды на входе и выходе
экономайзера, для пароперегревателей — полу-
сумме температур на входе и выходе паро-
перегревателя плюс 25° С, для воздухоподо-
гревателей — полусумме температур потоков
воздуха и газов. Коэфициент теплоотдачи кон-
векцией от газов к стенке определяется раз-
Коэфициент теплоотдачи конвекцией от
газов к стенке для пластинчатых воздухо-
подогревателей определяется по номограмме
фиг. 14. Проходное сечение по газовой сто-
роне в этом случае определяется по нормалям
в соответствии с типом воздухоподогревателя
и номером куба.
Ш 35 30 25 20 15
Коэфициент теплоотдачи конвекцией аК Ккал/мгчас град
{для случая охлаждения газов)
Фиг. 13. Номограмма для расчёта коэфициента теплоотдачи конвекцией
газами или воздухом.
100 ~ Ш 600 800 1000 490
Температура потока tnom "С
\К при продольном омывании труб
лично для продольного, поперечного и сме-
шанного омывания.
Продольное омывание. В случаях,
когда газы текут внутри труб, площадь жи-
вого сечения определяется по формуле
Q-.
л8,
при продольном же омывании труб снаружи
mzd:
nap
где а и Ь — поперечные размеры газохода в
свету; п — число труб, омываемых газами.
Коэфициент теплоотдачи конвекцией от га-
зов к стенке при омывании трубчатой по-
верхности нагрева определяется пономограмме
фиг. 13 в зависимости от температуры газо-
вого потока, скорости газов, температуры
стенки и эквивалентного диаметра.
Эквивалентный диаметр при протекании
газов внутри труб равен внутреннему диа-
метру труб, а при протекании снаружи
и _4Q
где U—nndHap л —периметр, через который
происходит теплообмен.
Поперечное омывание. В этом
случае площадь живого сечения
о — аЬ — nx dHap I м2,
где а и b — поперечные размеры газохода в
свету; щ — число труб в одном ряду; I —
длина труб, омываемых газами.
Коэфициент теплоотдачи конвекцией от
газов к стенке для коридорного пучка опре-
деляется по номограмме фиг. 15 в зависимо-
сти от скорости газового потока, наружного
диаметра труб, температуры стенки и числа
рядов труб л3. Для шахматного пучка этот
коэфициент зависит ещё и от отношений ша-
гов в одном ряду sx и между рядами s2 к на-
ружному диаметру труб и определяется по
номограмме фиг. 16.
В частном случае применения чугунного
ребристого водяного экономайзера ЦККБ коэ-
фициент теплоотдачи конвекцией от газов к
стенке определяется по номограмме фиг. 17
в зависимости от температуры газового по-
тока, температуры стенки и скорости газов.
Смешанное омывание. При сме-
шанном омывании поверхность нагрева газо-
хода разбивается на части, омываемые попе-
речным Нпоп м2 и продольным Нпрод м% током
с раздельным определением коэфициента
теплоотдачи конвекцией для этих частей.

ГЛ. 1]
РАСЧЁТ КОНВЕКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ НАГРЕВА
13
Г" 1 1 Г~7! ! 1 !
Охлаждение газоо-сплошные
1 кривые, нагревание воздуха -
пунктирные
Кор ость потока w M/cek
6 7 8 9 Ю I! 12 13 lit IS
-J5—2(H8-1'64:b—12—10-9-6—7—6
Охлаждение газов-
сплошные кривые,
нагревание воздуха
пунктирные \
Фиг. 14- Номограмма для расчёта коэфициента теплоотдачи конвекцией ах при продольном омывании
газом или воздухом пластинчатых поверхностей нагрева.
Для нагревания
воздуха аг.=0,97ак
60
Фиг.
3 4 5 6 7 8 9 10 12
Скорость потока w м/сек
15. Номограмма для расчёта коэфициента теплоотдачи конвекцией *К при поперечном омывании газом
или воздухом коридорно расположенных труб.

14
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
[РАЗД. IV
Усреднённое значение коэфициента тепло-
отдачи
_
или
- = 2,82
при 7,o < fL
a
13,0 J ,
». - 10,6
Коэфициент теплоотдачи от газов к
стенке излучением трёхатомных газов ал.
Средняя температура газового потока и тем-
пература стенки принимаются так же, как и
где sx и s2 — шаг труб в одном ряду и между
рядами; d — наружный диаметр труб.
По номограмме фиг. 18 определяют коэ-
фициент теплоотдачи излучением сухих трёх-
3 4 5 6 7 8 9Ю 12 14 16 18
Скорость потока w м/ceh
N
ч,
ч
1
Ч-
Ч
ч,
\
ч
ч^
1ь
%
Г
ч
м
ч
ч1
*5
ч
$N
Л
й
"->
1
21
ч,
к,
ч^
К
S
Ч
ч
13
ч
,4
s
\
ч^ s
I4
I
1
ы
ч
s
4
Ч
4i
\
¦у
SJ
\
\
ч
\
к.
ч,
ч
s
ч
\
1—
ч
ч
ч
ч.
—
у
у
уУ
у
--
"у
у.
У
-г
>
л
г
у(
\
у
'/
у
у
<$
¦у
Ул
У
¦у
У
У
у
<^-
-?
У
у
'¦,
/
г*-
У
уУ
г а
/
'/
/
/¦
/
Л/
'/ '
/
1—
У
("Л
у
Щ
Я
Л
У
.У
%
'у
у
ч
>1
<
—»
¦
Уу
у
-
\у
\'у
у'
у
У
S
у-
у
у'
у
у
к
у
_,
/
'/
/
\*
А
'/
'/
/
/
/t
/
'/
/
/
/
в
оздух
ли
Л/
/|/
/
X
t
\
'/
/
/
U
л
г/
/
к,
*/
/
/
i
/
/
s t
' f
)
'
/
/
/
/
Г
У
г
/
/
/
7
/
/
/
/
/
Л/
/
7
%
w
/
/
}
4
z
/
7
\
\
1,2 • It 1,0 0,9 ft 1,6 1,8 2,0 30 4,0 0,9 [0 !,1 IJ
КоЬфициент р Отношение $i/d Коэфщцент #
Фиг. 16. Номограмма для расчёта коэфициента теплоотдачи конвекцией ак при поперечном омывании газом или
воздухом шахматно расположенных труб.
в зависимости от темпе-
для расчёта коэфициента теплоотдачи конвек- атОмных газов
цией.
Далее вычисляется эффективная толщина ратуры газового потока, температуры стенки
излучающего слоя s, для чего служит равен- и произведения парциального давления /?R0
ств0 ¦'-* (см. стр. 2) на эффективную толщину излу-
-w *$*¦
-*.*
чающего слоя.
Аналогичным образом по номограмме
фиг. 19 определяют коэфициент теплоотдачи
излучением водяных паров <*" .

гл. и
РАСЧЁТ КОНВЕКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ НАГРЕВА
15
1
7Г Фут
Л\уЛу[
/ /
^Й ^-^=-- = - = i^- =
#а- - *
i
^ <?
**?^л,а' у* -
Т-Ы^ - ^ У-
\Уу: j? S
^^ с, г: г:
' 4^ HL^ ?.
* л7 ** <*
=* '/дат
'"Г
й
й"
;¦
;^
с
3>
1f-
г^1
^*
;|
-**
.дош \menfloomdaw i Ti
нвекЦиеО аг кш/м'чпсгос^
ч,
si
— s
Фиг. 17. Номограмма для расчёта коэфициента тепло-
отдачи конвекцией <хЛ для чугунного ребристого водяного
экономайзера ЦККБ.
Полный коэфициент теплоотдачи из-
лучением от газов к стенке составляет
ал= а^°* + а° ккал/м* час °С.
Коэфициент теплоотдачи от стенки
рабочему телу а2. Для парообразующих
поверхностей нагрева и водяного эко-
номайзера значение коэфициента те-
плоотдачи от стенки рабочему телу ве-
лико C000—12 000 ккал/м* час °С), и по-
этому величиной — можно пренебречь.
а2
Обязательным является определение
этого коэфициента для пароперегрева-
теля и особенно для воздухоподогрева-
теля, для которого значения ак и а2
близки друг другу.
Пароперегреватель. Средняя
скорость пара в пароперегревателе опре-
деляется по формуле
\
s
\
1
s
\"^
ч
ч
ч^
\
S
ч
ч.
S
\
V
\
с
чХ
ч
\
\
\
\
.
\
\
\
J1
ч^
1Ч
S
\
\
\
\р
\
\
к
s
s
S
\
\
\
Л
\
\
ч
\
\
\
V
N
к
S
\
\
\
>
\
г\
L
\
s
Л-
Г\
ч
\
\
ч
V?/
\ IN
Is
to
t
1
>^
\
s
s
s
S
s
4
\
\
V
Sj
¦•
1
\
\
\
qot
л
\
>
Ч4
s,
\
\
\
\-
\
1
\
s.
Ч4
[4J
>
a -
3
\
\
\
\
sN
i
\
\\
A
у
/
/
/
у
A
/
/
/
/
/
Ф
x
/
/
A
У,
(
/
?
/
/
у
r
<>/
t/
У
/
/
/
i
/
A
/
/
/
/
/
/
/
У
S
/_
7
/
/
/
/
/
I
У
У
/
\
у
У
/
\
t
y1
у
f
У
У^
у
\
л
~
Ф
3600л . к •
м1сек.
W 30 20 10 8 б b 2 200
Коэфиииент (теплоотдачи -излучением R0z
400 600 800 1000 ....
Температура газов tnom "С
я мгчос град
Фиг. 18. Номограмма для расчёта коэфициента теплоотдачи излучением сухих
RO
трёхатомных газов **; а
где Оп — количество па-
ра, протекающее через
пароперегреватель, в
кг/час; vH и vne—удель-
ные объёмы соответ-
ственно насыщенного и
перегретого пара в
мЦкг; deH — внутренний
диаметр трубок паропе-
регревателя в м; п —
общее число параллельно
1200 /Ш включённых трубок.
Средняя температура
перегретого пара опре-
0
2
и
6
8
10
гО
30
an
\
-о
\
*\&<
Tn,
й
У
у
у
с
S
/
Ф
1
X,
J*4
4
1 /
\
У
'/
/
%
V
ч
у
f
\
f
/
?
/
у.
\°\
у
у
/
JsV
1
\
Л
%
г/
\
\
V
у\
?'
ч\
—>
\
\
у
V
К
А
Т
\
\
\
X
У-
/а
4
\
\
N
\
Л
А
ш
\
ч
у f
X
/
-&,
\
\
у
к1
>
s
А
\
\
\
ч
Ч.
i
н
^
\ i
i
s
S,
ч
S
\
у,
\
\
-\
\
-~>
С**
\
Ч
\
\
\
\
S
у
\
\
\
\
\
\
ш
л
4
1
Г—,
\г
\
i
\ \
Л
\,
СИ
_ ._
«^
_
_,
У
У
у
у
._
у
у\
у
Г
s_
/>
у
у
<$
/
¦У
у
1
1
\
1
1
У
>
У
у
/1
s
с
У
i
%>
м
у
f
г
у
у1
у
/
у1
у
у1
/
/
-у*
у
/
/
'
¦7
200 ЬОО 60D 800 1000 1200 1Ш
Температура газов ^т"С
н о
Фиг. 19. Номограмма для расчёта коэфициента теплоотдачи излучением водяных паров а"* .

16
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
[РАЗД. IV
деляется как полусумма температур пара на
входе и выходе пароперегревателя, т. е.
tH + tne
2
По номограмме фиг. 20 определяют коэ-
фициент теплоотдачи от стенки к перегретому
первым котельным пучком известны из рас-
чёта топки.
При конструкторском расчёте выбирают
температуру газов перед пароперегревателем,
т. е. после первого котельного пучка (см. стр.7),
затем определяют теплосодержание газов
Коэфициент теплоотдачи агккал/мгжград
15001-Г1250 -ГГ/000 ТП 750
ЗЖ-L-L 3000AA\2500-U-2000
Коэфициент теплоотдачи а.
Фиг. 20. Номограмма для расчёта коэфициента теплоотдачи от стенки к перегретому пару «а для паропере-
гревателя.
пару в зависимости от давления пара, от сред-
них его температуры и скорости и от вну-
треннего диаметра трубок.
Воздухоподогреватель. Определе-
ние средней скорости воздуха и температуры
стенки воздухоподогревателя см. стр. 10.
Для трубчатых воздухоподогревателей
коэфициент теплоотдачи от стенки воздуху
определяется по номограмме фиг. 13, если
воздух течёт внутри труб, и по номограмме
фиг. 16, если воздух омывает трубы снаружи.
Для пластинчатых воздухоподогревателей
этот коэфициент определяется по номограмме
фиг. 14.
Расчёт отдельных конвективных
поверхностей нагрева
Расчёт первого котельного пучка. Тем-
пература и теплосодержание газов перед
после пучка и количество тепла, передаваемое
в нём:
Присос воздуха в газоходе первого котель-
ного пучка принимается равным нулю.
Затем находят значения температурного
напора и коэфициента теплопередачи (стр. 9
и далее), вычислив предварительно все необ-
ходимые величины.
Следует, однако, учесть, что коэфициент
теплоотдачи излучением должен быть пере-
считан по формуле
Чк
ккал/м2час
так как теплоотдача излучением для радиа-
ционной поверхности котла Н% уже была
учтена в расчёте топки. ,

ГЛ. I]
РАСЧЁТ КОНВЕКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ НАГРЕВА
17
Необходимая поверхность нагрева первого
котельного пучка определится из формулы
GtQu
Размеры газохода в свету и омываемая
газами длина труб известны из расчёта топки
(см. определение НКЛ ', известно также для
заданного типа котла число труб в одном
ряду п\. Определению подлежит необходимое
число рядов труб:
Н
\к
Если л2 не получается целым числом, то
его округляют, внеся коррективы в длину труб
или в температуру газов после пучка.
При проверочном расчёте поверхность на-
грева первого котельного пучка известна. За-
даются в первом приближении температурой
газов перед пароперегревателем и так же,
как для конструкторского расчёта, определяют
температурный напор и коэфициент тепло-
передачи.
Далее определяют количество тепла, пере-
даваемое в первом котельном пучке:
<?!* =
Н
\к
k
\K
GT
ккал/кг
и затем теплосодержание газов после пучка:
7i« = JL — Qu - Q\K ккал/кг.
По полученному значению теплосодержа-
ния газов по /—tf-диаграмме (или по таблице
теплосодержаний) находят температуру газов
после пучка. Если расхождение между пред-
варительно заданной температурой после пучка
и той же температурой, полученной из рас-
чёта, не превышает 10° С, расчёт не уточ-
няется, и полученная температура принимается
для расчёта следующего газохода. Если это
расхождение больше 10° С, но не превышает
50* С, то коэфициент теплопередачи не пере-
считывается, а температурный напор, тепло-
содержание и температура газов после пучка
уточняются. Если же это расхождение больше
50° С, то уточнения должны быть внесены в
весь расчёт пучка.
Расчёт пароперегревателя. Температура
и теплосодержание газов перед пароперегре-
вателем известны из расчёта первого котель-
ного пучка.
При конструкторском расчёте количество
тепла, передаваемое в пароперегревателе при
отсутствии пароохладителя или при пароохла-
дителе, установленном после пароперегрева-
теля, определяется из формулы
Qnn =
где Gne — расход пара через пароперегрева-
тель в кг/час; ine и iH — соответственно те-
плосодержания перегретого пара на выходе
из пароперегревателя и насыщенного пара
в ккал/кг.
2 Том 13
При наличии пароохладителя, установлен-
ного на стороне входа пара в пароперегрева-
тель, вместо теплосодержания насыщенного
пара следует подставить теплосодержание пара
на входе в пароперегреватель:
i'H = iH - qno ккал/кг,
где qno — съём тепла в пароохладителе при-
нимается в пределах 10—15 ккал/кг.
При пароохладителе, включённом в рас-
сечку, количества тепла, передаваемые в ка-
ждой из частей пароперегревателя, и темпе-
ратурные напоры для них определяются раз-
дельно.
Теплосодержание газов после пароперегре-
вателя
С = ha ~
™+
o (ct)xe ккал/кг.
По / — ^-диаграмме или по таблице тепло-
содержаний находят для избытка воздуха
после пароперегревателя соответствующую
температуру газов. Средняя скорость пара
в пароперегревателе выбирается в пределах
15—20 м/сек для среднего давления и 8—
12 м/сек для высокого давления. По средней
скорости пара находят общее число трубок,
выходящих из коллектора. Далее определяют
температурный напор и коэфициент теплопере-
дачи, вычислив предварительно все необхо-
димые величины.
Поверхность нагрева пароперегревателя
Размеры газохода пароперегревателя были
выбраны ещё при определении размеров га-,
зового окна топки. Длина труб пароперегре-
вателя составит
*>пп —
Нп
na'd,
м,
нар
где п — общее число труб, выходящих из
коллектора пароперегревателя; dHap — наруж-
ный диаметр труб пароперегревателя в м.
При проверочном расчёте поверхность на-
грева пароперегревателя задана. Температура
пара после пароперегревателя была принята
в первом приближении при составлении тепло-
вого баланса. В соответствии с этой темпе-
ратурой определяют количество тепла, пере-
данное в пароперегревателе, и затем тепло-
содержание и температуру газов после него.
Далее находят температурный напор и коэ-
фициент теплопередачи для пароперегрева-
теля и определяют во втором приближении
передаваемое в нём количество тепла:
GT
кипим?
ккал кг,
а также теплосодержание и температуру газов
после пароперегревателя.
В соответствии с уточнением температуры
газов после пароперегревателя уточняют также
ранее принятую температуру перегретого
пара.

18
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНОГО АГРЕГАТА
[РАЗД. IV
Расчёт второго котельного пучка. При
наличии второго котельного пучка темпера
тура и теплосодержание газов перед ним из-
вестны из расчёта пароперегревателя. Расчёт
второго котельного пучка ведётся так же, как
и расчёт первого котельного пучка, с той лишь
разницей, что коэфициент теплоотдачи из-
лучением трёхатомных газов ал относится уже
ко всей поверхности нагрева пучка.
При отсутствии водяного экономайзера
после второго котельного пучка температура
газов после него равна температуре перед
воздухоподогревателем, полученной из рас-
чёта последнего (а при отсутствии и воздухо-
подогревателя эта температура равна темпе-
ратуре уходящих газов).
Таким образом при отсутствии водяного
экономайзера тепловосприятие второго котель-
ного пучка известно и не нуждается в допол-
нительном уточнении:
ккал/кг.
Так как, с другой стороны,
^2л = Qp "Чвр — (Оот -f~ Qm + Qnn) ккал/кг,
то оба эти уравнения могут быть использо-
ваны для проверки правильности всего тепло-
вого расчёта. При этом расхождение в тепло-
восприятии второго котельного пучка при
определении величины тепловосприятия по
стороне газов и по стороне рабочего тела не
должно превышать 0,3% от Q"
Расчёт переходной зоны прямоточного
котла. Расчёт переходной зоны производят
раздельно для парообразующей части (анало-
гично расчёту первого и второго котельных
пучков) и для перегревательной части (ана-
логично пароперегревателю).
Коэфициент теплопередачи может быть
определён сразу для всего пакета переходной
зоны.
Расчёт водяного экономайзера. Темпера-
тура и теплосодержание газов перед водяным
экономайзером известны из расчёта предше-
ствующей поверхности нагрева (пароперегре-
ватель или второй котельный пучок), а после
водяного экономайзера — из расчёта воздухо-
подогревателя (при отсутствии воздухоподо-
гревателя температура газов после водяного
экономайзера равна температуре уходящих
газов). Тепловосприятие водяного экономай-
зера может быть определено как по газовой
стороне:
-\- Л<х8>эУ0 (ct)x g ккал/кг,
так и по стороне рабочего тела:
С?., в = Qp ri6p - @« + Qik + Qnn +
ккал/кг.
уравнениям, не должно превышать
«о;.
Теплосодержание воды после водяного эко-
номайзера
где Gn — G0XJi-\-dnp ~ расход воды через во-
дяной экономайзер в кг/час с учётом продувки
и расхода воды на пароохладитель при его
параллельном включении; при последователь-
ном включении пароохладителя расход через
водяной экономайзер составит Gn-\- dap; in§e —
теплосодержание питательной воды в ккал/кг,
которое при последовательном включении па-
роохладителя должно быть увеличено на qno
(с определением также и соответствующей
температуры воды перед водяным экономай-
зером для вычисления Д?в,э).
Если г* > iK, то водяной экономайзер кипя-
щего типа, если же ia < iK, то некипящего
типа, и в этом случае по теплосодержанию
воды после экономайзера определяют соответ-
ствующую температуру её.
При конструкциях водяного экономайзера,
не допускающих парообразования, температура
воды после водяного экономайзера должна
быть по крайней мере на 30° С меньше тем-
пературы кипения. Число трубок водяного
экономайзера, выходящих из коллектора,
определяется выбором скорости воды, которая
должна быть не менее 0,3 м\сек для некипя-
щих и 0,5—0,6 м/сек для кипящих экономай-
зеров.
Скорости газов в водяном экономайзере
обычно не выбираются, так как поперечное
сечение его газохода определяется шириной
всего котлоагрегата, размерами воздухоподо-
гревателя в плане и необходимостью разме-
щения определённого количества параллельно
включённых труб. Лишь при зольных топли-
вах необходимо проверить допустимость по-
лученной скорости газов по условиям истира-
ния труб летучей золой.
После определения температурного напора
и коэфициента теплопередачи (стр. 9 и далее)
находят необходимую поверхность нагрева
водяного экономайзера:
Н =
в-9
Для змеевиковых экономайзеров но ана-
логии с расчётом пароперегревателя опреде-
ляют длину трубок
м;
1нар
Расхождение в тепловосприятии водяного
экономайзера, определённого по этим двум
для ребристых же экономайзеров необходимую
по расчёту поверхность нагрева подбирают по
нормалям.
При кипящем экономайзере расчёт парооб-
разующей и подогревательной частей следует
вести раздельно в соответствии с указаниями
для расчёта экономайзера и первого и Вто-
рого котельных пучков, определяя коэфи-
циент теплопередачи для всего пакета. При

ГЛ. I]
РАСЧЁТ КОНВЕКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ НАГРЕВА
19
упрощении расчёта кипящего экономайзера
рассчитывают сразу весь пакет, подставляя
в формулу для определения температурного
напора вместо температуры рабочего тела на
выходе из пучка условную температуру
Расчёт воздухоподогревателя. Теплосо-
держание и температура газов после воздухо-
подогревателя известны и равны теплосодер-
жанию и температуре уходящих газов.
Количество тепла, передаваемое в возду-
хоподогревателе,
Qen - У а («от — &<*т —
— Ьа-п.с) КсОг, в — (с*)х. в] к кал/кг
(см. стр. б).
По теплосодержанию газов перед воздухо-
подогревателем
/' = / 4-0 -I- 02* —
1 вп — 'ух I VвгГГ Vs
— Давл Vo (ct)x в ккал/кг
определяют температуру газов перед воздухо-
подогревателем.
Скорость воздуха принимается равной 6 —
8 м/сек для трубчатых и 8 —10 м/сек для пла-
стинчатых воздухоподогревателей, а скорость
газов в зависимости от зольности топлива
13-16 м/сек для трубчатых и 10—13 м/сек —
для пластинчатых воздухоподогревателей.
В соответствии с выбранной скоростью
газов определяют необходимое живое сечение
по газовой стороне (см. стр. 12) и число тру-
бок для трубчатого воздухоподогревателя:
_ _
L
Для пластинчатого воздухоподогревателя
по нормалям подбирают кубы с потребным
живым сечением.
Далее определяют температурный напор
и коэфициент теплопередачи и находят необ-
ходимую поверхность нагрева воздухоподо-
гревателя
Для трубчатых воздухоподогревателей вы-
числяют длину трубок
ten —
*нар
и определяют необходимое число ходов для
обеспечения выбранной скорости воздуха.
Для пластинчатых воздухоподогревателей
необходимую поверхность нагрева обеспечи-
вают подбором числа кубов по нормалям.
чч ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. ВТИ, Методика теплового расчёта котельного агрегата,
рукопись.
2. К о р е л и н А. И., Состав и качество топлив СССР,
Знергоиздат, 1940.
3. ЦКТИ, Нормы теплового расчёта котельного агрегата,
Машгиз, 1945.

Глава II
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
НАЗНАЧЕНИЕ И ПОРЯДОК РАСЧЁТА
ТЯГО-ДУТЬЕВОГО УСТРОЙСТВА
Дутьевая и тяговая системы котельного
агрегата служат для подачи в топку котла
воздуха, необходимого для горения топлива,
и для удаления из котельного агрегата про-
дуктов сгорания. В соответствии с этим на-
значением тяго-дутьевое устройство исполь-
зуется для организации рациональной газо-
динамики котельного агрегата, которой в зна-
чительной степени определяется тепловой
эффект установки.
Задача проектирования тяго-дутьевой си-
стемы заключается в подборе такого оборудо-
вания (вентиляторы, дымососы), которое обес-
печивало бы работу котельного агрегата
в пределах заданных режимов и изменений
нагрузок с. максимальным к. п. д. С этой
целью на основании аэродинамического рас-
чёта определяют количество перемещаемого
воздуха и газа, а также гидравлическое сопро-
тивление для заданной конфигурации газо-
воздушного тракта котельного агрегата и вы-
бранных режимов его работы.
Аэродинамический расчёт тяги и дутья
производится обычно для максимальной на-
грузки котла и ведётся в следующем порядке:
1) определение потребной производитель-
ности дутьевой и тяговой систем; 2) опре-
деление сопротивления трения и местных
сопротивлений тракта с предварительным под-
бором оптимальной скорости; 3) подбор соот-
ветствующего по расходу и напору тяго-дутье-
вого оборудования и расчёт дымовой трубы.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
ДУТЬЕВОЙ И ТЯГОВОЙ СИСТЕМ
Производительность дутьевой
системы определяется количеством воз-
духа, которое должно быть подведено к топке
котла для организации оптимального процесса
сжигания топлива.
Теоретическое количество воздуха, не-
обходимое для полного сгорания твёрдого и
жидкого топлив, подсчитывается по уравне-
ниям, приведенным в гл. I.
Действительное количество воздуха при
полном сгорании
духа в топку Дат и выбирается в зависи-
мости от способа сжигания, типа топки и рода
топлива (см. табл. 1).
Таблица 1
где ат — коэфицйент избытка воздуха в топке.
Величина ат включает в себя присос воз-
Коэфицйент избытка воздуха и его
Топки
Пылеуголъ-
ные
С шахтными
мельницами
Для жидкого
и газообразно-
го топлива
Ручные
С пло-
скими ко-
лосниковы-
ми решёт-
ками
Шахт-
ные
Финские
Наклон-
но перетал-
кивающие
Цепные бес-
провальные
решётки БЦР
Топливо
Антрацит при
Л <1В°/0
Каменные угли с
выходом летучих:
до 20 /0 .....
больше 20°.'о
Бурые угли, сланцы
Бурые угли, слан-
цы, фрезерный торф
Мазут, натураль-
ный и доменный газ
Антрациты:
сортированные . .
несортированные .
Каменные и бурые
угли
Торф кусковой,
дрова
Щепа
Бурые угли ....
Антрациты:
АС
АСШ или АРШ .
Каменные угли:
сортированные . .
рядовые
Бурые угли ....
Торф кусковой . .
Щепа
давление
Коэфицйент избытка
воздуха в топке ат
1,25
1,25
1,2О
1,20
1,35
1.15
1,4°
1,5°
1,4°
1,3°
1.3°
1,35
,25
,45
.35
,30
.30
.3»
.25
Давление воздуха под
решёткой или разре-
жение на выходе из
топки в мм вод. ст.
—(i-4-a»
-(i+a)
-(i+2)
-A+2)
-AЧ-Я)
-A-ья)
IOO
IOO
5°
4'J
3°
5О
IOO
80
50-60
50—60
50
60
3°

ГЛ. II]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ОТ ТРЕНИЯ И МЕСТНЫХ СОПРОТИВЛЕНИЙ
21
При наличии механического недожога дей-
ствительное количество воздуха составляет
Va -(I—
где ^4 — величина механического недожога,
выбираемая в зависимости от рода топлива и
способа сжигания.
Температура воздуха, поступающего в
дутьевую систему извне, принимается рав-
ной 0° С, поступающего снизу котельной 25° С
и сверху котельной 40° С.
При расположении котельной на вы-
соте 100 м и выше над уровнем моря сле-
дует учитывать снижение барометрического
давления. С учётом этого фактора действи-
тельный расход воздуха составляет
Здесь Vg — действительный расход воз-
духа в м91час, Vnp — приведённый расход воз-
духа в нмЦчас, Vnp— Va GT> где GT— коли-
чество сжигаемого в час топлива в кг; Твтт—
абсолютная температура воздуха на входе в
вентилятор в °К; hgap— барометрическое
давление при данной высоте над уровнем моря
в мм рт. ст.
Производительность тяговой
системы определяется количеством дымо-
вых газов, подлежащих удалению из котель-
ного агрегата дымовой трубой (естественная
тяга) или дымососом (механическая тяга).
Теоретический суммарный объём газов при
избытке воздуха а = 1,0 составляет
Здесь Vc г— теоретическое количество су-
хих продуктов горения; VH'O — объём водяных
паров (см. гл. I).
Суммарный приведённый объём продуктов
горения при выходе из котельного агрегата
Величина коэфициента избытка перед
дымососом аух определяется добавлением к
коэфициенту ат допускаемых присосов воздуха
в газоходах котельного агрегата, значения ко-
торых:
Участки тракта Да
Газоход первого котельного пучка о
» перегревателя 0,05
, второго котельного пучка 0,05
Экономайзер:
водяной змеевиковый 0,05
чугунный ' o,i
Воздухоподогреватель:
железный пластинчатый о, i
трубчатый °,°5
чугунный о,а
Электрофильтр о,2
Циклонный золоуловитель 0,05
Действительный объём газов, уходящих из
котельного агрегата, - л
Здесь Tquu— абсолютная температура газов
у дымососа в °К; Н^ым — давление газов у
входа в дымосос в мм рт. ст., равное
"дым — "-бар
216
дым
13,6 '
где h^ap — барометрическое давление, прини-
маемое в зависимости от высоты располо-
жения установки над уровнем моря; B^)вс —
суммарное сопротивление всасывающего трак-
та с учётом самотяги.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ОТ ТРЕНИЯ
И МЕСТНЫХ СОПРОТИВЛЕНИЙ
Следующим основным фактором, характери-
зующим тяго-дутьевую систему, является
сопротивление тракта, по которому пере-
мещаются вычисленные выше количества воз-
духа и дымовых газов.
Полное сопротивление газо-воздушного
тракта котельного агрегата представляет со-
бой сумму сопротивлений отдельных его эле-
ментов, определяемых по приводимым ниже
формулам, сопротивления слоя топлива (слое-
вой процесс), сопротивления горелки (факель-
ный процесс), разрежения в топочной камере
и алгебраической суммы значений самотяги
по участкам тракта.
Потери энергии при движении потока раз-
деляются на потери от трения и местных со-
противлений.
Потери от трения и местных сопроти-
влений зависят в основном от скоростей воз-
душных и газовых потоков, выбор которых
производится на основе следующих сообра-
жений.
С увеличением скорости газового потока
растёт коэфициент теплоотдачи и уменьшается
поверхность нагрева, необходимая для пере-
дачи заданного количества тепла, т. е. умень-
шаются размеры установки и первоначальные
затраты на её сооружение. С другой стороны,
увеличение скорости потока влечёт эа собой
рост сопротивлений и, следовательно, требует
повышенного расхода энергии на перемеще-
ние обогревающей среды, вследствие чего
возрастают эксплоатационные расходы.
Каждому конкретному сочетанию заданной
стоимости сооружения и амортизации поверх-
ности нагрева, с одной стороны, и стоимости
энергии, расходуемой на перемещение необ-
ходимого количества газов, — с другой, отве-
чает оптимальное соотношение между сопро-
тивлением системы и величиной поверхности
нагрева.
В современных котельных агрегатах ско-
рость газового потока принимается обычно в
пределах от- 8 до 15 м/сек. Вообще говоря,
наивыгоднейшая скорость лежит выше этого
интервала, но для котлов, работающих на
многозольном топливе, её приходится ограни-
чивать, чтобы предупредить резкое увели-
чение износа поверхностей нагрева летучей
золой, интенсивность которого пропорцио-
нальна третьей степени скорости потока. При
работе котлов малой мощности на естествен-
ной тяге скорость газов выбирается в преде-
лах 3—7 м/сек во избежание чрезмерной вы-
соты дымовых труб.

22
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
[РАЗД. IV
Сопротивление трения
Сопротивление при движении потока в
прямой трубе круглого сечения
Дйотр = X —
1/2
-^- мм вод. ст.,
A)
где X — безразмерный коэфициент сопроти-
вления трения; / — длина трубы в м; d — диа-
метр трубы в м\ v — скорость потока в м/сек',
р-—плотность перемещаемой среды в кг сек^м*
(табл. 2); ? = f.g.
Таблица 2
Плотность и вязкость газов и константа Сутерленда
Наименование газа
Воздух
Азот (N,)
Кислород (Оа) . . .
Углекислый газ (СО21
Окись углерода (СО)
Водяной пар (Н,О) .
Плотность
при 0° С и
760 мм рт.
ст.
Ро
0,132
0,128
0,146
О.2С2
0,127
о,о8г
Абсолютная
вязкость
при 0°С и
760 мм рт.
ст.
\h- 10»
1,755
i,7°3
1,962
1,402
1,687
0,922
Кон-
станта
Сутер-
ленда
с
122
к>7
138
я$о
IO2
548
Величина коэфициента трения X зависит от
числового значения числа Рейнольдса и отно-
сительной шероховатости поверхности.
Число Рейнольдса — безразмерный крите-
рий, характеризующий структуру потока:
_ vdp
Iх
Re=.
где fj. — коэфициент абсолютной вязкости
в кг^сек/м2.
Абсолютная вязкость различных газов
при 0° С и 760 мм рт. ст. приведена в табл. 2
(см. также ЭСМ, т. 1, гл. IV и V).
Плотность газов при температуре t" С
273
p'-poTf273
кг сек2 м*.
Вязкость газов при температуре *° С
273
1 +
¦V
f+273
273
кг сек/м?.
273
где с — константа Сутерленда (табл. 2, а также
ЭСМ, т. 1, гл. V).
При ламинарном режиме потока (Re < 2200)
Х =
64
Re
В котельных агрегатах обычно имеет место
турбулентный режим (Re > 2200).
При этом режиме:
для гладких труб
0 316
(до Re — 1 • 10б);
X =
Reu'^°
0,857
B)
(lgReJ'4
(до Re = 1 • 108). C)
для шероховатых труб
D)
где k — коэфициент абсолютной шерохова-
тости в м; k • 103 для старых железных воз-
духоводов, газопроводов и паропроводов, под-
верженных коррозии, принимается равным 0,40
и для новых гладких паропроводов 0,15.
При этом трубу следует считать гладкой,
если величина относительной шероховатости
k . 30 „ k. . 30
—- < =7— и шероховатой, если — ^ —=г •
В зависимости от величины —т- коэфи-
циент трения X определяется по формулам B),
C) или D).
При движении потока в трубе (канале)
некруглого сечения вместо диаметра труб d
следует брать эквивалентный гидравлический
диаметр:
- F
где F — живое сечение трубы в м*; U — пе-
риметр трубы в м.
Для прямоугольной трубы
ЧаЬ
а
где а и Ь — местные размеры сечений тру-
бы в м.
Для узких щелей (случай пластинчатых
воздухоподогревателей) d3Kg = 2s, где s — ши-
рина щели в м.
Формула (\) применима и для случая про-
текания газов вдоль труб снаружи.
В этом случае вместо диаметра труб d
следует брать
CIO "~~
daK* = 4 nvd f2(a + 6)'
где а и Ъ — линейные размеры сечения газо-
хода в м; п — количество труб в газоходе.
Сопротивление трения при течении по
трубам в условиях теплообмена определяется
по формулам A) — D) с введением дополни-
тельного множителя, равного по Нуссельту
0,417
, где Тст и Т,
абсолютные
температуры стенки и потока в СК; все физи-
ческие параметры текущей среды относятся
в этом случае к температуре стенки.
Для случая поперечного обтекания пучков
труб сопротивление зависит от расположения
труб в пучке, числа рядов и величины Re.
Сопротивление в пучке при шахматном
расположении труб
l)Re
~0'27
мм вод. ст.,
где сх — коэфициент, зависящий от отношения
шага по ширине пучка к диаметру труб —~
(фиг. 1);сз—коэфициент, зависящий от отноше-

ГЛ. II]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ОТ ТРЕНИЯ И МЕСТНЫХ СОПРОТИВЛЕНИЙ
23
ния шага по ходу потока к диаметру
труб ~- (фиг. 2); т — количество
рядов труб по ходу потока; v —
скорость в узком сечении пучка,
нормальном к направлению по-
тока, в м/сек; р — плотность га-
зов в кг.сек2!м*.
\
s
ч
Ш4
;
— —
i
W IS 2ft 15 W 3S Ц) 4J'|
Фиг. 1. Зависимость коэфициента
сопротивления шахматных пучков
труб с, от 4г •
Сопротивление коридорных пуч-
ков
ДЛтр = Со ™ 4jT мм вод- СТ-
где т — количество рядов труб
по ходу потока; v — скорость в
узком сечении пучка в м\сек; Со —
средний коэфициент сопроти-
Фиг. 2. Зависимость коэфи-
циента сопротивления шах-
матных пучков труб г. от ¦—• •
а
вления одного ряда, определяе-
мый по номограмме фиг. 3 в за-
ВИСИМОСТИ ОТ
здесь
*2
°2 = ~Т
- 1
и числа Re;
Местные сопротивления
/
/
/
/
\
-г—j^=
|
d\
-
J_
f
esooo,
50000^
fSOOO^
WOOD
U5000^
bOOOO
35000^
30000^
25000^
20000^
15000
10000
/
//
/
1
\
4
\
\
\
v.
¦X
\
i
/
v
V
/
\ '
\
\^
"\
\^
\ Ч
N
,N
N
)
/
h
//l
J/f
l/
\l
\,
4
\
I
I
1 ,
f /
I)
1
Ш
W
\
N
fi
4
L
и
Ш
f?
f
\
I
/
/
7
/>
*
///
Ф
У
L
1
f
n
/
<l
f
t
I
i
/
/
J
h
Vj
7j
7
f
/
/
ri
/7
W
f/j
ij
Ш
(ш
11
\
~r
I
/
/
f 1
/
/
7
n
%
/n
Ш
1
1
I
/
f
1
L
7
1
L
V
n
ъ
У/
Ш
V
i
/
f
/
/
1
/
у
L
Ч
/j
/
7
я
7i
fl
и
V
1
1
1
1
/
г
/
_i
/
/
/
/
li
/i
V
4
Ъ
0,6 0,7 0,8 0,91,0 1,2 Ik 1,6 1,8 2,0 2,5 3 3,5 4 40 5 6 7 8 3 10
1 ^
Все местные сопротивления Фиг. 3. Зависимость коэфициента сопротивления коридорных пучков
(повороты, тройники, изменения труб х^ от —-
сечения и т. п.) рассчитываются "l ~ 1
по следующей формуле:
где С — коэфициент местного сопротивления, величина
ли г Pv которого для наиболее типичных случаев приведена в
ьпместн~<. 2 , табл*-з [з]^

24
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
[РАЗД. IV
Коэфициенты местного сопротивления С [3]
Таблица 3
Коэфициент местного сопротивления г.
m Очерченный по дуге круга

ГЛ. II]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ОТ ТРЕНИЯ И МЕСТНЫХ СОПРОТИВЛЕНИЙ
25
Продолжение табл. 3
Элементы тракта
Название
Форма
Коэфициент местного сопротивления
Дифузор за вентилятором
о,о
Конфузор
а <J 45°
С направляющими лопат-
ками
o,35-o.37

АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
[РАЗД. IV
Коэфициент сопротивления при внезапном
изменении сечения определяется по графику
фиг. 4, причём Свы* относится к случаю уве-
личения сечения (внезапное расширение),
0.8
0,7
0,6
0,5
?
03
0,2
Ql
0 Q? 0,2 0,3 0,4 0.5 0.6 0,7 0.8 0,9 It)
Отношение меньшего сечения к большему
Фиг. 4. Коэфициенты сопротивления внезап-
ного изменения сечения ^дых и С
itx — к случаю уменьшения сечения (внезап-
нее сужение).
В величину —• следует подставлять ско-
рость в меньшем сечении.
Коэфициент местного сопротивления плав-
ного поворота twoe зависит от числа Рей-
нольдса, угла поворота а°, от формы сече-
а R
ния -г- и от кривизны поворота —:
'лов ^ ^о ABC,
где Со — коэфициент, учитывающий кривизну
поворота —— при Re =50 000, —т— = 1,0 и
Ь о
\
\
г*
&
1
V
\
V
$
\
к
\
к
ч
Ч
V
V
"¦
V
•»»
Ч
••»
ft
сш
0.7
06
05
щ
03
02
Q15
л/
ffm
0JD7
т
«01
\
\
\
\
\
\
\
!
¦Г
0506 Ш W %5 2
56789Ю 15 20%
-Фиг. Б Зависимость коэфициента сопротивления плавных
R
поворотов С„ от кривизны поворота —=- •
а = 90° (фиг. 5); A =/(Re) (фиг. 6); для боль-
ших значений Re можно принимать А = 0,7;
В - /(«) (фиг. 7); С = / (-?-) (фиг. 8).
Коэфициенты местного сопротивления бо-
ковых ответвлений тройников Са и тройника
1
1
1
\г—
\
1
О3 ?i
1
Vs 310s uW'j
№ 6Ю5 7ШЬ 8ЮЬ 9Ю> Rp
на проход Cd зависят от соотношения скоро-
стей и диаметров в ответвлениях к маги-
А
№
1,6
1.2
18
Qi
О
Фиг. 6. Зависимость поправочного коэфициента
для плавных поворотов А от числа Рейнольдса.
Ofi
0Л
0.2
/
/
/
/
/
/
30
60
90
120 150 а"
Фиг. 7. Зависимость поправочного коэфи-
циента для плавных поворотов В от угла по-
ворота и°.
страли
от угла а, под которым
d
ответвления присоединены к магистрали.
При этом следует различать раздающие
тройники (фиг. 9) и собирающие тройники
(фиг. 10).
Величины коэфициента сопротивления
^) при а=
а=60° и
а*=45° для раздающих и собирающих трой-
ников приведены в табл. 4—6.
Таблица 4
Коэфициенты сопротивления тройников при а — 90°
и d — dd по Фогелю [3]
^а
со
о
1
43*
43
= 0,58
«1 43
II
43
43
r-d
ю
СО
о
II
433
43
ОО
ю
о
II
43
4?
Раздающие тройники
о.б
о,8
1,4
6
3.2
1,9
1,65
1.4
1.25
i,i
4,о
2,5
2,15
1,6
1,45
1.4
6, a
4,5
З.б
3.15
2,8
2,5
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
,6
,8
,о
,2
,4
,б
-3,8
-1,9
-о,5
о
о,35
о,6
Собирающие тройники
— 1,6
о
о
°,3
о,45
о,6
о, 15
0,96
1,2
t,3
1.3
1,3
о,7
о,6
о.4
°t3
О,2
О,1
°,7°
°,9
i,i
',3
',45
i,7
0,12
о,31
о, 54
2.3
2.75

ГЛ. II]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ОТ ТРЕНИЯ И МЕСТНЫХ СОПРОТИВЛЕНИЙ
27
Таблица 5
Коэфициенты сопротивления тройников
при а —60° и d — йд по Кинне [3]
va
~®1
0,6
0,8
1,0
1,3
i,4
1,6
0,6
0,8
1,0
1,3
1,4
1,6
^a
4
0
в
¦4
3,3
Ь9
1.3
i.o
o,9
0,8
-0,65
0
0,4
o,55
o,7
o,74
Ю
0
1
•ч
,-4
D
Ч "Ч
•ч -ч
0
II
ч
•ч
Раздающие тройники
З.о
i.9
i.3
I,о
о, 85
о,75
5,°
3,*
2,4
1,9
1,65
1,5
о
0
о
о
о
о
о
1
¦ч р
-о,о5
—0,05
—°>°5
—о,оз
—О,О2
О
Собирающие тройники
—о, 75
о
о,35
о,5
о,6
0,64
о,6
х,о
1,4
1,14
1,1
i.i
о, 
0,12
О,12б
о,п8
0,096
о.о7
о,39
о,34
°,375
о,4
о,43
о,45
«
В
ч
•ч
•ч
¦ч
—о,о8
о
о,О7
0,2
о.З6
о,55
о,8
1,О
i,i6
1,34
х^бэ
Таблица 6
Коэфициенты сопротивления тройников при а — 45"
и d = dd по Петерману [3]
0,6
0,8
1,0
1,3
1.4
1,6
= 0,35
а
•ч
¦ч
¦ч
г
а
00
из
о
II
•ч3
•ч
•ч3
1
"Ч
•ч
о
Л
в
•ч
"Ч
S
<э
It
ч
•ч
•ч3
Раздающие тройника
I
о
О
о
о
о
.44
,57
,13
»°9
,4
•23
I
О
о
о
о
о
,8о
,82
,i8
,13
,28
,28
3,6
3,2
1,6
1,3
о,9
0,8
—0
—0
—0
— 0
— 0
— 0
03
04
04
°5
°5
°5
—о
—о
—о
—о
—о
—о
,об
,о8
,о8
,о8
,о8
.о7
Собирающие тройники
о,б
о,8
1,О
1,2
1-4
1,6
—о,б4
о,19
о,5
о,55
о,7
о,74
-1,6
-о,5
О,1О
0,2
0,22
о,37
—о,35
о, 15
о,4
о,5
0,56
0,56
о
о
о
о
о
о
15
'7
'5
13
ов
оз
о, 13
о,о8
0,02
-о,о8
-о,15
—О,2б
—о,и
—о,об
о>°4
о,15
о,3
0,48
о,51
0,65
о,72
о,58
о,35
0,2
Коэфициент сопротивления Са тройника от-
носится к скоростному напору в том сечении,
где проходит только часть потока.
с
18
1.6
*Л
1,2
W
98
92
7 й
Ь
Фиг. 8. Зависимость поправочного коэфи-
циента для плавных поворотов С от формы
а
1
1
+-
4-
\\
\
\
\
/
/'
/
1
*¦•
f'
—
\
СЭ
_1
*-*
поперечного сечения —
Ь'
Фиг. 9. Раздающий
тройник.
Фиг. 10. Собирающий
тройник.
Сопротивление при повороте газов в пучке
труб рассчитывается в сжатом сечении при
коэфициенте сопротивления С = 1,0 для угла
поворота а = 90° и С = 2,0 для а~ 180°.
Сопротивление ребристых водяных эконо-
майзеров определяется в предположении про-
дольного обтекания рёбер потоком.
Потери на трение в каналах, образованных
рёбрами труб (квадратные рёбра), определя-
ются по формулам A) и B) с температурной
поправкой Нуссельта:
0.316
X
X
V
\0,417
- J ММ ВОД. СТ.,
где / — длина газохода в м, равная / = ms2;
т — количество рядов труб по ходу газов;
s% — шаг труб по ходу газов в м\ v — средняя
скорость в узком сечении газохода между
трубами в м/сек.
Потери на входе и выходе
Мизм — (Свх + Ъых) Pn°™V мм вод. ст.,
гДе С«лг и ?«ы* определяются по фиг. 4 в за-
висимости от отношения живых сечений fafe
fx — площадь живого сечения газохода между
двумя трубами на длине 1 ж в мг\ /2 — пло-
щадь сечения газохода на 1 м длины трубы,
равная S\\ pcm и Тст — плотность и темпера-
тура газов у стенки; опот и Тпот — то же
средняя по потоку.
Потери от частичного изменения сечений
и от местных завихрений при переходе из
одного ряда труб в другой определяются по
формуле
Ь \0,68
ЧТ7/ Ь \
аз=3.37(— J
\т-\)
мм ВОд. ст.#
где S — зазор между рёбрами соседних труб
по глубине газохода в м\ s2 — шаг между

28
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
[РАЗД. IV
трубами в м; т — число рядов труб по вы-
соте.
Для ребристых водяных экономайзеров
с круглыми рёбрами потери на трение соста-
вляют
0,316 0,7/
X
X
?стУ21 '*
^ \ ' пот
cm
\0,417-
мм вод. ст.;
здесь dg — эквивалентный диаметр — опреде-
ляется из выражения
</,= ¦
2n (dp — dmp + \ + 52)
м,
где fmp — живое сечение для прохода газов,
отнесённое к одной трубе, в м2; п — коли-
чество рёбер одной трубы; dp — диаметр рё-
бер в м\ dmp — наружный диаметр труб в м;
&! — толщина рёбер в м; 82 — расстояние в
свету между рёбрами по длине труб в м.
Потери в зазорах для круглых ребристых
труб равны
8 \0,68
(m_i)
п
?fl2|
ст.
Для наиболее часто встречающихся ребри-
стых экономайзеров (типа ЦКТИ и ТИ) можно
определять сопротивления по упрощённым
формулам:
а) потери на трение
Hhmp =
ммвод., ст.;
б) потери в зазорах
bh3a3 = В
_ 1) мм вод. ст.
Значения коэфициентов А и В для разных
типов экономайзеров приведены в табл. 7.
Таблица 7
Коэфициенты потерь на трение и в зазорах
ребристых экономайзеров
¦
Тип экономайзера
ЦКТИ (чугунный, с круглы-
ми рёбрами)
ТИ (с круглыми рёбрами) .
ТИ (с квадратными рёбра-
ми) :
А
О,О1
О,О1
0,027
Б
°.5
о,39
°,59
Для экономайзера с вертикальным располо-
жением труб суммарное сопротивление можно
определять по формуле
Д/1Я) = 1,75 i«°«— m мм вод. ст.
Сопротивление воздухоподогревателей (пла-
стинчатых и трубчатых) как по воздушной,
так и по газовой стороне определяется как
сумма потерь на трение, на изменение сече-
ний и на повороты.
Сопротивление электрофильтров (без учёта
сопротивления подводящих и отводящих кана-
лов) принимается равным ДЛЭ _ - =35 мм вод. ст.
Сопротивление механических золоуловите-
лей циклонного типа определяется по формуле
ММ В0Д'
где v — для циклонов — скорость потока во
входном сечении золоуловителя, а для муль-
тициклонов— скорость, условно отнесённая
к сумме площадей всех элементов в плане;
^цикл — коэфициент сопротивления, зависящий
от конструкции и типа золоуловителя, имеет
следующие значения:
Пылевой ЦККБ . i,8-2)o
Давидсон Д-71 и Д-9 12,8
Давидсон Д-49 7.°
Батарейный (мультициклон)
Л-2 7°
Л-3 хао
Более подробные данные о подсчёте сопро-
тивлений типовых элементов котлоагрегата
(пароперегреватель,водяной экономайзер, воз-
духоподогреватель, золоуловитель) см. [2].
Величина самотяги отдельного участка
i rj( 273 \ '
hc = ±H[ Чнар — То * мм вод. ст.,
\ ¦» пот '
где Н — высота газохода или воздуховода
между цетрами сечений входа и выхода в м\
Лнар ~ удельный вес наружного воздуха, при-
нимаемый равным 1,2 /сг/ж3 (t = 20° С); 7о~
удельный вес дымовых газов или воздуха
при 0° С и 760 мм рт. ст.; Таот — средняя
абсолютная температура газов или воздуха на
данном участке в "К.
При направлении потока вверх самотяга
положительна, при направлении вниз — отри-
цательна.
Суммарный перепад полных напоров тракта
: — Tj&hc мм вод. ст.
ПОДБОР ТЯГО-ДУТЬЕВОГО
ОБОРУДОВАНИЯ И РАСЧЁТ ДЫМОВОЙ
ТРУБЫ
Производительность тяговой или дутьевой
системы (Q м*1час) и суммарный перепад
полных напоров тракта \^khn0JlH мм вод. ст- J
определяют параметры тяго-дутьевого обору-
дования для заданных условий работы.
Расчёт дымовой трубы заключается в опре-
делении диаметра трубы у устья и её высоты.
Диаметр дымовой трубы в свету у устья
vump
где Vmp — секундный объём газов у устья
1рубы в мъ\сек; vmp — скорость газов на вы-
ходе из трубы, принимаемая в пределах 4—
6 м/сек (при работе с дымососом скорость
газов на выходе из трубы принимается в пре-
делах 15—20 м/сек).

ГЛ. II]
ПОДБОР ТЯГО-ДУТЬЕВОГО ОБОРУДОВАНИЯ И РАСЧЁТ ДЫМОВОЙ ТРУБЫ
29
Высота дымовой трубы Н определяется по
формуле
н =
/ 273
\ Твозд
h6
ap
760
где h,0'u™p — потеря в виде энергии, уносимой
выходящими из дымовой трубы газами, равная
2
LjUE, в мм вод. ст.; ДЛ^™Р—сопротивление
трения в дымовой трубе в мм вод. ст.; 1303д
и *[газ — удельные веса наружного воздуха и
дымовых газов при 0° С и 760 мм рт. ст.;
Тяозд и Тгаз — абсолютные температуры наруж-
ного воздуха и газов в дымовой трубе в °К;
heap — барометрическое давление в мм рт. ст.
Обычно температуру газов в дымовой
трубе принимают равной температуре газов
при входе в трубу без учёта их охлаждения.
При необходимости уточнить расчёт охлажде-
ние газов на 1 пог. м трубы можно определить
по приближённой формуле
•С/л*.
пгр
где коэфициент А составляет для железных
труб — 2, для больших кирпичных труб (сред-
няя толщина кладки == 1,5 м) — 0,2 и для
малых (средняя толщина кладки m 0,5 м) — 0,4.
Выбор вентилятора и дымососа следует
производить для максимальной нагрузки ко-
тельного агрегата с учётом запасов по про-
изводительности и полному их напору.
Производительность машины представляет
собой расход Q в м?/час при фактически имею-
щих место в самой машине температуре и
давлении перемещаемой среды.
Полный напор машины — это перепад пол-
ных напоров, определённых в выходном и
входном патрубках вентилятора или дымососа:
Г1полн — пполн
hex
ММ ВОД. СТ.
Разность между полным напором машины
и скоростным напором в выходном
патрубке (Ндин = • о""") представляет собой
статический напор машины:
Нст = Нполн — Ндин мм В°Д- ст-
Иначе статический напор машины опреде-
ляется как перепад статических напоров
в выходном и входном патрубках за вычетом
скоростного напора во входном патрубке:
"с* = *^-*&-
вод. ст.
Указанные параметры сами по себе ещё
не вполне определяют производительность
вентилятора, зависящую также от сопротивле-
ния тракта (сети).
Основной характеристикой вентилятора при
данном числ'е оборотов и данном удельном
весе газов служит связь между производи-
тельностью и напором (Q —Н) для всех режи-
мов работы; характеристикой тракта является
связь между расходами и суммарными пере-
падами полных напоров.
Производительность ^дымососной установки
для любой нагрузки котельного агрегата опре-
деляется из соотношения
пр
Здесь V'np и V™ax — приведённые объёмы
газов при данной и максимальной нагрузках
в нм3/'час; W — коэфициент форсировки, харак-
теризующий изменение объёмного расхода
газов при 0° С и 760 мм рт. ст.
'ю
ушах
ипр
V'np
~ С
а'ср
с
и
max
max
«ср •
шах
ср
аср
где Gn и
производительность в т/час, средний избыток
воздуха и к. п. д. котлоагрегата соответ-
ственно при данной и максимальной нагрузках.
Для дутьевой установки (вентилятора) мож-
Ci max
но считать что47~ без учёта изменения
О'п
<*ср и г\а-
Суммарный перепад полных напоров тракта
для любой нагрузки котельного агрегата (или,
что то же, полный напор дымососа) связан
с соответствующими данными для максималь-
ной нагрузки следующим соотношением:
ftmax ,
пп ли I
ПОЛИ
ср
max
ср
ММ ВОД. СТ.
где Нп0 н и h™**H, Т и 7~™ — полный на-
пор дымососа в мм вод. ст. и средняя абсо-
лютная температура газов в °К при данной
и максимальной нагрузках; ^?Jic— алгебраиче-
ская сумма самотяги по газоходам, включая
дымовую трубу, принимаемая приближённо
постоянной, в мм вод. ст.; W — коэфициент
форсировки.
Средняя температура газов по агрегату
определяется приближённо:
т ~ m
1 ср
'К,
где Тот и Тд — температура газов на выходе
из топки и перед дымососом в °К.
Для дутьевой установки (вентилятора) сум-
марное сопротивление тракта во многих слу-
чаях нельзя считать пропорциональным ква-
драту расхода воздуха, так как сопротивление
решётки и слоя топлива может отклоняться от
квадратичного закона, а сопротивление горе-
лок зависит от числа работающих горелок.
Поэтому при построении характеристики дутье-
вого тракта следует задаваться числом рабо-
тающих горелок и сопротивлением слоя при
данной нагрузке. Остальные сопротивления
тракта можно пересчитывать так же, как и для
газового тракта.

30
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
[РАЗД. IV
Учитывая различные эксплоатационные от-
клонения от расчётных условий, в том числе
и отклонения от гарантийных данных заводов-
изготовителей вентиляторов и дымососов, коэ-
фициенты запаса по производительности при-
нимают {^=1,1 и по напору р2= 1.2-
Таким образом расчётная производитель-
ность машин определяется из соотношения
г ?.t kj и/) ар
где Т — абсолютная температура воздуха или
газа у машины в °К.
Аналогично расчётный полный напор машин
равен
мм вод..ст.
Для выяснения вопроса о том, удовлетво-
ряет ли данная машина требуемым Qpac4 и
^полн» необходимо предварительно привести
НРполн к тем Условиям (удельный вес переме-
щаемой среды), для которых заводом-изгото-
вителем даётся характеристика машины, по
формуле
Я зав
полн
нрасч
где
k —
1,293
.То
мм вол
мм вид#
760
оар
Здесь Yo — приведённый удельный вес воз-
духа или газа у машины при О" С и 760 мм
рт. ст. в кг\м%\ Т и Тзав — абсолютные темпе-
ратуры воздуха или газа у машины в °К при
расчётной нагрузке и при нагрузке, указывае-
мой заводом-изготовителем.
Поставленным требованиям в отношении
производительности и напора, вообще говоря,
могут удовлетворять несколько разнотипных
машин. Для выбора наиболее подходящей для
данного котельного агрегата машины необхо-
димо провести сравнение возможных вариан-
тов машин и способов их регулирования во
всём диапазоне нагрузок котла и выбрать
экономически наиболее выгодный вариант.
Мощность, потребляемая вентилятором или
дымососом (на валу машины),
\г Ч'Нполн
где Нполн — полный напор машины при дей-
ствительных условиях, не приведённый к усло-
виям характеристики, в мм вод. ст.; т\полн —
к. п. д. машины по полному напору при
данном режиме по заводской характери-
стике.
Характеристики котельных вентиляторов
и дымососов, выпускаемых заводами Глав-
котлотурбопрома, представлены на фиг. 11—23.
Серия вентиляторов типа ЦАГИ выпускается
и для работы в качестве дымососов; в этом
случае характеристические данные по напору
и мощности пересчитывают на темпера-
typy 200° С (см. также. ЭСМ, т. 12, гл. XII).
Наиболее простым способом регулирования
вентиляторов и дымососов в соответствии с
требуемым расходом для данной нагрузки
котла является регулирование шибером в
тракте. Этот способ, однако, наименее эконо-
мичен, так как шибер, не влияя на характе-
ристику машины Q — Н, лишь искусственно
повышает сопротивление тракта. При шибер-
ном регулировании потребляемая мощность
хотя и падает с уменьшением производи-
тельности, но в меньшей степени, чем при
других более экономичных способах регулиро-
вания, поэтому регулирование шибером, как
правило, применять не следует.
Значительно более экономичными являются
способы регулирования, воздействующие на
машину, т. .е. снижающие её характери-
стику Q — Н. К ним относятся изменение
числа оборотов машины (гидромуфта, изме-
нение числа оборотов электродвигателя) и
установка на всосе машины направляющего
аппарата.
При изменении числа оборотов характе-
ристика Q — Н машины изменяется по сле-
дующим приближённым соотношениям:
П\
jfi/час;
— Hi —- мм вод. ст.
я?
Принимая к. п. д. машины для соответ-
ствующих точек при различных оборотах
одинаковым, получают
4
д/2 = Д/i —- кет.
«1
При установке асинхронных электродвига-
телей с регулированием числа оборотов рео-
статом в цепи ротора имеют место электри-
ческие потери в реостате. В этом случае по-
требляемая мощность (без учёта изменения
к. п. д. электродвигателя) приближённо про-
порциональна отношению квадратов чисел
оборотов:
N-> = N\ —? кет или тB &з % Hi o/o.
Применение коллекторных электродвига-
телей переменного тока и электродвигателей
постоянного тока экономически более вы-
годно в силу незначительности электрических
потерь.
При регулировании гидромуфтой мощность
на валу электродвигателя из-за потерь сколь-
жения в гидромуфте приближённо пропор-
циональна отношению квадратов чисел обо-
ротов машины:
"*
(„
 (
вент\п
2 I
кет
^гидр П
вент
2
вент
1
Кроме того, необходимо учитывать меха-
нические потери в гидромуфте в размере 2%
и первоначальное скольжение, поглощающее

ГЛ. Ill
ПОДБОР ТЯГО-ДУТЬЕВОГО ОБОРУДОВАНИЯ И РАСЧЁТ ДЫМОВОЙ ТРУБЫ
31
Нмм
вод
ст.
260
21*0
220
200
, 180
160
160
60120
40100
60 80 —
—
1
/
у
у
У
1
1
-j-
j У
'I
-Нпалн
'Чпс
у"
чг
лн
1
ч
УС
1
ys
У^
—
т
1
кВт
U0
30
Нмм
fed
cm
320
Jf 280
40
'iO
30
го
w
с
гьо
200
160
иго
80
/
/
/
*
1
/,
Нполн
1~
In
N
пт
<
s
(
20
8000 №000 2W00 32000 40000 48000 а%(
Фиг. 14. Характеристика вентилятора типа ЦАГИ № 9
при п — 1450 об /мин и t = 20° С.
о то 8000 12000 тот 20000 moomoo 32ooo qm%oc
Фиг. 11. Характеристика вентилятора типа ЦАГИ № 8
при п = 1450 об'мин и t — 20" С,
Нмм
вод.
cm
I 350
60
50 250
U0 200
30
10
300
150
20100
L
у
'—
—
w
—и-
Чпопн^-
/
~У*
^у
N
И
—^.
у
N
Квт
IU0
120
100
80
60
29
20000 U0000 60000 80000 100000Q
4°
/час
Фиг. 15» Характеристика дутьевого вентилятора
105/300 при п = 960 об/мин и t - 20и С.
Л7Ш /(Ш7 30000 60000 50000 60000
Фиг. 12. Характеристика вентилятора типа ЦАГИ № 12
при п = 960 об/мин и t -= 20^ С.
НмМ
' вод.
ст.
1 ьоо
70 isn
50
50
го
30
20
10
0
-300
¦250
200
150
WO
50
0
50
уУ
/
{
у
00
у"
у
у
У
У
25000
У
Нпо
лн
=^
Нет
--—
(па
\У
N
65000
чнУ
-—,
У
65000
у
;х
85000
в
ч,
S
N
Н8т
160
НЮ
120
100
80
60
кО
20
О
Нмм
вод.
ст.
% 32°
70
60
50
U0
30
20
10
0
¦280
-2W
200
160
-120
80
¦U0
.
1
1
1
/
/
***
т
/
w
/
у
7
WOOD
с
1
по
,N ^
У
пн
у
s
60000
^»,
у
80000
/
¦«.
>
100000
У
к
-
то
N
Квт
160
то
120
100
ВО
60
40
20
Фиг. 16. Характеристика дутьевого вентилятора
105/345 при п = 960 об/мин и / = 20° С.
Фиг. 13. Характеристика вентилятора типа ЦАГИ J* 14
при п = 960 об/мин и t = 20° С.
/
inn
find
ст.
7 ,пг,
Ус
ю
so
'40
ю
20
'0
0
350
w
250
200
150
100
50
0
1
/
¦?ni
¦^
nn uv
у
^~.
-—
У
1Ю filb
• —
У
inn яп/
у
W/7 Ш
—<
*s
'Пай
/
ЛН
Hem
\n K
\ino/iH
1OO IPO
/
TOO 0
N
кВт
225
200
175
150
125
100
75
50
25
0
Фиг. 17. Характеристика дутьевого вентилятора
125/390 при п — 960 об/мин и * - 20J С.

32
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
[РАЗД. IV
Ним
40000 48000 56000 WOO Q%,
—
к.
/г
— —
——
-гт л
Нпо
ли
IT
ЧПОЛН
\
1—^
/
ч
J
^>
ь
S
О 40000 80000 120000 /60000 200000 Q%
N
кВт
150
130
120
ПО
100
90
80
70
Фиг. 18. Характеристика дымососа 40/200 при п —
= 960 об мин и t - 200° С.
Фиг. 21. Характеристика дымососа типа Д-190-1
при п — 730 об/мин и t = 200° С.
80000 96000 1120000%,-
О 40000
120000 160000 200000Q%o0
Фиг. 19. Характеристика дымососа 100 220 при п —
- 960 об'мин н ( - 200" С.
Фиг. 22. Характеристика дымососа типа Д-190
при п — 730 об/мин и(- 200° С.
Нмм
Мет
Фиг. 20. Характеристика дымосос* типа Д-190-2
при п - 730 об/ мин и / - 200° С
100000
400000 500000 Q"
Фиг. 23. Характеристика дымососа типа 300/400
при п - 730 обУмин и / = 200° С.

1. II]
ПОДБОР ТЯГО-ДУТЬЕВОГО ОБОРУДОВАНИЯ И РАСЧЁТ ДЫМОВОЙ ТРУБЫ
33
коло 30/в. Таким образом максимальное число
боротов гидромуфты
пгадр — л спп
максимальный к. п. д. гидромуфты при пол-
ом числе оборотов
При регулировании направляющим аппара-
ом с поворотными лопатками (осевого или
>адиального типа, фиг. 24 и 25) или напра-
Фиг. 24. Направляющий аппарат
осевого типа.
вляющим аппаратом упрощённого типа (шибер
с числом лопастей от 1 до 4, фиг. 26), уста-
новленными на всосе машины, потребляемая
мощность (без учёта к. п. д. двигателя) опре-
деляется производительностью и полным на-
Фиг. 25. Направляющий аппарат радиаль-
ного типа.
пором машины, соответствующими расходу и
сопротивлению тракта. При этом возникают
дополнительные потери в самой машине,
зависящие от угла открытия поворотных
лопаток.
Мощность на валу машины с направляю-
щим аппаратом при полном его открытии
(предельно возможный режим для данного
тракта) определяется по формуле E).
Следует иметь в виду, что характеристика
машины с направляющим аппаратом при пол-
ном его открытии как по напору, так и по
к. п. д. может существенно отличаться от
характеристики той же машины без напра-
вляющего аппарата. В частности, это отно-
сится к машинам со спиральными всасываю-
3 Том 13
щими карманами, при которых напор машины
при прочих равных условиях оказывается
из-за предварительного закручивания потока,
входящего в колесо машины, значительно
меньшим, чем при прямых карманах. Однако
при установке направляющего аппарата ра-
диального типа
в спиральном
всасывающем
кармане харак-
теристика ма-
шины при пол-
ном открытии
направляющего
аппарата прак-
тически оказы-
вается такой
же, как и у той
же машины при
прямом всасы-
вающем кар-
Фиг. 26. Направляющий аппарат
упрощённого типа.
мане.
Упрощённый направляющий аппарат и
аппарат осевого типа устанавливаются в пря-
мых всасывающих карманах.
При определении мощности по формуле E)
следует пользоваться данными по напору
и к. п. д. с учётом наличия или отсутствия
направляющего аппарата.
При всех прочих режимах мощность на
валу машины с регулированием направляю-
щим аппаратом опреде-
ляется по формуле
Ne = bHa-Nucx кет,
Кг*
80
70
60
SO
ЬО
30
20
т
0
/
/
)
/
/
/
где Nucx — мощность на
валу машины при полном
открытии направляюще-
го аппарата в квпг, кна —
коэфициент сброса мощ-
ности при данной глу-
бине регулирования; за-
висимость коэфициента
kHa от глубины регули-
Q ~о
рования tz— предста- "слг
^ исх
влена на фиг. 27.
Установленная мощность электродвигателя
при шиберном регулировании определяется
по формуле
Фиг. 27. Зависимость
коэфициента сброса
мощности kHa от глу-
бины регулирования на-
правляющим аппаратом
Q
\т Qрлсч^полн
д 3600-
1,1
К&ТП,
где QpacH — производительность машины при
максимальной расчётной нагрузке в мъ\яас\
Н„олН — полный напор, принимаемый по за-
водской характеристике Q — И для произ-
водительности при максимальной расчётной
нагрузке Qpac4> тшаш —к- п- Д- машины для
расчётной нагрузки по заводской характери-
стике; 1,1 — коэфициент запаса мощности
электродвигателя,
1,293
Ко
760
iap

34
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
[РАЗД. IV
Установленная мощность электродвигателя
при регулировании изменением оборотов
2
Nd^N^Ssp нет,
где Nucx — потребная мощность, определяе-
мая по формуле E) для точки Qucx — Нисх
с коэфициентом запаса 1,1 и коэфициен-
том k ; Qucx и Нисх — производительность и
напор, соответствующие точке пересечения
кривых Q — Н машины и тракта.
При регулировании гидромуфтой уста-
новленная мощность электродвигателя опре-
деляется по аналогичной формуле, но с учё-
том к. п. д. гидромуфты при максимальном
числе оборстов (vimdp = 0,95):
д 0,95
Q
расч
кет,
где Qacx — производительность, определяе-
мая точкой пересечения заводской кривой
Q — Н машины, пересчитанной для макси-
мального числа оборотов гидромуфты с учётом
скольжения 3%, с кривой Q — И тракта.
При регулировании направляющим аппа-
ратом установленная мощность электродви-
гателя
где kHa — коэфициент сброса мощности при
переходе от Qucx к QpaC4, принимаемый по
кривой фиг. 27.
По подсчитанной таким образом мощности
подбирается соответствующий электродви-
гатель.
Характеристику вентилятора, геометри-
чески подобного данному, но имеющего иные
размеры при одном и том же числе оборотов
и одной и той же плотности перемещаемой
среды, определяют для данного режима
исходя из того, что производительность Q
вентилятора пропорциональна третьей сте-
пени диаметра [формула F)], напор Н—про-
порционален квадрату [формула G)] и по-
требляемая мощность N — пятой степени диа-
метра [формула (8)]:
тт^(?гK; F)
G)
Пересчёт характеристики вентилятора,
имеющего диаметр ?>ь число оборотов щ и
плотность перемещаемой среды plf на харак-
теристику геометрически подобного вентиля-
тора (я2, D2 и р2) ведётся так:
•=Qi
щр\
= Я,
Величины отвлечённых производитель-
ности Q, напора Н и мощности JV равны
4 ~~ Fu ' рц2 ' iV - F?u* *
где F = —т площадь колеса в мг\ а =
кип ,
= —^г окружная скорость колеса в м/сек,
Эти уравнения служат для построения
безразмерной характеристики вентилятора
данного типа (фиг. 28), на основании которой
определяется оптимальный размер вентиля-
тора для заданных параметров (Q, И, р и п).
J
/
/
/
U
1
/
/
f
1
1
/
1
у
S
¦»»
«?
\
>н
п
S
N
1.0
0.3
Фиг. 28. Безразмерная характеристика
вентилятора.
Критерием для выбора типа вентилятора
служит удельная быстроходность или удель-
ное число оборотов nsd.
Удельное число оборотов численно равно
числу оборотов вентилятора, геометрически
подобного данному, таких размеров, что
он при наибольшем значении к. п. д. по-
даёт 1,0 м3 воздуха в секунду при напоре, рав-
ном 30 мм вод. ст.
О
мм вод. ст.; N^
^f кет.
.i*D5lPl
Р
где Q, Н, р и п — заданные параметры.
По удельному числу оборотов различают
вентиляторы быстроходные {пуд = 1200-f-4000).
средней быстроходности (пу^ = 600-J-1200) и
тихоходные {пуд = 150-J-600).
Быстроходные осевые вентиляторы харак-
теризуются большой производительностью и
относительно небольшим напором. Хотя в
котельных агрегатах применяются в основном
вентиляторы и дымососы центробежного типа
с предельной величиной к. п. д. 0,65—0,70, но
машины осевого типа с к. п. д., достигаю-
щим 0,85, имеют преимущества также по
весовым и габаритным показателям. В СССР
изготовляются осевые вентиляторы конструк-
ции ЦАГИ (серии У — низкого давления и
серии В — высокого давления).
Для центробежных вентиляторов с одно-
сторонним всасыванием пуд лежит в пре-
делах 150—1000. При tiyQ ^> 1000 следует вы-
бирать вентиляторы с двухсторонним всасы-
ванием. Если при этом величина пуд, опре-
делённая по расходу через каждое входное
сечение, оказывается больше 1000, то следует
либо уменьшить число оборотов я, либо

ГЛ. II]
ПОДБОР ТЯГО-ДУТЬЕВОГО ОБОРУДОВАНИЯ И РАСЧЁТ ДЫМОВОЙ ТРУБЫ
35
выбрать для установки несколько машин с
суммарной заданной производительностью.
В последнем случае, т. е. в случае парал-
лельной работы двух или нескольких машин
на одну сеть, при любом сопротивлении
производительности складываются. Для по-
строения суммарной характеристики двух (или
нескольких) вентиляторов следует для ка-
ждого значения напора складывать производи-
тельности всех машин при том же напоре.
Для параллельной работы вентиляторов
следует применять машины с одинаковыми
характеристиками (фиг. 29). При этом если
развиваемый напор вентилятора при работе
его на данную сеть близок к максимальному,
i+n
Фиг. 29. Параллельная работа одинаковых вен-
тиляторов.
то включение дополнительных машин не даёт
существенного увеличения производитель-
ности (сеть 1), если же напор вентилятора
значительно меньше максимального, то па-
раллельная работа машин оказывается выгод-
ной (сеть 2).
Параллельная работа двух или нескольких
машин с неодинаковой характеристикой на
общую сеть невыгодна, так как возможны
такие условия, при которых суммарная про-
изводительность параллельно работающих ма-
шин окажется меньше производительности
одной из них при работе на ту же сеть
(Ql + п > Qu при работе на сеть /, фиг. 30) или
Фиг. 30. Параллельная работа неодинако-
вых вентиляторов.
в лучшем случае суммарная производитель-
ность будет равной производительности одного
из вентиляторов при работе на ту же сеть
Wi + и = Qn - сеть 2' Фиг- 3°)-
Кроме того, при параллельной работе даже
одинаковых машин следует во избежание
неустойчивости их работы выбирать такие
машины, чтобы характеристика сети пересе-
калась с той частью характеристики машин,
которая лежит вправо от максимального на-
пора (нисходящая область кривой Q—Н). Па-
раллельная работа в части характеристики,
лежащей влево от максимального напора,
неустойчива (сеть 3, фиг. 29).
При последовательной работе двух или
нескольких машин складываются полные на-
поры при данной производительности (фиг. 31).
Фиг. 31. Последовательная ра-
бота вентиляторов.
Фиг. 33. Спиральный кожух
вентилятора.
Фиг. 32. Типы колёс с ло-
патками: а—загнутыми на-
зад; б — радиальными; а —
загнутыми вперёд.
Для ориентировочного выявления габарит-
ных размеров вентилятора и потребляемой
мощности достаточно определить наружный
диаметр колеса ?>2- диаметр входа в ко-
лесо Do и площадь спирального кожуха при
угле раскрытия 360°.
Диаметр колеса D2 определяется из уравне-
ний
-г- м>сек;
пп
где а2 — окружная скорость в м/сек; Н — не-
обходимый напор вентилятора в мм вод. ст.;
ф — коэфициент напора, значения которого
для предварительных расчётов даны в табл. 8.
Таблица 8
Значения коэфициентов фиш., для разных типов
колёс
Форма лопаток
Загнутые назад (фиг. 32, а)
Радиальные (фиг. 32, б) . . .
Загнутые вперёд (фиг. 32, в)
?2
> 9°
< оо
о,5—о,7
о,6—о,8
о,8—i,i
0,6—0.8
о,8—о,9
1,1—1.4
Диаметр входа в колесо
з
3 /<Г~
D0 = 3.5|/ —м.

36
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ КОТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК
[РАЗД. IV
Величина сечения спирального кожуха
Срд U-2
где «рд — коэфициент подачи, принимаемый
равным 0,4 — 0,7, причём меньшая величина
относится к колёсам с лопатками, загнутыми
назад, а большая к колёсам с лопатками, за-
гнутыми вперёд.
При квадратной форме сечения F& осевая
ширина кожуха В = YPa •** и соответственно
радиальная ширина А = ~\/^Fa m.
Для получения очертания спирального ко-
жуха можно пользоваться методом построе-
ния из четырёх вершин конструкторского
квадрата, проводя дуги (!Д окружности) ра-
диусами (фиг. 33) #, = /?„ + 3,5Л; /?2 = /?« +
+ 2.5Л; #3 = RH + 1.5Л; R4 = #„ + 0,5Л,
где RH — начальный радиус, обычно равный
наружному радиусу колеса.
Потребляемая мощность складывается из
гидравлической и паразитной мощностей.
Гидравлическая мощность
влический к. п. д. — равен отношению дей-
Н
ствительного напора к теоретическому ^т—=
= 0,7-1-0,8. Величина <р2 тем больше, чем
больше количество лопаток г и меньше угол
выхода р2- Значения коэфициента <р2 Для при-
ближённых расчётов даны в табл. 8.
Паразитная мощность, расходуемая на тре-
ние колеса о воздух и на вихреобразование
при вращении в кожухе,
где Ро — коэфидиент трения, равный E-=-
-=-11) 10 6; «в— угловая скорость в сек;
ft2 — ширина лопатки на выходе из колеса
в осевом направлении; й2^1,2 ™- в м.
При использовании данного типо-размера
вентилятора на большем числе оборотов не-
обходимо проверить жёсткость вала на кри-
тическое число оборотов, которое можно
приближённо определить по упрощённой фор-
муле
АсР
л„„ =
где % = отношение
пора к гидравлическому к.
коэфициента на-
п. д.; т)г — гидра-
где Л = 21,5 для случая одного ротора на
валу; d — диаметр вала в см; Р — вес ротора
и вала в т\ I — расстояние между подшипни-
ками в м.
Число оборотов машины должно быть на
25% меньше критического числа оборотов.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. ГОСТ 647-41.
2. Нормы для расчёта тяги и дутья, Главэнергопром, 1938.
3. Нормы аэродинамического расчёта котельного агрегата,
Главкотлотурбопром, М. 1948.
4. Тяго-дутьевые устройства и вентиляторное обору-
дование котельных установок, каталог проектных нор-
малей Подольского завода им. С. Орджоникидзе,
1944.

Глава III
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
ТИПЫ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
Паровыми котлами называются устрой-
ства, предназначенные для получения необхо-
димого количества пара определённого каче-
ства, который используется затем либо для вы-
работки механической или электрической энер-
гии, либо в качестве теплоносителя для ото-
пительных и производственных установок.
Развитие котельной техники и увеличение
потребности в паре обусловили по мере усо-
вершенствования конструкций значительное
увеличение объёма паровых котлов и одно-
временно значительное усложнение их благо-
даря оснащению различным вспомогательным
оборудованием. Весь комплекс устройств для
получения пара называется котельной уста-
новкой или котлоагрегатом.
В состав современной котельной установки
входят: а) паровой котёл, в котором произ-
водится насыщенный пар из жидкости, нагре-
той до температуры кипения; б) паропере-
греватель для перегрева насыщенного пара
до заданной температуры; в) водяной эконо-
майзер для подогрева питательной воды горя-
чими газами; г) воздухоподогреватель для
подогрева горячими газами воздуха, напра-
вляемого в топку; д) топочное устройство
для сжигания топлива; е) каркас для поддер-
жания частей котельной установки и её обму-
ровки; ж) арматура и гарнитура — приспо-
собления для повышения безопасности и улуч-
шения обслуживания котельной установки;
з) топливоподготовительные устройства для
переработки подаваемого топлива до состояния,
обеспечивающего наиболее экономичное его
сжигание; и) устройства для удаления золы и
шлаков из топки; к) устройства для подго-
товки питательной воды; л) насосы для подачи
питательной воды в котёл; м) тяго-дутьевые
устройства, предназначающиеся как для подачи
воздуха в топку, так и удаления за пределы ко-
тельной установки охлаждённых дымовых га-
зов.
Пар в котельных установках вырабаты-
вается главным образом из воды, однако в от-
дельных установках для этой цели исполь-
зуются иногда и другие жидкости, главным
образом ртуть, дифенил и дифенилоксид, полу-
чившие пока весьма ограниченное распростра-
нение. Характерная особенность этих жидко-
стей заключается в том, что при одинаковом
давлении они имеют более высокую темпера-
туру кипения, чем вода.
Нагрев воды до температуры кипения и
превращение её из жидкого в парообразное
состояние совершается за счёт физического
тепла продуктов сгорания топлива, выделяю-
щегося при его сжигании в топочном устрой-
стве котельной установки.
Площадь всех поверхностей котельной уста-
новки, омываемых с одной стороны горячими
газами, а с другой — водой, паром или на-
правляемым для сжигания топлива воздухом,
называется поверхностью нагрева котельной
установки. Размеры поверхности нагрева опре-
деляются, как правило, со стороны, обогревае-
мой горячими газами.
Поверхность нагрева может получать тепло
как путём соприкосновения её с горячими
газами, так и за счёт излучения пламени или
горящего слоя топлива. В первом случае она
носит название конвективной, во втором —
радиационной. Радиационные части поверх-
ности нагрева, размещённые по стенам топки
и служащие одновременно для защиты обму-
ровки от нагрева её до чрезмерно высокой
температуры, называются экранами.
Металлические стенки испаряющей по-
верхности нагрева котельной установки во
избежание своего перегрева должны с макси-
мальной интенсивностью отдавать тепло, вос-
принятое от продуктов сгорания, что оказы-
вается возможным лишь при наличии постоян-
ного тока воды или паро-водяной смеси вдоль
стенок поверхности нагрева внутри котла. Та»
кое движение воды называется циркуляцией.
По способу создания циркуляции паровые
котлы могут быть разделены на две основные
группы: а) котлы с естественной циркуляцией
и б) котлы с принудительной циркуляцией.
В котлах с естественной циркуляцией дви-
жение воды и паро-водяной смеси происходит
благодаря разности весов более лёгкой паро-
водяной смеси в сильно обогреваемых и более
тяжёлой в слабее обогреваемых трубах. Это
движение происходит с довольно большой ско-
ростью, и количество воды, протекающей
в каком-либо самостоятельном циркуляцион-
ном контуре, обычно на много превосходит
весовое количество пара, образовавшегося
в нём за этот же период времени.
В котлах с принудительной циркуляцией
движение воды и паро-водяной смеси осуще-
ствляется при помощи насосов. Эта группа кот-
лов может быть разбита на две подгруппы:
котлы с многократной принудительной цир-
куляцией и котлы с однократной циркуля-

38
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
цией или прямоточные. В котле с многократ-
ной принудительной циркуляцией движение
воды осуществляется при помощи специаль-
ного насоса, включаемого в схему циркуля-
ционного контура. В прямоточных котлах вода
подаётся в отдельные элементы поверхности
нагрева питательным насосом в количестве,
соответствующем количеству образующегося
в них пара. Котлы с принудительной цирку-
ляцией появились сравнительно недавно и
имеют малое распространение; подавляющая
часть выпускаемых котлов имеет естественную
циркуляцию.
По своему назначению паровые котлы
могут быть разделены на три группы: а) ото-
пительные, б) производственно-отопительные
и в) энергетические.
Отопительные паровые котлы имеют
обычно небольшую производительность — до
1—2 т/час и вырабатывают насыщенный пар
низкого давления — до 3 кг/см3.
Произ водственно-отопительные
котлы предназначаются для снабжения паром
как технологических, так и отопительных
установок промышленных предприятий. Произ-
водительность таких котлов, как правило, не
превосходит 10 т пара в час. Рабочее давле-
ние вырабатываемого пара обычно не пре-
вышает 8—12 кг\смЪ.
Иногда в таких установках пар слегка
перегревается главным образом для того,
чтобы сократить тепловые потери при снаб-
жении паром потребителей, расположенных
на некотором расстоянии от здания котельной.
Энергетические паровые котлы снаб-
жают паром силовые установки, вырабаты-
вающие главным образом электрическую энер-
гию. Величины давления, обычно превышаю-
щего 15 кг\см*, и температуры перегретого
пара определяются условиями, принятыми при
проектировании паровых турбин
Стремление к увеличению экономичности
тепловых установок приводит к повышению
параметров пара, вырабатываемого котель-
ными установками. Необходимо, однако, иметь
в виду, что повышение конечной температуры
перегретого пара оказывается выгодным в
одинаковой степени для установок любой мощ-
ности, тогда как повышение давления выше
определённой величины почти не даёт преиму-
ществ при малой мощности паровых турбин
вследствие снижения при этом их эффективного
к. п. д. и выгодно лишь при установке турбин
большой мощности.
Нашими котлостроительными заводами вы-
пускаются энергетические котельные агрегаты
производительностью до 230 т]час пара, давле-
нием до 140 кг\смг и температурой до 510° С.
Основные параметры и паропроизводи-
тельность отечественных паровых котлов
согласно ГОСТ 3619-47 даны в табл. 1.
Конструктивное оформление паровых кот-
лов в значительной степени зависит от харак-
тера и режима работы обслуживаемых им по-
требителей пара. С этой точки зрения парс-
вые котлы могут быть разделены на две
группы: котлы малой мощности — паро-
производительностью до 10 т/час и большой
мощности — паропроизводительностью вы-
ше 10 т/час. В первую группу входят котлы
отопительные и производственно-отопитель-
ные, во вторую — энергетические.
Таблица 1
Параметры пара и паропроизводительность
отечественных паровых котлов
Тип
котла
Отопитель-
ные и произ-
водственно-
отопительные
Энергетиче-
ские
¦ я
Я ч
А м Н
2 5
4 сз X
"чо
О. ю X в
8
13
Aб,о)
CL5)
39
IOO
Температура
перегретого
пара в °С
Насыщенный
Насыщенный
или перегре-
тый до 250,
300 и 350
C5° и 375)
D2О)
45°
51°
Номинальная
(максимально
длительная)
паропроизво-
дительность
котла в т/нас
о,2; о,4; о.7;
i; 2
B,5); 4; 6.5; ю
is; 20
5°; 75; 15°; з00
I2; 2°; 35; 5°;
75! "в
751 i2o» 170
И 23O
КОТЛЫ МАЛОЙ МОЩНОСТИ
Котлы малой мощности устанавливаются
у потребителей с небольшим, но резко ко-
леблющимся расходом пара. Обслуживаются
они в большинстве случаев малоквалифициро-
ванным персоналом, питаются сырой неочи-
щенной водой и имеют простейшие топочные
устройства. Для удаления газов из котла
используется, как правило, естественная тяга,
создаваемая при помощи сравнительно невысо-
кой дымовой трубы. Вспомогательные устрой-
ства такого котла состоят обычно лишь из
арматуры, питательных и тяговых устройств.
Все это, естественно, отражается и на кон-
струкции котла.
В котлах малой мощности в основном ис-
пользуется конвективный теплообмен, и по-
этому конфигурация и способ размещения
конвективной поверхности нагрева долгое
время являлись основными признаками для
деления паровых котлов на конструктивные
типы.
Экономичность подобных котлов обычно
бывает невелика отчасти из-за стремления воз-
можно больше сократить вес и габариты
котла, а отчасти из-за необходимости обеспе-
чения достаточной силы тяги для пропуска
через котёл потребного количества дымовых
газов.
При конструировании котлов, питаемых
неочищенной водой, необходимо заботиться
о возможном облегчении удаления выде-
ляющихся при испарении воды шламма и на-
кипи.
Периодическое питание котлов водой и
необходимость покрытия резких колебаний в
расходе пара требуют наличия у этих котлов
больших водяных объёмов, аккумулирующих
относительно значительное количество тепла.
К котлам малой мощности могут быть от-
несены: а) жаротрубные, б) горизонтально-во-
дотрубные; в) вертикально-водотрубные, г) ло-
комобильные и д) вертикальные котлы.
Жаротрубными называют цилиндри-
ческие котлы, имеющие одну или две жаро-
вые трубы (фиг. 1), проходящие внутри водя-

ГЛ. Ш]
КОТЛЫ МАЛОЙ МОЩНОСТИ
39
ного пространства от одного днища до другого.
Топки этих котлов располагаются внутри жаро-
вых труб, и продукты сгорания, пройдя эти
трубы, движутся вдоль боковых и нижних сте-
нок котла. •
Максимальная производительность таких
котлов не превосходит 2,5—3,0 т\час, и даль-
по EFGHIK
мости от расположения труб эти котлы делятся
на горизонтально-водотрубные и вертикально-
водотрубные.
Из большого числа конструкций г о р и-
зонтально-водотрубных котлов
в СССР наибольшее распространение ранее
имели котлы системы Шухова, по своим ка-
noRB ¦—\L no CD
^aE==^_=SK=J^==^B==->^^-^^-^-^-?:-r~-
-10780
Фиг. 1. Котёл с двумя жаровыми трубами.
нейшее увеличение её связано со значитель-
ным утяжелением котла вследствие увеличения
его размеров.
Основные преимущества жаротрубного
котла — большой водяной объём, нетребова-
тельность к качеству питательной воды и про-
стой уход за ним и ремонт. Недостатки —
значительный вес, большая площадь пола, за-
чествам значительно превосходившие много-
численные типы иностранных конструкций кот-
лов такого же типа. Котлы Шухова (фиг. 2) со-
ставлены из пучков кипятильных труб дли-
ной до 4500 мм и диаметром 76/70 мм, концы
которых ввальцованы в короткие цилиндри-
ческие камеры со съёмными крышками. Над
двумя такими пучками, расположенными друг
Фиг. 2. Горизонтально-водотрубный котёл системы Шухова.
нимаемая в котельной, неприспособленность
к сжиганию низкосортных топлив и медленная
растопка.
Стремление к повышению паропроизводи-
тельности привело к созданию водотрубных
котлов, в которых можно получать пар любого
давления и в любом количестве. В зависи-
над другом, находится барабан диаметром
640 мм, соединяющийся с камерами при по-
мощи соединительных труб (фиг. 3). Каждая
такая секция фактически представляет собой
отдельный котёл производительностью около
1,0 т/час. В случае необходимости от одной
до пяти таких секций могут быть соединены

40
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
(РАЗД. IV
в общей обмуровке, образуя котлы различной
паропроизводительности.
Основное" достоинство котлов Шухова —
дешевизна, обусловливаемая широким приме-
Фиг. 3. Соединение' секционных камер котла Шухова
с барабаном.
нением стандартизованных деталей. Из недо-
статков необходимо отметить большую терми-
по EFBG
ческую жёсткость, склонность к появлению
течи из-за расстройства вальцовочных и клё-
паных соединений и трудность очистки по-
верхности нагрева от золы.
Опыт эксплоатации котлов после их рекон-
струкции (системы Шухова — Берлина) пока-
зал, что большая часть перечисленных недо-
статков все же сохранилась, вксилу чего даль-
нейшее изготовление этих котлов было пре-
кращено.
Из числа вертикально-водотруб-
ных котлов малой мощности необходимо от-
метить транспортабельный котёл ЦКТИ (фиг. 4)
и котёл КРШ конструкции Курочко, Рассу-
дова и Шафрана (фиг. 5).
Котлы транспортабельного типа предназна-
чаются для замены устаревших котлов Шухова
и Шухова — Берлина, по сравнению с которыми
они имеют почти в 3 раза меньший объём
и на ЗО°/о меньший расход металла. При со-
хранении однотипных деталей эти котлы могут
изготовляться серией паропроизводительно-
стью от 0,7 до 6,5 т/час.
Конструкция транспортабельного котла раз-
работана с таким расчётом, чтобы он мог
собираться вместе с каркасом, обмуровкой
и обшивкой целиком на заводе и затем
в собранном виде транспортироваться к месту
назначения на железнодорожной платформе.
Характерная особенность его — оригиналь-
ное осуществление поперечного тока газов в
• конвективном пучке при помощи ряда верти-
кальных перегородок и смещения места ввода
газов в пучок.
Конструкция котла КРШ является вариан-
том двухбарабанного вертикально-водотруб-
по ДВСВ
/|ЛП Tilij 1aj1.1i1.1i11 111 i'i i-ll^ll I i A 1!
Фиг. 4. Транспортабельный
котёл ЦКТИ.
ного котла с таким же попе-
речным током газов в трубном
пучке, как и у транспортабельного
котла.
На фиг. 6 показан локомо-
бильный котёл (комбиниро-
ванный жаротрубно-дымогарный).
Благодаря применению дымогар-
ных труб оказалось возможным,
сохраняя достоинства жаро-
трубных котлов, значительно уве-
личить размеры поверхности на-

ГЛ. Ill]
КОТЛЫ МАЛОЙ МОЩНОСТИ
41
греваи, следовательно, паропроизводительность
на единицу объёма котельной установки. Одна-
ко ограниченная производительность такого
Фиг. 5. Паровой котёл КРШ производительностью
2,2 т час.
котла, а также невозможность повышения давле-
ния выше 18 кг/см12 и использования без сниже-
ния производительности котла низкоценных
Фиг. 6. Локомобильный котёл.
топлив весьма сильно суживают применение
его в промышленности.
Один из основных недостатков этих кот-
лов — трудность очистки поверхности нагрева
от накипи, образующейся при питании неочи-
щенной водой.
К числу таких же комбинированных котлов
относятся и некоторые конструкции верти-
кальных кот-
лов. Котлы эти в
большинстве слу-
чаев являются или
ж а ротру бно-дымо-
гарными (фиг. 7),
или жаротрубно-
водотрубными
(фиг. 8). Они, как
правило, изгото-
вляются целиком
на заводах, и при
монтаже их на ме-
сте установки не-
обходимы лишь
простейший фун-
дамент и дымовая
труба.
Современные
вертикальные кот-
лы производитель-
ностью от 0,2 до
1,0 т\час и да-
влением пара до
10 кг/сл& изгото-
вляются в большом
количестве. Основ-
ные преимущества
таких котлов — не-
сложность конст-
рукции, малый объ-
ём, лёгкость уста-
новки, нетребова-
тельность к каче-
ству питательной
воды и простота
обслуживания.
Фиг. 7. Вертикальный жаро-
трубно-дымогарный котёл BK-L
-9435/ -
-01550-
Фиг. 8. Вертикальный жаротрубно-водотрубный ногёл
Шухова—Сарафа производительностью i ицчси.

42
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
(РАЗД. IV
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ КОТЛЫ
Быстрое развитие промышленности, в част-
ности металлургии и химии, централизация
энергоснабжения и электрификация промыш-
ленности и быта привели к значительному
укрупнению единичных котельных установок.
При большом числе потребителей стало
меньше сказываться влияние неравномерности
расхода ими энергии на общий график на-
грузки электростанций, в связи с чем отпала
необходимость добиваться повышения аккуму-
лирующей способности котлов путём увеличе-
ния их водяного объёма.
Питание котла стало в основном произво-
диться конденсатом, возвращаемым из конден-
саторов паровых турбин. Небольшая часть до-
бавочной сырой воды, компенсирующая утечку
пара из-за неплотности арматуры или потери
котловой воды из-за каких-либо других причин,
предварительно подвергается специальной хи-
мической обработке.
Наиболее трудоёмкие для эксплоатацион-
ного персонала процессы — подача топлива в
топку и удаление из неё золы и шлаков — ме-
ханизированы до такой степени, что оказалось
возможным ввести автоматическое управление.
Всё это привело к отказу от попыток
повышения производительности котлов путём
механического увеличения размеров котлов
старых типов малой мощности и к широкому
внедрению мощных водотрубных котлов с
сильно развитой экранной поверхностью на-
грева.
По мере дальнейшего повышения параме-
тров пара в современных котлоагрегатах стала
постепенно уменьшаться, а иногда и совсем
исчезать роль конвективных испаряющих по-
верхностей нагрева, т. е. именно того эле-
мента паровых котлов, по которому установки
малой мощности классифицировались по от-
дельным конструктивным группам.
Особенно успешно развивалось строитель-
ство энергетических котлов в Советском Союзе.
В течение короткого времени у нас был со-
здан ряд типов мощных водотрубных котлов
производительностью до 230 т/час, давле-
нием пара до 140 кг/см2 и температурой до
510° С, использующих как местное низкока-
лорийное, так и высокоценное топливо. Перед
советскими энергетиками стоит задача пере-
вода на ещё более высокие параметры пара -
180—200 кг/см? и 600° С, дающие возможность
с максимальной эффективностью превращать
химически связанное тепло топлива в элек-
трическую энергию.
Первые серии мощных отечественных кот-
лов были сконструированы по типу трёхба-
рабанных котлов с сильноразвитыми конвектив-
ными пучками и относительно небольшим экра-
нированием топки (фиг. 9), которое, впрочем,
постепенно всё более и более увеличивалось.
Эти котлоагрегаты выпускались на давление
вара 32—35 кг/см2, производительностью от
40 до 180 т/час, как со слоевыми, так и с
пылеугольными топками. Из-за большого ко-
личества тяжёлых барабанов, с одной стороны,
и малой тепловой нагрузки конвективной по-
верхности нагрева, омываемой большей частью
продольным потоком газа,— с другой, на та-
жие котлы расходовалось много металла. Эко-
номичность трёхбарабанных котлов была
невелика в связи с отсутствием у них водяных
экономайзеров, которые в большинстве слу-
чаев пристраивались лишь через несколько
лет эксплоатации котлоагрегата.
Всё это привело к необходимости создания
более совершенных и лёгких конструкций
Фиг. 9. Трёхбарабанный паровой котёл ЛМЗ с камерной
топкой для сжигания пылевидного топлива.
паровых котлов с максимальной тепловой на-
грузкой конвективных поверхностей нагрева,
обеспечиваемой применением наиболее выгод-
ного поперечного обтекания их потоком газов.
Первой попыткой в этом направлении яви-
лось создание мощных горизонтально-водо-
трубных секционных котлов Ленинградским
металлическим заводом им. Сталина (ЛМЗ)
(фиг. 10).
Эти котлы имели один барабан и 38 сек-
ционных круглых камер, в каждую из кото-
рых вводились три вертикальных ряда труб
диаметром 83/76 мм. Число лючков в этом
котле было сравнительно невелико, так как
при открытии каждого из них можно было
завальцовывать или подвергать внутренней
очистке три трубы конвективного пучка, рас-
положенные в шахматном порядке.
Несмотря на то, что как весовые, так и
экономические показатели эксплоатации этих
котлов были значительно лучше, чем у трёх-
барабанных, они не получили широкого рас-
пространения из-за ряда недостатков, свой-
ственных всем горизонтально-водотрубным
секционным котлам. Основные из них — тру-
доёмкость изготовления и значительная метал-
лоёмкость секционных камер, наличие боль-
шого числа лючков, нарушение плотности ко-
торых приводило к необходимости остановки
котла, и неблагоприятные условия циркуляции
в конвективном пучке., приводившие к недо-
пустимому увеличению температуры стенок

ГЛ. Ill]
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ КОТЛЫ
43
(главным образом верхних рядов труб) и ава-
рийным повреждениям их.
Дальнейшее совершенствование котельных
установок идёт по пути создания сильно экра-
нированных вертикально-водотрубных котлов,
максимального упрощения конструкции и уве-
личения надёжности, а также снижения
веса и повышения экономичности котлоагре-
гата.
Современные методы водоподготовки по-
зволяют практически предотвратить возмож-
ность образования накипи и делают излиш-
ней необходимость механической очистки труб,
благодаря чему при создании новых типов
котлов оказалось возможным применение бо-
лее эластичных гнутых труб.
Усовершенствование автоматических регу-
ляторов горения и питания дало возможность
Фиг. 10. Однобарабанный секционный горизонтально-во-
дотрубный паровой котёл ЛМЗ производительностью
160,200 т\час.
довести количество котельных барабанов до
одного-двух (причём один из них часто бывает
меньшего размера), что позволяет уменьшить
вес и стоимость котлоагрегата.
Применение повышенных скоростей газов
и поперечного омывания поверхности нагрева
даёт возможность значительно увеличивать
интенсивность теплообмена и, следовательно,
сокращать размеры конвективных поверхно-
стей нагрева и вес котлоагрегата.
Особенно большое значение приобретает
роль радиационных поверхностей нагрева и
топочных экранов, которые становятся не
придатком конструкции котла, а основным его
элементом. Применение высокого подогрева
воздуха ещё более повышает роль экраниро-
вания, позволяя увеличивать мощность и эко-
номичность котельных установок, не опасаясь
шлакования и сохраняя надёжность работы
обмуровки топки.
Устранение излишних гидравлических со-
противлений и отказ от обогрева опускных
циркуляционных груб значительно улучшают
условия охлаждения труб поверхности нагрева
и обеспечивают подачу в них необходимого ко-
личества циркулирующей воды.
Размеры испаряющей конвективной по-
верхности нагрева по мере повышения давле-
ния всё более сокращаются. Всё большее
распространение получают кипящие эконо-
майзеры.
Возможность сооружения таких котлов
в значительной мере облегчалась широким
развитием техники сжигания топлива в пыле-
видном состоянии и успехами в изготовлении
сварных и цельнокованных барабанов длиной
до 14^0 ,*€, а также длинных кипятильных труб.
Первым шагом в создании котлов, кон-
структивное развитие которых основано на
этих принципах, было создание двухбарабан-
ного котла ЦКТИ-ТКЗ производительностью
120/150 т\час, давлением пара 34 кг/см?.
Этот котёл (фиг. 11, см. вклейку) имел экра-
нированную камеру для сжигания пылевидного
топлива, заканчивавшуюся в нижней части хо-
лодной воронкой, преимущества которой перед
наклонным гранулятором были к тому вре-
мени достаточно хорошо подтверждены опытом
работы котлов на многих крупных теплосило-
вых установках; котёл имел кипящий водяной
экономайзер и подогрев воздуха до 200° С.
В дальнейшем, однако, стали выпускаться
в основном однобарабанные котлы, в числе
которых одним из первых был однобарабан-
ный котлоагрегат KO-I1I системы ЛМЗ
(фиг. 12).
Топочная камера этого котлоагрегата пол-
ностью экранирована. Конфигурация конвек-
тивного пучка применена такая же, как и у
двухбарабанного котла, но составлен он как
из отводящих труб фронтового и заднего
экрана, так и из двух-трёх рядов труб, вхо-
дящих в самостоятельный циркуляционный
контур, в нижней части которого вместо ба-
рабана установлен горизонтальный коллектор
небольшого диаметра. Общий вес этого котла,
включая каркас и воздухоподогреватель, не
превышает 530 т, т. е. был значительно меньше,
чем у секционного котла.
Почти одновременно Таганрогским котель-
ным заводом (ТКЗ) была разработана кон-
струкция однобарабанного котлоагрегата типа
ТКП-3 паропроизводительностью 160/200 т\час,
давлением пара 35 кг/см2 и температурой
425° С. Топочная камера этого котла также пол-
ностью экранирована, но имеет больший объём,
чем у котла КО-Ш A040 м* вместо 900 л&).
Характерной особенностью топочных экра-
нов этого котла, вызванной расположением
горелок на боковых стенках топки (встречные

44
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
горелки), являются двухъярусные боковые
экраны. Первый ярус этого экрана, отделён-
ный от второго промежуточным коллектором,
для большего удобства компоновки пылеуголь-
ных горелок имеет меньшее количество
труб — 43 при 69 во втором ярусе. Конвектив-
ный пучок образован из трёх рядов отводящих
труб заднего экрана и четырёх рядов труб
самостоятельного циркуляционного контура.
За пароперегревателем установлен кипящий
тильных труб в газоходах котла вследствие
появления массовых трещин в трубах из-за
неравномерной и часто меняющейся темпера-
Фиг. 12. Котёл ЛМЗ типа КО-Ш производительностью Фиг. 13. Однобарабанный паровой котёл ЛМЗ типа
160 200 т\час. KO-VI производительностью 160/20Э т/час.
экономайзер с расположением осей змеевиков
параллельно оси котлоагрегата. Для уменьше-
ния неравномерности распределения воды
между отдельными змеевиками в экономайзере
установлен промежуточный коллектор.
Опыт эксплоатации этих котлов выявил ряд
их недостатков: а) слабость циркуляции в кон-
вективном пучке, обусловливаемая малой вы-
сотой циркуляционного контура и ещё более
ухудшающаяся при зашлаковании конвектив-
ного пучка, что приводило к пережогу кипя-
тильных труб; б) недопустимость установки
обогреваемых горизонтальных участков кипя-
туры стенок труб при расслоении внутри их
пара и воды; в) значительное ослабление
циркуляции в отдельных трубах верхнего яруса
бокового экрана, вызываемое неравномерно-
стью распределения пара и воды из промежу-
точного коллектора экрана вследствие различ-
ного расположения места вывода из него труб
второго яруса.
Котёл ЛМЗ типа KO-VI (фиг. 13) отли-
чается от предыдущих конструкций главным
образом выполнением конвективного пучка,
не имеющего горизонтальных или слабо на-
клонённых к горизонту обогреваемых участ-

Том 13, гл. Ill
Фш. 11. Диухбарабанный когёл ЦКТИ-ТКЗ производительностью 120/150 т/час.

ГЛ. Ill)
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ КОТЛЫ
45
Фиг. 14. Паровой котёл типа ТП-200-1 производительностью 200 т. час.

46
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
ков кипятильных труб, и несколько большей
высотой циркуляционного контура. Кроме ниж-
него, конвективный пучок имеет также и верх-
ний коллектор, отводящие трубы от которого
защищены от обогрева кирпичной кладкой.
Этот котёл оказался
весьма надёжным в экс-
плоатации, однако даль-
нейшее развитие и усо-
вершенствование конст-
рукций котлов типа
ТКП-Зкак Таганрогским,
так и Подольским (ПКЗ)
котельными заводами
привело к созданию ещё
более лёгких и не менее
надёжных конструкций
котлов типа ТП-200-1
(фиг. 14) и ПК-9 (фиг. 15)
производительностью 200
т/час, давлением пара
35 кг[см2 и температурой
425° С, которые в настоя-
щее время выпускаются
нашими котельными за-
водами. По своей кон-
струкции эти котлы весь-
ма близки между собой
и отличаются друг от
друга лишь в некоторых
второстепенных узлах.
Б 1947 г. ТКЗ присту-
пил к изготовлению ба-
рабанных котлов высо-
кого давления произво-
дительностью 230 т/час,
давлением пара ЮОкг/см2
и температурой 510° С
(фиг. 16) по несколько
изменённому проекту
котла KO-VII, разрабо-
танному в 1944 г. котель-
но-консгрукторским бю-
ро ЛМЗ. Котлоагрегат
типа ТП-230 может быть
отнесён к группе унифи-
цированных котлов, кон-
струкция которых при
сжигании различных по
своему качеству топлив
отличается лишь сравни-
тельно незначительным
изменением1 размеров по-
верхности нагрева паро-
перегревателя и водяного
экономайзера, в то время
как все прочие элементы
котла остаются без из-
менения. ' Характерной
особенностью этого ко-
тла является применение
предвключённого бараба-
на небольшого диаметра,
в который включены па-
роотводящие трубы всех
экранов. Пар и вода после
разделения поступают по
специальным трубам в
нижний, основной бара-
бан, после которого пар,
окончательно освободив-
шись от влаги, посту-
пает в пароперегреватель, а вода — в опу-
скные трубы циркуляционного контура. Со-
единения всех труб и змеевиков с камерами
и барабанами осуществлены приваркой их к
толстостенным штуцерам, заранее прива-
поДВ
17800
&%?Ф!т&Щ№;Ш&$%Щ$
I! <
Фиг. 15. Паровой котёл типа ПК-9 производительно

ГЛ. Ill]
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ КОТЛЫ
47
ренным на заводе к коллекторам и бара-
банам.
Аналогичный по конструкции котлоагрегат
типа ПК-10 (фиг. 17) производительностью
230 т/час, давлением пара 100 кг\сл& и тем-
то CBEF
стью 200 т'час (продольный и поперечный разрезы).
пературой 510° С, при конструировании ко-
торого был также взят за основу проект
котла ЛМЗ типа KO-VII, выпускает и ПКЗ.
Котлоагрегат ПК-10 отличается от котла типа.
ТП-230 лишь небольшими изменениями кон-
фигурации конвективного пучка.
Все рассмотренные выше котло-
агрегаты, как правило, имеют боль-
шую производительность — от 90 до<
230 т/час; однако успехи, достигну-
тые при конструировании высоко-
производительных котлов, нашли от-
ражение и в котлах средней произво-
дительности — от 20 т]час и выше.
Для примера достаточно привести
конструкции котлов типа ТП-20 (фиг.
18) и ПК-7 (фиг. 19).
По первой из этих схем выпол-
няются котлоагрегаты паропроизво-
цительностью 20—30 т/час, давлением
пара до 22 кг\смг и температурой до
375° С, рассчитанные как на слоевой,
так и на камерный способ сжигания
топлива. По второй схеме выпуска-
ются котлоагрегаты производитель-
ностью 40 т/час, давлением: пара
35 кг/см2 и температурой 420° С. По-
характеру конструкции и методу
компоновки поверхностей нагрева они
очень напоминают аналогичные кон-
струкции более мощных котлов.
Наряду с барабанными котлами
с естественной циркуляцией нашей
котлостроительной промышленностью
выпускаются котлы с принудитель-
ной однократной и многократной
циркуляцией.
Из котлов с однократной прину-
дительной циркуляцией сравнительно
большое распространение получили
прямоточные котлы системы проф.
Л. К. Рамзина. Котлы эти выпуска-
ются производительностью до 200
т/час, давлением пара от 35 до 140
кг/см2 и температурой от 425 до 510сС,
. Наибольшую эффективность
эти котлы дают, производя
пар высокого давления; од-
нако в условиях военного
времени ряд таких котлов
был построен и для сред-
него давления. Сооружение
их велось непосредственно
на монтажной площадке
при наличии несложного
оборудования.
Конструкция такого котла типа
200/35 приведена на фиг. 20. Пере-i
ходная зона котла вынесена ;в кон-
вективный газоход, расположенный
непосредственно за пароперегревате-
лем. Навивка змеевиков радиацион-
ной поверхности нагрева произве-
дена при горизонтальном располо-
жении труб на передней и .-задней,
сгенке топки и при наклонном — но
боковым стенкам. Для уменьшения
гидравлического сопротивления кот-,
лоагрегата число параллельно вклю-
чённых змеевиков доведено до 60
в радиационной части и 177 в пере-
ходной зоне и пароперегревателе.

48
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
{РАЗД. IV
Фиг. 16. Паровой котёл высокого давления типа ТП-230 производительностью 230 тчас.

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ КОТЛЫ
49
К регулятору
перегрева
Регулятор
перегрева
Фиг. 17. Продольный разрез парового котла высокого давления типа ПК-10 производительностью 230 т\час
(поперечный разрез см. фиг. 17а).
4 Том 13

50
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
Регулирование температуры перегрева пара
производится впрыском воды в паропроводе
между переходной зоной и пароперегревателем.
по АВ
по СИ
"и minimi гзте
Фиг. 17а. Поперечный разрез парового котла высокого давления типа
ПК-lO производительностью 230 т\час.
Опыт эксплоатации этого котла выявил ряд
значительных недостатков его конструкции,
вызванных в основном особенностями гидро-
динамики движения паро-водянои смеси в тру-
бах котла. В частности, при малых скоростях
входа воды в змеевики радиационной части
в зоне начала парообразования наблюдалось
массовое появление поперечных трещин в стен-
ках труб из-за расслоения паро-водяной смеси.
Неравномерное распределение вла-
ги по отдельным виткам переход-
ной зоны и пароперегревателя
также приводило к значительному
колебанию температур стенок труб
этих участков поверхности нагрева
в процессе работы котла. В ре-
зультате длительной наладки зна-
чительная часть этих недостат-
ков была ликвидирована или смяг-
чена, однако дальнейшее произ-
водство прямоточных котлов на
среднее давление было из эконо-
мических соображений прекра-
щено.
Для выработки пара высокого
давления был сконструирован пря-
моточный котёл типа 51-СП про-
изводительностью 220 т[час, да-
влением пара 100 кг[см% и темпе-
ратурой 510° С, схема которого
приведена на фиг. 21, а продоль-
ный разрез на фиг. 22.
В этом котле часть паропере-
гревателя имеет радиационный
обогрев, и для изготовления его
были применены легированные
стали. Одна из особенностей котла
заключается также в применении
горизонтального расположения
труб конвективного пароперегре-
вателя, которое до сих пор осу-
ществлялось весьма редко из
опасения заноса трубок золой.
К числу достоинств прямоточ-
ных котлов следует отнести глав-
ным образом небольшой вес вслед-
ствие отсутствия барабана и про-
стоту их изготовления; однако
наряду с этим у них имеются и
серьёзные недостатки—необходи-
мость питания котлов только кон-
денсатом, повышенный по срав-
нению с котлами с естественной
циркуляцией расход электроэнер-
гии на питательные насосы и, на-
конец, большая напряжённость
работы эксплоатационного персо-
нала. Надёжность работы прямо-
точных котлов может быть дове-
дена до такой же степени, как и у
котлов с естественной циркуля-
цией, однако для этого прямоточ-
ные котлы должны быть снабжены
хорошо работающей системой ав-
томатического регулирования.
Котлы с многократной прину-
дительной циркуляцией привле-
кают к себе внимание главным
образом из-за возможности осу-
ществления любой компоновки их
поверхности нагрева и, как след-
ствие, уменьшения габаритов
котлоагрегата. Одновременно благодаря умень-
шенному значению кратности циркуляции и
равномерности расхода воды создаются бо-

ГЛ. III]
ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КОТЕЛЬНЫХ АГРЕГАТОВ
51
лее благоприятные условия для работы паро-
сепарационных устройств, в связи с чем умень-
шается унос солей в пароперегреватель котла.
изготовленного Невским машиностроительным
заводом им. Ленина. Опыт эксплоатации этого
котла подтверждает надёжность его работы
Фиг. 18. Паровой котёл типа ТП-20 производительностью 20 т час.
Однако эти достоинства в некоторой степени
ослабляются необходимостью установки до-
полнительного вспомогательного оборудова-
ния — циркуляционного насоса — и увеличе-
нием расхода энергии на собственные нужды
котлоагрегата. В СССР котлы с многократной
принудительной циркуляцией получили весьма
малое распространение.
На фиг. 23 приведена схема котлоагрегата
производительностью 120—150 ml час, давле-
нием пара 35 кг/см* и температурой 425° С,
при широком диапазоне изменения нагрузок
без каких-либо особых перебоев в работе
циркуляционного насоса.
ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРО
ВАНИЯ КОТЕЛЬНЫХ АГРЕГАТОВ
При проектировании котельного агрегата
необходимо исходить из следующих сообра-
жений [3]: а) котлоагрегат должен в течение
длительного срока своей работы (от 25 до

52
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
(РАЗД. IV
30 лет) быть безусловно надёжным в условиях
эксплоатации при любых изменениях нагрузки,
в пределах которых топочное устройство обес-
печивает устойчивый режим горения топлива;
6) стоимость котлоагрегата вместе с необхо-
работы под давлением, с учётом нагрева их до
рабочей температуры. Величина последней при
этом принимается обычно такой, которая
соответствует условиям нормального охла-
ждения стенок поверхности нагрева циркули-
Фиг 19. Паровой котёл типа ПК-7 производительностью 40 тчас.
димым вспомогательным оборудованием и зда-
нием котельной должна быть возможно низ-
кой; в) расходы топлива и электроэнергии на
каждую тонну вырабатываемого пара должны
быть минимальными; г) обслуживание агре-
гата должно быть несложным и удобным для
эксплоатационного персонала.
Первое из этих условий требует обязатель-
ного проведения расчёта на прочность эле-
ментов парового котла, находящихся во время
рующей внутри труб котла паро-водяной
смесью.
Для выяснения возможности нарушения
нормальных условий работы стенки поверх-
ности нагрева должен быть произведён рас-
чёт циркуляции котла, на основании результа-
тов которого в случае надобности в конструк-
цию котла вводятся необходимые поправки.
Стоимость котлоагрегата определяется сум-
мой его заводской себестоимости и расходов

ГЛ. III]
ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КОТЕЛЬНЫХ АГРЕГАТОВ
63
Фиг. 20. Прямоточный котёл системы Л. К. Раизина типа 200/35 производительностью 200 т'час.

54
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
на перевозку и монтаж. Ориентировочно она
может характеризоваться весом затраченного
на изготовление котла металла с учётом его
качества и трудоёмкости обработки.
Вес и габариты котлоагрегата в известной
степени влияют на затраты по сооружению
фундаментов и каркасов, а также на размеры
здания котельной и транспортировку оборудо-
вания.
Таким образом для возможно большего
снижения расходов на сооружение котельной
Пар к турбине
Фиг. 21. Схема прямоточного котла системы Л. К. Рамзина
типа 51-СП высокого давления производительностью
пара 220 т/час: /—фестонный конвективный паропере-
греватель; 2—потолочный экран; 3— радиационный паро-
перегреватель; 4—нижняя радиационная часть; 5—холод-
ная воронка; б—горизонтальный пароперегреватель;
7 — переходная зона; 8—водяной экономайзер; 9—воздухо-
подогреватель; 10— топка.
установки необходимо стремиться к созданию
котла с минимальными весом и габаритами.
Расход топлива на 1 т производимого пара
зависит от к. п. д. нетто (определённого
с учётом расхода пара и энергии на собствен-
ные нужды) котлоагрегата. Производитель-
ность последнего при этом должна умень-
шаться в соответствии с расходом энер-
гии на собственные нужды.
Наименьший расход топлива, определяю-
щий экономичность котельной установки, бу-
дет достигаться при максимальной величине
к. п. д. нетто.
Фактически стоимость котлоагрегата (или
его вес) и величина к. п. д. нетто являются
основными параметрами, определяющими
технико-экономические преимущества того или
иного варианта котлоагрегата.
Каждый из этих параметров, однако, влияет
на величину другого: при увеличении, напри-
мер, размеров поверхности нагрева котло-
агрегата с целью повышения к. п. д. установки
уменьшается расход топлива на 1 т полезно
производимого пара и увеличиваются его
стоимость и габариты, и, наоборот, при умень-
шении к. п. д уменьшается и стоимость
котельной установки.
В практике проектирования котлоагрегата
величина к. п. д. определяется в основном
размерами потерь тепла с уходящими газами,
зависящих при одинаковых избытках воздуха
от температуры газов при выходе из котель-
ной установки. Ориентировочная оценка сте-
пени влияния изменения температуры отходя-
щих газов на стоимость одного из типов котло-
агрегатов производительностью 160/200 т\час
приведена на фиг. 24. Наличие этой зависимо-
сти обязательно должно быть принято во вни-
мание при сравнении вариантов проектов кот-
лоагрегата с различной стоимостью и к. п. д.;
эта задача значительно упрощается в том
случае, если все они будут иметь либо оди-
наковую стоимость (или вес), либо одинаковый
к. п. д. нетто.
Большую роль при проектировании котло-
агрегата играет выбор наиболее целесообраз-
ного размещения поверхностей нагрева отдель-
ных его элементов по газоходам.
При этом необходимо руководствоваться
следующими основными соображениями: а) чем
выше температура стенки поверхности нагрева
какого-либо элемента котлоагрегата, тем в бо-
лее высокой зоне температур газов он должен
быть расположен; б) степень надёжности работы
стенки поверхности нагрева должна сохранять
во всех случаях достаточно высокое значение.
Ещё большее значение имеет характер рас-
пределения тепловой нагрузки котлоагрегата
между отдельными его элементами, зависящий,
с одной стороны, от заданных параметров
пара (его давления и температуры), а с дру-
гой — от выбора проектировщиком способа
теплообмена — радиационного или конвектив-
ного.
Наглядное представление об изменении со-
отношения тепловых характеристик отдельных
стадий парообразования при изменении давле-
ния дают диаграмма / — 5 (фиг. 25 — вклейка,
см. также ЭСМ, т. 1, кн. 1, стр. 471), а в особен-
ности диаграмма i = f(p, t), приведённая на
фиг. 26. По мере повышения давления пара уве-
личивается роль подогрева воды и перегрева
пара и постепенно снижается расход тепла на
парообразование, доходя до нуля при критиче-
ском давлении. Одновременно с повышением да-
вления возрастает также и температура стенок
экономайзерной и испарительной поверхности
нагрева, что приводит к уменьшению темпера-
турных напоров по газоходам котла и увели-
чению роли радиационных поверхностей на-
грева.
Соотношение радиационного и конвектив-
ного теплообмена в котлоагрегате в значи-
тельной степени зависит от выбора темпера-
туры подогрева воздуха. При заданной темпе-
ратуре уходящих газов степень подогрева воз-
духа не влияет на абсолютное количество
тепла, передаваемое конвекцией, так как оно
зависит от разности температуры газов на вы-
ходе из топки, определяемой по условиям
шлакования выбранного сорта топлива и за-
данной температуры уходящих газов. Коли-
чество же тепла, передаваемое радиацией (а
следовательно, и общее количество тепла,
получаемое поверхностью нагрева котлоагре-
гата), растёт по мере повышения температуры
воздуха, увеличивая тем самым роль и значе-
ние радиационных поверхностей нагрева даже
при незначительном увеличении их размеров.

ГЛ. III]
ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КОТЕЛЬНЫХ АГРЕГАТОВ
55
Оптимальные пределы температуры подо-
грева воздуха, как правило, близки к темпе-
ратуре насыщения пара при рабочем давлении
котлоагрегата. Более высокий подогрев целе-
сообразно применять лишь в тех случаях,
когда это приводит к улучшению сгорания
топлива в топке. В последнем случае подо-
сжигаемого топлива и, в частности, степень
его зольности и влажности, а также состав
золы, определяющий температурные условия её
затвердевания.
С увеличением забалластированности то-
плива падает теоретическая температура его
сгорания, в результате чего уменьшается тем-
15890
Фиг. 22. Продольный разрез прямоточного котла системы Л, К. Рамзина типа 51-СП.
грев воздуха для увеличения компактности и
удешевления стоимости воздухоподогревателя
производится обычно двумя ступенями, между
которыми устанавливается водяной эконо-
майзер (фиг. 27).
Большое влияние на изменение соотноше-
ний радиационного и конвективного тепло-
обмена в котлоагрегате оказывает выбор сорта
пературныи напор и увеличиваются размеры
поверхностей нагрева. Зависимость их от тео-
ретической температуры сгорания топлива при
постоянном значении потерь тепла с уходя-
щими газами приведена на фиг. 28.
Состав золы также оказывает влияние на
размеры конвективных поверхностей, по-
скольку для предотвращения зашлаковыва-

56
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
ния их температура газов при входе в пучок
должна быть на 30—50° С ниже температуры
плавления золы. Между тем оптимальное зна-
чение температуры газов при выходе из топки,
определяемое минимальными размерами ради-
ационных и конвективных поверхностей на-
грева, находится обычно в пределах 1200—¦
1300° С, т. с значительно выше температуры
В главный паропровод
\_'"Х/\ уз
^Х> > ко
19
котельной
19 • 12 12 19
Уровень попа зольного помещения
Фиг. 23. Схема котла с многократной принудительной
циркуляцией производительностью 120/150 т/час: 1 — ба-
рабан; 2 — конвективный пучок; 3—пароотводяшие
трубы; 4 — фронтовой экран; 5 — задний экран; 6 — по-
толочный экран; 7 — боковые экраны; 8—экран хо-
лодной воронки; 9—всасывающий коллектор; 10—на-
гнетательный коллектор; 11 — верхний коллектор боко-
вого экрана; 12 — нижний коллектор бокового экрана;
13 — коллекторы холодной воды; 14 — опускные трубы:
IS—пароотводящие трубы от бокового экрана;
jg — трубы от котла к пароперегревателю; 17 — паропе-
регреватель; 18—пароохладитель в коллекторе паропе-
регревателя; 19— циркуляционные насосы; 20 — водяной
экономайзер; 21 — трубы от водяного экономайзера
к барабану; 22—воздухоподогреватель.
плавления золы большинства наших топлив,
а это приводит к необходимости увеличения
размеров поверхности нагрева по мере умень-
шения температуры плавления золы.
Конвективный теплообмен при прочих рав-
ных условиях в значительной мере зависит от
скорости газов. С увеличением её повышается
значение коэфициента теплоотдачи от газов
к стенке, и поэтому, увеличивая скорость,
можно значительно повысить и количество
тепла, передаваемое конвективными поверх-
ностями нагрева. Практически, однако, повы-
шение скорости газов не может переходить
известных пределов, определяемых опасностью
износа труб летучей золой и расходом энер-
гии на привод дымососных установок, так как
с повышением скорости газов растёт и гидра-
влическое сопротивление котлоагрегата. Зави-
симость расхода металла на изготовление
котлоагрегата от
средней скорости
газов и величины
к. п. д. нетто при-
ведена на фиг. 29.
Оптимальная
скорость газов при
\120
\
\
\
i
ч
w
130 150 ПО 190 toe°C
Фиг. 24. Влияние температуры
отходящих газов на стоимость
котлоагрегата.
поперечном обте-
кании конвектив-
ных поверхностей
лежит в пределах
12—15 м/сек, од-
нако для предот-
вращения прежде-
временного износа
поверхностей нагрева летучей золой значение
её целесоооразно принимать при высокой золь-
ности топлива в пределах 11—12 м/сек.
Характер циркуляции котлоагрегата сказы-
вается на размерах поверхности нагрева не-
значительно. С одной стороны, благодаря воз-
можности применения меньших диаметров труб
у котлов с принудительной циркуляцией мо-
гут быть несколько снижены размеры конвек-
тивных поверхностей нагрева; однако, с дру-
гой стороны, дополнительный расход энергии
100
150 175 2ООРра6кг/скг
Фиг. 26.' Диаграмма i=f(p;t) для водяного napi.

600 t
550
f,9
2,0
Энтропия s ккал/кг град
Фиг. 25.
500
is- диаграмма для
водяного пара
по М.П. Вукаловичу
450
400
2,1

850
$06
600

Фиг 30. Разорванный" вариант компоновки котельного агрегата: /~барабанно-шаровая мельница; 2 — i
акономайзер; // — воздухопод

'^Ш\Ш ^«*Sr * AT Л. \'/^i'i«f-S«ir-J<Sr"i4i'^'W5'»* ^«!i?T»ii
дельного агрегата: У —барабанно-шаровая мельница; 2—сепаратор пыли; 3 — циклон; 4 — бункер угольной пыли; 5—питатели пыли; в —мельничный вентилятор; 7 — пыл
экономайзер; // — воздухоподогреватель; 12 — электрофильтр; 13 — дымосос; 14 — дымовая труба; 15 — вентилятор; 16 — золоудаляющие устро

0$1&^^
guft вентилятор; 7 — пылепроводы к горелкам; 8 — топка котла; 9 — пароперегреватель; 10 — водяной
- аолоудадяющие устройства.

ГЛ. III]
ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КОТЕЛЬНЫХ АГРЕГАТОВ
57
Фиг. 27. Двухступенчатый воздухоподогреватель котла 51-СП: 1 - секции; 2 — перепускные колпаки;
3 — компенсатор; 4 — водяной экономайзер; 5 — каркас обшивки; 6 — уплотнение.

58
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
на собственные нужды котлоагрегата требует
для достижения одинакового значения к. п. д.
нетто некоторого увеличения поверхности на-
грева; в результате оказывается, что котло-
агрегаты с принудительной циркуляцией обычно
имеют несколько
большие размеры
поверхности нагре-
ва, которые, од-
нако, с избытком
компенсируются
уменьшением веса
или отсутствием
барабанов и соот-
ветствующим об-
легчением каркаса.
Компоновка от-
дельных элементов
котельного агрега-
та, в известной
степени опреде-
ляющая стоимость
то
1160
\120
то
\
\
\
\
\
\
\
\
\
1800 2000 2200 ТтщП
Изменение размеров
Фиг. 28.
поверхности нагрева котлоат ре-
гата в °/0 в зависимости от тео-
ретической температуры сго-
рания топлива при одинаковой
потере тепла с отходящими
газами.
О 5 10 15 Z0 25 30ым/сеи
Фиг. 29. Влияние скорости
газов на вес котлоагрегата
при постоянных значениях
к. п.д нетто
здания котельной,
осуществляется
в настоящее время
большей частью по
П-образной схеме,
с двумя вертикальными и соединительным
горизонтальным газоходами. В первом вер-
тикальном газоходе располагается топка и
испаряющая поверх-
ность нагрева, при-
чём движение газов
направлено вверх; в
горизонтальном газо-
ходе размещается по-
верхность нагрева па-
роперегревателя, а во
втором вертикальном
газоходе, где движе-
ние газов происходит
вниз, — водяной эко-
номайзер и воздухо-
подогреватель. За ко-
тельным агрегатом
устанавл ивается
обычно золоуловитель. Дымососы, устано-
вленные на уровне земли, подают дымовые
газы в высокие дымовые трубы, основное на-
значение -которых заключается в отводе газов
в верхние слои атмосферы; благодаря этому
значительно уменьшается загрязняемость
жилых районов, расположенных в непосред-
ственной близости к теплосиловой установке.
Один из наиболее распространённых при-
меров такой компоновки приведён на фиг. 30
(см. вклейку).
ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
Пароперегреватель представляет собой си-
стему параллельно включённых между коллек-
торами стальных труб, изогнутых в виде
змеевиков, внутри которых протекает пар.
Основное назначение пароперегревателя
заключается в повышении температуры пара,
производимого в котле, до заданного значе-
ния; однако наряду с этим в нём приходится
также производить испарение некоторой части
влаги, уносимой из котла вместе с паром.
Пароперегреватель является весьма ответ-
ственной частью котлоагрегата, так как его
поверхность нагрева работает в наиболее тяжё-
лых температурных условиях: снаружи она
обогревается газами высокой температуры,
внутри же омывается перегретым паром. Ме-
таллические стенки труб при этом имеют зна-
чительно более высокую температуру, чем
остальные участки поверхности нагрева паро-
вого котла, что заставляет особо внимательно
относиться к выбору металлов для них.
В силу таких обстоятельств пароперегре-
ватель в значительной степени определяет и
эксплоатационную надёжность всего котель-
ного агрегата.
Значение пароперегревателя ещё более воз-
растает у котлов высокого давления, так как
при повышении давления, с одной стороны,
сильно возрастает доля тепла, затрачиваемая
на перегрев пара, по сравнению с расходом
тепла на испарение воды (фиг. 31), а с дру-
гой стороны, с повышением давления одно-
временно обычно возрастает и конечная тем-
пература перегретого пара, что приводит к
ещё большему утяжелению условий работы
стенок труб [4J.
Для изготовления пароперегревателей чаще
всего применяются трубы наружным диаме-
тром 38 мм для давлений до 40 ата и 32 мм
для более высоких давлений. Выбор диаметра
труб определяется, с одной стороны, необходи-
мостью пропуска пара с достаточно высокими
—¦—
1
8.
г
20 40 60 80 » 120140р к/см*
Фиг. 31. Количество тепла,
необходимое для подогрева
и испарения воды, а также
для перегрева пара при из-
менении его параметров со-
гласно ГОСТ 3619-47.
скоростями для уве-
личения значения вну-
треннего коэфициента
теплоотдачи, с дру-
гой — величиной па-
дения давления пара
в пароперегревателе.
В том случае, если
температура стенки
труб во время работы котла не превосходит
480° С при длительном режиме и 500° С при
кратковременном, для изготовления паропере-
гревателя могут быть использованы трубы из
простой углеродистой стали. При температуре
стенок до 560° С трубы должны быть изгото-
влены из молибденовой @,5°/0 Мо) или хро-
момолибденовой стали. При более высоких
температурах стенки трубы пароперегревателя
должны изготовляться из аустенитных ста-
лей.
Фиг. 32. Пароперегреватель
с густым расположением
труб.

ГЛ. Ill]
ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
59
Змеевики пароперегревателя изгибаются в
холодном виде на специальных трубозагибоч-
ных станках. Минимальный радиус гиба обычно
принимается равным 2—2,5 диаметра трубы.
Соединение отдельных звеньев змеевиков
производят обычно электрической или газо-
вой сваркой.
Для уменьшения габаритов пароперегре-
вателя иногда применяют и сложные гибы
(фиг. 32) или же соединение труб фасонными
носками, простейшие типы которых приведены
на фиг. 33.
Коллекторы пароперегревателя имеют пря-
моугольную или цилиндрическую форму. Со-
Фиг. 33. Типы носков для часто расположенных труб.
единения труб с коллекторами могут быть вы-
полнены как на вальцовке, так и путём сварки
с небольшими толстостенными штуцерами,
предварительно приваренными к коллектору.
В первом случае коллекторы помимо отвер-
стий для труб должны иметь ещё лючки для
вальцовки труб, число которых, учитывая воз-
можность образования течи, делают как можно
меньше (фиг. 34). Применение вместо лючко-
вых затворов нарезных пробок нецелесооб-
разно, так как они часто выходят из строя
либо после нескольких открытий, либо вслед-
ствие недостаточной плотности при высоких
температурах.
Расчёт толщины стенки коллекторов паро-
перегревателя производится так же, как и для
других цилиндрических коллекторов котла, с
учётом лишь более высокой температуры
стенки.
По способу передачи тепла пароперегре-
ватели делятся на три группы: конвективные,
радиационные и смешанные. Две последние
группы пароперегревателей чаще всего при-
меняются у котлов высокого давления. Вслед-
Фиг. 34. Коллекторы пароперегревателя с групповыми
лючками-
ствие высоких тепловых нагрузок поверхно-
сти нагрева радиационных пароперегревате-
лей у них значительно возрастает превышение
температуры стенок труб над температурой
пара, в результате чего почти исключается
возможность применения при их изготовлении
простых углеродистых сталей за исключением
тех случаев, когда радиационный тепло-
обмен используется для на-
чального перегрева пара.
По способу подвески
змеевиков различают вер-
тикальные (фиг. 35) и го-
ризонтальные (фиг. 36) па-
//
Фиг. 35. Вертикальный пароперегреватель.
роперегреватели. Первые из них имеют
значительно более простое крепление, мень-
ше загрязняются золой и не требуют приме-
нения каких-либо
специальных опор-
ных балок или
стульев в газохо-
дах, почему они и ^ 2 1/3 4 5 1 
получили наиболь- ~ ч
шее распростране-
ние.
Основное пре-
имущество гори-
зонтальных паро-
перегревателей —
возможность лёг-
кого опорожнения
их от воды при
остановке котла,
благодаря чему в
них в меньшей ме-
ре наблюдается от-
ложение солей на
верхности нагрева.
При сжигании многозольных углей, однако,
на трубах горизонтальных пароперегревателей
Фиг. 36. Горизонтальный паро-
перегреватель секционного кот-
ла ЛМЗ: /—сухопарник; 2—па-
роохладитель; 3—камера на-
сыщенного пара; 4—змеевики;
5 — камера перегретого пара;
6 — паровая задвижка,
внутренней стороне по-

60
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
всегда отлагается некоторое количество золы,
своевременное удаление которой затрудни-
тельно.
Крепление вертикальных пароперегрева-
телей производится либо подвеской коллекто-
ров к балкам потолка каркаса котла, либо укла-
дыванием их на эти балки на специальных
опорах.
Во всех случаях должна быть обеспечена
возможность свободного расширения коллек-
торов при нагревании.
Если ширина котла превосходит 5—6 м,
то во избежание чрезмерного прогиба при-
меняются обычно не один, а несколько кол-
лекторов.
При большом количестве петель (больше
трёх) промежуточные петли также подвеши-
ваются к балкам на спе-
циальных чугунных якорь-
ках (фиг. 37).
» Для сохранения правиль-
ного дистанционирования
Толщ. 20
Фиг. 37. Подвеска для
петель змеевиков вер-
тикального паропере-
гревателя.
Фиг. 38. Чугунная гребёнка
для дистанционирования ниж-
них концов петель вертикаль-
ного пароперегревателя.
змеевиков пароперегревателя во время ра-
боты котла на нижнюю часть их наде-
ваются чугунные гребёнки (фиг. 38). Отдель-
ные витки змеевиков могут быть также скре-
плены между собой фасонными хомутиками
из жароупорной стали (фиг. 39). Не рекомен-
Фиг. 39. Фасонный хомутик из жароупорной стали для
крепления змеевиков пароперегревателя.
дуется производить сварных креплений отдель-
ных змеевиков между собой, так как в месте
этих соединений возможно повреждение труб
вследствие неравномерности температур стенки
по отдельным виткам.
Обогрев пароперегревателя газами может
быть осуществлён по трём схемам (фиг. 40):
а) с противоточным движением газа и пара;
б) с параллельным током их и в) со смешан-
ным током.
Наиболее целесообразно с точки зрения
интенсивности теплообмена применение про-
тивотока, так как в этом случае поверхность
нагрева пароперегревателя оказывается наи-
меньшей. Большой недостаток этой схемы —
тяжёлые температурные условия работы сте-
нок первого по ходу газов ряда труб, по ко-
торым протекает уже почти полностью пере-
гретый пар. В таких условиях, в особенности
при наличии неравномерности распределения
пара по змеевикам, температура стенок от-
дельных труб может иногда достигнуть недо-
пустимой величины и привести к их пережогу
или разрыву.
Применение параллельного тока пара и
газа приводит к наибольшей величине поверх-
'9 9)
lit ¦„гг/,,/,,/,,,,//,^/.
о
о')
Фиг. 40. Схема движения газов и пара в паропе-
регревателе: а — противоточное движение газа и
пара; о"—параллельный ток; в и г—смешанный ток.
ности нагрева пароперегревателя, но зато зна-
чительно увеличивает надёжность его работы.
Чаще всего применяется схема со смешан-
ным током газа и пара, при которой пер-
вые по ходу газов ряды труб пароперегрева-
теля, имеющие обычно значительно большую
тепловую нагрузку, чем остальные ряды (бла-
годаря тому, что им передаётся тепло не
только конвекцией, но и излучением сравни-
тельно толстого слоя газов высокой темпера-
туры в коридоре между котельным пучком и
пароперегревателем), омываются внутри слабо
перегретым паром. Эта схема имеет особенно
большое значение для котлов высокого давле-
ния и перегрева, так как к тяжёлым темпе-
ратурным условиям в данном случае приба-
вляются и повышенные требования в отноше-
нии механической прочности труб.
Чрезвычайно важное значение для паропе-
регревателей имеет вопрос о равномерности
распределения пара по отдельным трубкам,
которая в значительной степени определяется
условиями подвода и отвода пара.
При наличии неравномерности распределе-
ния пара он в одних трубках течёт с большей
скоростью, что не является отрицательным
явлением, а в других — с меньшей. В послед-
нем случае уменьшается значение коэфициента
внутренней теплоотдачи а2 и увеличивается
превышение температуры стенки над темпера-
турой пара, а так как одновременно растёт и
величина последней, то в результате легко мо-
гут быть превышены и пределы температур,
определяющих условия безопасной работы труб,
что может повлечь аварийные повреждения
пароперегревателя. Особенно тяжёлыми в
этом отношении могут быть последствия при
применении относительно небольших скоро-
стей пара в пароперегревателе и поднятии ко-

ГЛ. III]
ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
средней температуры пара выше Стах и Cmin — наибольший и наименьший коэ-
фициенты сопротивления трубки. (
Повышение давления в распределяющем
коллекторе
вечной
400° С.
Схемы включения подводящих и отводя-
щих труб пароперегревателя могут быть раз-
1
!
а)
1
1
1
в)
1
1
S)
— L
I II i
I I \ \
Фиг. 41. Схемы включения пароподводящих и пароотво-
дяших труб к коллекторам пароперегревателя:а— схема/7;
б — схема „Двойное П"; в — схема Z; г — схема „Двой-
ное Z"; д — схема с одиночным подводом и отводом пара;
е — схема с равномерным подводом и отводом пара
(схема Ш).
делены на три группы, представленные на
фиг. 41.
Основной причиной неравномерного рас-
пределения пара по отдельным виткам паро-
перегревателя" яв-
^ о. ляется изменение
"" статического дав-
ления пара по дли-
не распределяю-
щих и собирающих
коллекторов вслед-
ствие преобразова-
ния динамического
напора потока пара
в статическое дав-
ление, или наобо-
рот (фиг. 42). Ве-
личина коэфициен-
та неравномерно-
сти i\ определяется
отношением наи-
большего расхода пара по какому-либо змее-
вику пароперегревателя к наименьшему. Для
приведённых выше схем Z и П значения его
равны [9]
с) Ъ
Фиг. 42. Изменение статиче-
ского давления в коллекторах
для основных схем подвода и
отвода пара.
-/
Ьр-\-Арс+Арр
8^
где Ь.рр — повышение давления в распределяю-
щем коллекторе; Арс — падение давления в
собирающем коллекторе; Ьр — перепад давле-
ния между начальными сечениями коллекто-
ров (величина его может быть принята рав-
ной среднему сопротивлению одного змеевика);
где р — коэфициент, зависящий от типа под-
вода пара к коллектору (фиг. 43); ср — коэфи-
циент, в среднем равный 0,59; -\р — Удельный
Фиг. 43. Типы подводов
пара к распределяющему
коллектору: а — торцевой
подвод пара полным сече-
нием (C=1,0); 6 — торце-
вой подвод пара штуцером
меньшего диаметра
~т
П
~П
где F — площади сечения
коллектора и штуцера;
«—боковой подвод (Э —1.07
в)
г3
L
и f«-l
кола
колл''
вес пара в распределяющем коллекторе
в кг/м3; ? —ускорение свободного падения в
м/сек2', wp — средняя скорость в коллекторе
перед первой трубкой в м/сек.
Понижение давления в собирающем кол-
лекторе
где kc — коэфициент, равный в среднем 1,25;
7с и wc — удельный вес и скорость пара в
собирающем коллекторе.
Максимальный и минимальный коэфици-
енты сопротивления
^тах — wx'maxT" и "Т" / Snoa ~Г »вы.г»
"Г"
где С«х зависит от отношения
rf»
и числа
змеевиков п, установленных, начиная от входа
пара в коллектор до рассчитываемого змее-
вика, причём при
-f 0,065 п; при
= 0,16
= 0,5 -f-
0,12 1ШХ = 5.8 + 0,03л,
К — коэфициент трения для трубки; 1ЗЧ, d3 —
длина и внутренний диаметр трубки; ^]Слов —
сумма коэфициентов сопротивления поворотов;
^вых — коэфициент сопротивления при выходе
пара из трубки в коллектор, величина кото-
рого обычно принимается равной 1.

62
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
Среднее сопротивление одного змеевика
*„ г _ —
где
'
Если в результате подсчётов неравномер-
ность распределения пара получается недопу-
стимой, то уменьшение её возможно путём:
а) перехода к более выгодной схеме под-
вода или отвода пара к коллекторам; б) умень-
шения скорости пара при движении по кол-
лекторам (особенно по собирающему) за счёт
либо увеличения сечения коллектора, либо
уменьшения подачи в него пара (с одновре-
менным уменьшением числа трубок в коллек-
торе); в) увеличения сопротивления змеевиков
пароперегревателя (хотя бы за счёт увеличе-
ния их длины).
Наименее выгодной из приведённых выше
схем оказывается схема Z, при которой в бли-
жайших ко входу пара трубках пароперегре-
вателя скорости оказываются наименьшими
(при этом торцевой подвод и отвод пара
обычно ухудшает положение).
Схема П даёт значительно лучший резуль-
тат (причём торцевой подвод и отвод пара
улучшает положение). Самые благоприятные
результаты получаются при схеме Ш, в особен-
ности с увеличением числа подводящих и
отводящих труб. Наиболее рациональным
является подвод пара в змеевики паропере-
гревателя непосредственно из сухопарника,
который играет роль распределительного кол-
лектора, при наличии нескольких отводящих
труб из собирающего коллектора.
При расчёте схемы Ш она разбивается на
ряд участков, аналогичных схемам Z и /7, ко-
торые просчитываются по указанным выше
формулам с учётом, что для трубки, лежащей
против подводящей трубы,
При равномерном отводе или подводе пара
к коллектору большим числом труб
Ьрр = АРс = 0.
Неправильное распределение пара по труб-
кам пароперегревателя может быть вызвано
и случайными увеличениями местных сопро-
тивлений змеевиков вследствие неправильного
их изготовления или монтажа (наличие грата
в местах сварки труб), а иногда и условиями
эксплоатации (забивание или загрязнение со-
лями).
Серьёзной причиной неравенства темпера-
тур пара по отдельным змеевикам может ока-
заться и неравномерность их обогрева вслед
ствие различной скорости и температуры газов
по ширине газохода, а также влияния луче-
испускания кладки на крайние змеевики.
Для ослабления неравномерности потока
необходимо стремиться к выравниванию шага
змеевиков по ширине газохода и избегать
устройства свободных коридоров вдоль потока
газов, наличие которых особенно ухудшает
положение, так как змеевики, расположенные
по краям коридоров, получают значительно
больше тепла, чем остальные.
В тех случаях,когда неравномерность тепло-
вой нагрузки змеевиков пароперегревателя
не может быть устранена, для выравнивания
температуры пара необходимо соответственно
отрегулировать подачу пара в змеевики хотя
бы при помощи дроссельных шайб.
Регулирование температуры перегре-
того пара. Температура пара, выдаваемого
современными паровыми котлами, должна под-
держиваться возможно более равномерной и
близкой к своей проектной величине незави-
симо от нагрузки и характера режима работы
парового котла. Любое падение температуры
пара ниже заданной величины вызывает не
только понижение экономичности всей тепло-
силовой установки в целом, но после перехода
какого-то определённого значения и снижение
надёжности работы турбинных установок, пере-
ходящее подчас в аварийное состояние вслед-
ствие или недопустимого увлажнения пара при
расширении его в последних ступенях тур-
бины, или заброса вместе с паром котловой
воды.
Повышение температуры перегретого пара
выше заданного значения также недопустимо,
так как это влечёт за собой ускорение дефор-
мации и преждевременное разрушение металла
турбинных установок, а также и пароперегре-
вателя и приводит к необходимости аварийного
останова. Между тем любое изменение режима
работы котла, вызванное изменением нагрузки
котла, избытка воздуха, качества топлива, тем-
пературы питательной воды, условий работы
пылеприготовительных устройств и др., отра-.
жается на температуре перегретого пара, при-
чём некоторые из указанных режимных фак-
торов нередко действуют в одном и том же
направлении. В результате такого положения
возникла необходимость в установке на паро-
вых котлах специальных устройств для под-
держания равномерной температуры перегре-
того пара, которые известны под названием
регуляторов перегрева.
При проектировании регуляторов перегрева
необходимо удовлетворять следующие требо-
вания:
1) конструкция регулятора должна быть
максимально надёжной в условиях экспло-
атации, без одновременного снижения сте-
пени надёжности работы других элементов
котла;
2) при любых изменениях режима работы
котла в известных пределах его производи-
тельности должно быть обеспечено поддержа-
ние устойчивой температуры пара при плав-
ном её регулировании;
3) снижение температуры пара должно быть
возможно более равномерным по всем змееви-
кам пароперегревателя;
4) установка регулятора перегрева не должна
снижать экономичности или увеличивать
суммарную поверхность нагрева парового
котла;
5) должна быть предусмотрена возможность
полной автоматизации процесса регулирова-
ния температуры пара несложными сред-
ствами;
6) вес и стоимость регулятора перегрева
со всеми его трубопроводами и аппаратурой
должны быть невелики.

ГЛ. III]
ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
63
1000
При выборе диапазона регулирования тем-
пературы пара должны приниматься во внима-
ние лишь те факторы, которые не зависят от
качества работы обслуживающего персонала.
Таким образом должны учитываться измене-
ния температуры пара, зависящие от величины
нагрузки котла, от колебаний качества сжи-
гаемого топлива и изменения температуры пи-
тательной воды в небольших пределах.
Влияние колебания избытка воздуха, дого-
рания факела в пароперегревателе, шлакова-
ния поверхности нагрева топочных экранов
и конвективного пучка, установленного перед
пароперегревателем, а также прочие факторы,
зависящие в основном от качества работы
эксплоатационного персонала, при выборе диа-
пазона регулирования температуры пара во
внимание приниматься не должны, хотя они и
приводят подчас к весьма значительным изме-
нениям последней. Не должны при этом также
учитываться и возможные ошибки в выборе
размеров поверхности на-
грева отдельных элемен-
тов котла, в частности
пароперегревателя и то-
почных экранов.
Так как наиболее су-
щественное влияние на
температуру перегретого
пара оказывает измене-
ние нагрузки котла, то
при расчётном устано-
влении диапазона регу-
лирования считается до-
статочным определение
лишь изменения темпера-
туры пара при заданной
температуре питательной
воды и принятом сорте
топлива при нагрузках
котла, начиная от мини-
мально допустимой по
условиям устойчивого го-
рения данного вида топли-
ва, которая обычно при-
нимается в размере 60°/0
от производительности
котла, вплоть до полной
величины последней. На
фиг. 44 приведены ре-
зультаты расчётного оп-
ределения изменения тем-
пературы перегретого па-
ра в зависимости от на-
грузки для одного из кот-
лоагрегатов последней
конструкции производи-
тельностью 200 т/час при
давлении 35 ата с кон-
вективным пароперегре-
вателем. Как видно из
приведённого графика,
изменение температуры
перегретого пара у этого котла при работе
на подмосковном угле, выключенном регуля-
торе перегрева и изменении нагрузки от 60 до
100% не превосходит 25° С.
Характер кривой изменения температуры
перегретого пара в зависимости от нагрузки
котла существенно зависит, однако, от типа
пароперегревателя и зоны температур газов,
в которой размещена его поверхность нагрева.
120 М 160 180 "hac
Нагрузка котла
Фиг. 44. Расчётная ха-
рактеристика котла ти-
па ПК-5 на подмосков-
ном угле при различных
нагрузках, температуре
питательной воды 150°С
и избытке воздуха в
конце топки в = 1,2: 1—
средняя температура
перегретого пара; 2 —
температура горячего
воздуха; 3 — темпера-
тура газов при выходе
из топки; 4 — темпера-
тура газов до паропере-
гревателя; 5 — темпе-
ратура газов за паропе-
регревателем; в —- тем-
пература газов за воз-
духоподогревателем;
7—к. п. д. котла.
При расположении пароперегревателя в зоне
более низких температур эта кривая становится
более крутой, в случае же установки его в зоне
более высоких температур кривая становится
пологой. При наличии конвективного паро-
перегревателя с повышением нагрузки увели-
чивается и температура пара, выдаваемого
котлом, в случае же установки радиационного
пароперегревателя температура перегретого
пара с ростом нагрузки котла падает. Комби-
нируя пароперегреватель из конвективных и
радиационных поверхностей нагрева, можно
добиться того, что при определённом соотно-
шении их величины температура перегретого
пара не будет зависеть от изменения нагрузки
котла. Для иллюстрации этого положения при-
водится фиг. 45, на которой даны кривые из-
менения температуры пара, полученные расчёт-
ным путём при проектировании одного из
котлов высокого давления для смешанного ра-
диационно-конвективного пароперегревателя
с различной долей
участия радиаци- tm'c a
онной части его в 600'
полном перегреве
пара. Опыт снятия
такого рода кри-
вых в условиях
эксплоатации кот-
лов показал, что
получаемые при
этом результаты
оказываются до-
статочно близкими
к расчётным вели-
чинам.
На основании
опыта построения
расчётных и опре-
деления эксплоата-
ционных кривых,
выражающих зависимость температуры пара
от нагрузки котла, можно рекомендовать проек-
тировать такие размеры поверхности нагрева
пароперегревателя мощных котлов, работаю-
щих при давлении 35 ата, с небольшими кон-
вективными пучками, чтобы температура пере-
гретого пара при полной нагрузке котла и вы-
ключенном регуляторе перегрева была на 25—
30е С выше заданной расчётной температуры,
а для котлов высокого давления при р=\00ата
на 40—50° С. Регуляторы перегрева должны
быть рассчитаны при этом на снижение тем-
пературы пара на несколько большую вели-
чину: на 40—50° С при давлении пара 35 ата
и на 50—60° С при давлении пара 100 ата,
учитывая возможность понижения темпера
туры питательной воды и отклонения эксплоата-
ционных режимов от расчётных, в особенности
в начальный период эксплоатации котла.
Для регулирования температуры пара могут
быть применены два метода — газовый и
паровой.
При газовом регулировании за-
данное значение температуры пара поддержи-
вается путём изменения тепловосприятия паро
перегревателя, осуществляемого специальными
заслонками, регулирующими количество газов,
проходящих через всю или часть его поверх-
ности нагрева. Несмотря на кажущуюся про-
стоту, газовое регулирование получило крайне
ограниченное распространение отчасти из-за
40 50 60 70 80 °/.J)m
Фиг. 45. Температурная харак-
теристика комбинированного
радиационно-конвективного
пароперегревателя.

64
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
неизбежного, хотя и небольшого, ухудшения
условий работы хвостовых конвективных по-
верхностей нагрева котла, а главным образом
из-за трудности изготовления заслонок, на-
дёжно работающих в зоне газов с высокой
температурой, обусловливаемой отсутствием
достаточно жаростойких материалов для их
изготовления. Анализ различных схем газо-
вого регулирования показывает, что наиболее
выгодными из них и близкими по экономич-
ности к паровому регулированию оказываются
схемы с холостыми газоходами, включёнными
в обход пароперегревателя, где газовые за-
слонки оказываются в зоне наиболее высоких
температур. Заполнение обходных газоходов
рабочими поверхностями нагрева при том же
расположении заслонок уменьшает выгодность
схем, а перенос заслонок в область низких
температур приводит к наименее выгодным,
хотя и наиболее надёжным схемам газового
регулирования.
В советском котлостроении газовое регули-
рование перегрева пара применялось лишь на
маломощных котлах.
К газовому регулированию можно отнести
также приёмы снижения температуры пара
путём: а) изменения величины избытка воздуха;
б) подвода холодного воздуха в поток газов
в области пароперегревателя; в) устройства
газовых коридоров в области пароперегре-
вателя; г) регулирования работы горелок,
в частности изменением соотношения первич-
ного и вторичного воздуха. Все эти способы
снижения температуры пара обычно бывают
недостаточно экономичными. Более выгодной
оказывается установка горелок с возможностью
изменения угла наклона выходных насадков
для первичного и вторичного воздуха (фиг. 46),
Фиг. 46. Форма и положение пылеугольного факела
в топке при трёх углах наклона сопел аэропыли угловых
горелок: о — под углом 30° вниз; б — горизонтальное по-
ложение; в — под углом 30° вверх.
применение которых даёт неплохие резуль-
таты.
При паровом регулировании сни-
жение температуры пара производится путём
его охлаждения на одном из участков парового
тракта между барабаном и главной задвижкой
паропровода котла при помощи специальных
аппаратов, называемых пароохладителями.
В зависимости от места включения их по паро-
вому тракту они могут быть разделены на три
группы: а) включённые на стороне насыщен-
ного пара; б) на стороне перегретого пара и
в) в рассечку, т. е. между двумя участками
поверхности нагрева пароперегревателя.
Наименее целесообразным является вклю-
чение пароохладителей на стороне перегретого
пара, так как при этом хотя потребитель пара
по Л В
Фиг. 47. Впрыскивающее устройство прямоточного котла
типа 53 СПС системы Л. К. Рамзина.
и ставится в благоприятные условия работы,
змеевики пароперегревателя работают в наи-
худших условиях, поэтому оно и применяется
в исключительных случаях, в то время как
остальные способы включения пароохлади-
телей получили весьма широкое распростра-
нение.
В зависимости от способа охлаждения
пара пароохладители могут быть разделены
на две группы: а) впрыскивающие и б) поверх-
ностные.
Действие впрыскивающих пароохладите-
лей основано на том, что при вводе в поток
пара мелкоразбрызганной воды она благодаря
большой поверхности соприкосновения с паром
быстро испаряется и, смешиваясь с потоком
пара, понижает его температуру. Подача воды
при этом должна производиться лишь после
полного или частичного перегрева пара.
Так как для испарения воды, введённой в
поток пара необходимо некоторое время,
то конечное снижение температуры пара до-
стигается лишь на некотором расстоянии от
точки подачи воды. Уменьшение этого расстоя-
ния может быть достигнуто двумя способами:
а) установкой специальных сопел для наибо-
лее мелкого распыливания воды (фиг. 47) и
б) путём замедления скорости воды благодаря
установке сеток с набивкой, чаще всего из
колец Рашига (фиг. 48). Неполное испарение
воды, введённой в поток пара между двумя
его частями, может привести к расстройству
вальцовочных соединений труб с коллектором
пароперегревателя, расположенных после паро-
охладителя, и к появлению трещин в стенках
выходного коллектора пароперегревателявслед*
ствие часто меняющихся напряжений в стен-
ках коллектора при резких колебаниях тем-

ГЛ. Ill]
ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
65
пературы пара из-за неравномерного распре-
деления воды по отдельным змеевикам паро-
перегревателя. В качестве охлаждающей воды
для впрыскивающих пароохладителей во из-
бежание загрязнения вну-
тренней стороны поверх-
ности нагрева паропере-
гревателя можно приме-
нять лишь чистый кон-
денсат.
Благодаря простоте
своего принципа действия
и несложной конструк-
ции впрыскивающие па-
роохладители быстро на-
шли себе довольно ши-
рокое распространение,
особенно за границей,
однако в дальнейшем по
мере увеличения пара-
метров пара, выдавае-
мого котельными уста-
новками, вследствие не-
обходимости подачи чи-
стого конденсата они
стали вытесняться по-
верхностными пароохла-
дителями. В советском
котлостроении впрыски-
вающие пароохладители
нашли широкое распро-
странение лишь для пря-
моточных котлов. Схема
включения впрыскиваю-
щего пароохладителя для
прямоточного котла си-
стемы Л. К. Рамзина вы-
сокого давления типа
51-СП-220/100 приведена
на фиг. 49.
Принцип действия по-
верхностных пароохла-
дителей заключается в
том, что поток перегре-
того пара пропускается
через теплообменник, где
он снижает свою темпе-
ратуру, отдавая часть
тепла либо питательной,
либо котловой воде.
Поверхностные паро-
охладители в зависимо-
сти от места их установки могут быть раз-
делены на две основные группы: а) внутри-
барабанные и б) выносные
Принцип действия внутрибарабанного паро-
охладителя заключается в том, что некоторое
количество полностью или частично перегре-
того пара пропускается через змеевики, рас-
положенные в водяном объёме барабана. Пар,
проходя по змеевикам, отдаёт своё тепло кот-
ловой воде, вследствие чего температура его
снижается. По выходе из змеевиков охлаждён-
ный пар смешивается с основным потоком
пара, уменьшая при этом и его температуру.
Величина снижения температуры определяется
количеством пара, пропускаемого через паро-
охладитель. Наиболее рациональная схема
включения внутрибарабанного пароохладителя
приведена на фиг. 50. Преимущества внутри-
барабанных пароохладителей — их дешевизна
(одни лишь змеевики, без корпуса) и отсут-
5 Том 13
Фиг. 48. Вспрыскиваю-
щий пароохладитель
типа Байера для кот-
ла высокого давления:
1 — впрыскивающий
кольцевой трубопровод;
2 — водоподводящая
труба; 3 — набивка из
колец Рашига.
ствие водяных коммуникаций. Недостатки: уста-
новка их сильно загромождает водяной объём
барабана котла; возможны неплотности в со-
единениях отдельных элементов или коррозий-
ные повреждения, которые особенно часто на-
блюдаются у поверхностей, оказывающихся при
0273*285
028*4
Фиг. 49. Схема включения впрыскивающего пароохлади-
теля на прямоточном котле 51-СП-220/100 системы
Л. К. Рамзина: 1 — входной коллектор конвективного
пароперегревателя; 2 - входной коллектор радиационного
пароперегревателя; 3 — выходной коллектор переходной
зоны; 4 — выходной коллектор конвективного паропере-
гревателя; 5 — выходной коллектор радиационного паро-
перегревателя; 6— дроссельная шайба; 7—впрыскивающее
устройство.
изменении уровня воды в барабане то в водя-
ном, то в паровом пространстве, и приводят
иногда к значительному загрязнению пара
котловой водой.
Внутрибарабанные паро-
охладители применяются
сравнительно редко.
Выносные пароохладите-
ли могут быть в свою оче-
редь разделены на две груп-
пы: а) с охлаждением кот-
ловой водой и б) с охла-
ждением питательной водой.
Применение котловой
воды для поверхностных
пароохладителей более пред-
почтительно, так как в этом
случае на поверхности змее-
виков пароохладителя не
может образовываться кон-
денсат, неравномерная раз-
дача которого по трубкам пароперегревателя
часто приводит к расстройству вальцовочных
соединений и значительной разности темпера-
тур пара на выходе из отдельных змеевиков.
Регулирование температуры пара в этом слу-
чае производится либо изменением уровня
воды в водяной части пароохладителя, либо
изменением доли пара, пропускаемого через
пароохладитель. Наиболее рациональная схема
такого пароохладителя с самостоятельным цир-
куляционным контуром для подачи котловой
воды приведена на фиг. 51. Этот тип паро-
охладителей широко применяется для котлов
повышенного и высокого давления и по на-
стоящее время.
В советском котлостроении весьма боль-
шое распространение получили выносные по-
верхностные пароохладители с охлаждением
пара питательной водой, выполняемые обычно в
виде одного или нескольких пакетов змеевиков,
внутри которых протекает питательная вода.
3
Фиг. 50. Схема
включения внутри-
барабанного паро-
охладителя в рас-
сечку с подводом
пара под воду: 1 —
первая часть паро-
перегревателя; 2 —
вторая часть паро-
перегревателя; 3
регулирующий
клапан.

66
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
а с наружной стороны — пар. Установка таких
пароохладителей производится либо на сто-
роне насыщенного пара, либо в специальном
коллекторе между двумя частями пароперегре-
вателя. Возможные принципиальные схемы
включения таких пароохладителей по водяной
стороне приведены на фиг. 52. Регулирование
Фиг. 51. Поверхностный пароохладитель с регулируемым
пропуском через него пара: / — камера насыщенного пара;
2 — первая часть пароперегревателя; 3 — вторая часть
пароперегревателя; 4 — камера перегретого пара; 5 — па-
роохладитель, 6 — термостат; 7 — задвижка, управляемая
термостатом.
температуры во всех этих случаях произво-
дится изменением количества питательной
воды, пропускаемой через пароохладитель.
Наиболее надёжными являются схемы с
возвратом воды из пароохладителя в пита-
Фиг. 52. Принципиальные схемы включения поверхност-
ных регуляторов перегрева: / — питательный регулиру-
ющий вентиль; 2 — регулирующий вентиль к регулятору
перегрева; 3 — клапан Копес; 4 — обратный клапан;
5 — запорные вентили; в — регулятор перегрева; 7 — эко-
номайзер; 8 — барабан котла; 9 — дроссельная шайба или
вентиль; 10 — распределительный клапан.
тельную линию до экономайзера, в частности
схема № б, однако в случае наличия у водя-
ного экономайзера промежуточного коллектора
для улучшения тепловосприятия водяного эко-
номайзера было бы целесообразнее отводить
в него воду из пароохладителя.
С точки зрения повышения надёжности
как пароохладителя, так и пароперегревателя
наиболее выгодным является размещение охла-
ждающих змеевиков в сухопарнике (фиг. 53),
так как при этом, с одной стороны, появляется
возможность уменьшения величины колебаний
температур вальцовочных соединений, а с дру-
гой — несколько выравнивается распределение
влаги по отдельным змеевикам.
При установке пароохладителей в промежу-
точном коллекторе пароперегревателя валь-
цовка труб должна производиться впотай,
чтобы облегчить выемку пароохладителей.
Кроме того, вальцовочные соединения змееви-
ков во избежание расстройства их должны
располагаться сбоку в верхней части коллек-
тора, а не в нижней.
Несмотря на то, что во время эксплоатации
котла змеевики пароохладителя находятся под
разностью давлений охлаждающей воды и пара.
Вы tod воды из регулятора
Пар из
барабана
Дренат
вход dodbi
д регулятор
Выход воды
из регуляторо
Выход пара в
'пароперегребатель
Вход воды в регулятор
Фиг. 53. Установка поверхностного пароохладителя
в сухопарнике.
рациональнее всё же проектировать их с таким
расчётом, чтобы они могли выдержать и нор-
мальное рабочее давление.
Гидравлическое сопротивление змеевиков
должно быть небольшим, так как при про-
пуске ограниченного количества воды воз-
можно образование пара в змеевиках, в резуль-
тате чего возникает частое расстройство со-
единений регулятора.
Если пароохладитель установлен на сто-
роне перегретого пара, его следует рассчиты-
вать на отбор тепла, соответствующий требу-
емому снижению теплосодержания перегретого
пара, В случае установки его на стороне на-
сыщенного пара или же в рассечку паропере-
гревателя действительный отбор тепла в паро-
охладителе должен на 20—25°/0 превышать
расчётное количество тепла, соответствующее
необходимому снижению температуры пара,
так как отдача тепла в пароохладителе будет
вызывать некоторое увеличение общего тепло-
восприятия пароперегревателя за счёт увели-
чения температурного напора.
ВОДЯНЫЕ ЭКОНОМАЙЗЕРЫ
Водяным экономайзером называется часть
поверхности нагрева котельного агрегата, ис-
пользуемая для подогрева воды до темпера-
туры либо несколько меньшей, либо равной
температуре кипения воды при соответству-
ющем давлении.
Значение водяного экономайзера опреде-
ляется прежде всего тем, что наличие его
позволяет увеличить экономичность котель-
ной установки благодаря возможности дове-

ГЛ. Ill]
ВОДЯНЫЕ ЭКОНОМАЙЗЕРЫ
67
дения температуры газов до значений мень-
ших, чем температура кипения воды в котле
(фиг. 54).
Поверхность нагрева водяного экономай-
зера, в особенности при применении труб ма-
лого диаметра (благодаря принудительному
току воды), может быть выполнена весьма ком-
пактной. Величина коэфициента теплопередачи
при этом может быть
доведена до значений
более высоких, чем
у испаряющей поверх-
ности нагрева. В ре-
зультате простоты из-
готовления' единица
поверхности нагрева
водяного экономайзе-
ра обходится обычно
дешевле единицы ис-
паряющей поверхно-
сти нагрева.
Применение подо-
грева воздуха отходя-
VC
500
W0
300
200
100
\
Komi
s
л
¦?га.
-г
Экономайзер
i i i и
Фиг. 54. Величина темпе-
ратурных напоров при на-
личии лишь испаряющих
поверхностей нагрева и при
установке водяного эконо-
майзера.
щими газами котель-
ных установок и по-
догрева питательной воды отработавшим паром
турбин до некоторой степени снизило значение
водяных экономайзеров, а в единичных слу-
чаях, в особенности для установок с высокими
параметрами пара и высоким воздухоподогре-
вом, привело и к полному их вытеснению из
схемы котельных агрегатов. Тем не менее в
подавляющем большинстве котельных уста-
новок водяные экономайзеры до сих пор явля-
ются безусловно необходимым и рациональным
элементом.
В зависимости от степени подогрева воды
водяные экономайзеры могут быть разделены
на две группы — некипящие и кипящие.
В некипящих экономайзерах подогрев
воды не доводится до температуры кипения
на 30—50° С, в то время как в кипящих
экономайзерах вода не только нагревается до
температуры кипения, но. кроме того, неко-
торая часть ее, обычно 10—20%, ещё и испа-
ряется.
Для того чтобы обеспечить беспрепят-
ственный отвод пара, между кипящими эко-
номайзерами и котлом не должна устанавли-
ваться какая бы то ни было запорная арма-
тура, в то время как после некипящего эко-
номайзера на питательной линии перед котлом
обычно устанавливаются запорные и обратные
клапаны.
Для давлений пара до 22 am экономайзеры
могут изготовляться из чугуна, при более же
высоких давлениях применяется сталь.
Чугунные экономайзеры выполняются
из труб внутренним диаметром около 100 мм
и толщиной стенки около 10 мм. Наружная
поверхность этих труб может быть либо глад-
кой, либо с круглыми или квадратными рёб-
рами высотой до 40—50 мм. Особенно большое
распространение получили ребристые чугун-
ные экономайзеры, так как они при одина-
ковом тепловосприятии значительно компакт-
нее и легче гладкотрубных.
Ребристым трубам чугунных экономайзеров
может быть дано либо вертикальное располо-
жение (при горизонтальных газоходах), либо
чаще горизонтальное (при вертикальных газо-
ходах), как это показано на фиг. 55.
Ребристые водяные экономайзеры соста-
вляются из труб стандартных размеров, со-
единяемых между собой фасонными калачами.
В практике советского котлостроения особенно
большое распространение получили ребристые
экономайзеры: а) системы ЦККБ, состоящие
из чугунных труб длиной 1980 мм, внутрен-
ним диаметром 102 мм и с круглыми рёбрами
диаметром 240 мм; поверхность нагрева ка-
ждой трубы 5,5 х2; б) системы ТИ из труб с
квадратными рёбрами, поверхность нагрева
каждой из которых равна 6,6 или 7,5 лР.
Вода, поступающая в экономайзер, про-
ходит либо последовательно через все трубы,
либо (в том случае, если при первом варианте
получается слишком большое гидравлическое
сопротивление) распределяется на ряд парал-
лельно включённых секций, каждая из кото-
рых состоит из нескольких последовательно
включённых труб.
Вода подводится в нижнюю часть эконо-
майзера, а отводится из верхней, так как в
этом случае создаются наиболее благоприят-
ные условия для отвода как воздуха, выделя-
ющегося из воды при её подогреве, так и слу-
чайно образовавшегося пара, для удаления
которых в верхней части экономайзера должны
устанавливаться специальные вантузы.
Движение газов в ребристых экономайзе-
рах целесообразнее всего осуществлять сверху
вниз, так как в этом случае получается наи-
более выгодная схема теплообмена (противо-
ток), а кроме того, уменьшается возможность
загрязнения поверхности рёбер летучей золой.
Одно из самых важных преимуществ чу-
гунных экономайзеров — их стойкость в отно-
шении коррозии, почему они и получили осо-
бенно большое распространение в установках
Фиг. 55. Чугунный ребристый водяной экономайзер
системы ЦККБ.
низкого давления и малой мощности, где
к тому же обычно отсутствует предварительная
деаэрация воды.
При установке чугунных экономайзеров ни
в коем случае нельзя допускать парообразо-
вания в их трубах, так как вследствие воз-
можности возникновения при этом гидравли-
ческих ударов не исключена опасность разру-
шения труб. Для предотвращения парообразо-
вания в случае, например, длительного пере-
рыва в питании котла или при его растопке
необходимо создавать обходные газоходы по-
мимо экономайзера, которыми можно также
пользоваться и для регулирования темпера-
туры воды.
Чугунные экономайзеры в большинстве слу-
чаев устанавливаются в отдельной от котла

68
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РЛЗЛ IV
обмуровке, причем часто они бывают общими
для целого ряда котлов
Стальные экономайзеры (фиг. 56) устана-
вливаются в общей обмуровке со своим па-
ровым котлом и составляют его неотъемлемую
часть. Выполняются они из прямых или изо-
гнутых труб из углеродистой стали, завалыдо-
ванных или приваренных к сбор-
ным коллекторам.
При проектировании стальных
экономайзеров следует предусма-
тривать предотвращение появле-
Фиг. 56. Змеевиковнй водяной экономайзер.
ния коррозийных повреждений поверхности
нагрева как с наружной, так и с внутрен-
ней стороны. Коррозия наружной поверх-
ности труб появляется в том случае, если
температура стенки трубы оказывается на-
столько низкой, что в прилегающем к стенке
слое газа начинают конденсироваться пары
влаги, которые в виде росы оседают на по-
верхности трубы и, растворяя частично вхо-
дящие в состав дымовых газов кислород,
углекислоту и сернистый газ, приводят к изъ-
язвлению наружной поверхности трубы. Для
предотвращения этого явления небходимо,
чтобы стенка трубы имела температуру выше
температуры точки росы, т. е. выше темпера-
туры насыщения водяного пара при парци-
альном давлении его в дымовых газах, сле-
довательно, температура воды, поступающей
в экономайзер, должна быть на 5—10° С выше
температуры точки росы.
Величина парциального давления водяных
паров может быть определена по формуле
h h
Ун.о Ш
760
где V'H0 —объём водяных паров в газах на
1 кг сожжённого топлива, определяемый из
выражения
9Нр -f Wp -f 100
__ 9Нр
+
Нр и Wp — содержание водорода и влаги
в % на 1 кг рабочего топлива; WL — то же
влаги в воздухе; Wф—количество пара, по-
даваемое в топку при паровом дутье (Wр и
WL — в кг на 1 кг топлива); V"za3 — объём га-
зов за водяным экономайзером на 1 кг топлива;
Ь — барометрическое давление в котельном
помещении в мм рт. ст.; h — разрежение в га-
зоходе в мм вод. ст.
Температура точки росы зависит от сорта
топлива и условий его сжигания; для ряда
наиболее распространённых топлив она имеет
следующие значения в °С:
Антрацит (воздушное
дутьё) 25 Мазут (механ. распыл.) . 45
Донецкий уголь Д ... 42 Подмосковный уголь . . 50
Челябинский уголь . . . 43 Торф {Wp = 40%).... 55
Наличие серы в топливе приводит к уве-
личению температуры точки росы, доводя её
иногда до весьма высоких значений. Влияние
серы на температуру точки росы при рас-
чётах водяного экономайзера может быть оце-
нено по табл. 2
Таблица 2
Влияние содержания серной кислоты на температуру
точки росы [8]
•к
О.*
u m
О <- re
3 з'*0
ft г_, Ю
о. о о
О д °
U а я.
о.оооо
О,ОО01
0,0002
о,оооз
о,оо04
о,оооз
о,оооб
о,ооо7
о,ооо8
0,0000,
0,0010
o,ooi5
Температура
точки росы
в "С при
ю
о
о
II
О
3?
33'
4е
46
52
53
68
73
77
8i
86
101
1Л
00
о
о
II
о
af
43
4S
53
58
63
68
73
78
82
87
9i
jo7
©
II
о
к
а.
66
7°
74
79
83
87
96
99
IO2
Ю5
и9
Q
Ж
О.Х
и m
CD ? 0J
33i»
&|°
О н °
U § а
О,ОО2О
о,оо25
0,0030
0,0040
0,0050
о,оо6о
0,0070
о,оо8о
о,оо9°
О,О1ОО
0,0200
Температура
точки
росы
в СС при
^^
о
о
II
О
X
Si.
116
127
136
148
'55
159
162
—
—
—
—
1С
об
о
о
О
X
о.
121
131
I4O
149
156
159
1ба
—
—
—
—
ч
о
II
С
X
а
139
146
155
i6a
166
170
173
*75
177
188
На тепловых установках, имеющих регене-
ративный подогрев питательной воды выше
100° С, коррозия наружной поверхности труб

ГЛ. III]
ВОДЯНЫЕ ЭКОНОМАЙЗЕРЫ
водяного экономайзера может быть вызвана
лишь в результате каких-либо случайных на-
рушений нормального режима работы эконо-
майзера.
Внутренняя коррозия поверхности труб во-
дяного экономайзера, проявляющаяся большей
частью на входных участках труб в виде то-
чечных язвин, вызывается наличием в воде
растворённого кислорода или углекислоты.
Предотвращение её возможно при тщательной
очистке питательной воды от газов перед по-
ступлением её в экономайзер.
При сжигании многозольных топлив (с при-
ведённым содержанием золы не менее 40 г
на каждую 1000 ккал теплотворной способ-
ности их) скорость газов в водяном экономай-
зере должна быть не выше 11—13 м/сек, так
как в противном случае возможно появление
механического износа стенок труб золой, в
особенности при наличии неравномерной кон-
центрации золы по сечению газохода.
В качестве предупредительных мероприя-
тий для уменьшения износа применяются за-
щита наиболее опасных участков труб манже-
тами из полутруб или листового железа, уста-
новка дефлекторов для выравнивания поля
концентрации золы по газоходу и др.
При проектировании водяного экономай-
зера необходимо иметь в виду, что при шах-
матном расположении труб наиболее опас-
ным в отношении износа оказывается первый
по ходу газов ряд труб, а при коридорном —
последний.
При П-образной компоновке котельного
агрегата, широко применяемой в советском
котлостроении, для уменьшения последствий
золозого износа ось труб водяного экономай-
зера следует располагать не параллельно,
а перпендикулярно оси котла, так как в этом
случае износу оказываются подверженными
не все, а вполне определённые змеевики, рас-
положенные чаще всего у задней стенки водя-
ного экономайзера.
Поверхность нагрева стальных экономай-
зеров в большинстве случаев выполняется из
труб 32/38 мм, согнутых в виде змеевиков и
размещённых в опускном газоходе.
Постоянство дистационирования змеевиков
поддерживается при помощи вертикальных
трубчатых стоек, подвешенных либо к спе-
циальным балкам, охлаждаемым воздухом,
либо к верхним змеевикам экономайзера. При-
крепление змеевиков к стойкам производится
при помощи хомутиков, дающих возможность
змеевикам свободно перемещаться вдоль оси
труб.
Для увеличения компактности водяного
экономайзера применяется иногда плотная на-
садка на стальные трубы чугунных рёбер
или же приварка к ним плавников вдоль оси
трубы из стальных полос толщиной 5--6 мм
и высотой 40—50 мм (фиг. 57).
Для обеспечения свободного отвода обра-
зовавшегося пара трубы располагаются гори-
зонтально. Радиус гиба змеевиков не должен
быть меньше 2d.
При изготовлении змеевиков необходимо
следить за тем, чтобы сварные соединения
труб, в которых чаще всего появляются свищи,
располагались не далее 600 мм от торцов
петель, благодаря чему они оказываются до-
ступными для ремонта. Из этих же сообра-
жений через каждые 1—1,5 м высоты пакета
водяного экономайзера необходимо давать раз-
рыв высотой 0,5 м.
Скорость входа воды в трубы водяного
экономайзера должна быть не менее 0,3 м/сек
(для чугунных экономайзеров, в особенности
при вертикальном положении их, может быть
допущено снижение её до 0,1 м/сек).
Для обеспечения надёжной работы сталь-
ных экономайзеров во время растопки котла
ттхтт.
шшшш
Фиг. 57. Ребристые и плавниковые трубы для
кодяных экономайзеров.
входной коллектор экономайзера соединяется
с водяным объёмом барабана (фиг. 53) спе-
циальными необогреваемыми трубками, при
наличии которых в экономайзере может про-
исходить движение
воды благодаря есте-
ственной циркуляции.
Во время нормальной
работы котла эта ли-
ния должна перекры-
ваться запорным вен-
тилем.
Для предотвраще-
Фиг. 58. Включение кипя-
щего водяного экономай-
зера в схему циркуляции
котла при его растопке:
/—растопочная линия; 2—
вентиль растопочнойлинин;
3 — кодяной экономайзер.
ния неравномерного
распределения воды
по отдельным змееви-
кам, в особенности при
испарении в экономай-
зере выше 15°/0 поступающей в него воды, в
некоторых случаях устанавливаются промежу-
точные коллекторы для выравнивания тем-
пературы воды до начала её испарения.
Подвод воды к коллекторам экономайзера
производится по нескольким трубам, равно-
мерно распределённым по длине коллектора.
Отвод воды из экономайзера в барабан целе-
сообразнее всего производить необогревае-
мыми трубами; обогрев питательных труб
кипящих экономайзеров может производиться
лишь в том случае, если они имеют внутрен-
ний диаметр не более 44 мм при минимальных
значениях приведённой скорости входа воды
в них не менее 0,5 м/сек, так как в противном
случае возможны хрупкие разрушения стенок
труб на горизонтальных участках вследствие
расслоения паро-водяной смеси.
Обогреваемые питательные трубы целесо-
образно выполнять с непрерывным подъёмом
между экономайзером и барабаном без каких-
либо перегибов их во избежание неравномер-
ности распределения по ним паро-водяной
смеси.
Коллекторы водяного экономайзера обычно
располагаются за пределами газохода, вслед-
ствие чего необходимо тщательное уплотнение
обмуровки в месте прохода через неё трубок
для предотвращения значительного присоса
воздуха из-за довольно большого разрежения
газов в зоне расположения экономайзера.

70
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
Опоры коллекторов вследствие большой эла-
стичности змеевикового экономайзера обычно
делаются лишь с таким расчётом, чтобы кол-
лекторы имели возможность расширяться при
нагреве вдоль своей оси, вертикальных же
Фиг. 59. Опора коллектора
водяного экономайзера.
Фиг. 60. Опора змеевико-
вого пучка водяного эконо-
майзера.
перемещений во время работы котла коллек-
торы не имеют. Примеры выполнения опор
коллектора и змеевиков приведены на фиг. 59
и 60.
При сжигании очень влажных топлив тепло
отходящих газов может быть весьма эффек-
тивно использовано при установке водопо-
верхностного экономайзера системы А. К.
8ход_
газов.
шШМ
Фиг. 61. Водяной экономайзер системы А. К. Силь-
ницкого: / — насосы для перекачки воды.
Сильницкого (фиг. 61). Подогрев воды про-
изводится путем промывки продуктов горе-
ния мелко распылёнными мощными потоками
воды, при этом одновременно происходит и
конденсация водяных паров, содержащихся в
дымовых газах. Работающие по такому прин-
ципу экономайзеры [10] нагревают воду до
60—70° С, однако использование этой воды
возможно только для производственных це-
лей и лишь в том случае, если этому не пре-
пятствует неизбежное загрязнение воды. По-
давать эту воду в котлы или в отопительную
систему из-за поглощения ею газов и серы
не рекомендуется.
ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛИ
Широкое применение подогрева воздуха
в котельных установках связано как со значи-
тельным увеличением доли многозольных и
высоковлажных топлив в топливном балансе
теплосиловых установок, так и с внедрением
регенеративного подогрева питательной воды
отбором пара из турбин.
Введение подогрева воздуха дало возмож-
ность не только облегчить подсушку и вос-
пламенение влажных топлив, но и значительно
увеличить тепловую нагрузку испаряющих
поверхностей нагрева, в особенности радиа-
ционных, а также повысить к. п. д. котло-
агрегатов за счёт более глубокого охлаждения
дымовых газов. Подогрев воздуха приводит
к повышению температуры газов как в топке,
так и в ближайших к топке конвективных
газоходах, благодаря чему увеличивается раз-
ность температур между газами и водой или
паром, а следовательно, повышается и количе-
ство тепла, передаваемого расположенным на
этих участках поверхностям нагрева. Таким
образом рациональное применение воздухо-
подогревателей даёт возможность несколько
уменьшать размеры необходимой рабочей по-
верхности нагрева котлов.
Одновременно при этом улучшается про-
цесс горения топлива, что приводит к умень-
шению потерь от химического и механического
недожога и к повышению теплового напряже-
ния топочной камеры.
Снижение температуры дымовых газов
в пределах воздухоподогревателя, так же как
и для водяных экономайзеров, допустимо лишь
до некоторого предела, который опреде-
ляется для данной установки технико-эко-
номическими соображениями, или стремле-
нием избежать преждевременного износа ме-
таллических стенок воздухоподогревателя, вы-
зываемого осаждением на них сконцентриро-
вавшихся паров влаги из дымовых газов, спо-
собствующих коррозии и загрязнению стенок
золой.
Таким образом температура стенки поверх-
ности нагрева воздухоподогревателя, так же
как и у водяного экономайзера, должна быть
на несколько градусов выше точки росы газов,
которая, как уже указывалось выше, при на-
личии сернистых соединений может доходить
до 125—150° С. Температура стенки опреде-
ляется по формуле
где аг и аа — коэфициенты теплоотдачи от га-
зов и воздуха к стенке; 1газ и te03d^темпе-
ратуры газов и воздуха.
Для борьбы с коррозией стенок воздухо-
подогревателя применяется рециркуляция части
подогретого воздуха ко всасывающему па-
трубку вентилятора, благодаря которой может
быть повышена начальная температура воз-
духа, поступающего в воздухоподогреватель.
Однако такой предварительный подогрев воз-
духа перед вентилятором приводит к некото-
рому увеличению расхода электроэнергии на
привод вентилятора вследствие неизбежного
при этом увеличения объёма воздуха; в силу
этого пользоваться рециркуляцией следует
лишь тогда, когда это действительно вызы-
вается необходимостью, т. е. при растопке
или малой нагрузке котлоагрегата.
Недостатки большинства воздухоподогре-
вателей — большая их громоздкость, в особен-
ности в случае необходимости высокого подо-
грева воздуха или сильного снижения темпе-
ратуры газов, и значительное сопротивление
как по воздушному, так и по газовому тракту,

ГЛ. Ill]
ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛИ
71
которое при загрязнении стенок в процессе
эксплоатации котлоагрегата может иногда
сильно возрастать по сравнению с расчётной
величиной. Это сопротивление приводит к
необходимости увеличения расхода электро-
энергии на собственные нужды котельной
установки — на привод дымососов и вентиля-
торов, а иногда, при повышенных избытках
воздуха, и к ограничению производительности
котлоагрегата.
Подогрев воздуха в воздухоподогревателе
определяется родом сжигаемого топлива и
типом топочного устройства. При сжигании
каменных углей на слоевых решётках темпе-
ратура воздуха для обеспечения достаточно
долгого срока работы решётки не должна пре-
вышать 150—200" С, при сжигании же других
углей или влажного торфа она может иногда
превышать и 250° С. При сжигании жидкого и
пылевидного топлива температура горячего
воздуха может доводиться до ещё более высо-
ких значений, причём максимальная величина
её в этом случае определяется стойкостью
материала, из которого изготовлен воздухо-
подогреватель. Как правило, однако, для кот-
лов среднего давления (до 35 кг[см?) опти-
мальная температура подогрева воздуха не
превосходит 260° С, а при давлениях выше
100 кг)см2— 350—450° С. В последнем случае
подогрев воздуха обычно осуществляется
двумя ступенями, между которыми распола-
гается водяной экономайзер. При этом вслед-
ствие повышения разности температур газа и
воздуха для горя-
чей части воздухо-
подогревателя
(фиг. 62) оказы-
вается возможным
несколько сокра-
тить его габариты.
По характеру
протекания процес-
са теплообмена
воздухоподогрева-
тели могут быть
разделены на ре-
куперативные и ре-
генеративные.
В рекупера-
тивных воздухо-
подогревателях по-
токи газа и воздуха разделяются друг от
друга стенкой (обычно металлической), через
которую и происходит теплообмен.
В регенеративных воздухоподогревателях
газ и воздух по очереди протекают по одним
и тем же каналам, стенки которых при про-
текании газа нагреваются, а затем отдают на-
копленное тепло воздуху.
В современном котлостроении наиболее
широкое распространение получили рекупера-
тивные воздухоподогреватели, которые в основ-
ном могут быть разделены на две группы —
пластинчатые и трубчатые.
Пластинчатые воздухоподогреватели из-
готовляются в виде так называемых кубов,
составленных из сваренных между собой сталь-
ных листов толщиной 1,5—2 мм наибольшим
размером 2800 X 1400 мм. Схема организации
движения газов и воздуха в таком кубе при-
ведена на фиг. 63, а конструктивное оформле-
ние — на фиг. 64. Одиночные или двойные
к*»
ил-]-- 6 -
Фиг. 62. Схема изменения тем-
пературных напоров при двух-
ступенчатом подогреве воздуха:
А — вторая ступень воздухо-
подогревателя; Б—первая сту-
пень водяного экономайзера;
В — первая ступень воздухо-
подогревателя.
кубы соединяются в группы, из которых
и составляется воздухоподогреватель.
Для уменьшения громоздкости воздухопо-
догревателя целесообразнее было бы делать
Газы
•^Воздух
1
и
ц
!!
<§)
Фиг. 63. Схема движе-
ния газов и воздуха
в пластинчатом возду-
хоподогревателе.
Фиг. 64. Конструктивное офор-
мление пластинчатого воздухо-
подогревателя.
расстояния между листами как можно мень-
шими, однако если это и не вызывает препят-
ствий в отношении каналов для прохода воз-
духа, то оказывается вредным для газовых
каналов из-за опасности забивания их летучей
золой. Вследствие этого в кубах, выпускав-
шихся различными заводами, ширина канал&в
для прохода воздуха делалась обычно 13, 15
и 18 мм, а для газов — 18, 21, 24 и 27 мм,
причём более широкие сечения применялись
для более многозольных топлив. Для сохра-
нения постоянства размеров этих щелей кубы
стягиваются болтами, на которые между ли-
стами надеваются специальные дистанциони-
рующие втулки, наре-
заемые из газовых
труб.
Для изменения на-
правления воздуха при
переходе от одной
группы кубов к дру-
гой монтируются по-
воротные коробы.вщ-
три которых для
уменьшения сопроти-
вления устанавлива-
ются направляющие
перегородки (фиг. 65).
Скорости газов в
пластинчатых возду-
хоп одогревателях
применяются обычно
на 10—15% выше скоростей воздуха, причём
предпочтительнее направлять движение их
сверху вниз для облегчения очистки воздухо-
подогревателя от золы.
Основные недостатки пластинчатых воз-
духоподогревателей — коробление листов, спо-
собствующее засорению газовых каналов,
а также увеличенные присосы воздуха вслед-
ствие большого количества сварных швов,
плотность которых может легко нарушаться
в условиях эксплоатации котельного агрегата.
Большое количество сварных швов затрудняет
изготовление пластинчатых воздухоподогре-
вателей, вследствие чего они постепенно вы-
тесняются трубчатыми воздухоподогревате-
лями.
Нашими котлостроительными заводами про-
ведена большая работа по типизации элемен-
Фиг. 65. Общий вид пла-
стинчатого воздухоподогре-
вателя.

72
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
тов пластинчатого воздухоподогревателя. Раз-
работаны типовые схемы составления воздухо-
подогревателей различных размеров из стан-
дартных кубов и составлены нормы на их
изготовление. Для примера приводится типо-
вая схема компоновки пластинчатых воздухо-
подогревателей ТКЗ (фиг. 66).
Для небольших котельных установок,
а также на участках воздухоподогревателей,
где может наблюдаться интен-
сивная коррозия стенок вслед-
ствие выделения из газов влаги
щиной стенки от 1 до 3 мм и длиной от 2 до
10 м. Для увеличения компактности трубча-
тых воздухоподогревателей предпочтительнее
Фиг. 66. Схема компоновки пластинчатых воздухоподо-
гревателей ТКЗ.
или высокой температуры стенки, применяются
чугунные ребристые воздухоподогреватели, из-
готовляемые из фасонных плит с рёбрами на
газовой и воздушной стороне для увеличения
интенсивности теплообмена (фиг. 67). Схема
Фиг. 67. Плиты и трубы для ребристых чугунных воз-
духоподогревателей.
компоновки чугунных воздухоподогревателей
из кубов, составленных из ребристых плит
(фиг. 68), приведена на фиг. 69.
поЛ8
Фиг. С8. Чугунный
[7 Hj> ребристый плитча-
тый воздухоподо-
греватель.
Трубчатые воздухоподогреватели изгото-
вляются, как правило, из сварных труб тол-
Л
1000 1000
Фиг. f9. Схемы компоновки кубов чугунных ребристых
воздухоподогревателей.
применять трубы малых диаметров, минималь-
ная величина которых в значительной степени
определяется зольностью топлива и, следова-
тельно, опасностью закупорки труб.
Газы в трубчатых воздухоподогревателях
направляются внутри труб, снаружи же послед-
ние омываются воз-
духом, так как при
пропуске газа ме-
жду трубами зна-
чительно услож-
няется очистка воз-
духоподогрев ателя
от золы.
Для увеличения
скорости воздуха
он направляется
несколькими хода-
ми поперёк движе-
ния газов. Изме-
нение направления
движения воздуха
осуществляется с
помощью поворот-
ных коробов с
у с т а н овленными
внутри направляю- Фиг> 70 Секция
щими перегород-
ками.
Трубчатые воз-
д у хоподогревате-
ли, так же как и
пластинчатые, со-
бираются в виде
стандартных кубов, состоящих из двух трубных
досок и большого количества труб, присоеди-
нённых к ним либо на вальцовке, либо на
сварке, имеющей наибольшее распространение.
Для уменьшения сопротивления трубчатых
воздухоподогревателей по воздушной стороне
иногда применяют трубы овального или
каплевидного сечения, однако широкому при-
менению таких труб препятствует сложность
их изготовления.
трубча-
того иоздухоподогревателя:
/ — верхняя трубная ре-
шётка; 2 — нижняя трубная
решётка; 3 — промежуточ-
ная решётка; 4 — трубы
диаметром 51 мм.

ГЛ. III]
ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛИ
73
Трубчатые воздухоподогреватели, особенно
сварные, значительно плотнее пластинчатых
и, следовательно, имеют перед ними несо-
мненное преимущество. К тому же и изгото-
вление трубчатых воздухоподогревателей ока-
залось значительно проще, чем пластинчатых.
Все это привело к тому, что трубчатые
воздухоподогреватели почти целиком вытес-
нили пластинчатые.
Отверстия в трубных досках для закрепле-
ния концов труб высверливаются так, что
трубы располагаются в шахматном порядке.
Составленная таким образом секция (фиг. 70)
имеет обычно размеры, кратные размерам
нескольких кубов пластинчатых воздухопо-
догревателей, что позволяет в случае необхо-
димости заменять последние частично или
целиком трубчатыми секциями.
Трубчатые воздухоподогреватели' могут
быть подвешены к каркасу за верхние труб-
3260
ные доски или же опёрты на нижнюю труб-
ную доску. В последнем случае получается
более лёгкий каркас хвостовой части котла,
почему этот вариант и получил наибольшее
распространение. Для придания жёсткости
нижней трубной доске к ней по диагоналям
приваривают специальные рёбра.
Первая по ходу воздуха часть трубчатых
воздухоподогревателей должна, как правило,
изготовляться таким образом, чтобы в случае
повреждения поверхности нагрева от коррозии
она могла легко сменяться.
Одна из типовых компоновок трубчатого
воздухоподогревателя из отдельных секций
изготовления Подольского машиностроитель-
ного завода им. Орджоникидзе приведена
на фиг. 71.
За границей большое распространение по-
лучили регенеративные воздухоподогревателя»
типичной и наибо-
лее распространён-
ной конструкцией
которых является
вращающийся воз-
цухоподогреватель
Юнгстрем (фиг. 72).
Неподвижная
часть этого воз-
духоподогревателя
разделена на две
половины, по од-
ной из которых
протекают газы, а
по другой—воздух.
Поверхность на-
грева размещена
во ' вращающейся
части — роторе,
делающем от трех J
до пяти оборотов в минуту. Ротор со-
стоит из вала и цилиндра, разделённого h.i
ряд секторов, заполненных пакетами волии
стых стальных листов толщиной 0,5—0,6 мм
Один из типов заполнения приведён на фиг. 73
Основные достоинства регенератив-
ных воздухоподогревателей — их чрезвычай-
ная компактность, малое гидравлическое со-
противление и удобство компоновки с котель-
ным агрегатом. Один из крупных недостат-
ков— большой переток воздуха в газоходы
котла и склонность к быстрому загрязнению
золой при работе котлоагрегата на топливах
повышенной зольности.
Фиг. 72. Вращающийся ко;
духоподогреватель системы
Юнгстрем.
Фиг. 71. Трубчатый воздухоподогреватель (поперечный
разрез): / — перепускной колпак; 2— секции; 3 — каркас
обшивки; 4 — компенсатор.
Фиг. 73. Один из типов набивки вращающегося воздухо-
подогревателя.

74
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПАРОВОГО КОТЛА
НА ПРОЧНОСТЬ
Расчёт цилиндрических коллекторов и
барабанов. Толщина стенки коллекторов, на-
ходящихся под действием внутреннего давле-
ния, определяется по следующим формулам:
а) по пределу прочности или текучести
s =
B00/?г—
s =
б) по пределу ползучести
_ рРв
B30 Rz — p)9
A)
B)
C)
D)
Здесь s — толщина стенки в мм; р — расчёт-
ное давление, равное рабочему давлению в котле
плюс гидростатическое давление от столба воды,
в кг/см2; De и DH—внутренний и наружный диа-
метры коллектора в мм; <р — коэфициент проч-
ности барабана в осевом направлении, равный
отношению сопротивлений ослабленной и нео-
слабленной стенки; с—дополнительная прибав-
ка к расчётной толщине стенки в мм; Rz — до-
пускаемое напряжение на разрыв в кг/мм2,
определяемое одним из трех отношении
s
-— и
n
где
и , где cifc — нижний предел прочности
ns пк
при растяжении для стали применяемой марки
при / = 20° С; as — условный предел текучести
стали (остаточная деформация 0,2%) при ра-
бочей температуре; а^ — условный предел пол-
зучести стали при рабочей температуре (при
скорости ползучести 10~7 мм/ммчас); щ —
запас прочности по отношению к пределу
прочности стали при растяжении при t = 20° С;
ns — запас прочности по отношению к услов-
ному пределу текучести при растяжении; пк —
запас прочности по отношению к условному
пределу ползучести.
Первое из этих соотношений используется
s том случае, если температура стенок цилин-
дрического коллектора не превосходит 250° С;
мри температуре стенок выше 250° С, но ме-
нее 400° С применяется наименьшее отноше-
ние из первых двух и, наконец, при темпера-
туре стенок выше 400° С — наименьшее из
второго и третьего отношений.
Рабочая температура стенок коллекторов,
изолированных от воздействия лучистого тепла
и продуктов сгорания слоем огнеупорной и
малотеплопроводной массы толщиной не
менее 60 мм, принимается равной темпе-
ратуре насыщения при рабочем давлении
плюс 10° С.
При расположении коллекторов, не покры-
тых изоляцией, в газоходах с конвективным
теплообменом рабочая температура их стенки
принимается равной температуре насыщения
пара при рабочем давлении плюс 30Q С (при-
менение неизолированных коллекторов при
давлении выше 22 кг/см2, температуре стенок
выше 250° С и толщине стенки выше 30 мм
не допускается). Рабочая температура стенок
коллекторов перегретого пара принимается
равной максимальной температуре пара (при
этом предполагается отсутствие обогрева кол-
лекторов с наружной стороны).
Величина запасов прочности щ, ns и пк
принимается в зависимости от вида ослабле-
ния по табл. 3.
Таблица 3
Величины
Вид
коллекторов
Барабаны с клёпа-
ными швами:
продольными
внахлёстку, с од-
носторонней на-
кладкой ....
поперечными
внахлёстку . . .
с двухсторонни-
ми накладками,
с Одним рядом
заклёпок или с
двухсторонними
накладками, из
которых одна
имеет один ряд
заклёпок, а вто-
рая—два ....
с двухсторонни-
ми накладками.
с двумя и более
рядами заклёпок
Коллекторы и бара-
баны со сварными шва-
ми или бесшовные, с
рядами отверстий для
труб или ничем не ос-
лабленные
запасов
прочности
Область
применения
й* 5 ^
CU Е[ Ш
, и
я О. са
Я- си °
О И я
не более
8
—
—
—
Без
ограни-
чения
250
35°
35°
35°
Без
ограни-
чения
Рекомен-
дуемая
величина
запаса
прочности
пъ
4,75
4.75
4.за
4>°
4>°
ns \пк
—
3,25
2,0
1,8
1,8
—
—
—
1,0
Коэфициент прочности заклёпочного шва
принимается в зависимости от типа шва.
Фиг. 74. Типы сварных швов, применяемых в котло-
строении.
Коэфициент прочности сварного шва при
работе его на растяжение в зависимости от
его типа (фиг. 74) принимается по табл. 4.

ГЛ. Ill]
РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ ПАРОВОГО КОТЛА НА ПРОЧНОСТЬ
75
Таблица 4
Коэфициенты прочности сварных швов
Тип шва
Сварка водяным газом . . .
Электросварные швы:
стыковые с подваркой
со стороны вершины . .
односторонний стыковой
односторонний стыковой
с подкладкой со сторо-
ны вершины, привари-
ваемой одновременно с
наложением первого
двусторонние валиковые
при соединениях вна-
хлёстку и втавр ....
односторонний валико-
вый при соединениях
втавр
Схема шва
(по фиг.
74)
а
б
в
г в д
е
Коэфи-
циент проч-
ности
о,85
о,9
0.65
о,8о—х,о
0,85-1,0
Коэфициент прочности коллектора, осла-
бленного одним или несколькими рядами от-
верстий для труб, при коридорном располо-
жении их вдоль или поперёк коллектора и
постоянном расстоянии между осями отверстий
(фиг. 75) принимается равным
t— d
В случае переменного шага и различных
диаметров отверстий коэфициент прочности
Ось барабана
Фиг. 75. К расчёту прочности ци-
линдрических коллекторов при ко-
ридорном расположении отверстий.
коллекторов при коридорном расположении
отверстий определяется по формуле
где 2^~сумма диаметров отверстий для труб
в одном ряду, кроме крайних; d\ и d2 — диа-
метры крайних отверстий; / — длина ряда
между центрами край-
них отвеРстий (при
поперечном располо-
жении отверстий
определяется по сред-
ней окружности
стенки).
Если величина <р
окажется менее 0,33,
то толщина стенки
коллектора при валь-
цовочном соединении
труб должна быть соответственно увеличена.
При расположении отверстий для труб в
шахматном порядке со смещением одного ряда
отверстий относительно другого на половину
Ось баоабана
Фиг. 76. К расчёту прочно-
сти цилиндрических кол-
лекторов при шахматном
расположении отверстий.
расстояния между отверстиями (фиг. 76) коэ-
фициент прочности определяется из уравне-
ния
где
= 1/ -7Г + **'>
/и'Л2
-[-/и2
Зависимость коэфициента к от т графически
представлена на фиг. 77. Величина прибавки
с к расчётной толщине стенки при-
нимается не менее
1 мм в случае,
если s — с <Ч0 мм,
и равной 0 при
s— с>40 мм. Если
коэфициент ослаб-
ления коллектора
в поперечном се-
чении <рх окажется
менее половины <р,
то расчёт прочно-
сти производят по
тем же формулам
A)—D), подста-
вляя вместо «р
величину 2cpi.
Если расстояние между центрами опор
барабанов превышает 3000 мм, следует про-
изводить контрольную проверку напряжений
в стенке, возникающих под действием вну-
треннего давления и весов коллектора, воды
(по верхнему допускаемому уровню) и частей,
опирающихся на коллектор.
Определение допускаемой величины изги-
бающих напряжений ои производится по фор-
муле
г--
/
t
/
/
/
/
!
0,1 0,6 1,0
1,8 2,2 т
Фиг. 77. Зависимость козФ"
циента ft от т.
0,8
1,8
при температуре стенки до 400° С и
при более высоких температурах, где aj — на-
пряжение от внутреннего давления в осе-
вом направлении, определяемое по формулам
200 (s — с) <р
-
1
230 (s — с) ср
Первая из них используется в том случае,
если толщина стенки коллектора была опре-
делена по формулам A) и B), а вторая — по
формулам C) и D).
Если величина ста оказывается чрезмерно
высокой, то либо должна быть увеличена тол-
щина стенки, либо приняты какие-то кон-
структивные меры для уменьшения величины
ои до требуемой величины.

76
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
При подсчёте изгибающих напряжений в
стенке коллектора максимальный изгибающий
момент определяется, как для балки, свободно
лежащей на опорах, с равномерно распреде-
лённой по её длине нагрузкой. Момент сопроти-
вления вычисляется по наиболее ослабленному
сечению барабана, причём положение центра
тяжести определяется с учётом наличия от-
верстий. Если наибольший изгибающий мо-
мент и наименьший момент сопротивления
оказываются в разных сечениях барабана, то
расчётным путём следует определить сечение,
где изгибающие напряжения имеют наиболь-
шее значение.
Расчёт труб. При температуре стенки
выше 375° С и любом —- толщина стенки опре-
ла
деляется по формулам A) и C), принимая
<р = 1.
Величина с при этом включает в себя:
а) минусовый допуск по толщине стенки при
изготовлении труб; б) утонение стенок в ме-
стах гибов труб (при диаметрах выше 108 мм
оно учитывается особо) и в) запас на коррозию;
при s ^б 1
при s
paC4
paC4
мм с принимается равным 1;
мм величина с определяется из
Величина s округляется до ближайшего
большего размера по сортаменту труб. В мень-
шую сторону округление разрешается на ве-
личину не более 0,1 мм.
Толщина стенки труб в мм не должна
быть меньше:
51-76 з-°
76-83 3.5
У труб с приваренными плавниками тол-
щина стенки должна быть не менее 4 мм
Для труб диаметром 108 мм и выше вели-
чина с может быть принята равной 0,1 spac4
Толщина стенок гнутых труб диаметром более
108 мм определяется по формуле
где р — радиус гиба трубы.
Дополнительные изгибающие напряжения
и напряжения от компенсационных усилий
должны учитываться при расчёте толщины
стенки.
Применение труб больших диаметров и
камер из углеродистой стали при температуре
стенки выше 450° С не разрешается.
Применение углеродистой стали для труб
диаметром меньше 108 мм допускается при
температуре стенки не выше 500'' С.
Расчётная температура определяется по
формуле
л.
где tH и te — температуры наружной и вну-
тренней поверхностей стенки.
Расчёт выпуклых днищ. Днища обычно
изготовляются эллиптической или близкой к
ней формы (фиг. 78) с радиусами гиба
/' D.
тгЧ +fts-l
-ft
Duru
-J. MM',
MM.
При изготовлении днищ должны быть со-
блюдены следующие условия:
2Л2
а) ге > — ; гв > 3s; б) La
н
DH; в) h > 0,2D«.
Лазовое отверстие должно располагаться
центрально. При наличии в днище отверстий
они должны быть рас- _к__
положены так, чтобы ~
в плане расстояние от
отверстия до края
днища было не менее
0,lDH. Расстояние k
между соседними от-
верстиями должно
быть не менее диа-
метра проекции наи-
меньшего из них.
При наличии от-
верстий около лаза в
днище они могут рас-
полагаться от конца ""^ \' v—. | _^~" \"
_л'з менее 0,1 Лн по прямой
закругления отбор-
товки лаза не ближе
чем на величину тол-
щины стенки днища 5
(фиг. 79). Толщина стенки днища опреде-
ляется по формуле
Фиг. 78. Схема расчёта
выпуклого днища.
где у — фактор формы — выбирается в зави-
h e+d
симости от величины -— и —=^— по гра-
н н
фику фиг. 80.
Фиг. 79. Выполнение сверления укреплённых
отверстий в выпуклом днище.
При центральном расположении отверстий
эксцентриситет е = 0 и величина —w—
d
равна —.
При наличии нескольких отверстий фак-
тор формы выбирается для большего из от-
„ е + d
ношении -——.

ГЛ. HI]
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПАРОВОГО КОТЛА НА ПРОЧНОСТЬ
77
При полностью укреплённых вырезах или
удалении неукреплённого выреза с наиболь-
шей осью, не превышающей 4s, от края днища
по проекции не менее чем на О 2DH днища
рассчитываются как глухие.
Укрепление вырезов может производиться
либо внутренними или наружными накладками,
либо при помощи втулок.
Прочность соединения днища с укрепляю-
щим элементом должна быть в 1,25 раза более
прочности живого сечения этого элемента.
У
3,1
2,9
V
2,5
2,3
in
fc/,7
1,5
а
0,9
0,7
0.20 0,24 0,28 0,32 0,36 ОАО ОМ 0Л8 4
ии
Фиг, 80. Определения фактора формы у для
расчёта выпуклых дниш.
Отбортовка лаза укреплением не счи-
тается.
Толщина цилиндрической части днища не
должна быть меньше бесшовной обечайки того
же диаметра
Величина прибавки с принимается для глу-
хих днищ при толщине более 17 мм равной
2 мм, во всех остальных случаях — 3 мм.
Допускаемое напряжение Rz при темпера-
туре стенки днища ниже 250° С принимается
Си
равным Rz= n~, при температуре стенки дни-
ща 250—400'' С — меньшему из выражений
п _ °Ь
гаться только по диаметру. Толщина таких
сварных днищ определяется по формуле
?
\\
V
\
V
Д
\
д
\
\
\
\
\
\
д
V
\
\~
\
\
\
\
\|
У
\
\
\|
\
\
\
\
\
V
\
\
\
\
\
\
\
\
\
ч
\
\
\
\
\
\
\
\
\
s
s
\
ч
ч
ч
\
ч
ч
Ч;
ч
ч
Ч
1
0,6
0,5
\
0А
0,3
-с
С
V
о-
—
1,25
при температуре выше
400е С — меньлему из выражений /?г = -^-
При выполнении сварных днищ из несколь-
ких частей круговые сварные швы не должны
располагаться в наиболее напряжённой об-
ласти — переходной дуге. Швы, проходящие
через переходную дугу, должны распола-
где г-са — коэфициент прочности сварного шва.
При расчёте днищ из стального литья до-
пускаемое напряжение Rz следует принимать
с коэфициентами запаса 4,4 для ab, 2,0 для з*
и 1,4 для ск Величина с в этом случае прини-
мается равной 5 мм.
Закатанные сферические днища барабанов
могут не рассчитываться, так как они имеют
толщину, равную толщине обечайки, ослаблен-
ной обычно трубными отверстиями; к тому же
они по характеру технологического процесса
имеют утолщение в районе лазового отвер-
стия.
При расчёте днищ жаротрубных котлов тол-
щина их определяется по формуле
200А»,
где Le — внутренний радиус днища в сере-
дине свода в мм; Rz допускаемое напря-
жение, равное 7,5 кг/мм2 для стали с преде-
лом прочности aft = 38 кг\ммг.
Радиус переходной дуги гв не должен быть
меньше i;l6 DH.
Жаровые трубы должны быть достаточно
эластичны в продольном направлении, чтобы
не нагружать дни-
ща добавочными
напряжениями.
Расчёт прямо-
угольных камер.
Толщина стенок
определяется для
угла камеры (фиг.
81) и в наиболее
ослабленных боко-
вых стенках. Тол-
щина стенки в углу
формуле
1ГП-
Фиг. 81. Схема к расчёту
прямоугольных камер.
камеры определяется по
« Г*/\Л Т~\
мм,
где Мк — изгибающий момент в углу камеры,,
отнесённый к единице длины и к рабочему
давлению 100 нг/см2 и равный
М,. =
к
5
3 т
ММ*.
Толщина боковых стенок определяется по
наиболее ослабленному сечению (по центро-
вой линии отверстий по середине наиболь-
шей стороны или по сварному шву):
s =
200/?г
р
100/?,
где Ми — изгибающий момент для расчётного

78
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
сечения, отнесённый к единице длины и рабо-
чему давлению 100 кг/см2, равный
= та — ^ а* —
Коэфициенты прочности принимаются по
формулам (фиг. 82)
t~d
t—d'
(при d' < m),
где *—шаг между лючками;
?' = з (при т < d' ^ 1,3m);
? = i— (ПРИ
Величина допускаемого напряжения #г при
температурах стенки до 250° С принимается
При наличии больших изгибающих напря-
жений, особенно при большом расстоянии
между опорами, камеры должны проверяться
на изгиб с учётом осевых напряжений от вну-
треннего давления. В этом случае /?г>аг + <?ц.
Осевое напряжение от внутреннего давле-
ния определяется по формуле
_ Amlp
2 Площадь поперечного '
сечения стенок камеры
за вычетом отверстий
вв определяется для сечения с наибольшим
изгибающим моментом.
Применение углеродистой стали для изго-
товления прямоугольных камер при темпера-
туре стенки выше 450° С не допускается.
Гидравлическое испытание камер при тем-
пературе 20° С производится при давлении
1,5/? в том случае, если рабочая температура
стенки ниже 400° С, и под давлением 2,0 р,
если температура стенки превышает 400° С.
При изготовлении литых камер допускае-
мое напряжение Rz при температурах стенки
250° С принимается Rz = -^- , от 250 до 400° С
Фиг. 82. Расположение лючковых
отверстий в прямоугольной камере.
/?г — g-|, от 250 до 400° С — по наименьшему из
выражений/?г= ^-и fl^-JL выше400°С —
по меньшей из величин Rz =
и Rz =
Температуру стенки коллектора, изолиро-
ванного слоем торкрета не менее 60 мм, при
радиационном теплообмене следует принимать
на 50° С выше температуры среды в нём,
т. е. так же, как и в случае неизолированных
камер с конвективным теплообменом. Для то-
почных панелей при отсутствии в них отло-
жений накипи расчётная температура стенки
принимается на 150—200° С выше темпера-
туры среды в них.
Толщину сварной камеры (фиг. 83) опре-
деляют, принимая ср = <$/ = 0,65.
а)
Фиг. 83. Способы выполнения
сварных прямоугольных камер:
а — угловая сварка; б — стыко-
вая сварка.
Угловая сварка допускается при /^
< 15 кг/см2. Допускаемое напряжение в этом
случае снижается до 0,6/?г.
Внутренний радиус закругления угла ка-
меры г должен быть больше одной трети тол-
щины стенки, но не меньше 8 мм,
/?z=9"qi выше 400° С — по меньшему из вы-
ражений Rz=-jf и ~j.
Расчёт допускаемого диаметра неукре-
пленного отверстия. Наибольший диаметр
неукреплённых отверстий в цилиндрических
сосудах, подверженных внутреннему давлению,
1
/
/
у
А
0,10 0,20 0,30 0.W 0.50 0,60 п
Фиг. 84. Зависимость л от Z.
определяется так: прежде всего отыскивается
величина Z = —
, где <зкр — напряжение у
края отверстия, равное 1,2#2 для рабочего со-
стояния и 0,45 zb — для гидравлического ис-
пытания; <зср — касательное напряжение к по-
перечному сечению неослабленной части со-
суда, равное сср — -Р в . Затем в зависимо-
сти от величины Z (по фиг. 84) выбирается
отношение п допускаемого диаметра неукре-
плённого отверстия к внутреннему диаметру
сосуда.
Определив величину л, находят
При отверстиях под резьбу dH обозначает
наибольший диаметр резьбы. Определение dH

гл. пп
РАСЧЁТ ЦИРКУЛЯЦИИ ВОДЫ В ПАРОВЫХ КОТЛАХ
79-
по напряжениям при гидравлическом испы-
тании ведут в том случае, если последнее
производится при давлении, превышаю-
щем 1,5/?.
Наибольшая величина диаметра неукре-
плённого отверстия dH не должна превышать
0,6De и 200 мм. Для толстостенных сосудов
внутренним диаметром менее 350 мм dH можно
доводить до 0.7Д,, но всё же не более 200 мм.
Для сосудов De > 1200 мм и со стенкой
толщиной более 35 мм можно доводить dH
до 300 мм.
При наличии овальных отверстий вели-
чину dH определяют также и для поперечного
направления, если отверстие в этом направле-
нии имеет наибольший размер; при этом вме-
pDs
сто ас подставляют <з -щ
Коэфициент прочности неукреплённого от-
верстия определяется по формуле ? = ~7~'
Величина Z находится в этом случае по от-
ношению л = —— (см. фиг. 84).
Расчёт укрепления отверстия. Отверстия,
имеющие размеры, превышающие допускае-
мые величины для неукреплённых отверстий,
должны быть укреплены.
Укрепление отверстий производится: а) до
равнопрочности с целым листом и б) до равно-
прочности с обечайкой при наличном её осла-
блении.
В первом случае площадь металла, выре-
занного для получения отверстия в продоль-
ном сечении стенки сосуда, должна быть ком-
пенсирована металлом, прикреплённым по
краям выреза. При этом площадь сечения ме-
талла в пределах ABCD с учётом сечения
швов должна быть не менее 2ds. Габариты
площади ABCD приведены на фиг. 85. Размер
3s контролируется размером 2,5*. При нали-
чии близко расположенных друг к другу со-
седних отверстий границы AD и ВС не должны
перекрывать друг друга. Присоединение укре-
пляющих элементов должно быть рассчитано
так, чтобы прочность прикрепления укрепляю-
щего элемента была не менее 1,25 прочности
его сечения. Сварка рассчитывается на срез
с допускаемым напряжением, равным 0,8 а&
Фиг. 85. Схема расчёта укрепления отверстий.
(при растяжении). Укрепляющий металл в виде
односторонних или двусторонних накладок
рекомендуется располагать возможно ближе
к отверстиям. Толщину односторонней накладки
целесообразнее брать близкой толщине листа.
При двусторонних накладках принимают
При dH > 125 мм рекомендуется
ставить двусторонние накладки.
При круглых отверстиях укрепление пре-
дусматривается только для продольного напра-
вления. При некруглых отверстиях и одинако-
вой толщине укрепляющих накладок сечение
их может быть равно половине вырезанного
металла. В случае разного сечения укрепляю-
щего металла в продольном и поперечном на-
правлении расчёт укрепления производится
для обоих сечений.
При укреплении до равнопрочности с осла-
бленной обечайкой или до прочности при за-
данном коэфициенте прочности сосуда прежде
всего определяется диаметр допустимого не-
укреплённого отверстия, которое показано нал
фиг. 85 буквами MNP0. Укрепление будет
удовлетворять заданной прочности в том слу-
чае, если площадь сечения металла в пре-
делах ABCD будет не менее площади
2ds — MNPO.
Наибольший размер отверстия, допускаю-
щего укрепление, принимается: а) для цилин-
дрических сосудов диаметром больше 500 мм —
0,6De\ б) для цилиндрических сосудов диаме-
тром меньше 500 мм — 0,8 De.
Для тройников допускаются соединения ш
одинаковых диаметров [6].
РАСЧЁТ ЦИРКУЛЯЦИИ ВОДЫ
В ПАРОВЫХ КОТЛАХ
Общие положения. Циркуляция воды
в паровом котле имеет своей задачей обеспе-
чить поддержание такого температурного ре-
жима стенок поверхности нагрева котла, ко-
торый позволил бы ему длительное время
с максимальной надёжностью производить пар
в любых условиях эксплоатации паросиловой
установки.
Для поддержания в процессе работы котла
максимально низкой температуры стенок труб
необходимо непрерывно и в достаточном ко-
личестве отводить от них тепло, передаваемое
продуктами сгорания топлива. Такое положе-
ние может быть создано лишь в тех случаях,
когда на внутренней поверхности стенок труб?
не будет образовываться слой отложений
солей, а также когда вся внутренняя поверх-
ность труб будет всегда покрыта водяной
плёнкой.
В случае соприкосновения стенок труб
с паром почти всё тепло, воспринимаемое по-
верхностью нагрева с газовой стороны, будет
затрачиваться на повышение температуры сте-
нок, одновременно будет весьма сильно падать,
прочность металла, вплоть до того, что в не-
которых случаях может иметь место и раз-
рыв трубы и связанный с этим аварийный
останов котла. Разрыв трубы может появиться
и не сразу; иногда труба претерпевает до-
вольно значительное количество повышений
и снижений температуры стенок, которые при-
водят к постепенному местному ухудшению
качества материала и неизбежной аварии
котла.
Характер циркуляции воды в паровом
котле обычно не отражается на экономичности
последнего, но зато в весьма большой степени
влияет на его надёжность и работоспособность

80
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
Большинство выпускаемых в настоящее время
котлов, как правило, имеет достаточно надёж-
ную циркуляцию, однако в условиях их экспло-
атации могут иногда создаваться и такие ре-
жимы работы, при которых даже у надёжных
котлов могут иметь место циркуляционные
аварии, поэтому расчёты циркуляции паровых
котлов должны не только устанавливать их
надёжность или ненадёжность, но и обеспечи-
вать достаточный запас надёжности на случай
отклонения действительных условий экспло-
атации от расчётных.
Так как ббльшая часть котельных элемен-
тов гидравлически связана между собой, то
без проведения расчёта обычно трудно бывает
оценить, какой из элементов оказывается
наиболее слабым местом. Расчёт циркуляции
следует производить для всех тех элементов
котла, которые обогреваются газами темпера-
турой выше 500° С.
Физические законы, определяющие возник-
новение того или иного режима движения
паро-водяной смеси в паровом котле, ещё
недостаточно изучены, однако эксперимен-
тальные и теоретические исследования в об-
ласти циркуляции позволяют дать достаточно
точные указания для проведения сложных гид-
родинамических расчётов, совокупность кото-
рых и представляет собой расчёт циркуляции
котла.
Расчёт циркуляции принято вести на макси-
мальную нагрузку котла, однако в некоторых
случаях целесообразно его проводить и для
минимальной нагрузки, в качестве средних
значений которой
можно рекомендо-
вать 0,5 Gn для пы-
леугольных топок
и 0,25 Gn для слое-
вых.
Основные по-
нятия и термины.
Любой современ-
ный паровой котёл
может быть пред-
ставлен в виде ря-
да замкнутых цир-
куляционных кон-
туров (фиг. 86), со-
стоящих из не-
скольких последо-
вательно располо-
женных и соеди-
нённых между со-
бой барабанами и
коллектор ами
труб, по которым
движутся водаипа-
ро-водяная смесь.
Каждая из та-
ких труб назы-
вается звеном цир-
куляционного кон-
тура, а отдельные
части звена, отличающиеся своей конфигура-
цией или тепловой нагрузкой, называются
участками циркуляционного контура.
Циркуляционные контуры могут быть про-
стыми — каждое звено входит в состав только
одного контура и сложными — какое-нибудь
одно или несколько звеньев являются общими
для нескольких циркуляционных контуров.
Фиг. 86. Схема циркуляции
трёхбарабанного котла: /—4—
3; 2-3; 5-6; 7-S-3-P-цир-
куляционные контуры; 1,2, 5,
7 и 8— подъёмные звенья; 3,
4, 6 и 9 — водоподводящие
звенья; 10 — 16 — участки.
Движение воды и паро-водяной смеси
в циркуляционном контуре осуществляется
под действием движущего напора, равного
разности весов столба воды в опускной части
контура и столба более лёгкой паро-водяной
смеси в подъёмной части контура.
При установившемся режиме работы паро-
вого котла движущий напор, развивающийся
в циркуляционном контуре, уравновешивается
сопротивлениями, возникающими при движении
воды и паро-водяной смеси по всем звеньям
контура. Отдельные звенья контура могут
иметь как положительный полезный напор,
когда движущий напор какого-либо звена пре-
вышает его внутреннее сопротивление, так и
отрицательный — в том случае, если для про-
движения воды или паро-водяной смеси по
такому звену необходимо затратить полезный
напор не только этого, но и других звеньев
контура.
Движущие и полезные напоры, отнесённые
к единице геометрической высоты звена, на-
зываются удельными движущими и полез-
ными напорами.
Общее количество воды, проходящее в час
через какое-либо сечение циркуляционного
контура, обычно во много раз превышает ко-
личество воды, превращающейся в этом кон-
туре в пар. Отношение количества воды, про-
ходящей через циркуляционный контур в те-
чение часа, к количеству воды, испаряющейся
в нём за это же время, называется кратностью
циркуляции данного контура.
Кратностью циркуляции всего парового
котла соответственно называется отношение
количества воды, проходящей за час по всем
циркуляционным контурам котла, к его часо-
вой паропроизводительности.
Вода, поступающая в опускные участки
циркуляционного контура, имеет температуру
меньшую, чем температура насыщения при
рабочем давлении пара в барабане котла, вслед-
ствие того, что часть тепла воды затрачи-
вается на подогрев питательной воды, посту-
пающей в котёл. Этот недогрев воды до точки
кипения неодинаков в различных частях кон-
тура, так как давление в них может отли-
чаться вследствие изменения веса водяного
столба.
Вследствие недогрева испарение воды на-
чинается не с самого начала обогреваемого
участка, а лишь на некотором расстоянии от
него. Часть участка контура, на протяжении
которого производится подогрев воды до тем-
пературы насыщения пара, называется эконо-
майзерной частью контура, та же часть, где
происходит образование и движение пара,—
паросодержащей частью контура.
Полезной высотой циркуляционного кон-
тура называется та часть его высоты, которая
создаёт циркуляцию воды. Она включает эко-
номайзерный участок и всю паросодержащую
часть, как обогреваемую, так и не обогревае-
мую, вплоть до уровня воды в барабане, если
¦¦'¦i трубы вводятся в паровое пространство.
Скорость, с которой вода поступает в обо-
греваемые трубы циркуляционного контура,
называется скоростью циркуляции wQ. Приве-
дённой скоростью пара или воды называется
та скорость, которую они имели бы, двигаясь
в том же количестве по полному сечению
трубы. Эти скорости, обозначаемые соответ-

ГЛ. Ill]
РАСЧЁТ ЦИРКУЛЯЦИИ ВОДЫ В ПАРОВЫХ КОТЛАХ
81
ственно через w0 и w0, наряду со скоростью
циркуляции w0 являются основными физиче-
скими параметрами, определяющими условия
движения паро-водяной смеси в рассматривае-
мом циркуляционном контуре.
Методика проведения расчёта [5]. 1. Вы-
бор исходных конструктивных
данных. Приступая к расчётам циркуляции,
необходимо прежде всего ознакомиться с чер-
тежами котла, составить его циркуляционную
схему и перечень циркуляционных контуров
котла.
По каждому отдельному звену циркуляци-
онных контуров путём обмера по чертежам
устанавливаются следующие данные: 1) вну-
тренние размеры (или диаметры) труб и кол-
лекторов; 2) количество труб в звене и их
сечения; 3) длина и высота труб по отдельным
участкам с указанием, обогреваются они или
нет; 4) величины углов наклона участков труб,
отсчитанных от вертикали; 5) высоты опускных
труб (считая от уровня воды в барабане до
входных сечений нижних подъёмных звеньев
контура); 6) высота верхней точки трубы над
уровнем воды в барабане (в случае вывода
подъёмных труб в паровое пространство).
Все конструктивные данные по отдельным
звеньям сводят в специальную таблицу.
2. Определение тепловосприятия
труб. Тепловосприятие труб определяют,
исходя из данных теплового расчёта котла,
проведённого для той же нагрузки, для кото-
рой производится и расчёт циркуляции [7].
В дополнение к обычному тепловому расчёту
приходится, однако, производить специальные
подсчёты, в основном имеющие целью выде-
ление тепловых нагрузок отдельных звеньев
и участков циркуляционных контуров. Радиа-
ционная тепловая нагрузка при этом распре-
деляется в соответствии с величиной эффек-
тивной поверхности нагрева того или иного
звена или участка циркуляционного контура.
При однофронтовом расположении горелок на-
грузка задних экранов принимается на 20%
выше средней, для фронтовых — 80—100% от
средней и для остальных экранов — равной
средней нагрузке эффективной поверхности
нагрева.
Количество тепла, переданного радиацией
котельному пучку, определяется как разность
между полным количеством тепла, переданного
радиацией в топке, и количеством тепла, вос-
принятым экранами.
В пределах котельного пучка тепловосприя-
тие отдельных рядов труб пропорционально
их освещённости. Величина фактора формы х
выбирается по графику фиг. 87 в зависимости
от отношения шага к диаметру -т причем для
первого ряда пучка принимается значение,
получаемое по графику непосредственно, а для
последующих рядов труб фактор формы хп
равен
Хп — Хп [} ~~ 2ип—1Х) •
где ххп — значение, получаемое для данного
ряда по графику; 2л—l* ~ сумма значений
факторов форм для предыдущих рядов.
В случае получения невязки последняя
равномерно разбивается между всеми рядами
труб.
6 Том 13
При расчёте отдельных участков тепло*
восприятие радиацией распределяется пропор-
ционально отношению их эффективных длин
или поверхностей.
Конвективная тепловая нагрузка при рас-
чёте циркуляции должна быть в отличие от
теплового расчёта обязательно определена для
каждого отдельного ряда труб котельного
пучка. При этом коэфициент теплопередачи
принимается одинаковым для всех рядов
труб.
При поперечном обтекании труб газами
с высокой температурой и числе рядов труб
Г
\
\
!
\
~д;
ч
1
i
!
I
i I
Фиг. 87. Фактор формы ¦*¦ для расчёта
излучения тепла на конвективные пучки.
в пучке меньше четырёх может быть принят
одинаковым и средний температурный напор,
т. е. разность температур газов и паро-водя-
ной смеси; если же число рядов труб в пучке
больше четырёх, то тепловосприятие каждого
отдельного ряда определяют по формуле
газ 1
1газ 2
h — h
где Qn — тепловосприятие п ряда; Q — общее
тепловосприятие всего поперечно омывае-
мого газами пучка; 1газ { и 1газ 2 — темпера-
туры газов до и после п ряда; \ и /2 — тем-
пературы газов до и после всего конвектив-
ного пучка.
Величины tza3 j и 1газ 2 могут быть полу-
чены из следующих выражений:
1газ\
fa/7 4 2 " I
*газ 2
tx-t
где / — температура воды или паро-водяной
смеси внутри труб; Ни Иг • • • Нп — поверхно-
сти нагрева отдельных рядов труб в пучке;
2 — суммарная поверхность
всего конвективного пучка.
нагрева

82
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
При смешанном обтекании газами пучка
его поверхность разбивается на продольно и
поперечно омываемые участки согласно ука-
заниям, приведённым в „Нормах теплового
расчёта котельных агрегатов", после чего
тепловая нагрузка отдельных рядов труб по-
перечно омываемого участка пучка опреде-
ляется по предложенным выше формулам, а на-
грузка продольно омываемой части распре-
деляется между рядами труб пропорционально
их поверхностям нагрева.
Тепловые нагрузки отдельных рядов труб
конвективных пучков, расположенных за паро-
перегревателем, определяются обычно из усло-
вий пропорциональности их величинам поверх-
ностей нагрева без специального выделения
продольно и поперечно омываемых участков,
считая в среднем тепловую нагрузку единицы
поверхности нагрева пучка одинаковой. Лишь
в тех случаях, когда появляется сомнение в
надёжности работы такого конвективного
пучка, расчёт его следует проверить, уточняя
тепловые нагрузки по отдельным рядам
труб таким же образом, как это делается для
пучков, обогреваемых газами высокой темпе-
ратуры.
Распределение тепловых нагрузок между
отдельными трубами по ширине ряда при рас-
чёте обычно принимается одинаковым; однако
для выяснения надёжности работы контура
следует путём проведения дополнительных
подсчётов учитывать влияние возможной не
равномерности работы труб по ширине ряда,
величина которой ориентировочно может быть
п принята по данным табл. 5.
Таблица 5
Влияние неравномерности работы труб
Неравномерность работы
При полностью экраниро-
ванных топках
При экранировании одной или
двух противоположных стен .
При зашлаковке экрана . .
Первый ряд первых конвек-
тивных пучков
Прочие ряды конвективных
пучков
Qcp
о,5
0,6
До о,з
о,7
о,8
Qmax
Qcp
1.25
1.15 -
-
1,2
i,i5
3. Расчёт циркуляционных ха-
рактеристик контуров. При проведе-
нии расчёта циркуляции необходимо предва-
рительно задаться значением кратности цир-
куляции, величина которой при полной на-
грузке котла ориентировочно может быть
принята по табл. 6.
При расчёте на неполную нагрузку котла
ориентировочное значение кратности циркуля-
ции к может быть выбрано из следующих со-
отношений:
при G{npac4)>0,8Gfax)
Краен — "в
(j(max)
Таблица 6
Значения кратности циркуляции
Тип котла
Котлы малой мощности . .
Трёхбарабанные без экра-
нов
То же с экранами
Двухбарабанные без экра-
нов
То же с экранами
Однобарабанный с экраном
То же высокого давления .
а?
щ О,
5
До 15
15-35
15—35
3°—35
15-35
15—35
3°-35
Зо—45
IOO—НО
До io
2O — 50
50—200
15-30
25-50
75—153
50 — 200
^o—25°
150—200
55-60
45—55
40—45
60—70
45—55
30—40
20—25
8—10
при G^ac4) = @,4 -j-0,7)
q (max)
при G%aC4) = @,2-f-0,3) G{™x)
Расчёт циркуляционных характеристик
контуров котла ведётся обычно для трёх зна-
чений скоростей циркуляции, среднее из ко-
торых определяют, исходя из предварительно
принятого значения кратности циркуляции.
Значения остальных скоростей отличаются от
среднего на 30—35% в большую и меньшую
сторону.
Прежде всего необходимо определить те-
плосодержание воды, поступающей в подъём-
ные звенья циркуляционного контура. Для этого
необходимо подсчитать нехватку тепла в ба-
рабане до кипения и количество тепла, сооб-
щаемое воде при движении её по опускной
части контура (если последняя подвергается
обогреву).
Нехватка тепла до кипения воды Д 1в^ опре-
деляется из выражения
л; 1нас 1пит
а la.fi ;
G
пит
GpaC4
где Gnum — суммарная часовая подача воды
в контур, включая и расходы воды на про-
дувку и питание других контуров; GpaC4— часо-
вая паропроизводительность контура; iHac — те-
плосодержание насыщенного пара; inum — то же
питательной воды.
Подогрев воды в опускном контуре Моп
Красчирасч
гДе Qon — количество тепла, воспринимаемое
в час опускным участком контура.
Затем определяется высота экономайзерной
части контура по формуле
*=Н<>0 +
нпод°
йр
1' • 10
-4

23Ч56789Ю
фиг. 88. Доля сечения, занимаемая в вертикальной трубе паром при р = 32 кг/см7.
12
00

84
ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
где Идо — высота начального необогреваемого
участка трубы в м\ — изменение тепло-
содержания воды при повышении давления на
1 къ/см2 по сравнению с рабочим давлением
в котле в ккал\кг', Иоп — высота опускной
части циркуляционного контура в м\ &роп —
сопротивление опускной части контура в кг/м2;
7' — удельный вес воды в кг/м%) Hn0Q — высота
рассчитываемого элемента; G'= kG"—коли-
чество циркулирующей в контуре воды; Q —
полное количество тепла, воспринятое в тече-
ние часа подъёмной частью контура.
Зная высоту экономайзерной части, высоту
паросодержащей части контура Нпар можно
определить из равенства
и средней расчётной приведённой скорости
пара на каждом из подъёмных участков кон-
тура wOcp по формулам:
а) в том случае, когда в начале участка
пара нет,
пар
== ^ под **э
По полученным значениям Нзк и Нпар по
чертежам котла устанавливают длину эконо-
Щср-
б) при наличии пара в начале участка
wo ср = 2^р"ТзбОО ;
в) для необогреваемых участков
где G{ — количество пара в начале участка;
и2— то же в конце участка.
Урб.0 5,0 4,0 3,0 2,0 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 1,2 1,1 1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0 2
Фиг. 89. Поправочный коэфициент k на давление пара.
8 10
майзерного и паросодержащего участков кон-
тура 1ЭК и 1пар.
4. Расчёт полезных напоров, раз-
вивающихся в рассчитываемом контуре, в зави-
симости от расхода циркулирующей воды.
Прежде всего определяют расход тепла QgK
на подогрев воды до точки кипения и коли-
чество образующего в контуре пара в час G"
по формулам
Qbk = (Мв.б— Ыоп) G' ккал\час\п' = kG";
G" —
кг/час,
где г — скрытая теплота испарения при за-
данном рабочем давлении пара в барабане
в ккал\кг.
По полученным расходам пара определяют
значения приведённых скоростей пара в конце
каждого' подъёмного участка контура т"^\
Ff-3600
м\сек
Подсчитав по полученным данным значения
W,
определяющих параметров —г- и
G'
Оср .
w'n
3600
м]сек,
определяют по фиг. 88 <р0 — долю сечения тру.
бы, занимаемую паром, для случая верти-
кального её положения и рабочего давления
пара 30 кг/см2. Затем по фиг. 89 и 90 нахо-
дят поправочные коэфициенты на давление kp
и угол а наклона трубы к вертикали ka.
По полученным данным определяется дви-
жущий напор Рп для каждого участка контура:
Рп =
Н
пар
- f) кг\м\
Движущий напор всего контура получается
путём суммирования движущих напоров со-
ставляющих его участков.

ГЛ. III]
РАСЧЁТ ЦИРКУЛЯЦИИ ВОДЫ В ПАРОВЫХ КОТЛАХ
85
5. Расчёт потерь напора ведут
обычно для каждого из звеньев контура, не
разбивая его на отдельные участки, по фор-
муле
2 ДР = ^P
mp
где ДРотр — потеря напора от трения; ДРвл. —
при входе в трубу; ДРлов — при поворотах
потока; ЬРК
в коллекторах; &РШХ— при
/ 2 3
Фиг. 90. Поправочный коэфицйент на угол наклона труб.
4 6 8 10 12 14 К со
выходе из трубы; ДРЙ —на подъём воды
выше уровня воды в барабане.
Потери напора от трения воды или паро-
водяной смеси при движении их в трубах
находят по формуле
Л Р -— 1_— _.,
Л Итр~ К d 2g Ч •
где X — коэфицйент трения, определяемый для
труб диаметром йтр при значении абсолютной
Д
€.03
U.02
0,01
О 40 30 120 160 200 240 с!трмм
Фиг. 91. Коэфицйент трения котельных труб.
шероховатости их k = 0,2 по фиг. 91; ^ — длина
трубы в мм; wQ - скорость циркуляции в MJceK;
f' — удельный вес воды.
В случае течения паро-водяной смеси
вместо величины Y в формулу подставляется
величина
Ч
1
-
-
и --
-—
—.
=г..—
1
W,
Оср
!+•
где 7* — удельный вес пара в кг\м*.
Все местные потери определяются по фор-
муле
w'o2
Потерю напора при входе определяют, при-
нимая средние значения коэфициента С при
входе в трубу из барабана 0,5, из экранного
коллектора 1,0.
При определении потери напора на пово-
ротах потока принимаются значения С: при
а<30° С = 0, при а=30-г-70э С = 0,1, при
а^>70° С = 0,2. Потери в коллекторах с равно-
мерным распределением подводящих и отво-
дящих труб определяют, принимая значение
^колл по формуле
— сЪ F°me
^ поде
где с — коэфицйент, зависящий от угла под-
вода к коллектору отводящих и подводящих
труб; Ь - диаметр или размер стороны кол-
лектора в мм; Fom8 и Fn0QS — сечения отво-
дящих и подводящих труб.
Значение коэфициента с:
Угол между осями труб в градусах
о 45 9° 135 i8o 270 360
С . . 0,0237 °»°197 0,0158 о»0^1 о,ою5 0,0158 0,0237
В случае течения вместо воды паро-водя-
ной смеси подсчёт потерь напора ведут по
д' кг/час
Фиг. 92. Определение рабочей
точки независимого циркуляци-
онного контура.
тем же формулам, подставляя лишь вместо
величины у' значение
Потеря на подъём воды выше уровня воды
в барабане определяется по формуле
где h — расстояние по вертикали от наивысшей
точки трубы до среднего уровня воды
в барабане в мм.
'кг/час
Фиг. 93. Определение рабочих точек отдельных элементов
сложного циркуляционного контура.

ПАРОВЫЕ КОТЛЫ
[РАЗД. IV
Зная суммарную величину потерь напора
в контуре, величину полезного напора кон-
тура определяют как разность между суммой
движущих напоров и суммой потерь напора
подъёмной части контура.
Величина полезного напора является опре-
деляющей при построении циркуляционной
характеристики контура,и на основании ре-
зультатов определения полезного напора при
трёх скоростях циркуляции строится кривая .
изменения его в зависимости от скорости
циркуляции.
Полезный напор подъёмной части циркуля-
ционного контура должен соответствовать со-
противлению опускной части контура. Решение
этой задачи производится графическим путём
(фиг. 92): на один и тот же график наносятся
кривая изменения полезного напора подъём-
ной части контура и кривая изменения со-
противлелия водоподводящих звеньев. Точка
пересечения этих кривых и соответствует ра-
бочему режиму рассчитываемого контура.
При параллельной работе ряда контуров,
имеющих общую водоподводящую систему,
на график наносятся сначала полезные напоры
каждого независимого контура (фиг. 93), по-
сле этого строится общая циркуляционная ха-
рактеристика всех контуров путём сложения
расходов циркулирующей воды при одина-
ковых полезных напорах во всех самостоя-
тельных контурах. Пересечение этой кривой
с кривой изменения сопротивления общих водо-
подводящих труб определяет рабочую точку
сложного контура. Рабочие точки отдельных
контуров определяются пересечением кривых
полезного напора с общим рабочим значе-
нием величины полезного напора, одинако-
вым как для всего сложного контура, так и
для входящих в его состав элементарных
контуров.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Кирпич ев М. В. и др. (ред.), Котельные уста-
новки, т. I, Госэнергоиздат, 1941.
2. Кнорре Г. Ф., Семенов-Девятков И. Д.,
Курс паровых котлов, т. 1, Госэнергоиздат. 1933.
3. К н о р р е Г. Ф., С т ы р и к о в и ч М. А., Шу-
тов В. И., Курс паровых котлов, т. II, Госэнерго-
издат, 1939.
4. К о р н и ц к и й С. Я-, Унификация паровых котлов,
Госэнергоиздат, 1947.
5. Нормы расчёта циркуляции воды в паровых котлах,
проект ЦКТИ, 1948.
6. Нормы расчёта паровых котлов на прочность, проект
ЦКТИ, 1948.
7. Нормы теплового расчёта паровых котлов, Главкочло-
турбопром ЦКТИ, Машгиз, 1945.
8. Ромм Э. И. (ред.), Котельные установки, т. И, Гос-
энергоиздат, 1946.
9. Ш к р о б М. Си др. (ред.), Борьба с авариями паро-
перегревателей, Госэнергоиздат, 1939.
10. Ш р е т е р В. К., Паровые котлы, Госэнергоиздат,
1938.

Глава IV
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
СЛОЕВОЕ СЖИГАНИЕ ТОПЛИВА
РУЧНЫЕ ТОПКИ ДЛЯ СЖИГАНИЯ
УГЛЯ
Топки с ручной загрузкой топлива на
решётку, шуровкой и выгребом шлака (фиг. 1
и 2) применяются для котлов производительно-
стью до 7—8 т/час. В табл. 1 приведены основ-
ные данные ручных колосниковых решёток.
ной дверкой, гарнитура и топочная ка-
мера.
Колосник является опорой для топлива.
Сквозь зазоры между колосниками поступает
необходимый для горения воздух. Применяе-
мые формы колосников — п-литчатая (фиг. 3)
и брусчатая. Преимущественное распростра-
нение для рядовых сортов углей получили
Таблица I
Основные данные ручных колосниковых решёток
Элементы топки
Фронт топки, шт. . .
Дутьевые заслонки с
приводом, шт
Поворотный колосник
с приспособлением для
опрокидывания, шт. . .
Нормальный колосник
525 X 96, шт
1,5
700
i
—
i
19
Решётка для каменного
Площадь решёток в
1,92
900
i
—
i
27
2,35
1100
i
—
i
35
2,78
1300
i
—
i
43
3,42
1600
2
2
3,84
1800
2
—
2
54
4,27
2000
2
—
2
62
угля
м*
5,34
2500
2
—
2
82
числитель) и
6,4
3000
3
—
3
93
7,48
3500
3
—
3

1,87
700
i
i
i
2ft
Решётка
ширина в мм
2,4
900
i
i
X
ЗЬ
2,94
1100
i
i
i
45
3,47
1300
2
2
2
47
для 6/рого угля
(знаменатель)
4,28
1600
2
2
2
4,80
1800
2
2
2
72
5,34
2000
2
2
2
82
6,68
2500
3
3
3
9*
8,С
300L
3
3
3
123
9,35
3501.
4
4
4
139
Горение топлива на ручных колосниковых
решётках отличается бесфазовостью процесса
и отсутствием пространственных периодов
подготовки и горения топлива: подсушки, воз-
гонки летучих и коксообразования, горения
летучих и кокса, выжига шлака.
В любом сечении слоя фазы следуют одно-
временно по его толщине. Поскольку тепло-
выделение каждой фазы различно, предста-
вляется крайне затруднительным поддержание
стабильности тепловой нагрузки топки во вре-
мени. Бесфазовость усложняет также сохране-
ние постоянства избытка воздуха. При руч-
ном обслуживании неизбежно неорганизован-
ное поступление воздуха, значительно сни-
жающее экономичность теплоиспользования.
Основным достоинством ручных топок
является верхняя подача топлива на слой
горящего кокса, создающая благоприятные
условия воспламенения свежей порции. Ниж-
нее зажигание создаёт неограниченные воз-
можности для тепловой устойчивости процесса,
а в совокупности с радиацией из топочной
камеры позволяет практически надёжно сжи-
гать любые угли.
Основные элементы топки — колосниковая
решётка, металлический фронт с загрузоч-
плитчатые конструкции. Поступление воздуха
в таком полотне происходит не только через
зазоры между колосниками, но и сквозь щели
(круглые или прямоугольные) в самой плите.
Концентрированное дутьё со сравнительно
большими скоростями охлаждает опускаю-
щийся раскалённый шлак и гранулирует его.
Горение топлив типа антрацита, содержа-
щих до 95°/о углерода в горючей массе при
выходе летучих 2—3%, в основном происхо-
дит в слое, и поэтому даже тугоплавкая зола
антрацитов в условиях высоких температур,
развивающихся в слое, находится в жидко-
плавком состоянии. Грануляция шлаков в этом
случае требует подвода пара, способствую-
щего не только охлаждению колосников, но
и созданию более рыхлого и пористого шлака.
Реакция rL,O + С = СО -f- Н2 — эндотермиче-
ская. Накапливающийся на решётке шлак
предохраняет колосники от оплавления. Однако
эта шлаковая подушка является основной
составляющей гидравлического сопротивления
слоя.
Свободное сечение колоснико-
вого полотна для прохода воздуха должно
обеспечить минимум провала. Критерием про-
вальности решётки является величина живого

ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
Расчётные параметры топок
Таблица 2
Род топки
Марка и сорт топлива
Потери
в топке от
механиче-
ской и хи-
мической
неполноты
горения
%
я
s >.
I!
ll
2
s о
о ?* ^>
III
«З
2 «
5«s
s о. а
Ручные для сжигания
угля
Антрациты:
сортированные
несортированные
Смесь 85% АРШ + 15% ПЖ ....
Каменные угли, слабо и умеренно
спекающиеся (донецкие Г, Д, прокопь-
евские и др.)
Бурые угли (рядовые) влажностью
до 25% (челябинские, артемовские
и др.)
То же выше 25% (подмосковные,
богословские)
Кусковой торф влажностью 40% при
зольности 10%
Дрова влажностью 40%
Щепа влажностью 40-50% ......
Антрациты:
АС
АСШ или АРШ размерами кусков
не более 30 мм
Каменные угли, слабо и умеренно
спекающиеся (донецкие Г, Д, прокопь-
евские):
сортированные
рядовые
Угольные отходы, отсевы, мелочь
и т. д
Бурые угли зольностью до 25%
(челябинские, среднеазиатские и др.)
Щепа влажностью до 50% с содер-
жанием опилок до 15%
Подмосковный уголь:
рядовой с мелочью
мелочь с семечком
Кусковой торф влажностью 40% при
зольности 10%
То же с присадкой до 25% фрезе-
рованного торфа
IOOO
8оо
9<эо
8оо
Зоо
3°о
25°
250
5—2
8-2
8—2
4—3
5-3
5—3
6-3
ю—з
5-4
б-4
6-4
1.4
1.5
1.4
1.4
8о
юо
IOO
Для торфа
зоо
1-3
1—4
1.3
Для дров
1-3
1—4
1.3
Финские
8оэ
Зоо
2—3
1.3
3°
С беспровальными
цепными решётками
БЦР
I2O0
8оо
1300
IIOO
8оо
IOOO
1400
ЗОО
Зоо
Зоо
Зоо
Зоо
Зоо
1.25
1.45
1.25
1.3°
1,40—1,50
I.3O
1,25
1ОЭ
8о
2О0
аоо
200
200
200
25О
25O
С наклонно-пере-
талкивающими ре-
шётками
8оо
8оо
250
25°
1.35
1,35
5°
зоо
20О
Шахтно-цепные для тор-
фа с беспровальными цеп-
ными решётками БЦР
2IOO
2IOO
35°
1.3°
бо
бо
250
250
сечения — отношение свободного для прохода
воздуха сечения полотна к общей активной
площади решётки. Рекомендуемое значение
живого сечения при принудительном дутье
8-100/0.
Такое уменьшение сечения в очень малой
степени отражается на потребном напоре воз-
духа, ибо основным фактором, определяющим
сопротивление решётки, является слой топлива
и шлака, доля же собственно решётки—^10—
15% от общего значения гидравлического
сопротивления.
В ручных топках группа колосников вы-
полняется поворотной для облегчения шлако-
удаления. В тех же целях целесообразно обес-
печение установки подвалом.
Требования удобства обслуживания огра-
ничивают длину решётки размером 2,2 м при
сжигании каменных углей и 2,7 м при работе
на бурых углях. Увеличение длины в послед-
нем случае обусловливается состоянием шлака
(рыхлый, пористый).
При наличии у котла нескольких решёток
поддувальное пространство секционируется
для возможности чистки одной решётки при
работающих соседних. Положение загрузоч-
ной дверки должно обеспечить расстояние от
основания её до уровня решётки ~500 мм

ГЛ. IV]
ШАХТНЫЕ ТОПКИ С НАКЛОННЫМИ НЕПОДВИЖНЫМИ КОЛОСНИКАМИ
для бурых и ~200 мм для каменных уг-
лей.
Минимальная высота топочной
камеры от решётки до поверхности кон-
вективного пучка — 2,5 м.
Фиг. 1. Ручная колосниковая решётка для каменного
угля.
Фиг. 2. Ручная колосниковая решётка для бурого угля.
Фиг. 3. Плитчатый колосник.
Норма загрузки кочегара — 700—
800 кг угля в час.
Рекомендуемые теплотехнические нормы
расчёта ручных топок приведены в табл. 2.
ШАХТНЫЕ ТОПКИ С НАКЛОННЫМИ
НЕПОДВИЖНЫМИ КОЛОСНИКАМИ
ДЛЯ СЖИГАНИЯ КУСКОВОГО ТОРФА
Шахтные торфяные топки (фиг. 4) пред-
ставляют собой комбинацию загрузочной
шахты с наклонно поставленными рядами
колосников, замыкаемых в нижней части двумя
рядами горизонтальных решёток. Питание
топки производится через шахту на полотно
со свободным опусканием свежих слоев при
выгорании нижележащего торфа. Свободная
поверхность слоя—зеркало горения—является
основной размерной характеристикой топки,
Фиг. 4. Шахтная топка для кускового торфа.
для которой в табл. 2 приведены нормы рас-
чёта. Основные данные шахтной топки для
кускового торфа приведены в табл. 3.
Таблица 3
Основные данные шахтной топки для кускового
торфа
(фиг. 4)
Элементы топки
(размеры в мм)
Поддувальная
дверка:
730 X 450 . . .
425 X 450 . . .
Воронка загру-
зочного аппарата:
I - 700 . . .
I = 1200 . . .
I - 1650 . . .
I = 1900 . . .
Колосник на-
клонный I = 1045:
верхний. . . .
нижний . . . .
Колосник гори-
зонтальный:
верхний 1= 600
нижний 2 = 690
Площадь решётки (числитель
в ма и ширина (знаменатель
в мм
2,7
900
3,3
1100
3,9
1300
4,8
5,4
6,0
1600 1800 2000 2300
6,9
Количество в шт.
3
I
I
—
=
24
24
и
II
7
i
-
28
28
13
13
6
¦ i
I
=
35
35
1б
i6
б
i
_
—
i
4°
4О
18
18
б
i
—
I
44
44
2Э
20
В шахтной топке имеют место простран-
ственные фазы горения, но при меняющейся
влажности торфа они выявляются недоста-
точно чётко, и происходит их частичное со-

90
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
вмещение. Однако по сравнению с ручными
горизонтальными решётками с лопаточной
загрузкой на слой тепловыделение и избытки
воздуха здесь более стабильны.
Основным условием устойчивости горения
торфа является активность очагов, создаю-
Фиг. 5. Горизонтальный верхний колосник для торфяных
топок.
щихся из-за разной скорости сползания слоя
у наклонной решётки и на свободной поверх-
нэсти. Известное значение в части подготовки
топлива имеет лучеиспускание топочных газов
на торфяной слой.
96'
Фиг. 6. Горизонтальный нижний колосник для торфяных
топок.
Решётка зонирована. Тип колосников —
брусчатый. При влажности 40% подача воз-
духа под давлением обязательна. В этом слу-
поЙВ
Фиг. 7. Колосники торфяных и дровяных шахтных топок:
а — наклонный верхний, б — наклонный нижний.
Тип
V V
Нормальный Ю45 5°° 1О45 475
Сокращённый 850 4°° 9^ 4*5
чае следует обеспечить плотность дверных
сопряжений.
В зоне высоких температур слоя опорами
колосников являются трубы, охлаждаемые
водой. Расход воды составляет 40—50% паро-
производительности котла.
Шахтные топки для торфа выполняются
по установившейся практике с нормальным и
укороченным предтопком. Выбор соответ-
ствующего типо-размера производится в за-
висимости от потребной тепловой нагрузки
топки.
Область применения шахтных наклонных
топок — котлы паропроизводительностью 3—
10 т/час.
Типы колосников изображены на фиг. 5—7.
ШАХТНЫЕ ТОПКИ С НАКЛОННЫМИ
НЕПОДВИЖНЫМИ КОЛОСНИКАМИ
ДЛЯ СЖИГАНИЯ ДРОВ
Общая конфигурация этих топок (фиг. 8)
аналогична шахтным топкам для кускового
торфа и отличается от них установкой вместо
Фиг. 8. Шахтные дровяные топки.
двух лишь одного ряда горизонтальных колос-
ников, что обусловливается значительно мень-
Таблица 4
Основные данные шахтной топки для сжигания дров
(фиг. 8)
Пози-
ция
по
фиг. 8
1
2
3
4
5
Элементы топки
(размеры в мм)
Поддувальная двер-
ка:
425X450 . . .
730X450 ...
Воронка загрузочно-
го аппарата:
1 -= 900....
1 = 1200 ....
1 = 1650 ....
Колосник наклонный
1 - 1045:
верхний ....
нижний ....
Колосник горизон-
тальный i= 450 . . .
Площадь решётки (чи-
слитель) в м2 и ширина
(знаменатель) в мм
2,70
900
3,45
1150
Количество в
4
1
__
2О
н
4
I
25
»5
18
4,95
1650
шт.
i
3
_
I
Зб
Зб
2б

ГЛ. IV]
СКОРОСТНАЯ ТОПКА СИСТЕМЫ ГГОМЕРАНЦЕВА
91
шей сравнительно с торфом зольностью дре-
весного топлива. При работе на влажных дро-
вах (влажностью Wp = 50%) создаётся допол-
нительный очаг в верхней части решётки на
горизонтальной или слабо наклонённой секции
колосников.
В этом случае рекомендуется воздухопод-
вод осуществлять под давлением для возмож-
ности преодоления возрастающего при влаж-
ных дровах сопротивления слоя. При работе
с дутьём дверки должны обеспечить достаточ-
ную плотность. Ширину решёток берут с при-
пуском 150 мм по сравнению с длиной дров.
по /73
450-
J
.В
Фиг. 9. Горизонтальный колосник для дро-
вяных топок
Расход воды на охлаждение опорных под-
колосниковых труб составляет 25—30% паро-
производительности котла.
Общая схема теплового процесса иден-
тична с процессом в шахтных торфяных топках.
В зависимости от потребной производи-
тельности применяют нормальные или укоро-
ченные предтопки.
Нормы расчёта шахтных дровяных топок
даны в табл. 2. В табл. 4 приведены основ-
ные данные шахтных топок для сжигания
дров. Типы колосников показаны на фиг. 7 и 9.
Область применения — котлы паропроиз-
водительностью 3—10 т\яас.
ТОПКИ С НАКЛОННЫМИ
НЕПОДВИЖНЫМИ КОЛОСНИКАМИ
ДЛЯ СЖИГАНИЯ ЩЕПЫ
(ФИНСКИЕ ТОПКИ)
Топка для сжигания щепы имеет две на-
клонные секции колосников и горизонтальную
решётку в нижней части (фиг. 10). Верхняя
слабо наклонённая группа брусчатых колосни-
ков, расположенная под загрузочным отвер-
стием, служит первым очагом для подсушки
опускающихся влажных опилок. Основная
решётка, установленная под первой секцией,
представляет собой ступенчатую конструкцию
колосниковой постели, состоящую из гори-
зонтальных плит, монтируемых в стойках
с частичным перекрытием друг друга и с по-
степенным смещением в топку наподобие ле-
стницы. Для такого мелкого и влажного то-
плива, как щепа, указанное оформление со-
здаёт беспровальную систему колосников, ка-
ждый из которых образует очаг, эффективно
подготовляющий к горению опускающееся то-
пливо своими продуктами горения. Тепловой
процесс в финской топке аналогичен горению
дров в шахтной топке, однако он сильнее акти-
визируется наличием большого количества
устойчивых очагов горения.
Нормы расчёта финских топок даны в табл. 2
с учётом использования опилок в количестве
не более 15%.
Фиг. 10. Топка для сжигания щепы.
СКОРОСТНАЯ ТОПКА СИСТЕМЫ
ПОМЕРАНЦЕВА (ЦКТИ) ДЛЯ СЖИГАНИЯ
ДРЕВЕСНОЙ ЩЕПЫ
Основная идея топки — создание условий
для аэродинамической устойчивости слоя при
форсировке дутья. Наличие в топке зажимаю-
щей решётки, препятствующей выносу частиц
топлива в топочную камеру, позволяет рабо-
тать на нагрузках, недоступных решёткам
со свободным слоем.
Топка состоит из шахты с пережимом,
создающим слой топлива между нею и зажи-
"^ J f
Фиг. 11. Гопка Померанцева.
мающей решёткой толщиной ~300л*ж (фиг. 11).
Зажимающая решётка выполнена из гладких
труб диаметром 38/32, с шагом 60 мм. Сплош-
ные щели между трубами располагаются по
всей их высоте, чем снижается сопротивление
выхода газов в топочную камеру.
Для дожигания щепы, вынесенной из шахты,
в нижней части топочной камеры имеется
щель, через которую поступает воздух из
общего воздушного короба.

92
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
В верхней части топки целесообразна уста-
новка острого дутья. Общий коэфициент из-
бытка воздуха 1,15 распределяется по отдель-
ным местам следующим образом: ?. слоя со-
ставляет 0,8—0,9, острого дутья — 0—0,15 и,
наконец, нижнего сопла (щели) —0,2.
Топка допускает работу на горячем и хо-
лодном воздухе. Тепловое напряжение дутье-
вой плоскости для котлов паропроизводитель-
ностыо 50—75 т/час, может быть доведено до
10—14-Ю6 ккал/м2 час. Потребный напор воз-
духа составляет при этом \\q^ мм вод. ст.,
где q$ — тепловое напряжение плоскости
дутья в 106 ккаЛ\мгчас.
МЕХАНИЗАЦИЯ ТОПОЧНЫХ УСТРОЙСТВ
Основой повыщения экономичности топли-
воиспользования и снижения расходов по
обслуживанию котельной установки является
механизация топочных устройств.
Целесообразно механизировать следующие
основные узлы и процессы: дробильное хозяй-
ство, топливоподачу, тепловую подготовку
топлива вне топочной камеры, распределение
и подачу топлива в камеру горения, шуровку
слоя, шлакоудаление.
Осуществление механизации подачи и сжи-
гания газообразных и жидких топлив произ-
водится простыми, без особых затрат, сред-
ствами и поэтому применяется на любых уста-
новках.
При слоевом сжигании на цепных решёт-
ках отсутствует механическая шуровка и
обычно дробление топлива. Последняя опера-
ция, не имеющая смысла для сортированных
углей, приобретает существенное значение
при сжигании углей рядовых марок, работа
на которых без дробления допустима лишь
при отборе крупных кусков свыше 30—40 мм
на решётке бункерной галлереи. Такой отбор
не усложняет обслуживания только в случаях,
если количество крупных фракций не превы-
шает 1—2°/о по весу для крупных агрегатов
и 5—6% для малых котлов при любом типе
. механической решётки.
Весьма важным является возврат уноса
пневматическим способом из газоходов котла
и золовых бункеров топки, в результате чего
повышается экономичность установки, в осо-
бенности при максимальных режимах её работы.
При слоевом сжигании естественное фрак-
ционирование угля на пути от угольного бун-
кера к загрузочной кормушке решётки при-
водит к неравномерному выгоранию слоя и
неизбежным прорывам воздуха через прогары
на решётке. Применение механизации с по-
мощью качающихся рукавов устраняет это
явление радикальным образом.
Чёткое дозирование поступления топлива
на решётку представляет собой основу пра-
вильной организации процесса горения и рав-
номерного выжига топлива, что особенно
важно для решёток с верхней подачей то-
плива. В силу этого к механизму регулиро-
вания питания предъявляются всё более жёст-
кие требования, в особенности при пылеуголь-
ном сжигании. Применение для этой цели
двигателей с широким диапазоном измене-
ния оборотов крайне желательно для дости-
жения большей чёткости в изменениях подачи
угля или пыли, особенно при пользовании
аппаратурой для автоматического регулиро-
вания работы котлоагрегата.
Механизация приготовления, транспорти-
ровки и подвода пыли в топочную камеру
является необходимой принадлежностью лю-
бой пылеприготовительной установки (см.
стр. 102).
ТОПОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА С МЕХАНИЗИ-
РОВАННЫМ ПРОЦЕССОМ ОБСЛУЖИВА-
НИЯ ДЛЯ КОТЛОАГРЕГАТОВ МАЛОЙ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
Конструкция механизированных топочных
устройств для малой теплоэнергетики зависит
от марок сжигаемого в них угля.
Топки для сжигания антраци-
тов. В связи со специфическими особенно-
стями этого топлива — высокой теплоценно-
стью, малым выходом летучих и воспламене-
нием угольков при повышенных температурах
E00 - 600° С) — топочные устройства должны
обеспечить устойчивые и скоростные условия
зажигания. Наиболее полно этому условию удо-
влетворяет верхняя подача топлива на слой
горящего кокса.
Нижнее зажигание в совокупности с ра-
диацией топочной камеры создаёт в ручных
топках наилучшие условия для воспламенения
антрацитов. Воспламенившись, антрацит горит
с высокой устойчивостью и не требует ка-
ких-либо искусственных мер для интенсифи-
кации процесса. Создать подготовленную го-
рящую подушку возможно только на непо-
движном полотне.
Конструкция антрацитовой топки проекти-
руется полумеханического типа, с механизиро-
ванной верхней подачей топлива на неподвиж-
ное колосниковое полотно, составленное для
облегчения спуска шлака из поворотных ко-
лосников.
Забрасывающий механизм должен обеспе-
чить равномерное покрытие решётки топли-
вом как по весовым показателям, так и по
фракционному составу. Решётки проекти-
руются либо с механическим забрасывате-
лем, либо с паровым побудителем.
Необходимо учесть, что механическому
забрасыванию сопутствует в соответствии
с дальнобойностью частиц фракционирование
кусков топлива по длине с расположением
крупных угольков вдали от места выброса
и мелочи у фронта. При пневматическом ме-
тоде подачи наблюдается обратное явление.
Выравнивание гранулометрического состава —
основная задача при конструировании забра-
сывателей для рядового топлива.
Полумеханическая антрацитовая топка
универсальна, т. е вполне применима при
сжигании любых каменных и бурых углей.
Топка с нижней шнековой пода-
чей топлива для сжигания камен-
ных (пламенных) углей (фиг. 12).Усло-
вия тепловой обработки при нижней подаче
менее эффективны, чем при верхней загрузке
топлива; однако, учитывая меньшую требова-
тельность пламенных углей к созданию высо-
кого температурного уровня при зажигании,
такие топочные устройства вполне удовлетво-
ряют условиям рационального сжигания углей
этих марок.

ГЛ. IV]
СЛОЕВОЕ СЖИГАНИЕ ТОПЛИВ НА МЕХАНИЧЕСКИХ РЕШЁТКАХ
93
Простота и компактность этих топок, со-
вмещающих в единое целое приводные меха-
низмы для вращения шнека и дутьевого вен-
тилятора, позволяют с успехом применять их
для котлов производительностью 2—5 т/час.
Фиг. 12. Решётка с нижней подачей.
Топка с шурующей планкой для
работы на спекающихся и бурых
углях (фиг. 13). Планка совершает воз-
вратно-поступательное движение на непо-
движном колосниковом полотне и подаёт то-
пливо на решётку из угольного бункера. Торце-
вой профиль её выполняется круто наклон-
ным, тыльная же сторона полога с целью
уменьшения захвата топлива при обратном
ходе.
Применение топки с шурующей планкой
возможно при работе на влажных бурых
углях. При движении планка выполняет ра-
боту шуровщика, и поэтому применение этих
топок наиболее целесообразно при сжигании
сильно спекающихся углей, для которых не
найдено другой пригодной конструкции меха-
нической слоевой решётки.
Чередование рабочих (подающих топливо)
ходов с шурующими устанавливается в зави-
симости от свойств сжигаемых топлив.
СЛОЕВОЕ СЖИГАНИЕ ТОПЛИВ
НА МЕХАНИЧЕСКИХ РЕШЁТКАХ
Угольные топки с цепными решётками.
Механизация сжигания топлив на цепных ре-
шётках охватывает стадии загрузки, транс-
порта топлива в топочную камеру при одно-
временном его горении и сброса шлаков в шла-
ковый бункер.
Растянутый в движении процесс тепловой
обработки и горения топлива создаёт наилуч-
шие условия для раздельного подвода воз-
духа к разным участкам слоя в соответствии
с потребностью каждой фазы.
В таких условиях плотность зон,секциони-
рующих воздухоподвод, является существен-
ным требованием, от решения которого зави-
сит экономичность и мощность установки.
Цепная решётка представляет собой дви-
жущийся по замкнутой траектории транспор-
тёр с колосниковым полотном, составляющим
его поверхностные очертания.
Производительность цепной
решётки регулируется переменными обо-
ротами, сообщаемыми ведущему валу при-
водным механизмом (редуктором), и толщиной
слоя, фиксируемой регулятором слоя.
Тепловыделение слоя по длине полотна
решётки неравномерно. Подготовительная
фаза требует подвода внешнего тепла из то-
почной камеры и минимума воздуха. Основ-
ная теплоотдача и наибольший подвод воз-
духа сосредоточены в зоне горения кокса.
Работа хвостовой части топливного слоя ха-
рактерна снижением теплового напряжения
из-за малого содержания горючих в остатках
топливного слоя и меньшей потребностью
в воздухе.
Для равномерного выгорания топлива по
ширине решётки необходима такая органи-
зация воздухоподвода, которая обеспечивала
бы одинаковое распределение потока по всей
длине зоны и ширине решётки. Эксперимен-
тальными работами (ЦКТИ) установлено, что
равномерность раздачи воздуха является функ-
цией скорости потока в зонной камере и со-
противления слоя.
При односторонней подаче воздуха нерав-
номерность раздачи воздуха составляет
-V-
0,5р wlQ
Д/Zq - О,2р tt>J, ^min
при двухстороннем поступлении воздуха
У ДЛо — 0,3p w0
A)
B)
где п = 2 — для пустой решётки и 1,8 для
решётки со слоем; Д/г0 — сопротивление ре-
шётки со слоем в начале зоны; wQ — скорость
в начальном сечении зоны; Gmax — расход
воздуха на участке решётки с наибольшим
давлением воздуха; Gmin — расход на участке
пониженного давления; р — плотность воздуха
кг ¦сек2
Предельная неравномерность, при которой
ещё сохраняются приемлемые условия выго-
рания топлива, составляет 1,1. В зависимости
от расчётной величины неравномерности про-
изводится выбор одно- или двухсторонней си-
стемы воздухоподвода. Суммарное сопроти-
вление слоя топлива и решётки для подста-
новки в формулу A) или B) следует брать
из табл. 2.
Подвод воздуха под решётку производится
либо непосредственно в зоны, либо в межзон-
ные камеры, а из них в зоны. Первый ме-
тод проще в осуществлении и при выборе
сечений воздухоподводов и зонных камер в
соответствии с формулами A) и B) полностью
обеспечивает равномерное питание воздухом
слоя топлива по ширине решётки.
Хвостовая часть цепной решётки перекры-
вается шлакоснимателем, предохраняющим
полотно от попадания шлаков между колос-
никами при раскрытии их на повороте у зад-
него вала. Активный шлаковый подпор при-
меняется для предохранения решётки от по-
ступления неорганизованного воздуха через
шлаковый бункер и для выжига очаговых
остатков воздухом, подаваемым через корпус
шлакового подпора.
Конструкция колосников должна
обеспечивать минимум провала топлива, что
имеет особо важное значение при сжигании

V 2731-f xrr-—
230
План размещения башмаков под раму ПШР
18Bотв)
\Ш I Отд. 110*30
Вид по стрелке Й
/75
5 —
I Отв./20*45
Фиг. 13- Решётка с шурующей планкой.

ГЛ. IV]
СЛОЕВОЕ СЖИГАНИЕ ТОПЛИВ НА МЕХАНИЧЕСКИХ РЕШЁТКАХ
95
рядовых углей. В конструкции беспровальной
цепной решётки, принятой как единый тип
в котлотурбинной промышленности, приме-
няется удовлетворяющая этому условию и
вполне оправдавшая себя в работе интеграль-
ная форма колосников. Колосники перекры-
вают друг друга, образуя узкие щели для
подвода воздуха к слою. Хвостовая часть ко-
лосника оформлена в виде чашки для улавли-
вания мелочи, сыплющейся из межколоснико-
вой щели. Живое сечение полотна 6%.
Конструкция ходовой части вы-
полняется безбимсовой. Опорами колосников
служат держатели, установленные в просветах
между звеньями цепей. Схема и величины
тяговых усилий ходовой части должны обес-
печить наличие растягивающих напряжений
по всей длине верхней ветви цепей, так как
при наличии переходной зоны от сжатия к
растяжению на этом участке колосники выхо-
дят из горизонтального положения и образуют
складку, приводящую к аварийному ходу по-
лотна.
Беспровальные цепные решётки (фиг. 14)
имеют контур цепи с провисающей частью
казаны нагрузки на фундамент и места их
приложения.
Расчётные параметры и основные размеры
представлены в табл. 2, 5 и 6.
Приводной механизм цепных ре-
шёток (фиг. 18, 19 и табл. 7—9) состоит из ре-
дуктора с одним переключением зубчатых
колёс и двигателя с переменным числом обо-
ротов.
Пределы регулируемости двигателей по-
стоянного тока 1500—300 об/мин, переменного
тока 1500—500 об/мин. В соответствии с этим
скорости ходовой части решётки регули-
руются для угля в пределах 1,8—22 м\час.
Область применения слоевого сжигания
углей на цепных решётках — каменные угли
умеренной спекаемости (газовые, длиннопла-
менные донецкие, прокопьевские й т. п.),
антрациты сортированные и рядовые, бу-
рые угли умеренной влажности и зольности
и высокореакционные богословские бурые
угли.
Топочный объём может обеспечить полное
выгорание газового потока при конфигурации,
создающей активное перемешивание газов.
Таблица 5
Основные
размеры
и нагрузки на фундамент беспровальных цепных
(фиг. 14—17)
Основные размеры в м,м.
Решётка
Ширина А
1560
1930
'93°
азоо
2300
3°4о
3040
452°
453°
Длина L
55°°
55°°
6500
550°
6500
55оо
6500
6500
79оо
В
1500
1870
1870
224°
224O
298О
2980
4460
44бо
С
1710
208О
208О
2450
245°
319°
3190
4670
4670
8
IO
IO
IO
IO
IO
IO
IO
12
12
т
2082,5
2082,5
2452,5
2082,5
2452,5
2O82.5
2452,5
2452,5
2452,5
п
177°
177°
23Ю
177°
2310
1770
231°
231°
ioBo
k ¦
1710
1710
1800
1710
1800
1710
1800
1800
1730—180°
е
Для угля
690
690
690
690
бдо
990
99O
998
998
Для торфа
и8о
и8о
и8о
п8э
и8о
и8о
п8о
1364
13б4
Е
Для угля
1548,5
J733.5
1733.5
1919,5
1919,5
259°1о
259°.о
3339-0
3339.°
Для торфа
2037,5
2222,5
2222.5
24О8,5
2408,5
2780,0
2780,0
3705,0
3705-°
Число цепей ,
5
б
6
7
7
9
9
13
13
Вес
решётки *
1б875
18 760
20 615
22 980
24 445
27 4°о
30300
44 540
51 77°
в кг
редукторов
134°
134°
1340
134°
134°
2732
2732
2732
2732
решёток
БЦР
Нагрузки в кг
Сосредоточенные
Л
2660
2840
3°45
338°
352°
3995
43°5
бобо
68оо
9»
i°75
U5O
138о
1460
1580
1785
254°
20IO**
р3
1728
1805
2085
2265
2340
2600
2953
4420
5120
Равномерно
распределён-
ные
4Ю
484
484
58о
58о
698
698
ю64
io64
0,
x8oo
2070
2365
2615
2870
3i8o
355°
5575
6880
Q»
453
545
545
570
57°
830
830
1210
1210
* В вес решётки включены кодовая часть, рамная конструкция, передний вал, смазка и охлаждение подшипников,
опорные башмаки, охладительные панели, шлакосниматель, воздушные клапаны, фронтовой кожух, угольный ящик
и задний вал. ** Средних башмаков под нагрузкой Я» - 6 шт.
под шкивами заднего вала, создающей усилие,
достаточное для преодоления сопротивления
при движении полотна на верхнем настиле.
Схема и расчётные значения тяговых усилий
и сил сопротивления представлены на фиг. 15.
Расширение решётки (фиг. 14) должно вос-
приниматься свободным удлинением всех узлов
металлоконструкции в заранее предусмотрен-
ных направлениях. При этом соблюдается
стабильность взаимного расположения узлов.
Свобода расширения даётся как по длине
решётки, так и в сторону от редуктора по
ширине (см. фиг. 14).
На фиг. 16 приведены средние стенки бес-
провальных цепных решёток. На фиг. 17 по-
Топочная камера с пережимом, образуемым
вытянутым к фронту задним сводом, напра-
Таблица 6
Нагрузки на фундамент в % (см. фиг. 17)
Элементы конструкции
Передний вал
Задний вал . . •
Угольный ящик
Железные конструкции . . .
Охлаждающие панели. . . .
Воздушные клапаны ....
Шлакосниматель
Ходовая часть
Рх
5°
5°
15
12,5
ю
Р,
12,5
12,5
25
5
5з
ю
и,5
15
IO

96
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
г
рамной конструк-
цией и охлади-
¦§1 тельной па-
нелью
Схема расширения решётки
по НК -
Для спаренных решёток ^ ~
ПО MN
Для спаренных решёток \-wO-
LX Ось заднего
Ш / ¦ Вала
Схема
расширения
решёток
Ось переднего
вала Jl
4- | Редуктор
?*дуктор
Фиг. 14. Беспровальная цепная решётка для угля.

ГЛ. IV]
СЛОЕВОЕ СЖИГАНИЕ ТОПЛИВ НА МЕХАНИЧЕСКИХ РЕШЁТКАХ
97
При наличии шлакового
подпора Sm= 50-д
Фиг. 15. Расчётная схема усилий, действующих на ходовую часть цепной решётки. Сопротивления: St — при дви-
жении ходовой части на верхнем настиле; Ss — от трения о панели; S3 — от регулятора слоя; 54 — от трения в под-
шипниках заднего вала; Sf — от жёсткости цепи на набегающей и сбегающей сторонах заднего вала; Se — от со-
ставляющей веса цепи на нижних направляющих; S, —при движении ходовой части на нижних направляющих;
Ss — суммарное сопротивление нижней ветви; 5, суммарное сопротивление у места отрыва цепи (набегания)
переднего вала; Sl0 — сопротивление подшипников переднего вала; Sn — сопротивление от жёсткости цепи перед-
него вала; Slt — сопротивление от веса ходовой части, лежащей на переднем валу.
Тянущие усилия: 7\ — суммарное натяжение у места отрыва (сбегания) цепи на заднем валу; 7^ — составляю-
щая от веса цепи на длине lt; Т3 — натяжение в нижней точке провисающей цепи; Т, — натяжение от веса ходо-
вой части, лежащей на заднем валу; МК =• (S9 + SJB + Sn + 512)/?,; ft — суммарный коэфициент трения цепи
на верхнем настиле «0,2; /3 — коэфициент трения на нижнем настиле «0,3—0,4; /'—коэфициент трения сколь-
жения звеньев цепи, равный 0,25; К — коэфициент, равный 1,5 (для БЦР); / —коэфициент трения подшипни-
ков, равный 0,04; g1, — вес 1 пог. м ходовой части; g3 —вес топлива на 1 пог. м; Ь — ширина решётки; dlt rx и d3,
ГЛ — диаметр и радиус подшипников переднего и заднего вала.
Фиг. 16. Средняя стенка спаренных решеток.
7 Том 13

98
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
вляет горячие газы и мелкий горящий унос
к головной части решётки, создавая повы-
шенный температурный режим в зоне воспла-
менения топлива.
Конфигурация антрацитовой топки пока-
зана на фиг. 20. Открытые топочные камеры
применяются при работе на пламенных высо-
кореакционных углях, не требующих особых
мер для улучшения условий воспламенения,
поскольку лучистая энергия топочных газов
достаточна для зажигания свежего слоя.
'-я пари
З
3*
пора ле5 Включ
-ппара праЗ
о ключ
2-я San
%4-ялара
Фиг. 17. Нагрузки на фундамент и места их приложения;
Q, — фронтовой кожух; Q3 — нижняя направляющая и
ходовая часть D0%); Q3 — шлакосниматель G0й/,,).
Фиг. 19. Схема редукторов ТР-1 и ТР-3.
Перемешивание продуктов газовыделения
слоя в топочном объёме осуществляется вто-
ричным воздухом при выходных скоростях из
сопел от 50 до 70 м/сек (острое дутьё). Эжек-
тирующее действие острых воздушных пото-
ков создаёт наилучшие условия для смешения
газов.
Расчёт острого дутья (ЦКТИ).
Обозначив поперечный размер топки в м
через А и размер топки в направлении острого
Распопакете фундам. болтов
Фиг. 13. Редуктор к беспровальным цепным решёткам.

ГЛ. IV]
СЛОЕВОЕ СЖИГАНИЕ ТОПЛИВ НА МЕХАНИЧЕСКИХ РЕШЁТКАХ
99
Таблица 7
Основные размеры редукторов цепных решёток
(фиг. 18)
Тип
редуктора
ТР-1 . .
ТР-3 . .
Вес
в кг
'235
2847
Основные размеры в мм
А
67о
957
Б
г58о
1948
В
боо
774
Г
325
542,5
Д
ю
ю
Е
1670
2O25
Ж
i6oo
1977.5
560
655
к
525
445
Л
5оо
7оо
м
53°
7оо
й
28
4°
г
33
4°
дутья через В и приняв угол расширения
струй равным 20°. находят шаг сопел S =
~Btg 10° и число
сопел п =
1
(фиг. 21).
Наилучшие ре-
зультаты дают сопла ^
прямоугольной формы
с соотношением сто-
рон 1 :5. Большую
сторону прямоуголь-
ника рекомендуется
. „ делать вертикальной.
Фиг. 20. Конфигурация антрацитовой топки.
Элеменгы зубчатых передач цепных решёток (фиг. 19)
Фиг. 21. Схема острого
дутья.
Таблица 8
№
пар зубчатых
передач
1
3
2
Левое
включение
Правое
включение
4
5
Название
деталей
Колесо . . .
Шестерня .
Колесо . . .
Шестерня .
Колесо . . .
Шестерня .
Колесо . . .
Шестерня .
Колесо . . .
Шестерня .
Червячное
колесо ....
Червяк **** .
Типы редукторов и основные данные передач
ТР-1
Число
зубьев
72
i8
72
18*
73
17
57
33
61
11
41
1
Модуль
4
4
4
4
8
i6
Переда-
точное
отношение
4
4
4.294
х.727
5.515 ***
41
Межосевое
расстояние
i8o
180
180
180
288
39O.5
ТР-3
Число
зубьев
84
21
68
1б
68
,<
53
31
6о
II
41
I
Модуль
4
5
5
5
и
ао
Переда-
точное
отношение
4
4.25
4.25
1,709 **
5-45
41
Межоеевое
расстояние
310
3IO
2IO
2IO
3<5э,5
5°°
* Шестерня с фланцем.
** Для ТР-З-Т (для торфа) в отличие от редуктора ТР-З-У (для угля) передаточное отношение i = 1,333 при
числах зубьев 48 и 36.
*** Для редуктора ТР-1-Т (для торфа) в отличие от ТР-1-У Гдля угля) передаточное отношение »«»4,538 при
числах зубьев 59 и 13.
•*** Диаметр начальной окружности червяка для ТР-1 составляет 125 мм, для ТР-3 — 180 мм.

100
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
Таблица 9
Пределы регулировки скорости ходовой решётки
(фиг. 19)
Диапазон
регулировки
оборотов
электродвига-
теля
1500/300
(постоянный
ток)
1500/500
(переменный
ток)
ТР-1
Уголь
Передаточное
отношение
15 619.5
6 282,0
i5 6i9,5
6282,0
Число обо—
ротов 5-го
вала в минуту
o.oig
0,239
0,032
0,239
Скорость ре-
шётки в м!час
1,76
2i.75
2,pi
21.75
Торф
Передаточное
отношение
12 783
5 Ч*
12783
5 Hi
Число оборо-
тов 5-го вала
в минуту
о,о234
о,29
о,оз9
о,29
Скорость ре-
шётки в -и, час
а, 13
26,39
3.549
20,39
ТР-3
Уголь
Передаточное
отношение
i6 144
6493
*
16 144
649а
Число оборо-
тов 5-го вала
в минуту
o,oi8
0,33
0,031
о,аз
Скорость ре-
шётки в м, час
1,64
2O-95
3,72
ао.95
Торф
Передаточное
отношение
i6i44
5°6з
i6 144
5063
Число оборо-
тов 5-го вала
в минуту
o,oi8
о,3
0,031
о,3
Скорость ре-
шётки в м;час
i,64
27-3
2,72
27.3
Дальнобойность оси струй D — k —- V
Xl/ -~Л d3, где d9 — диаметр круга, эквивалентного по
площади устью сопла, в м; w2 — скорость истечения
струй острого дутья при температуре Т2 °К в м!сею
— средняя скорость топочных газов в плоскости
расположения сопел при температуре Т1 °К в м/сек;
Фиг. 22. Наклонно-переталкивающая решётка: / — подвижные колосники; 2 — неподвижные колосники;
3 ~ шлаковые колосники; 4 — направляющие плиты; 5 — уплотняющая балка: 6 — стяжные болты; 7 — рама;
9— опорные башмаки; 9 — опоры катков тележки; 10— опоры неподвижных колосников; // - опоры направляющих
р
плит; 12
е оашмаки; у— опоры катков тележки, ш—ширн псиидоидпи* n.u>iui.nnivui>, 11 - опоры направляющих
— опоры шлаковых колосников; 13 — подвижная тележка; 14 — обоймы катков; 15 — опоры подвижных
колосников; 16 — боковое уплотнение; 17 — тяги; 18 — уши тележки; 19 — промежуточный вал.

ГЛ. IV]
СЛОЕВОЕ СЖИГАНИЕ ТОПЛИВ НА МЕХАНИЧЕСКИХ РЕШЁТКАХ
101
k — безразмерный опытный коэфициент, рав-
ный по опытам ЦКТИ 1,5 для круглых и
квадратных сопел при горизонтальном их рас-
положении, 1,8 для продольных прямоуголь-
ников при горизонтальном расположении и
1,85 для всех форм устья сопел при откло-
нении оси струй вниз от горизонта на 30—45°.
При D = В
Это объясняется тем, что наклонно-перетал-
кивающие решётки трудоёмки в изготовлении,
сложны в эксплоатации и плохо компонуются
из-за наклонного расположения полотна.
Вторичный
доздух
w2
где 72—удельный вес воздуха при абсо-
лютной температуре Т2; ?> 1 — безразмерный
коэфициент гидравлического сопротивления
в сети острого дутья, отнесённый к выход-
ному сечению сопел; для хорошо спроекти-
рованной системы острого дутья он не пре-
вышает 1,5.
Площадь устья одного сопла fv = - ¦м2.
Весовой расход воздуха G% —
Вентиляторы применяются напором Ар =
300—400 мм вод. ст. при расходе воздуха
6 — Ь°/п от общей
потребности воз-
духа для горения.
Топки с на-
клонно - перетал-
кивающими ре-
шётками. Наклон-
Фиг. 23. Конфигурация топки с наклонно-
переталкивающей решёткой.
Конфигурация топочной камеры для наклон-
но-переталкивающих решёток изображена н»
фиг. 23, расчётные нормы приведены в табл. 2.
Шахтно-цепные топки для сжигания
кускового торфа. Шахтно-цепная топка
Т. Ф. Макарьева представляет собой комби-
нацию цепной оешётки вертикальной подсу-
шивающей шахты в головной части. Шахта
но - переталкиваю-
щие решётки (фиг.
22) работают по
принципу переме-
шивания топлива
в процессе его про-
Фиг. 24. Шахтно-цепная топка для торфа.
движения. При сжигании высокореакционных
каменных углей такое перемешивание приво-
дит к зашлаковыванию полотна и к быстрому
выходу решётки из строя, поэтому примене-
ние наклонно-переталкивающих решёток для
этих углей неприемлемо.
Для бурых углей высокой влажности (под-
московный уголь) и сланцев механический
процесс передвижения в топках с наклонно-
переталкивающими решётками благоприятен.
Однако в связи с широким внедрением пыле-
¦угольного отопления с упрощёнными систе-
мами пылеприготовления (шахтно-мельничные
топки) область применения этих механических
решёток постепенно сокращается.
Фиг. 25. Конфигурация шахтно-цепной топки.

102
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
(РАЗД. IV
состоит из балок-очагов, на которых задержи-
вается часть сползающего на решётку торфа.
Продукты горения торфа на очагах подсуши-
вают основную массу торфа.
Для возможности использования торфа по-
вышенной влажности необходимо глубину
шахты делать не более 800 мм, обеспечивать
плотность зон шахты для раздельного регули-
рования подачи воздуха и поддерживать да-
вление воздуха в шахте не ниже 60 мм вод ст.
Балки, обрамляющие шахту и камеру, охла-
ждаются водой, расход которой составляет
70— 100°/о паропроизводительности котла.
Присадка фрезерного торфа может произ-
водиться в количествах до 25% от веса куско-
вого. Фрезерный торф вводится в аэрирован-
ном состоянии через потолочное перекрытие
предтопка.
Габаритные соотношения и размеры шахтно-
цепной топки показаны на фиг. 24 и 25, рас-
чётные параметры приведены в табл. 2.
Влияние влажности торфа на нагрузку ре-
шётки характеризуется следующими данными:
Влажность торфа в °/0 .
Нагрузка зеркала горе-
ния 10* ккал\м*Час ....
4о 45
5°
1,65
55
Конструкция решётки для кускового торфа,
в том числе и в ходовой её части, не отличается
от угольных полотен.
ИНДИВИДУАЛЬНЫЕ СИСТЕМЫ ПРИГОТОВЛЕНИЯ ПЫЛЕВИДНОГО
ТОПЛИВА
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ С БАРАБАННО-
ШАРОВЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
1. Приготовление пыли с промежуточ-
ным бункером применительно к углям влаж-
ностью до 20-22°/0 (фиг. 26). Тракт угля:
бункер сырого угля-» весы -» питатель угля-»
мельница. Тракт пыли: мельница (а) -»• сепара-
тор пыли (а) с течкой возврата недомолотого
весы -> питатель угля -> труба-сушилка (а) ->
мельница (а). Тракт пыли аналогичен схеме 1.
Тракт сушильного транспортирующего агента;
Фиг. 26. Схема индивидуального пылеприготовления
с промежуточным бункером: 1 — бункер сырого угля;
2 автоматические ковшевые весы; ,3 — весовой бункц-
рок сырого угля; 4— тарельчатый питатель сырого угля;
5—барабанно-шаровая мельница; 6 — сепаратор; 7—эксгау-
стер; 8 — воздухораспределительная коробка; 9 — циклон;
10 — пылевой шнек: 11 — пылевой буккер; 12 — питатель
пыли; 13 — горелка.
продукта в мельницу —*¦ циклон (а) -> проме-
жуточный бункер либо шнек для передачи
избытка пыли промежуточным бункерам со-
седних котлов -» питатель пыли -» пылепро-
воды к горелкам (а) (а указывает на транс-
порт пыли в аэрированном состоянии). Тракт
сушильного и транспортирующего агента: под-
вод к мельнице, при неработающей мель-
нице — подача воздуха мельничным вентиля-
тором (вентилятором первичного воздуха)
к пылепитателям. Тракт аэропыли: мельница -»•
сепаратор -*• циклон —*¦ мельничный вентиля-
тор (эксгаустер) -> питатели пыли -*• горелки.
2. Пылеприготовление с промежуточным
бункером Оля топлив влажностью > 22<у0
(фиг. 27). Тракт угля: бункер сырого угля -»
Фиг. 27. Схема индивидуального пылеприготовления
с промежуточным бункером: 1 — бункер сырого угля;
2—автоматические ленточные весы; 3 - барабанно-шаро-
вая мельница; 4 — сепаратор; 5 — циклон; 6 — пылевой
шнек: 7-пылевой бункер; 8 — питатель пыли,- 9 — воздухо-
распределительная коробка; 10 — эксгаустер; II — тру-
ба-сушилка.
подвод к трубе-сушилке, при неработающей
мельнице — подача воздуха мельничным вен-
тилятором (вентилятором первичного воздуха)
К горелкам
Горячий воздух
Топочные газы
Фиг. 28. Схема пыленригоювления без промежуточного
бункера: / — бункер сырого угля; 2 — автоматические
ковшевые весы; 3 — весовой бункерок сырого угля;
4 — тарельчатый питатель сырого угля; 5 — барабанно-
шаровая мельница; 6 — сепаратор; 7 — эксгаустер.

ГЛ. IV)
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ С БАРАБАННО-ШАРОВЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
103
к пылепитателям. Тракт аэропыли аналогичен
схеме 1.
3. Индивидуальная схема пылепригото-
еления без промежуточного бункера (фиг. 28).
Тракт угля: бункер сырого угля -» весы -> пита-
тель угля -> мельница. Тракт аэропыли: мель-
ница ->¦ сепаратор ->• мельничный вентилятор ->
горелки. Тракт сушильного агента — подвод
к мельнице.
4. Индивидуальная схема без промежу-
точного бункера и сепаратора (фиг. 29).
Тракт угля: бункер сырого угля -»¦ весы ->
питатель угля -»¦ мельница. Тракт аэропыли:
мельница -> мельничный
вентилятор-» горелки. Тракт
сушильного агента — подвод
к мельнице.
К горелкам
Фиг. 29. Схема пылеприготовления без промежуточного
бункера и сепаратора: 1 — бункер сырого угля; 2 — авто-
матические ковшевые весы: 3 — весовой бункерок сырого
угля; 4 — тарельчатый питатель сырого угля: 5 — бара-
банно-шаровая мельница; 6 — эксгаустер.
5. Индивидуальная схема без промежу-
точного бункера и сепаратора с наддувом
отличается от схем 3 и 4 установкой вентиля-
тора до мельницы.
Схемы 1 и 2 характерны тем, что системы
пылеприготовления располагают запасом пыли
и могут питать ею котел при остановленных
мельницах. Режим мельницы не следует из-
менениям нагрузки котла, и излишняя пыль
заполняет ёмкость промежуточного бункера
или передаётся при посредстве шнека бунке-
рам соседних котлов. Таким образом мельница
может постоянно работать на экономическом
режиме.
Процесс сушки в пневматической системе
протекает интенсивно, и, как показали опыты
на подмосковном и богословском углях, при
вводе топлива в тракт сушильной среды этот
процесс прлмерно за 1,5 м до горловины мель-
ницы в основном заканчивается, поэтому уста-
новка трубы-сушилки является излишней, и
схема по фиг. 27 может быть заменена более
простой схемой по фиг. 26.
Схемы 3—5 не предусматривают запаса
пыли в системе, и поэтому режим работы
пылеприготовления должен следовать за на-
грузкой котлоагрегата. С другой стороны,
уменьшение количества элементов и длины
трассы пылепроводов значительно упрощает
схему, снижает аэродинамическое сопротивле-
ние системы и повышает взрывобезопасность.
По схеме 3 регулирование производитель-
ности осуществляется изменением воздушного
режима (скорости воздуха в мельнице), что
влечёт за собой изменение тонины пыли. При
размоле углей типа тощих и антрацитов умень-
шение производительности приводит к увели-
чению удельных расходов электроэнергии на
помол, но окупается уменьшением механи-
ческого недожога из-за утонения фракций
пыли. При работе на высокореакционных топли-
вах, в особенности бурых, сжигаемых с ни-
чтожно малым механическим недожогом, ком-
пенсация возросших удельных расходов элек-
троэнергии не имеет места. Таким образом
схема 3 наиболее приемлема для топлив с низ-
кой реакционной способностью.
Недостатком схем 3 и 4 является износ
вентилятора, работающего на аэропыли высо-
кой концентрации. Схема 5 этого недостатка
лишена. Однако работа вентилятора на горя-
чей стороне приводит к увеличению расхода
электроэнергии. Если учесть, что имеющийся
обычно подпор в воздухопроводе у мельницы
дросселируется в схемах 1—4 для создания
разрежения во избежание пыления, а в схеме 5
используется полностью, то увеличение рас-
хода электроэнергии является не особенно
ощутительным. Сальники мельницы при работе
с наддувом должны быть тщательно уплотнены»
Элементы пылеприготовления
Бункер сырого угля. Ёмкость бункера долж-
на обеспечивать 4—5 часовой запас топлива.
Внутренние поверхности стен рекомендуется
выполнять чистыми и гладкими, без выступаю-
щих элементов креплений. Во избежание обра-
зования сводов или замедленного сползания
топлива уклоны стен бункера должны выби-
раться такими, чтобы угол f наклона стыко-
вого ребра двух смежных стен к горизонталь-
ной плоскости был не менее 50°. Связь между
этим углом и углами наклона сопряжённых
стен аир
1
Для
топлив повышенной влажности
(W>y0) рекомендуется применение бункеров
с изломами для разгрузки слоя по высоте от
давления вышележащего столба топлива.
Питатель угля. Для углей влажностью
до 33% применяются дисковые питатели. Угли
с большим содержанием влаги целесообразно
подавать в мельницу ленточными питателями.
Регулирование производительности дискового
питателя осуществляется в основном переста-
новкой отсекающего слой топлива ножа. Из-
менение положения вертикальной телескопи-
ческой трубы хотя и влияет в некоторой
мере на производительность, но применяется
главным образом для воздействия на размер
основания усечённого конуса во избежание
завала боковых уплотнений диска. Телескопи-
ческая труба устанавливается либо по оси
диска, либо в смещённом положении.
Производительность питателя при центрич-
ной установке
G:=(r2—r,J-jtg«у (га + 2г,Jл7л-60 кг/час,
а при смещении телескопической трубы
G = 20*7/1 [(га — гг
-ег,] Л,
где /*i и г2 — соответственно радиусы телеско-
пической трубы и диска, т. е. радиусы малого

104
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
и большого оснований усечённого конуса, в см;
а — угол естественного откоса топлива; у—на-
сыяной вес в кг\смг; п — число оборотов
диска в минуту; е — величина смещения оси
телескопической трубы в см; h — расстояние
от диска до телескопической трубы, т. е. вы-
сота усечённого конуса, в см.
одновременно и транспортирующей средой.
Сушильный агент вводится на вертикальном
участке на 2—2,5 м ниже места подачи топлива
для возможности погашения живой силы па-
дающих частиц топлива и предупреждения
сепарации крупных фракций. В целях сниже-
ния расхода энергии на пневмотранспорт раз-
Вид' по трепке К
Ципинвричвская
передача редуктора
питателя
8отЗ
¦Ф22для питателя 0800/5-10
023 для питателя Ф 850/20-10
Фиг. 30. Питатель угля.
Характеристики и типо-размеры дисковых
питателей приведены в табл. 10 и на фиг. 30.
Труба-сушилка. Сушка в трубе осуще-
ствляется газами (воздухом), являющимися тура газа в
мер поступающих в трубу-сушилку
частиц не должен превышать 12 мм.
Оформление нижней части су-
шилки рекомендуется выполнять в
соответствии с фиг. 31.
Сушка в потоке горячих газов
происходит интенсивно на протяже-
нии 3—4 м от места загрузки то-
плива, дальнейшая активизация воз-
можна при обнажении новых поверх-
ностей, поэтому сушка в трубе
является первичной фазой, получе-
ние же продукта, имеющего необхо-
димую конечную влажность, проис-
ходит в мельнице.
По компоновочным соображениям
длина трубы обычно составляет
10 —12 м, считая восходящую и
опускную ветви.
Начальная температура газа выбирается
в пределах 550—750° С. Весовая концентрация
Л _ , Л к г топлива .,
= 0,6-4-1,0—~; — • Конечная темпера-
кг газа
трубе — 140—150° С.
Основные характеристики и pas
(фиг.
Тип
питателя
0 6оо/5
0 боо/ю
0 85°/2°
0 850/30
Производи-
тельность
в т\час
5
ю
20
3°
Характери-
стика
электро-
двигателя
ЛГ=2 кат
и
л—960 об/мин
Передаточное
отношение
редуктора
ii i
3 66 132
1/66
1/66
1/66
Число оборо-
тов диска
в минуту
7.3
14,5
14.5
4.5
Вес в кг
7oi
7°7
9оо
97O
Основные раз
А
55о
55о
650
650
В
боо
650
70О
7оо
С
475
475
54°
54°
D
боэ
боо
85о
85о
Е
430
430
54O
54о
F ¦
IX10
IIIO
°
ИЗ0

ГЛ. IV1
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ С БАРАБАН НО-ШАРОВЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
105
Скорость газов в трубе-сушилке выбирается
по соображениям обеспечения пневмотранс-
порта наиболее крупных частиц. Эта ско-
рость должна быть выше скорости витания
кусочка w , определяемой из условий равно-
весия силы тяжести и давления потока газов
на частицу.
Удаление
колчедана
Фиг 31. Схема ввода газо-воздушной смеси
в трубу-сушилку.
Для шара при коэфициенте лобового со-
противления 0,48
»кр =
м/сек.
где d—диаметр частицы в м; -\т—удельный
вес частицы топлива, составляющий для антра-
цита 1500 кг/м3 и для подмосковного угля
1300 кг\м%\ *\с — удельный вес сушильного
агента в кг/мК
Выбор сечения трубы рекомендуется делать
по скорости витания наименее транспортабель-
ных частиц шарообразной формы, что создаёт
некоторый запас в скоростях пневмотранс-
порта.
Скорость потока на опускном участке
трубы у мельницы должна составлять при
мерно 20 м/сек во избежание выпадения круп-
ных фракций на повороте.
Ввиду неизбежных неплотностей присос
в трубе и мельнице составляет 40—50% от
меры питателей угля ПСУ
30)
весового количества сушильной среды, про-
ходящей через систему труба — мельница.
Этот присос учитывается при тепловом рас-
чёте сушки (см. ниже).
Барабанно-шаровая мельница. Размол
топлива производится шарами, загружаемыми
во вращающийся барабан (фиг. 32 и 33). Вну-
тренняя цилиндрическая поверхность мель-
ницы защищена гладкими, ступенчатыми или
волнистыми броневыми листами.
Волна (ступень) увеличивает подъём шаров
при вращении мельницы и повышает её раз-
мольные качества. Подъём шаров зависит
также от степени заполнения мельницы ша-
рами и числа её оборотов. Как показали
экспериментальные работы, измельчение то-
плива происходит в основном за счёт трения
шаровой загрузки о топливо. Траектория шара
представляет собой вытянутую петлю, состоя-
щую из подъёмного участка, прижатого
к стенке по направлению вращения и пере-
ходящего после отрыва от стенки в опускной,
по которому шар перекатывается к основанию
петли. Небольшое количество шаров, отры-
ваясь от верхней части петли, падает на дна
или стенку мельницы и вновь вступает в дви-
жение. Доля удара в размоле сравнительно
мала и увеличивается с повышением числа
оборотов. Наибольшую высоту точки отрыва
имеют шары, непосредственно примыкающие
к броне.
Детали мельницы — корпус, броня,
кожух, войлочное уплотнение между корпусом,
и кожухом, торцевые стены с цапфами, под-
шипники.
Приводной механизм — двухсту-
пенчатая зубчатая передача, состоящая из
редуктора с шевронным зацеплением и вто-
рой пары — приводной шестерни и венца,
устанавливаемого на барабане мельницы.
В табл. 11 представлены основные данные
о приводном механизме мельницы БШМ
287/470.
Число оборотов мельницы определяется из
условий предупреждения возможности прили-
пания шаров к броне. Соответствующее этому
состоянию критическое число оборотов бара-
42,3 _ л л
бана пкр = —j=r, где D — диаметр барабана
в м. В действительности явление прилипания
наступает при числе оборотов выше крити-
Таблица 10
меры
О
Э2О
170
i8o
180
в мм
L
65о
650
790
79о
А,
D3
331
225
33 г
255
490
35°
49°
350
М
147
'47
147
147
N
4О0
4оо
460
4бо
Р
270
27О
Зоо
3°о
D.
S
Зоо
зоо
_3оо
зоо
35°
25O
.35°
а
215
215
330
22O
V
b
265
265
400
400
с
4'5
4'5
485
485
d
260
2бэ
Зю
3io
dx
291
291
440
440
е
37°
37°
485
485
X
о
о
о
39
У
о
о
о
39

106
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
4иг. 3?. Барабанно-шаровая мельница 287/470
(размеры в мм):
d 700 8х> 9°°
L 9820 993° *
.4 690 690 74°
Фиг. 33. Барабанно-шаровая мельница
250/390 (размеры в мм):
d 650 800
А 650 бдз
В • . . . . 8эо рбо
^По электдо-
двигатёмЬ

ГЛ. 1VJ
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ С БАРАБАННО-ШАРОВЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
107
Таблица Л
Основные характеристики редуктора и привода БШМ 287/470
Ступень
приводного
механизма
Редуктор ....
Привод
Число зубьев
шестерни
31
23
колеса или
венца
*5°
168
Модуль
(нормаль-
ный)
в мм
8
26
Угол
наклона
шеврона
в град.
3°
Переда-
точное
отношение
4,84
7,3°
Расстояние
между
осями
колёс в мм
83б
2488
Число оборотов
в минуту
шестерни
73°
150,8
колеса
или венца
150,8
2О,6
ческого. Обороты мельницы подсчитываются
по формуле
32
п = -—— об/мин.
YD '
Мощность на валу двигателя мельницы
NMom = konLD* (I + 0.2D) кет,
где п — число оборотов мельницы в минуту;
L — длина барабана в м; D — диаметр барабана
в м; kQ — коэфициент, зависящий от степени за-
полнения мельницы шарами, т. е. ?0 = /(<р).
Коэфициент ip представляет собой отноше-
ние объёма, занимаемого шарами, к полному
внутреннему объёму мельницы:
Y~~ *D2? — 3.85D2/. '
4
где tHAU — насыпной вес шаров, равный при-
мерно 4,9 /nJMs; Giu — вес шаровой загрузки
в т.
Зависимость ?0 = /(ф) представлена
фиг. 34. Сетевая мощность
на
»г
"сет —
Чмот
Производительность мельницы при неиз-
менности шаровой загрузки является функцией
конечной тонкости пыли, сопротивляемости
материала топлива
измельчению и на-
чальной крупности
поступающего в си-
стему пылеприго-
товления угля. Для
учёта влияния ша-
ровой загрузки Сгш
0,13
0,11
0,09
от
/
|
/
/
л
0,28у
б
на производитель-
ность Gn может
',08 0,12 0,16 0,20 0,24 .,.„7
Коэфициент заполнения барабана быть использована
эмпирическая фор-
Фиг. 34. Зависимость k0
f (9).
мула Gn = aG0?
т. е. отношение
новой производи-
тельности к прежней ~^~ =
G
. Краткая
техническая характеристика барабанно-шаро-
вой мельницы 2S7/47U: рабочая длина барабана
4700 мм; номинальный внутренний диаметр
мельницы 2870; отношение длины к диа-
метру 1,64; диаметр патрубков 700, 800 и
900 мм; площади сечения патрубков 0,38, 0,5
и 0,64 м2 соответственно; площадь сечения
барабана 6,47 м?; объём мельницы 30,8 лЗ;
числа оборотов барабана 20,6 и электродви-
гателя 730 в минуту; загрузка шаров 28, 32 и
39 т\ мощность электродвигателя 380, 430 и
525 кет соответственно; производительность
по АШ 12-16 т\час.
Краткая техническая характеристика бара-
банно-шаровой мельницы 250/390 (фиг. 33):
производительность 10 т/час; мощность элек-
тродвигателя 250-300 кет; тип электродви-
гателя АМО-157-8; числа оборотов электро-
двигателя 730 и барабана 23 в минуту; пере-
даточное отношение редуктора 5,25; число
зубьев его шестерни 32 и колеса 168; торцевой
модуль 6,928 и нормальный 6; передаточное
отношение привода 6,06; числа зубьев его
шестерни 33 и колеса 200; модуль 20.
Абразивные свойства топлива учитываются
значениями соответствующих коэфициентов
размолоспособности. Лабораторный коэфи-
циент размолоспособности по методу ЦКТИ
определяется следующим образом: взвешенная
проба угля объёмом 230 см3 размером фрак-
ций 88—590 мк размалывается в фарфоровой
барабанной мельнице объёмом 1,66 л, загру-
жённой 44 шарами диаметром 1". Число обо-
ротов мельницы 47 в минуту. Размол ведётся
несколькими циклами. После каждого цикла
проба выгружается и просеивается через
сито Яг 70 Проход через сито отбрасывается
и взамен него добавляется новая порция до
первоначальной ёмкости. Таким образом
осуществляется восемь циклов размола. Ре-
зультаты трёх-четырёх начальных циклов не
учитываются. Проход в г/мин за последние
четыре размола определяет лабораторный ко-
эфициент размолоспособности.
Относительный лабораторный коэфици-
ент Кц, о размолоспособности определяется по
отношению лабораторного коэфициента иссле-
дуемого топлива к значению этого коэфици-
ента для эталонного топлива, в качестве ко-
торого принят власовский антрацит.
Переход от Кл ок промышленному коэфи-
циенту размолоспособности, учитывающему
действительные условия размола в эксшюата-
ционных условиях, производится по формуле
Кпр = 0,39*,. о+0,61.
Величины Кпр для типовых топлив приво-
дятся в табл. 12 при обозначениях А, АРШ.
АШ, АС — антрациты, Г — газовый, Т — тощий,
К — коксовый, Д — длиннопламенный, Б — бу-
рый, ПС — паровичный спекающийся, СС —
слабо спекающийся, ПЖ — паровичный жир-

108
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
Таблица 12
Коэфициенты размолоспособности топлив СССР
(по материалам ЦКТИ и ВТИ)
Продолжение табл. 12
Район
местонахожде-
ния
Донецкий
бассейн
Кузнецкий
бассейн
: Карагандин-
ский бассейн
Подмосков-
ный бассейн
Калининская
, обл.
Ленинград-
ская обл.
Урал
Коми АССР
.. Краснояр-
ский край
Иркутская
обл.
; Бурят-Мон-
гольская ССР
Наименование
месторождения
Лисичанское ....
Араличевское....
А нжеро-Судженское
Кемеровское ....
Киселевское ....
Прокопьевское . . .
Ленинское
Селижаровское . . .
Боровичское ....
Егоршинское ....
Кизеловское ....
Богословское ....
Челябинское ....
Коркинское
Буланашское ....
Донбаровское ....
Воркутское
Канское
Бадалинское ....
Норильское
Курейское
Котуйское
Черемховское....
Баянгольское ....
Марка
топлива
АРШ и
АШ
АС
Г
Т
ПС
к
д
т
ПС
ПС
се
се
пж
г
пж/пс
Б
Б
Б
Б
**
А
ПЖ
*
Б
Б
Б
Г
А
ПЖПС
**
Б
Б
А
Д
Б
Коэфициент размоло-
способности для про-
мышленных мельниц
0,90х
I.OO3
1,13s
0,90
1,15
1,5°
2,2
1,90
1,25
1,80
i,55
i,35
2,25
i,95
i,35
i,55
i,55
i,95
2,00
1,80
2,75
i,5°
1,13
1,13
1,30
1,40
i,5°
1.50
i,4°
i»75
2,00
i,35
1,18
1,70
0,90
°,73
1.15
1,10
1 Антрацит твёрдый,
* Средний.
1 Мягкий.
Районы
местонахожде-
ния
Читинская
обл.
Амурская
обл.
Приморский
край
Хабаровский
край
Украинская
ССР
Грузинская
ССР
Казахская
ССР
Киргизская
ССР
Таджикская
ССР
Узбекская
ССР
Северный
Кавказ
Куйбышев-
ская обл.
Саратовская
обл.
Наименование
месторождения
Тарбагатайское . . .
Арабогарское ....
Черновское
Букачачинское . . .
Кивдинекое
Райчихинское ....
Сучанское
Подгородненское . .
Суражевское ....
Артемовское ....
Тавричанское ....
Ворошиловское . . .
Буреинское
Усть-Умальтинское .
Александрийское . .
Ткварчельское . . .
Тквибульское ....
Ленгеровское ....
Мангышлакское . •
Чок-Пакское ....
Богумбаевское . . .
Мукринское ....
Джеламбетовское. .
Кизил-Кийское . . .
Сулюктинское . . .
Таш-Кумырское . .
Шурабское ...
Куританское . .
Былымское
Кашпирское ....
Савельевское ....
Марка
топлива
Б
Б
Б
Г
Б
Б
Т
Т
Т
Б
Б
***
Г
****
Г
Б
ПЖ
**
Г
Б
Б
Б
Б
Б
Б
Б
Б
Г
Б
Б
Г
Г
**
**
Коэфициент размоло-
способности для про-
мышленных мельниц
I.IO
i,o5
i,3o
i,5o
1,4°
1,55
1,ТО
1,2О
i,55
1,ОО
1,ОЭ
1:5О
0,90
1,10
1,05
1,40
1,70
i,45
i,55
i,55
2,5°
1,32
2,20
1,90
1,75
1,65
1,40
1,45
1,40
2,00
1,5°
^З
1,35
i,30

ГЛ. IV]
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ С БАРАБАННО-ШАРОВЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
109
ный, * — отходы обогащения, ** — сланец,
*** — каменный уголь, **** — промпродукт.
Таким ,образом по значениям производи-
тельности барабанно-шаровой мельницы на
АШ и промышленным коэфициентам размоло-
способности определяется производительность
мельнииы на соответствующем топливе при
одинаковой тонине помола.
Влияние на производительность конечной
тонкости помола учитывается выражением
Ga = AR7q ,
где п составляет 0,25 для АШ при размоле в
мельнице с сепаратором, 0,3—0,35 для подмо-
сковного угля и 0,58 для АШ при размоле в
бессепараторной мельнице; А — опытный коэ-
фициент, постоянный для каждого данного
типо-размера мельницы.
Кривая переводных коэфициентов зависи-
мости производительности от тонины помола
4*
,
0 2 V 6.8 10 12 ft 16 18 20 22 2k 26 28 30 %R.
70
Фиг. 35. Переводной коэфициент зависимости *
производительности мельницы от тонины по-
мола.
изображена на фиг. 35, где по оси абсцисс
отложен остаток на сите № 70 в о/о (/?70).
Рекомендуемая для некоторых углей тонина помола
Топливо Остаток на
сите № 70 в °/,
Антрацитовый штыб 6
Тощий (донецкий араличевский) 8—го
Кизеловский 20—25
Газовый • 2о—25
Челябинский яз\
Подмосковный 30—35
Тепловой расчёт сушки. Скорость
потока в мельнице в значительной степени
влияет на производительность установки и то-
нину выдаваемой мельницей пыли. При усиле-
нии вентиляции количество и крупность фрак-
ций пыли растут. Корректировка тонины пыли,
выдаваемой в систему, осуществляется сепара-
тором, поэтому при увеличении расхода воз-
духа (газов) повышается кратность циркуляции,
равная отношению количества пыли, выдавае-
мой мельницей, к пыли, поступающей в систему
(к циклону) из сепаратора. Для антрацита и
тощего угля кратность циркуляции составляет
2,5 и для остальных углей 2,0. Скорость воз-
духа в барабане мельницы должна быть увя-
зана с тепловым расчётом сушки.
Условная скорость выхода потока из ба-
рабана находится по отношению к полному
его сечению без шаров при температуре су-
шильной среды в конце мельницы. Рекомен-
дуемые условные скорости для бурых углей
2,5-3 м/сек, АШ 1,2—1,7 м\сек и для тощих
углей 2—2,5 м/сек.
¦Температура сушильного агента за мель-
ницей для взрывоопасных углей не должна
превосходить следующих значений: кизелов-
ский уголь 60° С, челябинский 70° С и под-
московный 80° С.
Баланс сушки на 1 кг топлива
(с ы р о г о). Приход тепла. Физическое тепло
сушильного агента
Qx = LiCji ккал/кг,
где Lj — весовое количество воздуха (газа)
в кг/кг; сг — теплоёмкость воздуха (газа)
в ккал/кг °С; tx — температура воздуха в X.
Тепло, выделившееся в результате механи-
ческой работы шаров,
QM = 0,86 yj э ккал/кг,
где г] — доля подведённой к мельнице энергии,
переходящая в тепло и составляющая около 0,8;
э —- удельный расход электроэнергии в квтч/т.
Физическое тепло присоса воздуха
4h ккал/кг,
где кприс — доля присоса от Ьг (для барабанно-
шаровых мельниц без трубы-сушилки knpuc =
=0,2); с0 — теплоёмкость воздуха в ккал/кг °С,
равная 0,24; *0 — температура воздуха в °С.
/Расход тепла. Расход тепла на испарение
влаги
п -
Wucn —
!E95 + 0,47/2),
где
\ — начальная влажность топлива в %;
1F3 — влажность пыли в %; B — температура
воздуха, покидающего мельницу, в °С.
Расход тепла на подогрев топлива
100 — Wt j
Vm= 1№~^\&2Сп2г
где /2 — температура топлива, покидающего
мельницу, равная температуре мокрого термо-
метра при соответствующей степени насыще-
ния; t2 = t2 — E -f-10°); сп — теплоёмкость
100 — W» W2
пыли, равная сс г——- -\- ткк » сс — тепло-
ёмкость сухой массы топлива в ккал/кг СС.
Значения сп для некоторых углей: АШ 0,21,
кизеловский 0,25, челябинский 0,25, подмо-
сковный 0,26.
Тепло уходящего из мельницы воздуха
(газов) без испарённой влаги
Сог — A ~Г" knpuc) LxCytfr
где с2 — теплоёмкость уходящего воздуха.
Потеря тепла в окружающую среду QOXa
равна примерно QM.
Уравнение теплового баланса
Qi + Qut + Qnpuc = Qacn "f" Qm + Qoz "f" Яохл-
Усилия, действующие на бара-
бан мельницы: вес барабана с венцом и
торцевыми стенками Gq\ центробежная сила
инерции шаровой загрузки Р2; вес шаров и
топлива пш, окружное усилие, т. е. давление,
оказываемое малой шестерней на зубья вен-
ца, Pv Сила Gg приложена в центре сечения
барабана. Сюда же можно переместить и точ-
ки приложения остальных сил, причём для
силы Р2 это осуществляется простым пере-

по
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. [V
носом по линии её действия, а для сил Gm
и Pj — за счёт добавления пар Gutl и PXR со-
ответственно (фиг. 36).
Вращение мельницы может быть осуще-
ствлено не только зубчатым зацеплением, но
и фрикционной передачей (фиг. 37). В этом
случае барабан опирается на ролики, из ко-
торых два являются приводными, а остальные
два опорными. Преимущества такой передачи:
упрощается изго-
товление привода,
поскольку отпа-
дает чрезвычайно
трудоёмкая опера-
ция нарезки венца;
торцевые стенки,
не несущие в та-
кой конструкции
нагрузки, могут
/ быть значительно
упрощены; корен-
ные подшипники
мельницы явля-
ются излишними,
поскольку опорами
служат ролики.
Расположение роликов определяется сле-
дующими соображениями: для возможности
передачи вращения бандажам окружное уси-
лие Р] ¦<! /Р\ где / — коэфициент трения
скольжения материалов ролика и бандажа, а
Р'—составляющая усилия Р (результирую-
щей нагрузки), передаваемая на приводной
ролик. Ролики I n II устанавливаются так,
Фиг. 36. Усилия, действующие
на барзбанно-шаровую мель-
ницу.
Материалы барабанно-шаровой
мельницы. Броня — литая сталь Гадфильда
(Мп=10— 140/о.С = 1,0—1,5%. Si = 0,3—0.6; за-
калка с нагревом до 1050 —1100° С. Шары —
литая сталь Гадфильда или углеродистая сталь
(штамповка) с содержанием углерода 0,45—0,75
(марки 50 и У7). Торцевые стенки и венец —
литая сталь. Приводная шестерня — Ст. 6.
Сепаратор. В системах пылеприготовления
с барабанно-шаровыми мельницами приме-
няются сепараторы инерционного типа (фиг. 38).
Отделение тонких фракций от крупных про-
исходит в таком сепараторе двумя этапами.
Поток входит в сепаратор со скоростью
16—20 м\сек. При ударе о чугунный патрубок
происходит сепарация наиболее крупных пы-
линок.
Поток поднимается по межконусному про-
странству, частично снижая скорость до зна-
Фиг. 37. Расположение роликов бара
шаровой мельницы с фрикционной г
абанно-
яереда-
—с --I
Фиг. 38. Сепаратор.
чтобы максимум давления воспринимал при-
водной ролик / и минимум — опорный //.
Это вызывается тем, что при увеличении Р'
создаётся запас сопротивления скольжению,
уменьшение же Р" снижает потери на трение
в подшипниках ролика //.
Увеличение угла y повышает составляю-
щую Р', увеличивая, однако, и Р". С другой
стороны, уменьшение угла у может в отдель-
ных случаях (увеличение степени заполнения
мельницы) привести к отрицательной величине
угла f, когда барабан может скатиться с роли-
ков, или к совпадению Р' и И, при котором
Р" = 0, что недопустимо. Рекомендуется вы-
бирать y в пределах 12 — 10°.
Положение ролика // должно обеспечить
системе устойчивость. Угол В должен соста-
влять 80—85".
чения 3 м/сек у входа в лопаточный аппарат
внутреннего конуса. Получая в этом месте каса-
тельную составляющую и находясь одновре-
менно под действием разности давлений (раз-
режения) в системе, поток движется винтооб-
разно, прижимаясь к внутренней поверхности
конуса. Крупные частицы при этом теряют
скорость и выпадают вниз, мелкие уносятся
потоком. Изменением положения лопаток
(створок) регулируется тонкость отделяемой
сепаратором пыли.
Необходимо следить за тем, чтобы поток
попадал во внутренний конус только чере*
межлопаточное пространство. Для этой цели
следует течку возврата удалить от входной
трубы или вывести её наружу.
Типо-размеры применяемых сепараторов
представлены в табл. 13.

ГЛ. IV]
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ С БАРАБАННО-ШАРОВЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
111
Размеры и веса сепараторов (фиг. 38)
(размеры в мм)
Таблица 13
Диаметр
сепаратора
D
2500
2850
342O
А
650
75°
9<эо
220
25O
290
лею
1275
153°
Я
4180
4650
5350
я,
173°
194°
22 ОО
яа
15°э
1?25
зо7°
я,
Зоо
35°
415
я<
270
315
37°
я5
328
353
31°
"в
636
794
о&э
190
225
С
7оо
780
93°
Вес сепа-
ратора
в кг
3°оо
4ооо
55°°
Циклон. Для отделения пыли от потока
служит циклон (фиг. 39). Транспортирующий
агент поступает в верхнюю часть корпуса ци-
клона со скоростью 18—22 м/сек. Входной
патрубок смещён относительно оси циклона и
даёт потоку касательное направление по отно-
шению к внутренней поверхности корпуса.
Фиг. 39. Циклон.
Под влиянием этой составляющей и разности
давлений в системе аэропыль движется винто-
образно, прижимаясь к корпусу.
Наиболее тонкие фракции всё же уносятся
потоком и, пройдя неподвижный лопаточный
аппарат внутренней трубы, уходят в трубо-
провод к вентилятору. Для лучшего исполь-
Размеры и веса циклонов (фиг. 39)
(размеры в мгм)
зования эксцентричного подвода к циклону
впускное окно оформляют прямоугольным с
соотношением сторон 1:2, причём большая
сторона расположена по вертикали.
Как показали опыты на моделях, винто-
образное движение продолжается и при подъ-
ёме потока к внутренней трубе, которую не-
обходимо устанавливать так, чтобы не созда-
вать повышенных скоростей при входе в неё,
когда труба опущена в коническую часть цик-
лона. В этом случае отсепарированные частицы
вновь подхватываются вихрем.
Плотность циклона — необходимое требо-
вание удовлетворительной его работы, поэтому
для спуска пыли из циклона устанавливаются
две мигалки. Расчёт контргрузов мигалок сле-
дует вести с учётом разрежения в циклоне.
К. п. д. циклона @,85-0,92), равный отноше-
нию количеств пыли, уловленной в циклоне и
поступившей в него, пропорционален концен-
трации и входной скорости. В табл. 14 даны
размеры и веса применяемых циклонов.
Питатели пыли предназначаются для ре-
гулирования расхода и равномерной подачи
пыли в трассу пылепровода от вентилятора
к горелкам. Изменение производительности
питателя осуществляется переменой оборотов
мотора постоянного тока, связанного с рабо-
чим валом питателя редуктором или гибкой
передачей.
Работа питателя в значительной степени
зависит от влажности пыли и бесперебойного
поступления её из промежуточного бункера
к приёмному элементу питателя. Емкость бун-
кера обычно выбирается с запасом, превыша-
ющим в 2—2,5 раза часовую потребность котла
в топливе. Однако при влажной пыли ёмкость
эта не используется полностью из-за ухудше-
ния текучести пылевидного топлива. Ощути-
мое влияние на надёжность работы питателя
оказывают посторонние предметы (щепки
и пр.), попадающие по топливному тракту в
систему пылеприготовления.
Практикой установлена применимость пи-
тателей той или иной конструкции в зависи-
мости от содержания влаги в пыли.
Таблица 14
Внутренний
диаметр
циклона D
2IOO
2400
275°
325°
Н
5165
59°5
°755
799о
И,
i6oo
1825
2090
247J
я3
2IOO
2400
275°
3^5°
43°
49°
5бо
665
45°
боо
боэ
боо
А
37°
425
485
575
В
74°
85°
97°
И5°
С
8б5)о
937.5
II32-5
1337.5
Е
i8o
210
240
300
d
700
800
900
1100
ибо
i3a5
1525
lb2O
d.t
134°
153°
I76O
2090
К
7oo
795
9ю
i°75
L
1385
1550
175°
2045
Bee
циклона
В hZ
2650
345°
4460
7000

112
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
|РАЗД. IV
Питатели ячейкового типа (фиг. 40).
Область их применения ограничивается влаж-
ностью пыли до 10—12%. Питатель состоит
из двух ячейковых дисков, сидящих на одном
приводном валу. Пыль, поступающая через
отверстие в неподвижной крышке, заполняет
2. Сопротивление в месте подачи угля в
трубу-сушилку (от подхватывания топлива)
&П = С ?— ММ ВОД. СТ.
2g
по ДВ
по EFGJ
Здесь С — коэфициент мест-
ного сопротивления;
Фиг. 40. Питатель пыли ячейкового типа.
ячейки вращающегося верхнего диска и транс-
портируется им по промежуточной доске на
протяжении 180°, после чего топливо ссы-
пается в нижний диск. По вторичном пово-
роте на 180° пыль из нижнего диска выпадает
в отвод к пылепроводу. Такой тракт осуще-
ствляется для создания в системе плотности
и во избежание поступления воздуха из пы-
лепровода в бункер.
Питатель шнековоготипа (фиг. 41)
применяется при влажности пыли>12%. Этот
питатель спокойнее реагирует на повышенную
влажность пыли и на попадание инородных
тел. Однако точность подачи зависит от со-
стояния его рабочих элементов, подверженных
ощутимому износу, изменяющему первона-
чальные зазоры между винтом и корпусом и
снижающему тем самым чёткость регулиро-
вания.
Аэродинамический расчёт п ы -
леприготовления. 1. Сопротивление
уловителя посторонних тел и колчедана прини-
¦мается от 40 до 60 мм вод. ст.
где ртр — концентрация (весо-
вая) в трубе, равная -—. "
L\ -f- U,OLiq
(Lo — присос).
3. Сопротивление от трения
в трубе-сушилке
Д/г = X — • L— мм вод. ст.
d 2g
Здесь X — коэфициент тре-
ния; для труб с внутренним
продольным и поперечным сва-
рочным швом
= 0,045 A +
Gn — 0,
ная влага).
4. Повороты ДЛ = С -'?—; С=
Со — коэфициент для чистого воздуха.
5. Сопротивление мельницы
где wCM — скорость газо-воздушной смеси в
выходной горловине в м/сек; у.' — концен-
кг топлива
трация перед сепаратором в
6. Сопротивление сепаратора
= Хо A+0,8 {*;
кг газа

ГЛ. IV}
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ С БАРАБАННО-ШАРОВЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
113
где Со— коэфициент местного сопротивления
сепаратора для чистого воздуха, зависящий
от положения лопаток (Со составляет 3,0 для
АШ и тощих углей и 2,4 для прочих углей).
7. Сопротивление циклона
¦ мм вод. ст.,
где С — 2,3 при концентрации ц* перед цикло-
ном до 0,8 кг/кг; wex — скорость потока во
входном сечении циклона.
10. Трубопровод циклон —»вентилятор
/ да2
ДЛчв = Х-5--{2^; w =* U-18 м/сен.
и Х = 0,045A + ^),
где \ъ™ — концентрация за циклоном, равная
V-cp = Рср О — *)ч) (^ч — к- п- Л- уклона, со-
ставляющий примерно 0,85).
830
8. Пылепровод мельница — сепаратор
w = 16 — 22 м/сек и X = 0,045 A -f V-'cp).
9; Трубопровод сепаратор — циклон
&he.it = 'K-a"^cM2^' w=16 — 20 м/сек
V и Х = 0,045 A-f-C)-!
8 Том 13
Фиг. 41. Шнековый питатель
пыли.
11. При отсутствии трубы-сушилки разре-
жение перед мельницей составляет 10—20 мм
вод. ст.
12. Сопротивление воздухораспределитель-
ной коробки 40 — 60 мм вод. ст.
15. Пылепровод вентилятор — горелка
,. . I оуз
где X — для цельнотянутых труб 0,02 A -\- fx),
для сварных труб 0,045 A -j- [x); w при фрон-
тальном расположении горелок 20—30 м/сек,
при угловом и встречном расположении го-
релок 25—30 м, сек.

114
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ
С АЭРОБИЛЬНЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
(РЕЗОЛЮТОРАМИ)
Аэробильные мельницы — агрегаты с за-
конченным циклом приготовления пыли.
Вся система смонтирована на одной раме
и состоит из питателя угля, размольной
части, сепаратора воздушно-проходного типа
и эксгаустера. Таким образом установка
является индивидуальной, без промежуточного
бункера.
Схема движения топлива и сушильной
среды. Топливо: питатель сырого угля —> мель-
ница (а); воздух (газ): воздухопровод к вы-
ходной угольной течке питателя; аэропыль:
мельница —*¦ сепаратор -*¦ эксгаустер.
Подача сушильной среды в угольный тракт
производится по пути движения топлива из
питателя к мельнице. Длина этого участка
достаточна для интенсивной подсушки топлива.
Таким образом повышение начальной темпе-
Таблица 15
ратуры воздуха не опасно для мельницы, по-
скольку температура его резко снижается ещё
до соприкосновения с ротором размольной
камеры.
Характеристика
аэроб ильных
мельниц
(резолюторов)
Параметры
Производительность
по тощему донецкому
углю в т/час
Расход воздуха в
м^/час
Располагаемый напор
для внешней сети при
(— 60° С в мм вод. ст.
Мощность электро-
двигателя в кет . . .
Число оборотов элек-
тродвигателя в минуту
Допустимая темпера-
тура сушильного аген-
та в °С
Диаметр ротора по
билам в мм .... .
Билы:
число в шт
ширина в мм. . .
высота в мм . . .
Окружная скорость
Вес мельницы в кг .
Питатель диаметром
600 мм:
предельная про-
изводительность
.. в т/час
мощность элек-
тродвигателя и
число оборотов .
передаточное от-
ношение редук-
тора
число оборотов
диска в минуту .
Тип А
2,5
бооо
1бо
5°
Тип Б
5.о
8ооо
i8o
9°
145°
4<эо и выше
855
i°45
10
зоо
IOO
65
5478
5
N — а к»т и а
1/132
7.25
270
!35
8о
6855
ю
= дбо об/мин
1/66
14.5
Фиг. 42. Аэробильная мельница типа А.
Размол топлива осуществляется трением
частиц о рабочие элементы ротора и ударами
вращающихся бил. Окружная скорость враще-
ния бил составляет 70—8) м/сек, что обеспе-
чивает эффективное разрушающее воздей-
ствие мелющих элементов на топливо. Мель-
ница производит в силу этого тонкое измель-
чение угля и находит применение как при
работе на бурых углях, так и на каменных. Осо-
бо ценна эта система для размола тощих углей,
требующих для экономичного сжигания тон-
кого измельчения. Таким образом аэробильная
мельница может быть применена в тех слу-
чаях, когда шахтные мельницы не могут быть
использованы, а именно для тощих и ка-
менных углей средней сопротивляемости раз-
молу, с малым выходом летучих.
Основные размеры аэрс
(фиг. 42-44]
1—
Тип
мельницы
А ...
Б ...
А
5*7О
543°
В
Зб34
3^34
С
1320
I32O
д.
855
*°45
Da
900
1080
1336
I336
А
ЗЗб
383
Е
зфЪ
3195
F
2418
2418
N
556
626
м
45°
5°9
а
270
270
Ь
770
с
670
670
d
2735
2777
е
845
943
/
425
425
¦8
43°
43°
h
460
400

ГЛ. IV]
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ СО СРЕДНЕХОДНЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
115
Самовентиляция ротора мельницы доста-
точно высока и составляет примерно 100 мм
вод. ст.
Отрицательной особенностью аэробильных
мельниц является большой износ ротора раз-
мольной камеры и эксгаустера.
Вид по стр. I резол. Л
Фиг. 43. Аэробильная мельница типа Б.
Исследованиями аэробильных мельниц
установлено, что производительность их свя-
зана с тониной помола зависимостью
Для мельниц типа А коэфициент а при
размоле тощих углей равен 1,5.
Кривая изменения Gn = /(#70) Для аэро-
бильных мельниц более полога, чем для бара-
банно-шаровых. Этим объясняется целесооб-
разность применения этих мельниц при тон-
ком размоле углей.
Производительность аэробильных мельниц
в сильнейшей степени зависит от гидравличе-
ского сопротивления сети пылепроводов. Она
резко падает при отложениях пыли в пылевой
трассе, а также при оформлении коммуникации
пылепроводов с завышенными потерями, сни-
Фундаментная (Гама Вид снизу
Фланец вентилятора
резолютора типа МиЬ
Фиг. 44. Фундаментная
рама и фланец вентиля-
тора аэробильной мель-
ницы.
жающими провеивание системы. Поэтому мощ-
ность электродвигателя является прямой функ-
цией производительности мельницы В т/час и
для тощего угля составляет N = 11 В -\- 15 кет
для мельниц типа Аи 11 В + 25 кет для
мельниц типа Б A5 и 25 кет — мощности хо-
лостого хода).
Размеры и характеристики мельниц А и Б
представлены на фиг. 42—44 и в табл. 15 и 16.
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ СО СРЕДНБ-
ХОДНЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
К этой категории мельниц относят размоль-
ные агрегаты с числом оборотов 200—300
в минуту. Низкие удельные расходы электро-
энергии, возможность получения тонкого по-
рошка из углей со средней сопротивляемостью
размолу, большая производительность в одном
агрегате и сохранение её постоянства при
износе мелющих элементов являются харак-
терными свойствами лучших образцов этих
мельниц.
Область топлив с малым выходом летучих
(до 30—35%), при размоле которых шахтные
мельницы характеризуются пониженной про-
изводительностью и значительным расходом
энергии, может быть отведена для средне-
бидьных мельниц (резолюторов)
(размеры в мм)
i
529
5S9
1
830
830
k
700
700
К
73°
73°
/га
32O
32°
п
1545
1560
0
15
13°
Р
137°
1395
Я
138а
1176
s
IO2O
IO2O
t
650
650
и
335
365
V
7оо
700
¦w
836
855
Таблица 16
изо
I35O
У
1040
г
8ю
937
J335
iai 8

116
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
ходных мельниц. Для таких топлив (тощие,
карагандинские и др.) цифры удельных расхо-
дов электроэнергии при размоле составят
10—12 квч/т.
Технологическим принципом измельчения
в этих мельницах является преимущественно
раздавливание совместно с истиранием.
Наиболее распространены мельницы, в ко-
торых размол производится роликами или
шарами (фиг. 45). Шаровая мельница выпол-
Фиг. 45. Среднеходная мельница.
няетея одно- или двухрядной. Раздавливающий
эффект дают центробежные силы инерции
шаров, перекатывающихся по вращающемуся
кольцу. Для удержания шаров от выпаде-
ния из канавок подвижного и неподвижного
колец применяются пружины, давящие на
верхнюю крышку.
Мельница монтируется совместно с сепара-
тором воздушно-проходного типа или меха-
ническим центробежным и провеивается
сушильной средой, направляемой проти-
вотоком по отношению к движущемуся то-
пливу.
В качестве материала для шаров и колец
обычно применяется марганцевый чугун с от-
белёнными рабочими поверхностями.
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ
С ШАХТНЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
Упрощение пылеприготовления нашло наи-
более законченное, технически оправданное
оформление в шахтно-мельничных топочных
установках. При чисто индивидуальной схеме
без промежуточного бункера, циклона и пи-
тателя пыли система эта тесно связана с об-
служиваемым ею котлом и монтируется в
непосредственной близости к месту ввода
аэропыли в топку.
Движение потоков (фиг. 46). Тракт
топлива: бункер сырого угля ->• автоматические
весы—* питатель сырого угля-¦шахта-сепара-
тор. Тракт сушильного агента: (газо) воздухо-
провод —> мельница. Тракт аэропыли: мель-
ница —»¦ шахта-сепаратор -*• амбразура.
Процесс приготовления пыли. Из питателя
угля топливо подводится к шахте и падает по
направлению вращения ротора. Всегда имею-
щиеся в топливе готовые тонкие фракции
подхватываются на пути падения поднимаю-
щимся из мельницы потоком и уносятся в
шахту, топливо же, захватываемое враща-
ющимся ротором, размалывается в мельнице,
к которой аксиально подводится сушильный
агент. Процесс сушки при размоле прохо-
дит интенсивно и практически заканчивается
в мельнице. В шахту поступает, таким обра-
зом, высушенная и измельчённая пыль.
Шахта является сепаратором, в котором
процесс отвеивания протекает под действием
лишь гравитационных сил. Скорость потока
в шахте поддерживается в соответствии с же-
лаемой тониной помола и должна быть равной
или несколько больше скорости витания ча-
стицы соответствующего размола. Крупные
фракции, скорость витания которых выше
скорости потока, выпадают в мельницу, вновь
размалываются и выносятся в шахту. Процесс
повторяется до необходимого измельчения ча-
стицы топлива. Готовая кондиционная пыль
вводится в камеру через амбразуру в стене
топочной камеры.
Зависимость производительности шахтных
мельниц от тонины помола более резкая, чем
у барабанно-шаровых мельниц. Производитель-
ность в сильной степени возрастает при
угрублении пыли и соответственно снижается
при утонении помола. Аналогично удельные
расходы электроэнергии возрастают при тон-
ком измельчении и снижаются при грубом
размоле.
Характерной особенностью шахтно-мель-
ничных установок является зависимость их
производительности от загрузки мотора мель-
шшы. При повышении мощности производи-
Фиг. 4G. Схема шахтно-мельничной топки: / — бункер то-
плива; 2 - весы; J— питатель: 4 — шахта; 5 — мельница;
6 — амбразура; 7— топочная камера; 8 — воздухоподогре-
ватель; 9 — вентилятор; 10 — горячий воздухопровод;
11 — подвод нижнего вторичного воздуха; 12 — подвод
верхнего вторичного воздуха; 13 — подвод воздуха к мель-
нице.
тельность растёт, но удельные, расходы
электроэнергии также повышаются. При гру-
бом помоле значения удельных расходов при
разной загрузке мотора сближаются, не
обнаруживая ощутимой разницы при значе-
ниях /?70 = 60 -» 7О<Уо.

ГЛ. IV]
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ С ШАХТНЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
117
Таким образом размольные характеристики
шахтно-мельничных установок предопреде-
ляют целесообразность работы этих устройств
при грубом измельчении топлив.
ящим из вала с насаженными на него дисками
и билодержателями и из бил (фиг. 47—54),
. Диски являются опорами для стержней,
на которые надеваются билодержатели. Для
-4 4
Фиг. 47. Фронт мельниц ШМА 15001655-М, ШМА 1500/1181-М и ШМА 1300/944-М.
Элементы пылеприготовления
шахтных мельниц
Требования, предъявляемые к бункеру сы-
рого угля и к питателю угля, такие же, как
и при барабанно-шаровых мельницах.
Мельница. Шахтная мельница является
быстроходным размольным агрегатом, состо-
удобства смены билодержателей стержни вы-
полняются разрезными.
Рабочими элементами, измельчающими то-
пливо, служат билы.
Замена изношенных и установка новых бил
производятся через фронтальные двери, мон-
тируемые на корпусе мельницы во всю длину
ротора.

118
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
Отвод"
ПодводА
воды'/
Расположение отверстий в верхнем фланце
мельницы ШМЛ юво/ш-м
Расположение отверстий 8 верхнем фланце
мельницы ШМД iooo/7O7-M &
30.
7no№--W22-
1380-
:J
Фиг 49. Фронт мельницы ШМА 1000/707-М.
Фиг. 48. Фронт мельниц ШМА 1000/470-М и 800/391-М
022
5— j
' --2050-————
l
Т to
4
Фиг. SO. Шахтная мельница (поперечный разрез)
Ось подшипника -
Ось мельницы
Ось мотора >.
Фиг. 52. Расположение отверстий в верхнем фланце
мельниц: а - ШМА 1500/1181-М: б~ 1500/166S.M.
Фиг. 51. Рамы ШМА, нагрузки на фундамент и располо
жение фундаментных болтов.
??Г
Фиг. 53. Расположение отверстий в верхнем фланце
иельниц- а — ШМА 800/391-М; б — 1300/944-М.

ГЛ. IV]
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ С ШАХТНЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
119
В отечественной практике применяются
шахтные мельницы с аксиальным подводом
сушильной среды. Здесь используется прису-
щая быстроходной бильной мельнице вентиля-
ционная способность, что существенно при
заборе газов из топки для сушки. Однако
аксиальный подвод влечёт за собой обогрев
участков валов, проходящих через воздухо-
подводящие карманы мельницы. Вследствие
этого необходимо применять специальные меры
для охлаждения шеек валов и масла в под-
шипниках. Охлаждение достигается принуди-
тельной подачей масла в подшипник шестерён-
чатым насосом. Таким образом масло является
одновременно охлаждающей и смазывающей
средой. В схеме маслопроводов предусматри-
вается шунтирование подачи масла во избежа-
ние переполнения ёмкости подшипника и
утечек масла. Такая же возможность имеется
и в самой конструкции насоса, где ослабле-
нием натяга пружины обратного клапана до-
стигается соединение нагнетательной и всасы-
вающей сторон насоса.
В модернизированной конструкции шахтной
мельницы завода „Комета" предохранение от
нагрева участков валов, проходящих через
воздухоподающие карманы, достигается уста-
новкой холодильников — полых цилиндрических
неподвижных коробок, в которых циркулирует
проточная вода. Надобность в масляном насосе
в этом случае отпадает. Предельная темпера-
тура сушильного агента ~ 350° С. Мельницы
предельных размеров (F=2,5 и выше)
A500/1668, 1660/2004), выпускаемые заводом
.Комега", имеют полые валы, охлаждаемые
изнутри проточной водой по всей длине.
В этом случае температурный предел сушиль-
ной среды может быть повышен до 400—450° С.
Корпус мельниц защищается от износа
броневыми листами. Выемка ротора произ-
водится путём снятия планок на боковых
стенках корпуса и фронтальных дверей.
Материал дисков и билодержателей — Ст. 3,
Ст. 4; материал бил — сталь 45Г2 и 50Г2,
а также чугун состава 0,87% Mn, 0,960/0 Si,
3,31% С. Рабочие грани чугунных бил должны
быть отбелены на глубину не менее 15 мм.
Практически удаётся осуществить отбел на
полную глубину 70 мм с постепенным сниже-
нием твёрдости от наружной поверхности
(///? = 54) к сердцевине (Яд = 25).
Производительность мельницы при началь-
ных фракциях топлива 0—10 мм
Gn = 4bFKnpR]'o кг/час (ЦКТИ),
где F— площадь проекции ротора в м2; Кпр~
промышленный коэфициент размолоспособ-
ности (табл. 12).
Отбелённая
Фиг. 54. Било и билодержатель: / —било; 2 — палец;
¦3 — билодержатель.
Возможность применения к шахтным мель-
ницам коэфициента Кпр, полученного для
барабанно-шаровых мельниц, доказана опыт-
ными данными и объясняется тем, что в обоих
типах мельииц измельчение топлива осуще-
ствляется комбинированными истиранием и
ударом.
Увеличение начального размера до 40 мм
приводит к снижению производительности на
15-200/о.
Таблица 17
Предельные производительности шахтных мельниц в т/час
Топливо
ШМА
800,391
ШМА
1000,470
ШМА
1000/707
ШМА
1300,944
ШМА
1500/1181
ШМА
1500A655
Предварительное дробление в мм
Уголь:
ленгеровский
челябинский
богословский'
' райчихинский
канский . . .
подмосковный
3
2,75
2.5
3
2,6
3.7
2.75
2.5
2.3
2,а
2,4
3.4
4.15
3-75
3.4
4.а
3.6
5.»
3.5
3,3
2,Ь5
3.6
3.»
4-3
6,25
5.7
и,6
ю,6
9.6
п,8
Ю,2
14-2
io,8
9.9
9.°
9.5" 8-2
13,2 11,4
17
15-5
Ч
'7
1.5
21,5
15.6
14,2
13
•5.8
13.6
".5
16,5
23.5
21'5
19.5
24
2O.5
29
l8.2
15,5

120
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
Таблица 18
Основные характеристики шахтных мельниц
Параметры
800/391
1000/470
1000/707
1300/944
1500/1181
1500/1655
Ротор:
диаметр в мм
длина по наружным граням бил в мм .
активное сечение в ж1
Вал:
диаметр в мм
длина (знаменатель — для модернизи-
рованных) в мм
диаметр цапф в мм
число оборотов в минуту
окружная скорость бил в м/сек . . .
производительность масляного насоса
в ajmuh
№ подшипников качения по ГОСТ . . .
Число бил
Минимальное расстояние между осями
мельниц при перпендикулярном располо-
жении их к фронту, обеспечивающее вы-
емку ротора со снятием бил, в мм . . . .
Вес мельницы без электродвигателя
(знаменатель —для модернизированных)
в м
Мощность электродвигателя в кет . . .
8оо
391
1537/1492
8о
4°
i8oo
3,0/2,1
30
1000
47°
O.47
130
1705/1675
100/но
9бо
5°
3530/3532
32
3.1/2.8
45
IOOO
7°7
о,7°7
I945/I9I5
ioo/no
960
50
353013532
44
3.9/3-2
70
1300
944
1.23
180
3404/2369
130
73°
50
гз
35эб
б
з8оо
6,0/5,2
I2O
'5°°
u8i
2730/2679
140
73°
57
3538
90
3000
7.8/7.5
175
1500
1655
S.48
joo
3474/3439
140
73O
57
3528
126
310а
25°
Размеры шахтных мельниц
(фиг.
(размеры
Тип мельницы
Нагрузка
на фундамент в кг
Q,
А
275
275
848
223
233
х85
Б
155°
1170
1<«4>5
8оо
68о
59°
В
1130
II2O
1167
IOOO
гою
886
Г
396
385
383
327
277
2бЪ
д
896
883
790
630
630
53°
Е
1792
1766
1580
ia5o
12б0
юбо
1
Л
49OI
4I2O
3S27
ззю
з8;о
2JII
а
426
425
Зоо
245
245
IOO
б
862
850
757
боо
боо
500
в
I2O
I3O
—
—
—
—
г
Ю45
790
5*6.5
385
зб5
ago
1500/1655-М
1500/1181-М
1300/944-М
1000/707-М .
1000/470-М .
800/39ГМ .
1400
IOOO
•joo
45O
6500
Зооо
S50O
1700
375о
Зооо
225O
15°°
15оо
7оо
240
240
215
193
193
155
240
240
215
Размеры в мм бил и билодержателей
(фиг. 54)
Таблица 20
Размеры
А
Б
Г
Д
Л
ШМА^-М
447.5 ±'
477 ±х
63±i
0 40 А4
517
ШМЛ ™_м
447.5±i
477 ±i
65±i
0 4О А4
5^7
ШМА !**-М
375 ±i
404,5-1.5
6э±1
0 37 А«
444,5—1-5
Ш»А !^-М
247.5 ±о,5
277±°»5
6з + I
0 37А4
3i7±J
*47,5 ±0,5
277±о,5
6з ± i
0 37 А4
317 i1
ШМА-15-М
1бО±1
189,5—1,5
62±I
037 А4
229,5—1.5
Рекомендуемая тонина помола для бурых
углей #70 = A,4ч-1,5) V2, где Vе — выход ле-
тучих в % от горючей массы.
Мощность электродвигателя мельницы вы-
бирается с учётом использования самовенти-
ляции размольного агрегата:
ЛГ= 100 F кет.
Мельницы устанавливают осями перпенди-
кулярно или параллельно фронту расположения
амбразур в топке.
Характеристики шахтных мельниц и размеры
приведены на фиг. 47—53 и в табл. 17—19.
Указанные в табл. 17 производительности
являются предельными при мощностях электро-
двигателей, равных 100 F. В целях снижения
износа бил выбор мельниц необходимо произ-
водить при работе на бурых углях с ограни-
чением удельной нагрузки величиной5—бт/час
на 1 м2 проекции ротора. Установленная мощ-
ность электродвигателя составляет в этом
случае 60 F.
В табл. 20 и на фиг. 54 приведены размеры
бил и билодержателей для разных типов
шахтных мельниц.
Шахта-сепаратор. Для эффективной клас-
сификации пыли по фракциям необходим*
соблюдение ровного поля скоростей и концея-

ГЛ. IV]
ПЫЛЕПРИГОТОВЛЕНИЕ С ШАХТНЫМИ МЕЛЬНИЦАМИ
121
траций в поперечных сечениях шахты. Одним
из условий, обеспечивающих эти требования,
является придание шахте строго вертикального
положения без перегибов.
Мельница выдаёт аэропоток прижатым
к стене шахты. Меры для выравнивания по-
тока: подача свежего топлива осуществляется
таким образом, чтобы направленность сполза-
ющего по угольной течке топлива обеспечи-
вала удар его о восходящую из мельницы
аэропыль, чем частично гасится динамика
потока; расстояние от оси присоединения
угольной течки к шахте до фланца мельницы
рекомендуется выдерживать в пределах 1,0—
1,5 м; высота шахты выбирается достаточной
для естественного расширения потоков и
заполнения её в верхнем сечении, во вся-
ком случае не менее 3,5—4 м.
В практических условиях компоновки круп-
ных агрегатов эта высота оказывается равной
6—7 м, что является основным фактором,
способствующим выравниванию полей скоро-
стей и концентрации пыли в потоке даже при
установке мельниц осями перпендикулярно
фронту расположения амбразур.
Сечение шахты определяется по расчёту
сушки в зависимости от потребного количества
нагрузки иа фундамент
', 50, 51)
мм)
Потолок шахты должен быть жёсткий и
горизонтальным. Первое требование вызы-
вается тем, что при ударе о потолок про-
исходит дробление частиц, второе диктуется
необходимостью предупреждения рикошетиро-
вания крупных фракций угля в топочную ка-
меру, что имеет место при наличии наклонного
потолка или закруглённого перехода от вер-
тикальной фронтальной стены шахты к пере-
крытию.
Фронтальная стена шахты на высоте около
1 м от фланца мельницы защищается броне-
выми листами, предохраняющими корпус от
износа при ударе частиц. Боковые и фронталь-
ные стены в верхней части шахты также
защищаются съёмными броневыми плитами
от воздействия лучистой теплоты факела на
участке, определяемом углом видения через
амбразуру. Соединение броневых плит с кор-
пусом производится потайным креплением во
избежание отложения пыли на выступах.
Мельница не может служить опорой шахты.
Вес последней должен передаваться с помощью
опорных балок на перекрытие пола котельной.
Ввиду отсутствия в этой системе пылепри-
готовления пылевых бункеров конечная влаж-
ность пыли может быть принята на 2—3%
Таблица 19
ж
7°
IOO
35°
»97
247
230
3
Ьуа
94O
—
—
—
—
и
3&>
35°
35°
—
—
—
к
Збз
35°
35°
297
247
23°
Л1
5°°
5°о
ЗОО
245
245
190
н
944.5
690
—
-
—
—
0
75
75
—
—
-
—
d
2713
1900
1590
1230
990
830
/
i725
1240
990
75O
5ю
43°
Я
14о
140
140
IOO
IOO
IOO
п
2гр
24O
24O
2ОО
2ОО
2ОО
h
1655
1181
944
707
470
391
45O
290
260
200
200
160
810
810
710
560
560
455
г
1бОО
хбоо
1400
1090
1090
8З5
S
i85o
1480
1334,5
1100
980
890
t
18З0
1855
1650
1300
1300
1095
V
1560
1560
1360
1 обо
i обо
850
w
1624
1620
1420
1120
1120
910
у
I5OO
Г5ОО
13OO
ЮОО
IOOO
800
сушильной среды. Рекомендуемые скорости
в шахте для бурых углей 2—2,2 м/сек. Ско-
рости в амбразуре варьируют в пределах
Фиг. 55. К расчёту эжектора.
3—б Mjcen в зависимости от марки топлива
и глубины топочной камеры. Переход от
шахты к амбразуре выполняется в виде двух-
скатного пода в сторону шахты и топки с углом
наклона каждого ската к горизонтальной
плоскости не менее 50° для предупреждения
отложений пыли.
выше значений, рекомендуемых при системах
с промежуточным бункером.
В случае необходимости подачи сушильной
среды высокой температуры при ограниченных
размерах воздухоподогревателя или отсутствии
его (малые котлы) рекомендуется применять
забор газов из топочной камеры эжекто-
ром либо за счёт самовентиляции мельницы,
если сопротивление тракта не превышает 20 мм
вод. ст.
Расчёт воздушного эжектора
(по материалам модельной лаборатории ЦКТИ).
Задано: 1) G смеси = G, (воздух) + G2 (газ)
в кг/сек; 2) tCM, а значит и усм; 3) t3 и ^;
4) tx и 7iJ 5) t0 (атмосферный воздух) и у0;
6) сопротивление сети hH\ 7) разрежение у вы-
ходного сечения сопла Иа; 8) сопротивление
воздухопровода к соплу hc\ 9) разности уров-
ней: {zy— г2) и (г2— *г) (ориентировочно, с после-
дующим уточнением) в м (фиг. 55).
Расчёт:
~гГ — " — TV

122
ТОПКИ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
[РАЗД. IV
2. d =
3. G2 = GCM — G\.
4. «я = А ;
оптимум при данном q
где «р — к. п. д. диффузора, равный примерно
0,8.
5. Разность статических напоров, создавае-
мых эжектором,
hx=К— {г\ — *г) (То — 1см) —fa - ^s)X
Х(Го~ f'i) мм вод. ст.
6, Потребный динамический напор в устье
сопла
ht = hx • та мм вод. ст.
У *iTi
8. d2 = dx
9. I1==d2 (при
3); ^=0,5^2 (при отв< 3).
10. /2 определяется из отношения ~ (см.

табл. 21).
11. й?3 = A.7-»-2,2)^2.
12. Угол раскрытия диффузора 2а = 6 — 10°
13. /3 = A1,4М)Г
14. Производительность вентилятора (по
атмосферному воздуху)
То
где &i — запас по производительности.
15. Напор вентилятора
где ?2 — запас по напору; hc — гидравлическое
сопротивление газопровода от вентилятора
к соплу.
Таблица 21
Значения —— при различных значениях
-j- и ти и при -_=1*
та
24.5
I2.O
5.97
1
6.5
6.5
6,о
5,5
0
0,95
5.2
5.1
5.°
4,6
Значения —¦
1
1
Значения —.—
я
1
5.5
5.5
5.4
5.3
0,95
4.5
4.3
4.2
3,7
X
1
_
—
5.3
5
к*
0,95
—
3.6
2
1
_
—
0,95
_
—
З.о
• При Ta<Ti следует увеличивать -~- на 0,5, при
fi — уменьшать на 0,5.
*• ft-восстановленное статическое давление по длине
смесительной трубы.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Д у м е р А. Б. и Джигурда Ю. П., Работа
и расчет основных механизмов пылеприготовительной
системы с бараб"анно-шаровоймельницей. ОБТИ ЦКТИ,
1941.
2. Климов И. И., Результаты исследования аэробиль-
ной мельницы системы ЦККБ типа А на одной из ТЭЦ,
сб. журн. „Советское котлотурбостроение", Гос-
эьергоиздат, 1941.
3. Ляховский Д. Н. и Сыркин С. Н., Приме-
нение острого дутья в топках, ЦКТИ, Уральское отделе-
ние, информационное письмо № 14.
4. Малафеев Н. Я.. Исследование распределения
воздуха по ширине зонной решётки, ЦКТИ, отчёт, 1936.
5. Нормы теплового расчёта котельного агрегата ЦКТИ,
Гостехиздат, 1945.
6. Нормы расчёта пылеприготовления, ЦКТИ, 1941.
7. Подгорбунский Н. Н., Расчёт мощности асин-
хронного электромотора для привода барабанно-шаро-
вой мельницы, ЦКТИ, информационное письмо № 35,
1941.
8. П о л я к М. И., Топки с шахтными мельницами, ЦКТИ,
1945.
9. Шкала нормативных коэфициентов размолоспособности
топлив СССР. .Электрические станции" № 2, 1946.

Глава V
ТЕПЛООБМЕННИКИ
ТИПЫ ТЕПЛООБМЕННИКОВ,
ПРИМЕНЯЕМЫХ В ТЕПЛОСИЛОВЫХ
УСТАНОВКАХ
По принципу действия теплообменные ап-
параты можно разделить на поверхностные
и смесительные.
В поверхностных теплообменниках
тепло передаётся от одной рабочей жидкости
другой через твёрдое тело, т. е. через стенки
каналов, по которым протекают жидкости, или
через твёрдую набивку, заполняющую каналы.
Тепло отдаётся или воспринимается каждым
теплоносителем через поверхности соприкос-
новения его с твёрдым телом, называемые
поверхностями нагрева.
Поверхностные теплообменные аппараты,
в которых каждый теплоноситель омывает по-
верхность нагрева, не вступающую в сопри-
косновение с другими теплоносителями, назы-
ваются рекуперативными теплообменниками,
или рекуператорами. Конструктивно они
обычно оформляются в виде ряда каналов, по
которым протекают рабочие жидкости. При
стационарной тепловой работе рекуператив-
ного теплообменника устанавливается посто-
янный тепловой поток через стенки от одной
поверхности нагрева к другой без аккумуляции
тепла в стенках. Поверхностные теплообмен-
ники, в которых одна и та же поверхность
нагрева попеременно омывается разными те-
плоносителями, отдающими и воспринимаю-
щими тепло, называются регенеративными
теплообменниками, или регенераторами. Они
обычно состоят из системы каналов, в ко-
торые помещена твёрдая аккумулирующая на-
бивка (металлическая набивка, керамические
кольца и т. п.) и по которым поочерёдно про-
текают рабочие жидкости. Тепло, отданное
одним из теплоносителей набивке и стенкам
канала, аккумулируется ими, а затем пере-
даётся другому теплоносителю, воспринима-
ющему тепло. Таким образом самый принцип
работы регенеративного аппарата предпола-
гает периодическую аккумуляцию тепла с по-
следующей его отдачей.
Смесительные теплообменные аппа-
раты осуществляют обмен тепла посредством
смешения теплоносителей.
Теплообменные аппараты в теплосиловом
хозяйстве: а) паровые котлы, служащие для
получения пара за счёт охлаждения продук-
тов сгорания топлива; б) испарители, предна-
значенные для получения пара из жидкости
• за счёт охлаждения другой жидкости или кон-
денсации паров второго теплоносителя; в) паро-
перегреватели, в которых происходит про-
цесс перегрева пара за счёт охлаждения ды-
мовых газов, охлаждения или конденсации
паров какого-либо другого теплоносителя;
г) водяные экономайзеры для предваритель-
ного подогрева поступающей в паровые котлы
питательной воды теплом дымовых газов;
д) воздухоподогреватели, или воздушные эко-
номайзеры для подогрева воздуха; е) конден-
саторы, предназначенные для конденсации
паров за счёт подогрева жидкости или газа;
ж) деаэраторы, служащие для выделения воз-
духа из воды путём её подогрева; з) бойлеры,
или подогреватели, в которых тепло охлажде-
ния жидкости (газа) или конденсации пара
используется для подогрева какой-либо
жидкости; и) охладители для охлаждения одной
жидкости за счёт подогрева другой; к) регу-
ляторы перегрева, в которых в результате
охлаждения или конденсации пара за счёт
нагревания второй рабочей жидкости пони-
жается температура перегретого пара, выхо-
дящего из пароперегревателя; л) градирни,
или башенные охладители, служащие для
охлаждения циркуляционной воды за счёт со-
прикосновения её с воздухом и частичного
испарения.
Подавляющее большинство теплообменни-
ков в теплосиловом хозяйстве представляет
собой рекуперативные теплообменные аппа-
раты поверхностного типа — пароперегрева-
тели, испарители, бойлеры и различного рода
подогреватели, большая часть конденсаторов,
водяные и воздушные экономайзеры, деаэра-
торы и охладители. Регенеративные поверх-
ностные теплообменники применяются лишь
для подогрева воздуха (воздухоподогреватели
Юнгстрема).
Топки паровых котлов также являются ре-
куперативными теплообменниками, служа-
щими, однако, не только для целей теплооб-
мена, но и для получения тепла высокого
потенциала.
Теплообмен в топочной камере осуще-
ствляется в основном за счёт теплоотдачи
излучением.
Смесительные теплообменники исполь-
зуются иногда в качестве регуляторов пере-
грева, конденсаторов, деаэраторов и башен-
ных охладителей.

124
ТЕПЛООБМЕННИКИ
[РАЗД. IV
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ПОВЕРХНОСТНЫХ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Расчётные уравнения
Для поверхностных теплообменников основ-
ными расчётными формулами служат уравне-
ния теплового баланса
A)
и уравнение теплообмена (см. т. 1, стр. 496)
п _ ь о w B)
" ТП 171» V /
где Q — часовое количество тепла, передавае-
мое одной рабочей жидкостью другой, в
ккал/час; Gt и Gs — часовые расходы тепло-
носителей, т. е. соответственно теплоотдающей
и тепловоспринимающей жидкостей, в кг/час;
А/] и Д*2 — изменения теплосодержания этих
жидкостей в теплообменнике в ккал/кг;
km — средний коэфициент теплопередачи в
ккал/м^час "О, §т — средняя разность темпе-
ратур (средний температурный напор) рабо-
чих жидкостей в 'С; Н— расчётная поверх-
ность нагрева в м2.
Если теплоносителями являются газы, то
их расходы весьма часто выражаются в объём-
ных единицах (м*/час, нм^/час). В этом слу-
чае 6Д/ и Gi заменяются произведениями УД/
и V/, где V — часовой объёмный расход газа
в мь/час или нлР/час, а / и Д/ — соответ-
ственно объёмное теплосодержание и его из-
менение в ккал/м* или ккал/нл&. Величины G,
V, I и / связаны соотношениями G = Vy, / =
= —, в которых т — удельный вес газа в
кг/мъ или кг/нм\
В уравнении A) не учитываются потери
теплообменником тепла в окружающую среду,
присосы окружающей среды в одну из
жидкостей и присосы одной из рабочих жидко-
стей в другую.
При наличии потерь тепла в окружающую
среду уравнение. A) заменяется одним из сле-
дующих в зависимости от того, теплоотдающая
или тепловоспринимающая жидкость теряет
тепло:
где Qs — часовое количество тепла, теряемого
в окружающую среду, в ккал/час.
Положив — = с, приводят эти уравне-
Об
ния к виду
Коэфициент s носит название к о э ф и ц и -
ента удержания тепла. Учёт присо-
сов извне в одну из жидкостей видоизменяет
уравнение A) следующим образом в зависи-
мости от того, поступает ли присос в те-
плоотдающую
жидкость:
Q = G'x
Q = —
или тепловоспринимающую
-f-
G2i2,
где il и i[, i'2 и i , Gx и g\, G2 и G— соот-
ветственно начальные и конечные теплосо-
держания и расходы рабочей среды; /0 — те-
плосодержание присасываемой среды ъккал\кг;
AG — часовой размер присоса в кг\час. Оче-
видно, что в первом из уравнений LG = G\ —
— Gv а во втором AG = G2 — G2.
Наконец, для случая перетекания одной ра-
бочей жидкости в другую уравнение A) при-
обретает вид
где icp — среднее теплосодержание перетека-
ющей среды в ккал/кг; Дб — её часовой рас-
ход в кг/час, причём
4- ДО = G,' —Gi=G~—G'9.
В двух последних равенствах верхний или
нижний знак перед AG выбирается в соответ-
ствии с тем, перетекает ли теплоотдающая
среда в тепловоспринимающую или наоборот.
Теплосодержание рабочих
жидкостей
Как правило, теплосодержание теплоноси-
телей не постоянно по сечению потока. Вели-
чины / в предыдущих формулах являются
средними теплосодержаниями рабочих жидко-
стей во входных и выходных сечениях пото-
ков и должны определяться как интегралы
произведений iKdG по сечению потока /, де-
лённые на полный расход жидкости через
сечение:
\iKdG
где iK — теплосодержание элементарного по-
тока через площадку сечения df; dG — эле-
ментарный расход через ту же площадку.
Практически в подавляющем числе расчётов
этот интеграл вычислять не приходится, так
как обычно задаются и определяются в ре-
зультате расчёта именно средние теплосодер-
жания в тех или иных сечениях.
Если жидкости являются смесью различ-
ных веществ (а, Ь, с и т. д.), то среднее те-
плосодержание потока является средней из
теплосодержаний веществ, составляющих
смесь, взвешенной по расходам этих веществ:
; =
G
или

ГЛ. V]
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ПОВЕРХНОСТНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
125
При наличии присосов из окружающей
среды или прососов одного теплоносителя в
другой следует при вычислении теплосодер-
жаний учитывать, что состав теплоносителя
при входе в аппарат и при выходе из него
может быть различным.
Если теплоноситель не меняет в теплооб-
меннике агрегатного состояния, то теплосо-
держание определяется как произведение
i = cpt,
где ср — теплоёмкость теплоносителя при по-
стоянном давлении, средняя в интервале тем-
ператур от нуля до t\ t—температура тепло-
носителя.
В соответствии с этим
Ы -> срМ,
где ср — теплоёмкость, средняя в интервале
температуры Д/.
Средний температурный напор [8] *
Одним из факторов, определяющих тепло-
передачу в теплообменном аппарате, является
разность температур теплоносителей. В об-
щем случае эта разность не сохраняет по-
с /О
\0
3,0
го
ю
W 12 14 1.6 IB 2.0^2
Фиг. 1. Кривая погрешностей при замене
среднелогарифмических разностей темпе-
ратур среднеарифметическими.
стоянства на протяжении всей поверхности
нагрева, вследствие чего приходится опреде-
лять температурный напор $т, средний для
теплообменного аппарата в целом.
* (См. также т. 1, стр. 497).
__
у
А
/
/
\/
/
/
Если в процессе теплообмена изменяется
агрегатное состояние обеих рабочих жидко-
стей, то их температуры ^ и /2 постоянны, и
средний температурный напор вычисляется,
как разность этих температур:
8/я = к — h-
Если же в результате теплообмена ме-
няется агрегатное состояние одного из тепло-
носителей, то средняя температурная разность
определяется, как средняя логарифмическая
из разностей температур на входе в тепло-
обменник 8i и на выходе из него 9а:
»«.=
1 — -5
«1
C)
Если, например, изменяется агрегатное со-
стояние теплоотдающей жидкости, то t\ =
= const, 9] = tt —12 и #2 — h — 4-
В том случае, когда отношение большей
крайней разности к меньшей не превышает 2,
средняя логарифмическая может быть заме-
нена средней арифметической:
с ошибкой, не превышающей 4°/^ На фиг. 1
приведена кривая погрешностей в зависимо-
сти от отношения
¦'min
Формула C) используется также в том
случае, когда оба теплоносителя не меняют
агрегатного состояния в теплообменнике,
при условии, если применяется движение
рабочих жидкостей по схемам прямотока и
противотока. Осуществление противотока в
некоторых случаях ставит поверхности нагре-
ва в тяжёлые температурные условия вслед-
ствие того, что один и тот же участок омывает-
ся теплоносителями наиболее высокой темпе-
ратуры (вход теплоотдающей жидкости сов-
падает с выходом тепловоспринимающей). Для
устранения этого недостатка противотока при-
меняется противоточная схема с предвключе-
нием части поверхности нагрева на наиболее
горячем участке по схеме прямотока. Для
определения %т применительно к этому слу-
ш
чаю используют номо-
грамму (фиг. 2), постро-
енную по параметрам:
Р —
* 1 """* *П
0.9 0,92 0.94 0.95 0.98 1.0 0,2 0.4 0.6 0,8 J.0 V 1Л tfi 1J5 2,0 2.2 2,4
Козф, перевода еАГ Параметр R
Фиг. 2. Номограмма для определения среднего температурного напора в тепло-
обменнике с комбинированной схемой движения теплоносителей.
я=-
й-t
2.
и — и

126
ТЕПЛООБМЕННИКИ
[РАЗД. IV
где 8, —средняя логарифмическая разности
температур, вычисляемая по уравнению B)
для противотока.
Зная крайние температуры теплоносителей
и вычислив значения Р и R, можно по гра-
фику найти ед,, после чего Ьт определяют
путём умножения ед/ на среднюю логариф-
мическую разность. Номограммой можно
пользоваться лишь при условии, что в пря-
моточную часть включено не более 0,5 всей
поверхности нагрева теплообменника.
Средний температурный напор в многохо-
довых теплообменниках с параллельным дви-
жением рабочих жидкостей определяется
также графически, для чего используются
графики фиг. 3—5, построенные по тем же
параметрам Р, R и eAt. Числа ходов, совер-
шаемых потоками, указываются двумя циф-
рами, заключёнными в скобки, например,
A; 2); B; 4) и т. д., причём каждая цифра
характеризует число ходов, совершаемых
одной из рабочих жидкостей.
При чётном числе ходов одной из жидко-
стей, приходящемся на один ход другой, сред-
ний температурный напор не зависит от того:
находятся ли входные сечения обоих потоков
на одном конце поверхности нагрева или на
разных. При нечётном же числе средняя тем-
пературная разность получается большей, если
число противоточных ходов превышает число
прямоточных, однако с ростом отношения чи-
сел ходов разница уменьшается. В теплооб-
менниках, представляющих собой последова-
тельное соединение аппаратов, в которых
одна жидкость совершает один, а другая не-
сколько ходов, средний температурный напор
зависит от того, как выполнено это соедине-
ние — по принципу прямотока или противо-
тока.
Все приведённые графики для многоходо-
вых теплообменников применимы для вычис-
ления среднего температурного напора неза-
висимо от того, какая из жидкостей делает
большее или меньшее число ходов; при этом
следует относить величину Р к теплоотдаю-
щей жидкости.
Величина среднего температурного напора
при перекрестном токе зависит от того, в ка-
кой мере перемешиваются отдельные струйки
рабочих жидкостей. На фиг. 6—8 даны гра-
фики для определения средней разности тем-
ператур при одноходовом перекрестном токе
для трёх случаев: а) в каждом из теплоноси-
телей поток абсолютно не перемешивается
(фиг. 6); б) в каждом из теплоносителей по-
ток идеально перемешивается (фиг. 7); в) по-
ток одного из теплоносителей абсолют-
но не перемешивается, в то время как по-
ток другого перемешивается идеально
(фиг. 8).
Наибольшая температурная разность при за-
данных крайних значениях температур жидко-
стей получается при перекрестном токе для
случая неперемешивающихся жидкостей, наи-
меньшая — для случая идеального перемеши-
вания обеих жидкостей. При теплообмене
между перемешивающейся и неперемеши-
вающейся жидкостями больший температур-
ный напор получается в том случае, когда
/?<1, причем Р относится к перемешиваю-
щейся жидкости.
W
OS
0.8
0J
0,6
Фиг. 3. График для определения среднего температурного
напора в теплообменниках A; 2); A; 6).
К-
V
\
4,0
\
\
|\
\
\з.о
1
11
\
ц
1
1
S
\
¦\
s
\
\
1
ч
V
\
t
\
\
~>
\
\0.8
\
1
\
1
1
0 0,1 0.2 0.3 0А 0.5 0,6 0,7 0,8 0,9 ЮР
Фиг. 4. График для определения среднего температурного
напора в теплообменнике A; 3).
0 0.1 0.Z 0.3 0А 0,5 0,6 0,7 0.8 0,9 1МР
Фиг. 5. График для определения среднего температурного
напора в теплообменнике B; 4).
О 0,1 0.2 0.3 0А 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 WP
Фиг. 6. График для определения среднего температурного
напора в теплообменнике при одноходовом перекрестном
движении теплоносителей (в каждом теплоносителе поток
абсолютно не перемешивается).
0 0.1 0,2 0.3 0,4 0.5 0,6 0.7 0.8 0,9 10 Р
Фиг. 7. График для определения среднего температурного
напора в теплообменнике при одноходовом перекрестном
движении теплоносителей (в каждом теплоносителе поток
идеально перемешивается).

ГЛ. V]
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ПОВЕРХНОСТНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
127
На фиг. 9 и 10 приведены аналогичные
графики для двухходового перекрестного тока
одной перемешивающейся и другой непере-
мешивающейся жидкостей. В обоих случаях
предполагается, что между отдельными хода-
ми происходит идеальное перемешивание ка-
ждой из жидкостей. Фиг. 9 относится к со-
единению ходов по принципу противотока, а
*ы
W
0.9
V
1
1
RH0
1
!
'Ч
\
\
\
3.0
\Г
\к
\\\
\г
N
1
V,
S
\
\
—-
\
\
\
-го\^ itfyh
II
\
\
1
S
\
\
\
щт
i \
\\\
\
\
оЛ
-
to-—
О 0.1 0.7 03 ПА 0.5 0.6 0.7 0.3 0.9 1.0Р
Фиг. 8. График для определения среднего температурного
напора в теплообменнике при одноходовом перекрестном
движении теплоносителей (поток теплоносителя / переме-
шивается идеально, а теплоносителя 2 абсолютно не пе-
ремешивается).
О 0.1 0.2 0.3 QA 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 iflP
Фиг. 9. График для определения среднего температурного
напора в теплообменнике при двухходовом перекрестном
движении теплоносителей (противоточное включение
ходов).
| \
-R
'4.0
1
\
—г
3,0
\
г-2.0
Г
\
¦л
\
и
1
№
\
у
ы
\
-
Поверхность нагрева и средний
коэфициент теплопередачи
Во всяком поверхностном рекуперативном
теплообменнике имеются две поверхности на-
грева Нх и #2» омываемые двумя теплоноси-
телями. В большинстве случаев Нх ф Н2г
принципиально безразлично, размер какой из
поверхностей подставлять в формулу B).
Однако к выбранной для расчёта поверхности
нагрева необходимо относить соответствующий
коэфициент теплопередачи, определяемый по
одному из уравнений:
k2 аоц а2 ^ ^
где kx и Аг2 — коэфициенты теплопередачи от
одного теплоносителя к другому, отнесённые
соответственно к поверхностям нагрева //j и
Н2, в ккал/м2 час °С; аг и а2 — коэфициенты
теплоотдачи от теплоотдающей жидкости к
омываемой ею поверхности нагрева и от дру-
гой поверхности нагрева к тепловосприни-
мающей- жидкости в ккал/м2 час °С;Ь1 и 52 —
эквивалентные толщины разделительной
стенки теплообменника и всех отложений на
стенках, соответственно отнесённые к поверх-
ностям нагрева Нх и Н2, в м; X — коэфи-
циент теплопроводности в ккал/м час °С ма-
териала разделительной стенки и веществ, из
которых состоят слои отложений; величи-
TJ
на а — —- * и толщины bt и 82 связаны зави-
«2
симостью
0 0.1 0.7 0,3 0,4 0.5 0.6 0.7 ОД 0,9 1,0Р
Для плоских разделительных стенок //х =
== Н2, а=\, Si = S2=r8, где 8 — физическая
толщина стенок в м, и для коэфициента тепло
передачи справедлива формула
F)
Фиг. 10. График для определения среднего температурного
напора в теплообменнике при двухходовом перекрестном
движении теплоносителей (прямоточное включение ходов).
фиг. 10 — прямотока. Все графики для пере-
крестного тока построены по тем же пара-
метрам Р, R и z.bf, что и для параллельного
движения теплоносителей. На графике ука-
зано, к какой из жидкостей следует соответ-
ственно относить температуры ^ и 12.
Из всех схем относительного направления
потоков теплоносителей противоток даёт наи-
более высокий средний температурный напор
при заданных крайних температурах жидко-
стей. Перекрестный ток с увеличением числа
ходов приближается в отношении средней
разности температур к прямотоку или проти-
вотоку в зависимости от того, по какому из
этих принципов выполнено соединение ходов.
В большинстве случаев практики эта фор-
мула используется и для неплоских стенок.
При этом в качестве расчётной поверхности
обязательно использование поверхности на-
грева, на которой коэфициент теплоотдачи
имеет меньшее значение. Погрешность, вно-
симая заменой формул D) и E) уравнением F).
зависит от величины отношения меньшей по-
верхности нагрева к большей, т. е. от я-
ТВ
— ТГ~' и от величины ?. представляющей
* Строго говоря, это равенство справедливо лишь для
тех поверхностей нагрева, для которых а ¦= -т— сохра-
няет постоянное значение для всех сечений потоков те-
плоносителей. Подавляющее большинство практически
применяющихся поверхностей нагрева удовлетворяет
этому условию

128
ТЕПЛООБМЕННИКИ
[РАЗД. IV
собой отношение наибольшего из первых двух
слагаемых в формуле F) к сумме прочих, т. е.
1
Судить о том, при каких значениях а и t
допустимо пользование формулой F), с тем
чтобы погрешность в определении расхода
тепла Q не превышала заданную величину,
можно, руководствуясь табл. 1.
Таблица 1
Звачения ом», соответствующие допустимым
погрешностям
н .
Ятах
о,8
о,9
«,95
о, 98
Допустимая погрешность
±15<
3°
14
8
4
i
или меньше
±2%
Величина е
15
ю
4
2
I
равна
±10%
превышает
5
3
i
i
i
2
I
I
I
I
Формулы D)
форме
F) могут быть даны в
где /?i, /?2 и #з ~ отдельные тепловые сопро-
тивления; /?о — суммарное тепловое сопроти-
вление, включённое на пути теплового потока,
1 1
в л*2 час "С1ккал, т. e.Rx — —, R2 = — ,
ai «2
1
Так как суммарное тепловое сопротивле-
ние всегда больше или в крайнем случае
равно максимальному из частных, но в то же
время меньше (или равно) утроенного макси-
мального сопротивления, то коэфициент те-
плопередачи получается всегда меньше ми-
нимальной из величин a«, a2 и —, но больше
1 о
*/3 этой минимальной величины. Наиболее
эффективного изменения значения коэфициента
теплопередачи в сторону его увеличения или
уменьшения можно достигнуть соответствую-
щим изменением наименьшей из величин а1(
а, и Г) в то время как изменение остальных
о
из этих величин иногда оказывает весьма ма-
лое влияние на величину коэфициента тепло-
передачи; это видно из фиг. 11, на которой
графически изображена зависимость коэфи-
циента теплопередачи от значений аг и а2 при
час "С{ккал: существенное из-
i = io-3
А
менение k вызывается изменением ах лишь в
том случае, если at < <у9 [3].
Загрязнение поверхностей нагрева (сажа,
зола, накипь, отложения солей и пр.) даже
при слоях, составляющих доли миллиметра,
резко увеличивает тепловое сопротивление Rs
и тем самым снижает коэфициент теплопере-
дачи.
Фиг. 12 демонстрирует влияние роста за-
грязнения поверхностей нагрева (роста тепло-
вого сопротивления /?3) на коэфициент тепло-
передачи. Наибольшее влияние загрязнение
400
200
/
Г
^-~
——
¦мм**
—1-
-—-
\юо
ИИ »*
100
100 200 300 400 500
а> ккал/мг час град
Фиг. И. Зависимость коэфициента теплопере-
дачи k от коэфициентов теплоотдачи а, и а,.
оказывает в том случае, если начальное зна-
чение коэфициента теплопередачи kQ велико,
т. е. при малой величине начального суммар-
ного теплового сопротивления. Из этого сле-
дует, что тепловым сопротивлением стенки и
покрывающих её слоев нельзя пренебрегать,
Q.0Q2 0,004 0,006 0.008 0,01
&R3 мгчас град/ккап
Фиг. 12. Зависимость отношения конечного
коэфициента теплопередачи д к начальному ко
от прироста теплового сопротивления стенки л/?а.
если значения тепловых сопротивлений /?j и
/?2 относительно невелики.
Таким образом вопрос об изменении интен-
сивности теплопередачи должен решаться так:
если величины коэфициентов теплоотдачи и
величина -=- близки одна другой, то интенси-
0
фикации теплообмена можно достигнуть, воз-
действуя на любую из этих величин (увели-
чивая скорости теплоносителей, очищая по-
верхности нагрева, уменьшая толщину стенки
и т. д.); если же значения этих величин раз-
нятся значительно, то для изменения интен-

ГЛ. V]
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ПОВЕРХНОСТНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
129
сивности теплообмена в первую очередь сле-
дует воздействовать на наименьшую из них.
Величины коэфициентов теплоотдачи аг и а2
находятся по формулам, которые выбираются
в зависимости от режима течения теплоноси-
теля, характера обтекания поверхностей на-
грева, а также от того, меняется или нет
агрегатное состояние теплоносителей. Эти
формулы приведены в ЭСМ, т. 1, кн. 1, гл. V.
Для определения коэфициентов теплоотдачи
применительно к расчёту тех или иных тепло-
обменников используются номограммы; для
частного случая паровых котлов номограммы
такого рода см. в гл. I.
При определении коэфициента теплопере-
дачи в формулы D) — F) подставляются чаще
всего величины ах и а2, усреднённые по всей
поверхности нагрева. Когда значения коэфи-
циентов теплообмена на отдельных участках
рассчитываемой поверхности существенно от-
личаются одно от другого (обычно вследствие
разной конфигурации поверхности нагрева),
то часто в качестве среднего значения а
принимают среднюю взвешенную по величине
поверхности нагрева этих участков И', Н"...
а = —,-.-,——птг-, ккал/м2 час °С,
Н -\- И +...
где а', а" — средние коэфициенты теплоот-
дачи на рассматриваемых участках.
Этим способом усреднения пользуются,
несмотря на то, что он не является в доста-
точной степени обоснованным. Вносимые им
погрешности устраняются либо введением тех
или иных опытных коэфициентов [4] в фор-
мулы D) — F), либо оценкой величины R3 [5]
из сравнения данных вычисления с данными
экспериментов или эксплоатации установок,
аналогичных рассчитываемой.
В выражения для коэфициентов теплоот-
дачи входят физические параметры текущей
среды, определяемые температурой либо
жидкости, либо омываемой ею поверхности на-
грева. На пути потоков теплоносителей эти
температуры в теплообменнике, вообще говоря,
меняются, вследствие чего при вычислении
средних коэфициентов теплоотдачи для всего
теплообменника в целом приходится находить
усреднённые температуры.
Для теплоносителя, который меньше изме-
няет свою температуру в теплообменном аппа-
рате, средняя температура принимается равной
средней арифметической из начальной и ко-
нечной температур:
h + *\
Чср — 2 '
Средняя температура другой жидкости
в которой знак плюс выбирается для теплоот-
дающей и знак минус для тешювоспринимаю-
щей жидкостей.
Средние температуры поверхностей нагрева
для поверхности, соприкасающейся с теплоот-
дающей жидкостью,
/ -5-
t.
с тепловоспринимающеи жидкостью
9 ТОМ 13
Для вычисления коэфициента теплопере-
дачи по формулам D) и E) необходимо пред-
варительно определить эквивалентные тол-
щины стенки, разделяющей рабочие жидкости,
и слоев различных отложений и загрязнений
поверхностей нагрева.
Для плоских стенок теплообменника экви-
валентная толщина, отнесённая к любой из
поверхностей нагрева, равна толщине стенки:
<N <> >
Oj = &2 = о.
При цилиндрических стенках (трубы) экви-
валентная толщина при отнесении её к внеш-
ней поверхности цилиндра (Нн)
du
= Ь
ср
к внутренней поверхности цилиндра (Нв)
где 8 — толщина стенки; dH n de — соответ-
ственно внешний и внутренний диаметры ци-
линдра; dcp — средняя логарифмическая из
этих диаметров;
н - d«-d*
аср — и ¦
Наконец, эквивалентная толщина шаровой
стенки при отнесении её к внешней поверх-
ности стенок
к внутренней поверхности
При использовании в расчётах формулы F)
эквивалентные толщины слоев и стенок 5И и Ьв
заменяются их физическими толщинами Ь. По-
грешность, вносимая этим в величину тепло-
вого сопротивления /?3, определяется отноше-
du n
нием диаметров ~-. О практических раз-
мерах погрешности можно судить по данным
табл. 2.
Таблица 2
Погрешность в °/0 от замены эквивалентных толщин
стенок 8 и о физической толщиной 6
я S
S *
Is
ндри-
кая
Дил1"
чес
Шаровая
Формула
погрешности
3-й
0
8-8
8 10°
8-8
-JL-.— 100
0
8-6
О
1
о
о
о
о
1,1
+4,7
4»7
+ 10,0
-9,1
йн
Отношение —~
de
1,2
+9,3
-8,9
+ зо,о
!>; -
1.3 j 1,4
+ ^3,6
-12,6
+30,0
—23,3
+ •7,6
-*«
+40,0
28,6
1.5
+-31,5
+5°,с
—33 >3

130
ТЕПЛООБМЕННИ КИ
[РАЗД. IV
Данные таблицы показывают, до какого
предельного значения —~ можно пренебре-
гать кривизной стенки при той или иной
желаемой точности расчёта её Теплового со-
противления.
Относительная погрешность в отдельных
тепловых сопротивлениях &Rlf Д#2 и &Кз свя~
зана с погрешностью в коэфициенте теплопе-
редачи Дж соотношением
G)
В среднем в практических расчётах можно
считать удовлетворительной точность под-
счёта коэфициента теплопередачи при погреш-
ностях порядка ±34-5%. Задаваясь допусти-
мой погрешностью в величине коэфициента
теплопередачи, можно в соответствии с фор-
мулой G) установить, какие погрешности явля-
ются допустимыми в определении отдельных
тепловых сопротивлений. Из формулы следует,
что чем меньше значение теплового сопро-
тивления, тем меньшая точность может быть
допущена при его оценке. Обычно наимень-
шая точность достижима именно в определе-
нии теплового сопротивления стенки из-за
неопределённости толщин слоев и теплопро-
водности эксплоатационных загрязнений по-
верхностей нагрева; кроме того, при обработке
результатов эксплоатационных работ и испы-
таний лабораторных и промышленных аппа-
ратов тепловое сопротивление /?3 определяется
большей частью как остаточный член и вклю-
чает в себя все погрешности опытов и,
в частности, неточности в определении прочих
тепловых сопротивлений. Часто поэтому вместо
вычисления сопротивления R3 по тем или
иным формулам пользуются данными про-
мышленных испытаний, поскольку эти данные
автоматически включают все практические
поправки к прочим тепловым сопротивлениям.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ
ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Периодичность работы поверхности нагрева
является характерной особенностью регене-
ративного теплообменного аппарата. В период
нагревания насадки горячая жидкость охла-
ждается, отдавая тепло насадке, в период
охлаждения насадка отдаёт тепло протекаю-
щей в этот период через аппарат холодной
жидкости. Температуры жидкостей, омываю-
щих поверхности нагрева, и самой поверх-
ности нагрева изменяются не только по длине
потока жидкостей, но и во времени.
В тепловых расчётах пользуются темпера-
турами, усреднёнными за период (фиг. 13);
при этом порядок расчёта и основные расчёт-
ные формулы A) и B), применяемые для
рекуперативных аппаратов, сохраняют свою
силу и для регенеративных теплообменников.
Средний температурный напор определяется
по формулам и графикам, приведённым выше.
Для определения коэфициента теплопередачи
исполь.зуется формула
где tj и т2 — длительности периодов охлажде-
ния и нагревания; т0 — общая продолжитель-
ность рабочего цикла; ек— коэфициент, учи-
тывающий неравенство средних температур
поверхности нагрева за периоды нагревания
и охлаждения и равный примерно 0,8—0,95.
/V
Фиг. 13. Изменение во времени температур
жидкости и поверхностей нагрева регене-
ративного теплообменника и аналогия
с температурами в рекуперативном аппарате.
Для кирпичной насадки регенераторов
имеет распространение формула Шака и Рум-
меля
1
1
1
где с — удельная теплоёмкость насадки
в ккал\кг °С; -\— удельный вес её в кг/л*3;
X — теплопроводность в ккал/м час °С; В —
толщина кирпича в м.
КОНСТРУКТИВНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ
РАСЧЁТЫ
В зависимости от целевого назначения рас-
чёта он носит характер конструктивного или
проверочного. В первом случае бывают заданы
режимные характеристики работы теплообмен-
ника — количество переданного тепла, расходы
теплоносителей и их температуры или тепло-
содержания на входе и на выходе. В резуль-
тате же расчёта определяется поверхность
нагрева.
Из семи режимных характеристик — коли-
чества передаваемого тепла, двух расходов и
четырёх крайних теплосодержаний или тем-
ператур — должны быть заданы пять. По урав-
нениям A) определяются две недостающие
характеристики. После этого выбирается при-
мерная конструктивная форма теплообменника,
подсчитываются средние скорости теплоноси-
телей и средние температуры, определяющие
коэфициенты теплоотдачи. По этим данным на-
ходятся компоненты среднего коэфициента
теплопередачи и самый коэфициент. По край-
ним температурам теплоносителей вычисляется
средний температурный напор. Наличие всех
перечисленных данных достаточно для опре-
деления по уравнению B) потребной поверх-
ности нагрева и установления окончатель-
ного конструктивного оформления теплообмен-
ника.
Проверочный расчёт производится в той
случае, если заданы размер поверхности на-
ррева, конструктивные формы теплообменника

ГЛ. V]
ВЫБОР ОПТИМАЛЬНОЙ ФОРМЫ И РАЗМЕРОВ ПОВЕРХНОСТИ НАГРЕВА
131
и четыре режимные характеристики, требуется
же определение трёх прочих характеристик.
Расчёт ведётся по методу последователь-
ного приближения, причём порядок действий
зависит от того, какие из режимных характе-
ристик заданы. Если, например, заданы рас-
ходы теплоносителей и две температуры, то
задаются одной из недостающих температур,
определяют по уравнению A) количество пере-
данного тепла и четвёртую крайнюю темпера-
туру. Затем находят средние скорости рабочих
жидкостей, а также температуры, определяю-
щие коэфициенты теплоотдачи, и подсчиты-
вают средний коэфициент теплопередачи и
средний температурный напор. Вычисленное
после этого из уравнения B) значение поверх-
ности нагрева должно совпадать с заданным.
Если совпадение недостаточно точно, то расчёт
повторяют снова. В зависимости от комплекса
заданных величин, среди которых в провероч-
ном расчёте обязательно должна фигурировать
поверхность нагрева, порядок действий может
несколько меняться.
В расчётах обоих типов необходимо знать
состав теплоносителей; кроме того, при на-
личии тепловых потерь, присосов окружающей
среды или прососов одного теплоносителя
в другой необходимо задавать перед расчётом
размер потери тепла, размеры присосов или
прососов и их средние температуры.
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ
ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
Суммарное гидравлическое сопротивление
теплообменного аппарата ДЛ определяется, как
сумма ряда слагаемых. Это — сопротивления
поверхностей нагрева Д/гя, местные сопроти-
вления &hM и затрата гидравлического напора
на ускорение потока Ahy и на преодоление
давления столба жидкости ДЛЛ. Все эти сопро-
тивления выражаются обычно в кг/м2 или
мм вод. ст. Таким образом
ДЛ = ДЛ„ + ДЛЛ 4- №у -j- Д/i/j.
Сопротивления ДЛ„ и Ыг„ определяются
по формулам, приведённым в гл. II.
Данные о величинах коэфициентов трения
и местного сопротивления см. ЭСМ. т. 1, кн. I,
гл. IV. Сопротивление Д/гн для пучков труб
при поперечном обтекании см. гл. II.
Потеря напора на ускорение жидкости в
случае изотермического движения равна раз-
ности динамических напоров в выходном и
входном сечениях потока:
ДЛ,
где w" и wf — скорости жидкости в этих се-
чениях в м/сек, а при неизотермическом дви-
жении
Сопротивление давления столба жидкости
вычисляется по уравнению
ЗЛЛ = -f/z, (9)
где h — расстояние по вертикали между ме-
стами выхода жидкости из аппарата и входа
в него в м. При движении жидкости сверху
вниз величина h приобретает отрицательное
значение, и величина Д/?Л входит в уравне-
ние (8) со знаком минуса.
Если жидкость в аппарате сообщается с
окружающей средой, то при определении ДЛЛ
следует учитывать не давление столба жидко-
сти, а разность давлений столбов жидкости
и окружающей среды. В этом случае сопро-
тивление Ahh носит название сопротивления
самотяги, а формула (9) несколько видоизме-
няется:
где y0—удельный вес окружающей среды
в кг/м*.
Для подсчёта потребной мощности насо-
са N, обеспечивающего движение жидкости че-
рез теплообменник, служит формула
., GAh
N — —• кет,
367 0U0 if\
где G — расход жидкости через насос в кг/час;
Y — удельный вес жидкости в насосе в \Ф
-ц — к. п. д. насосной установки.
ВЫБОР ОПТИМАЛЬНОЙ ФОРМЫ
И РАЗМЕРОВ ПОВЕРХНОСТИ НАГРЕВА [6J
В задачу конструктора при конструирова-
нии теплообменника входит выбор оптималь-
ной формы и размера поверхности нагрева.
Помимо чисто конструктивных соображений
при вынужденном движении теплоносителей
через теплообменный аппарат приходится счи-
таться с тем, что всякая интенсификация те-
плообмена, вызывающая сокращение поверх-
ностей нагрева, обычно связана с увеличением
расхода энергии на создание потоков тепло-
носителей в аппарате. Оптимальное с эконо-
мической точки зрения соотношение между
размером поверхности нагрева и расходом
энергии на собственные нужды теплообмен-
ника соответствует минимальному значению
функции:
фч = х
причём
N
~yQ- =
10'j/
У
ха
где у* ит'- удельный вес жидкости в выход-
ном и входном сечениях в кг/л$.
где N—часовая затрата энергии на собствен-
ные нужды теплообменника при нормальной
нагрузке в квтч; Ц„— стоимость поверхности
нагрева в руб/м2; q — максимально допусти-
мое число лет окупаемости капитала; Я —го-

132
ТЕПЛООБМЕННИКИ
[РАЗД. IV
довые расходы по амортизации, ремонту и
уходу за поверхностью нагрева в процентах
от стоимости этой поверхности; Ц$ — стои-
мость установленной мощности устройств, пе-
рекачивающих рабочие жидкости, и станции,
обеспечивающей доставку энергии этим устрой-
ствам, в руб\квт; j — отношение установлен-
ной мощности перекачивающих устройств к
их мощности, развиваемой при нормальной
нагрузке теплообменника; z — годовое число
часов использования нормальной мощности
перекачивающих устройств; а — стоимость
энергии, расходуемой перекачивающими
устройствами, с учётом расходов на обслужи-
вание и амортизацию этих устройств,
в коп/квтч.
Уравнение A0) используется для выбора
как оптимальной формы поверхностей нагрева,
так и оптимальных скоростей теплоносителей
в теплообменнике. -
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Кирпиче в М. В., М и х е е в М. А., Эйген-
с о н Л. С, Теплопередача, Энергоиздат, 1940.
2. М а к-А даме, Теплопередача, Энергоиздат, 1936.
3. Михеев М. А., Основы теплопередачи, Энергоиздат,
1947.
4. Нормы теплового расчёта котельного агрегата, ЦКТИ,
1945.
5. Р о м м Э. И., Котельные установки, т. II, Энергоиз-
дат, 1947.
6. Скворцов С. А., Способ сравнительной оценки
конвективных пучков, „Изв. Ак. Наук СССР",ОТН, 1937.
7. Техническая энциклопедия, т. 22. 1933.
8. Bowman, Muller, Nagle, „Trans. ASME" № 4,
p. 283, 1940.
9. M с - A d a m s, Heat Transmission, 1942.

Глава VI
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
РАЗВИТИЕ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
Идея паротурбинного двигателя зародилась
в глубокой древности [27]. Однако проблема
паровой турбины получила разрешение лишь
в 80-х годах прошлого столетия. В 1883 г.
появилась одноступенчатая активная турбина
Лаваля с чрезвычайно высокой скоростью вра-
щения (до 30 000 об/мин), в 1884 г.—многосту-
пенчатая реактивная турбина Парсонса, обла-
давшая крупными преимуществами по сравне-
нию с паровой машиной как мощный быстро-
ходный двигатель, не имеющий поступательно
движущихся частей и более экономичный в
отношении расхода топлива. На появившихся
крупных электростанциях мощные паровые
турбины очень скоро вытеснили не только па-
ровую машину, но и двигатели внутреннего
сгорания вследствие чрезмерно больших раз-
меров последних и дороговизны жидкого то-
плива.
Начиная с 1900 г., паротурбостроение раз-
вивается весьма быстро, и к началу первой
мировой войны паровая турбина получает все-
общее признание в качестве двигателя не только
для электростанций, но и для крупных судов
военного и коммерческого флотов.
Замедленное во время первой мировой
войны развитие турбостроения возобновилось
после неё в ещё более быстрых темпах как в на-
правлении повышения мощности и быстроход-
ности, так и постепенного поднятия начальных
параметров давления и температуры. Ещё
в 1929 г. была достигнута мощность турбины
208 0и0 кет (при 1800 об/мин и для параметров
пара 42,2 ати и 385е С). В 1940 г. была введена
в эксплоатацию турбина начальными давле-
нием и температурой пара соответственно
169 ата и 505° С.
В России первая паровая турбина была по-
строена в 1907 г., но задача организации турбо-
строения в широком масштабе была поставлена
лишь после Великой Октябрьской Социалисти-
ческой революции.
Основные вехи быстрого роста
т у р б о с т р о е н и я в Советском Союзе:
1924 г. — выпуск турбины мощностью 2000 лет
Ленинградским металлическим заводом им.
Сталина (ЛМЗ); 1926 г. — выпуск турбины мощ-
ностью 10 000 кет (ЛМЗ), постройка на ЛМЗ
нового турбинного цеха и начало строительства
турбин мощностью 24 000 и 50 000 кет; 1930 г. —
организация на Кировском заводе строитель-
ства стационарных турбин мощностью до
12 000 кет; 1934 г.—окончание сооружения
крупнейшего турбостроительного завода Ев-
ропы — Харьковского турбогенераторного за-
кода им. Кирова (ХТГЗ), начавшего выпуск
турбин мощностью 50 000 кет при 1500 об/мин;
1938 г. — сооружение на ХТГЗ турбины
100000 кет при 1500 об/мин для Зуевской ГРЭС;
1936 г. — организация на Невском машино-
строительном заводе им. Ленина (НЗЛ) про-
изводства стационарных паровых турбин
мощностью до 6000 кет; перед началом вто-
рой мировой войны был построен крупный
Уральский турбинный завод (УТЗ). Вскоре
ЛМЗ приступил к строительству серии мощ-
ных паровых турбин, делающих 3000 об/мин,
завершив эту серию постройкой двух круп-
нейших конденсационных турбин мощностью
50 000 кет (одноцилиндровая) и 100 000 кет
(уникальная в мировой практике одновальная
двухцилиндровая турбина).
С 1931 г. на ЛМЗ начался выпуск турбин
с отбором пара для целей теплофикации мощ-
ностью от 12 000 до 50 000 кет. Среди этих
машин центральное место занимали турбины
мощностью 25 000 кет с отбором пара при
1,2 ата (АТ-25) и при 7 ата (АП-25;. Киров-
ский завод выпускал теплофикационные тур-
бины мощностью 12000 кет, а НЗЛ—мощ-
ностью от 2500 до 6000 кет.
На НЗЛ строятся также турбины для ком-
прессоров и воздуходувок.
Помимо стационарных турбин в СССР ещё
до войны успешно развивалось сооружение
паровых турбин специальных конструкций —
судовых, локомотивных и др.
Большое значение для дальнейшего разви-
тия отечественного паротурбостроения имела
разработанная Центральным котлотурбинным
институтом (ЦКТИ) стандартизация типо-раз-
меров турбин и резко повышенных параметров
пара, существенно поднявших экономические
показатели турбин: 90 ата и 480° С E00° С)
для крупных турбин, 35 ата и 435° С для тур-
бин средней мощности.
Эти параметры и новые типо-размеры тур-
бин были утверждены в 1947 г. в качестве
ГОСТ.
От проектирования турбин в индивидуаль-
ном порядке ряд заводов перешёл к се-
рийному проектированию с весьма широкой
унификацией узлов и деталей: серии турбин
высокого давления мощностью от 25 000 до
100 000 кет были запроектированы на ЛМЗ и
ХТГЗ; серия из восьми турбин различных

134
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
типов — конденсационных, с отборами пара и
с противодавлением — мощностью от 4000 до
6000 кет при 35 ата и 435° С была разрабо-
тана на НЗЛ
Последние конструкции, особенно турбина
ЛМЗ высокого давления мощностью 100 000кет,
выдвигают советское паротурбостроение на
передовое место.
РАБОТА И ТИПЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Работа расширения. В паровой турбине
потенциальная энергия давления пара преобра-
зуется сначала в кинетическую, которая затем
частично превращается на рабочем колесе
в механическую работу.
Кинетическую энергию пар приобретает при
истечении через сопла из области высокого
давления в пространство с более низким давле-
нием.
Эта энергия может сообщаться пару за счёт
тепла, передаваемого извне и выделяемого
самим паром при расширении, что согласно
закону сохранения энергии может быть выра-
жено следующим образом:
A)
где q — количество тепла, сообщённого извне во
время истечения 1 кг рабочего тела;/ — тепло-
содержание пара в ккал/кг; с — скорость
истечения в м/сек.
Вследствие высокой скорости пара в соплах
турбины можно пренебречь обменом тепла че-
рез стенки проточной части между рабочим
телом и внешней средой и считать, что dq = 0.
Тогда уравнение (-1) получит вид
di + Ad
(¦§) = <>•
B)
Таким образом в случае истечения пара без
трения и без обмена тепла с внешней средой,
т. е. при изоэнтропическом процессе, прира-
щение кинетической энергии можно вычислить
по формуле, полученной путём интегрирования
уравнения B):
C)
где сц—скорость истечения пара из сопла;/-
и /2 — теплосодержания пара в начале и конце
изоэнтропического расширения.
В действительности процессы в соплах не-
обратимы, т. е. протекают при наличии трения
и отсутствии механического равновесия; при
этом работа трения Lr превращается в экви-
валентное количество тепла qr, т. е. dqT = AdLr.
Так как предполагается что обмена тепла
с внешней средой нет, то всё тепло, развивае-
мое трением, сообщается пару, благодаря чему
увеличивается его теплосодержание. Уравне-
ние B) в этом случае может быть записано
так:
или после сокращения на dqr = AdLr и ин-
тегрирования
С2
где сх — скорость истечения пара из сопла;
ix и г2 — теплосодержания пара в начале и конце
процесса расширения с трением.
Таким образом уравнение, соответствующее
адиабатическому процессу с трением, имеет
такой же вид, как и для изоэнтропическо-
го процесса. По су-
Фиг. 1. Располагаемая работа
и потеря кинетической энер-
гии на pv-диаграмме .
ществу же, как
это следует из
сравнения обоих
процессов, они про-
текают различно.
Начальное со-
стояние пара, пред-
полагаемое в том
и другом случае
одинаковым, опре-
деляется нарг/- диа-
грамме (фиг. 1)
точкой 1. Конеч-
ному состоянию
пара в обоих про-
цессах соответст-
вуют точки 2 и 2',
лежащие на одной и той же изобаре р%. Из
уравнений C) и D) следует, что потери кине-
тической энергии вследствие трения
2ff 2g Л
Значит, потеря энергии Zno величине равна
располагаемой работе расширения при измене-
нии теплосодержания от i2 до /2. На pv-диа-
грамме этой работе соответствует площадь
с 2/<r2' b, где точка 2" — пересечение линии
изоэнтропического расширения 1 2' с линией
постоянного теплосодержания /2. Отсюда сле-
дует, что полезная работа действительного про-
цесса на/?у-диаграмме изображается площадью,
заштрихованной наклонно, а потеря кинетиче-
ской энергии — площадью, заштрихованной на-
крест.
С другой стороны, из фиг. 1 ясно, что работа
трения изображается площадью, полученной
как разность:
пл. а 1 2 b — пл. а 1 2"с,
т. е. работа трения превышает потерю кинети-
ческой энергии на величину, соответствующую
площади 122', вследствие того, что работа тре-
ния мгновенно превращается в тепло, которое
в дальнейшем процессе частично вновь пре-
образуется в полезную работу.
Таким образом располагаемая работа,соот-
ветствующая изоэнтропическому процессу, за-
трачивается на приращение кинетической энер-
гии и на покрытие потери кинетической энер-
гии вследствие трения.
Принципы работы турбины. За счёт
располагаемой кинетической энергии, получен-
ной в процессе преобразования энергии давле-
ния пара, может быть создан момент на валу
машины и развита механическая работа Ма-

ГЛ. VI]
РАБОТА И ТИПЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
135
шины, в которых совершается это двойное
преобразование энергии, носят название тур-
бин.
Преобразование энергии давления пара в
кинетическую происходит исключительно или
частично в неподвижных соплах или напра-
вляющих аппаратах.
Для превращения рас-
полагаемой работы
при истечении пара в
работу на валу тур-
бины служит вращаю-
щееся рабочее ко-
лесо, несущее лопа-
точный аппарат;здесь
часть кинетической
энергии пара пре-
образуется в механи-
ческую работу.
Схема проточной
части турбины пока-
зана на фиг. 2. Расши-
рение пара происхо-
дит в соплах 1, после
которых поток со ско-
ростью Сх поступает
в межлопаточные ка-
налы 2 рабочего ко-
леса, движущиеся со
скоростью и. Относи-
тельная скорость wx
при входе пара в
рабочее колесо опре-
деляется из входного
треугольника скоро-
стей (фиг. 3).
Предположим, что
пар движется в меж-
лопаточных каналах
рабочего колеса без
потерь энергии и при
наличии одинакового
давления перед рабочим колесом и за ним.
Тогда при выходе из рабочего колеса отно-
сительная скорость потока w2 остаётся равной
W\. Построение выходного треугольника ско-
ростей (фиг. 3) даёт возможность определить
абсолютную скорость с2 выхода пара из рабо-
чего колеса.
Вследствие изменения направления скорости
движения пара, обтекающего профили лопа-
Фиг. 2. Схема проточной
части активной паровой
турбины.
Фиг. 3. Треугольники скоростей активной
ступени.
ток, возникает в направлении окружной ско-
рости сила Ри, а следовательно, и вращающий
момент М, По формуле Эйлера
М = — (гхс1и — Г2с2а), E)
где G — секундный расход пара; гг и г2 — сред-
ние радиусы рассматриваемых сечений венца
соответственно на входе в рабочее колесо и
выходе из него; с1а и с2ц — проекции абсолют-
ных скоростей сх и с2 на направление окруж-
ной скорости (фиг. 3), т. е. с1а — сг cos ax и
С2и — c2cosa2-
Мощность, развиваемая рабочим колесом,
N = Mm = — (О (rxCiu — Г2С2и)
или в случае гг7а
F)
Направления векторов относительных ско-
ростей определяются углами (^ и ^2» отсчёт ко-
торых, так же как углов аг и а2, целесообразно
вести от направления окружной скорости.
В теории турбин выходным углом потока р2
часто считают острый угол между вектором w2
и направлением, обратным окружной скорости
(фиг. 3). В этом случае при вычислениях про-
екции скорости w2a необходимо множить вели-
чину вектора да2 на cos A80° — 32).
Для того чтобы кинетическая энергия по-
тока пара, поступающего на рабочее колесо,
возможно лучше была преобразована в ме-
ханическую работу на валу турбины, необхо-
димо достигнуть оптимального соотношения
между скоростью истечения пара и окружной
скоростью. При малых значениях угла а1
и_\ _1_
cWoPt 2'
Найденное оптимальное отношение — по-
зволяет заключить, что при большой величине
располагаемой работы, когда скорость с\ вели-
ка, высокое значение к. п. д. турбины может
быть достигнуто только при большом значе-
нии окружной скорости и.
В схеме проточной части, изображённой
на фиг. 2, предполагалось, что преобразование
энергии давления в кинетическую происходит
только в соплах. Но это преобразование
энергии частично может происходить и в ло-
паточном аппарате рабочего колеса. Простей-
шая схема венца турбины такого типа пока-
зана на фиг. 4. Здесь пар, пройдя направляю-
щие лопатки /, поступает на венец рабочего
колеса 2, причём в зазоре между направляю-
щими и рабочими лопатками устанавливается
давление р12 более высокое, чем давление р2
за рабочим колесом. В лопаточном аппарате
рабочего колеса происходит ускорение потока,
благодаря чему относительная скорость пара Wo
при выходе из рабочего колеса оказывается
больше скорости w^. Треугольники скоростей
для этого случая показаны на фиг. 5.
Если допустить, что осевая составляющая
скорости cz остаётся одинаковой при входе по-
тока в рабочее колесо и при выходе из него,
то разность давленийрп — /?2вызовет ускоре-
ние потока только в направлении, обратном
окружной скорости. В лопаточном аппарате, как
в сосуде, из которого вытекает струя жидкости,
вследствие ускорения потока возникает сила
реакции. Так как ускорение происходит в на-
правлении, обратном окружной скорости, то
в направлении окружной скорости возникает
сила реакции, дающая момент вращения. Таким
образом в данном случае вращающий момент,
вычисляемый также по формуле E), возникает

136
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
как вследствие отклонения потока во время
протекания его через рабочее колесо, так и
благодаря силе реакции от ускорения потока.
Для эффективного использования большого
располагаемого перепада тепла в реактивной
ступени необходимо выбирать высокую окруж-
ную скорость венца рабочего колеса, прини-
мая I — / , ~1-
\сг /opt
Основные типы паровых турбин. Паро-
вые турбины можно классифицировать по прин-
ципу работы, по числу ступеней, способу под-
вода пара, параметрам пара, назначению уста-
новки и по другим признакам.
По принципу работы паровые турбины разли-
чаются в зависимости от того, происходит ли
преобразование энергии давления в кинетиче-
скую и последней в механическую работу на
валу турбины раздельно, т. е. в различных ап-
паратах, или обе части процесса протекают
в одном аппарате.
В схеме проточной части турбины по фиг. 2
энергия давления превращается в кинетиче-
скую только в соплах, на рабочем же колесе
нет перепада давления. Турбины такого типа
называются активными.
В схеме проточной части турбины по фиг. 4
энергия давления преобразовывается в кине-
тическую частично
и на рабочем ко-
лесе одновременно
с превращением
кинетической энер-
гии з механиче-
скую работу на
валу турбины. При
этом давление пе-
ред рабочим коле-
сом выше, чем за
колесом. Турбины
такого типа назы-
ваются реактив-
ными. Процесс в
реактивных тур-
бинах характери-
зуется степенью
реакции, которая
определяется как
отношение изоэн-
тропического пере-
пада тепла на рабо-
чем колесе к сум-
ме изоэнтропиче-
ских перепадов
тепла в направля-
ющем аппарате и
в рабочем колесе.
В действительности чисто активных тур-
бин не бывает. Если даже и мыслимо создать
турбину, для которой при определённом ре-
жиме работы рг = pi2 для среднего сечения
венца, то это равенство нарушится при из-
менении режима, а также может не удовлетво-
ряться для других цилиндрических слоев, ра-
диусы которых отличаются от расчётного.
Таким образом по существу мы имеем дело
только с реактивными тубинами. Однако в
конструктивном отношении турбины с боль-
шой разностью давления /?12—Р2 на рабочем
колесе сильно отличаются от турбин, у кото-
рых эта разность мала, поэтому в заводской
Фиг. 4. Схема проточной
части реактивной паровой тур-
бины.
практике принято чисто условно различать
турбины активного и реактивного типов.
По числу ступеней различают турбины
одноступенчатые и многоступенчатые.
Для эффективного преобразования боль-
шого теплового перепада в механическую ра-
боту на валу турбины требуется высокая
Фиг. 5. Треугольники скоростей реактивной
ступени.
окружная скорость на венце рабочего колеса,
предел же повышения окружной скорости ра-
бочих лопаток ставится условием прочности
ротора турбины. Поэтому большой перепад
тепла не может быть переработан с достаточно
высоким к. п. д. в одноступенчатой турбине,
в силу чего приходится делить располагаемый
тепловой перепад между несколькими ступе-
нями турбины, включёнными последовательно.
Каждая такая ступень состоит из направля-
ющего аппарата и рабочего колеса, а сово-
купность ступеней образует многоступенчатую
турбину. Таким образом при заданных пара-
метрах пара в многоступенчатой турбине на
каждую ступень приходится меньший тепло-
вой перепад и перепад давления, чем в одно-
ступенчатой, вследствие чего уменьшается
наивыгоднейшая окружная скорость на венце
рабочего колеса. Полученные указанным спо-
собом ступени турбины носят название сту-
пеней давления
Понизить наивыгоднейшую окружную ско-
рость можно и другим способом — примене-
нием ступеней скорости (фиг. 6). С этой
целью за ступенью давления активного типа
устанавливается направляющий аппарат, кото-
Фиг. 6. Ступени скорости.
рый меняет направление скорости с2 после
первого рабочего венца и подводит поток
под нужным углом ко второму ряду рабочих
лопаток. Последние развивают вращающий
момент на валу турбины таким же образом.

ГЛ. VI]
РАБОТА И ТИПЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
137
как рабочие лопатки первого ряда, но при
совершенно иных условиях обтекания, что
видно из треугольников скоростей (фиг. 7).
Относительная скорость пара на втором венце
гораздо меньше, чем на первом, вследствие
чего и мощность второго колеса значительно
меньше, чем первого. Применение ступеней
Фиг. 7. Треугольники скоростей для двух ступеней ско-
рости.
скорости позволяет после первого рабочего
венца допускать высокую выходную скорость
с2, так как кинетическая энергия потока, по-
кидающего первый венец, в известной мере
используется на втором венце.
Турбины с несколькими ступенями скорости
позволяют при одной и той же окружной ско-
рости и перерабатывать значительно большие
тепловые перепады, чем в одноступенчатой
турбине. Ступени скорости применяются в па-
ровых турбинах весьма широко.
Подвод пара в турбинах активного типа
производится через сопла, которые распола-
гаются либо по всей окружности, либо только
на части её. В первом случае пар поступает
одновременно на все рабочие лопатки; такой
подвод пара называется полным. Во втором
случае в потоке пара одновременно находится
лишь часть рабочих лопаток, другие же ло-
патки движутся вхолостую, не развивая вра-
щающего момента, а наоборот, вызывая до-
вольно значительные потери энергии от тре-
ния и вентиляции. Такой подвод пара назы-
вается парциальным и характеризуется сте-
пенью парциальности
где т — длина дуги, занятая всеми соплами;
d — средний диаметр лопаточного венца.
В турбинах реактивного типа парциальный
подвод пара не применяется, так как в сту-
пенях реактивного типа имеется перепад да-
вления р12— Рч на рабочем колесе, вследствие
чего при парциальном подводе пара проис-
ходила бы значительная его утечка.
Истечение пара из сопел паровых
турбин
Живое сечение в устье сопла / опреде-
ляется из уравнения непрерывности:
G
/ =
С1Ъ
где G — секундный расход пара; сг и fi — со-
ответственно средняя скорость пара и удель-
ный вес его при выходе из сопла.
Скорость истечения пара
где ее — коэфициент скорости, учитывающий
потери энергии в сопле, так что теоретическая
с-, .
скорость сц = —; Л} — изоэнтропическии пере-
пад тепла, соответствующий падению давления
в сопле; с'о — скорость, с которой поток
входит в сопло.
По мере уменьшения давления пара р в
сопле скорость с растёт, а удельный вес пара у
уменьшается. Произведение су изображается
кривой, имеющей максимум при значении —-,
* Pl
несколько большем половины, называемом
критическим. Соответствующая этому отно-
шению давлений скорость также называется
критической. До указанного максимума сч се-
по ДВ
Фиг. 8. Суживающиеся сопла.
чения / сопла постепенно уменьшаются, а
после этого максимума возрастают. Следова-
тельно, до максимального значения с\ по-
лучается сужи-
вающееся сопло
(фиг. 8), а далее
этого значения —
расширяюще еся
сопло (фиг. 9).
Расчёт расши-
ряющегося сопла
в основном производится так же, как сужи-
вающегося, причём определяется наименьшее
сечение сопла /min и выходное сечение /тах.
Угол у выполняется в пределах 6—12°.
Наименьшее сечение определяется из того
условия, что давление в этом месте равно
критическому:
Фиг. 9. Расширяющееся сопло.
Рк = ^к
(8)
где Рх — давление пара перед соплом; vK —
коэфициент, принимаемый в расчётах сопел
как для перегретого, так и для насыщенного
пара равным 0,546. Для определения мини-
мальной площади сопла как в случае пере-
гретого, так и в случае насыщенного пара
пользуются формулой
п
¦> min ==
2,03
if PL '
G)
где /min — в л*2; pi — в кг/л*2 (абс); vx —
в м*/кг; G — в кг/сек.
Формулы (S) и (9) справедливы, если ско-
рость пара перед соплом пренебрежимо мала.
Если же пар перед соплом имеет скорость
с0» то эти формулы можно применить, отло-
жив вверх от точки А на w-диаграмме фиг. 10
кинетическую энергию А -~— и принимая при
расчётах вместо р\ и Тг значения р0 и TQ.

138
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
¦Фиг. 10. Процесс рас-
ширения пара в сопле
на (^-диаграмме.
Определив живое сечение в устье сопла и
выбрав угол наклона оси сопла к плоскости
рабочего колеса, легко определить высоту
сопла из уравнения непрерывности. Для этого
либо выбирают степень парциальности г и
определяют высоту сопла /, либо задаются вы-
сотой сопла I и определяют из уравнения
сплошности величину е.
Высоту сопла следует
брать не менее 10 мм,
а степень парциальности
не менее 0,2, так как
при меньших значениях
/ив сильно возрастают
потери энергии.
Получение достаточ-
ной высоты сопел и сте-
пени парциальности бы-
вает затруднительным
в турбинах небольшой
мощности со сравни-
тельно невысокой скоро-
стью вращения: малая
мощность обусловливает
малый расход пара, а
невысокая скорость вра-
щения требует применения колёс большого диа-
метра для получения требуемой окружной ско-
рости. Для устранения указанного недостатка
приходится повышать угловую скорость враще-
ния, благодаря чему возрастают до необхо-
димых значений высоты лопаток или степень
парциальности даже при сравнительно не-
больших расходах пара. Следует иметь в виду,
что повышение числа оборотов турбин свыше
3000 в минуту вызывает необходимость при-
менения зубчатой передачи между турбиной
и генератором. Несмотря на это усложнение,
турбины небольшой мощности выполняют с
высоким числом оборотов — 5000 в минуту и
более.
ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ В ПАРОВЫХ
ТУРБИНАХ
Потери внутренние и внешние. Внутрен-
ние потери кинетической энергии вновь пре-
вращаются в тепло в проточной части тур-
бины, влияя таким образом на состояние ра-
бочего тела. К этой группе относятся потери,
вызываемые трением и вихреобразованием на
лопатках, утечками через зазоры внутри ма-
шины, трением дисков или барабана о пар, а
также потери кинетической энергии, уносимой
потоком после рабочего колеса и далее не ис-
пользуемой. Все перечисленные потери можно
нанести на энтропийной диаграмме и таким
образом учесть их влияние на расчётные па-
раметры пара.
Внешние потери энергии образуют группу
потерь, которые непосредственно не могут ока-
зывать влияния на состояние пара в турбине.
К ним относятся механические потери вслед-
ствие трения в подшипниках и затраты энер-
гии на привод регулятора, масляного насоса
и других вспомогательных механизмов, а также
энергия, теряемая в зубчатом редукторе, если
последний предусмотрен для передачи работы
от вала турбины. Сюда же относится энер-
гия, теряемая вследствие утечки пара в окру-
жающую среду через внешние уплотнения
вала.
Далее рассматриваются основные причины,
вызывающие внутренние потери в турбине.
Давление и скорости вблизи профиля.
Сила, действующая на лопатку, возникает под
влиянием разности давлений на вогнутую и
выпуклую её поверхности. При установив-
шемся течении идеальной жидкости давление
у лопатки можно вычислить с помощью урав-
нения Бернулли. Если давление и скорость
жидкости в какой-нибудь точке у лопатки
обозначены соответственно через р и до, то
при отсутствии массовых сил
Р да2
Для того чтобы на лопатке возникла требу-
емая сила, у вогнутой её поверхности давле-
ние жидкости должно быть больше, а значит
скорость меньше, чем у выпуклой поверх-
ности. Другими словами, разность давлений
на различных сторонах элемента лопатки, не-
обходимая для создания вращающего момента,
связана с возникновением различных скоро-
стей потока в точках, расположенных у раз-
ных сторон этого элемента.
Профильное сопротивление. Потери энер-
гии, отнесённые к единице длины средней
части лопатки большой высоты, меньше, чем
относительная величина потери энергии при
наличии короткой лопатки, что объясняется
дополнительными потерями, возникающими
вблизи концов лопаток. В связи с этим раз-
личают потери энергии, возникающие под
влиянием профильного сопротивления, и кон-
цевые.
Силу профильного сопротивления лопатки
в свою очередь можно разложить на две со-
ставляющие: результирующую касательных
сил — сопротивление трения и результирую-
щую нормальных сил — сопротивление да-
вления.
Трение о поверхность лопатки зависит
от характера течения в пограничном слое,
которое при одинаковом качестве изготовле-
ния и одних и тех же условиях обтекания ло-
патки зависит главным образом от числа Рей-
нольдса.
При одинаковом характере течения в по-
граничном слое поверхностное трение прибли-
зительно пропорционально квадрату скорости.
Исходя из этого соображения, было бы вы-
годно создавать большую часть подъёмной
силы за счёт повышения давления (избыточ-
ного давления) на вогнутой стороне профиля,
так как при этом подъёмная сила увеличива-
лась бы за счёт уменьшения скорости пара.
Однако в действительности большая подъём-
ная сила может быть достигнута только за
счёт сильного понижения давления (разре-
жения) на выпуклой поверхности лопатки,
в силу чего главные потери энергии воз-
никают именно вблизи этой поверхности ло-
патки.
Сопротивление давления опреде-
ляется характером распределения давления
на профиле. В случае хорошо обтекаемой
формы профиля сопротивление давления объ-
ясняется расширением трубок тока в погра-
ничном слое вследствие положительного гра-
диента давления и удалением их от поверх-
ности профиля. Эти причины вызывают иска-

ГЛ. VI]
ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ В ПАРОВЫХ ТУРБИНАХ
139
жение распределения давления на профиле по
сравнению с потенциальным обтеканием и
уменьшают подъёмную силу. При плохом об-
текании профиля возникают вихри, вызываю-
щие дополнительное сопротивление. По этим
причинам толстые профили, а также профили,
работающие при значительных углах атаки,
вызывают значительное сопротивление давле-
ния. Большое влияние на сопротивление да-
вления оказывает толщина выходной кромки
лопатки, с увеличением которой потери энер-
гии быстро возрастают.
Существенное влияние на потери энергии
оказывает относительная вогнутость про-
филя т. е. отноше-
ние вогнутости /
средней линии про-
филя к его хорде
(фиг. 11). Увеличе-
ние относительной
вогнутости про-
филя означает уве-
личение угла пово-
рота потока е, бла-
годаря чему воз-
растает подъёмная
сила. В лопатках
же с большой
подъёмной силой
последняя разви-
вается главным об-
разом за счёт силь-
ного разрежения на выпуклой стороне про-
филя, что оказывает неблагоприятное вли-
яние на лобовое сопротивление профиля. По-
этому с увеличением угла поворота потери
энергии увеличиваются.
Большое влияние на потери энергии ока-
зывает угол атаки / = р|—plt образованный
направлением скорости wx вдали от решётки
(под углом Р] к оси решётки и направлением
касательной к средней линии профиля в её
передней точке (под углом 0j)]. При положи-
Фиг. 11. Профиль лопатки:
1—входная кромка; 2—выход-
яая кромка; 3— средняя лияия
профиля; Ь—хорда профиля;
s — толщина профиля; / — во-
гнутость профиля; е — поло-
жение вершины средней линии
профиля.
тельном угле атаки
минимум давле-
ния на выпуклой поверхности профиля пере-
мещается к передней кромке и возрастает
по абсолютной величине, в связи с чем на
этом участке профиля возникают большие ско-
рости. Эти явления усиливаются при малом
радиусе кривизны передней кромки. Боль-
шое увеличение угла атаки при обтекании про-
филя потенциальным потоком привело бы к
чрезвычайно сильному понижению давления
вблизи передней кромки, которое в реальных
условиях обтекания возникнуть не может.
В действительности резкое понижение давле-
ния вызывает местный срыв потока, и мини-
мум давления устанавливается гораздо меньше
теоретического. Этот местный срыв может
не повлечь общего срыва потока, лобовое же
сопротивление лопатки в результате больших
углов атаки возрастает, а подъёмная сила
уменьшается по сравнению с её теоретическим
значением. Угол атаки, при дальнейшем уве-
личении которого просходит уменьшение
подъёмной силы лопатки, называется крити-
ческим.
Иная картина обтекания профиля создаётся
при отрицательных углах атаки, т. е. при
Pi>Pi. В 9ТОМ случае на выпуклой стороне
профиля положительный градиент давления
уменьшается, что улучшает условия обтекания
профиля вдоль этой поверхности и умень-
шает опасность отрыва струи у входной кромки.
В то же время отрицательные углы атаки вы-
зывают сильное понижение давления на во-
гнутой стороне профиля у входной кромки с
последующим быстрым возрастанием давления.
Вследствие этого может возникнуть местный
срыв потока, который послужит причиной по-
вышения лобового сопротивления.
При неблагоприятном очертании профиля
срыв потока на выпуклой поверхности вблизи
задней кромки возникает уже при небольшом
положительном угле атаки, и его дальнейшее
увеличение смещает точку срыва потока к пе-
редней кромке. Лобовое сопротивление при
этом постепенно возрастает. При значительной
величине относительного шага — в случае по-
ложительных углов атаки возникают большие
потери энергии, чем при отрицательных углах
атаки.
Из сказанного следует, что характер обте-
кания профиля при больших углах атаки в
значительной мере зависит от конструкции
передней кромки, поэтому её толщина оказы-
вает влияние на максимальную подъёмную
силу и на лобовое сопротивление. Вдоль тол-
стого профиля обычно происходит более зна-
чительное изменение давления при нулевом
угле атаки, чем вдоль тонкого, что вызывает
относительное увеличение как местных ско-
ростей у профиля, так и сопротивления да-
вления. С другой стороны, обтекание профи-
лей с толстой входной кромкой меньше зависит
от изменения угла атаки, чем обтекание про-
филей с тонкой входной кромкой, вследствие
чего толстые профили имеют большой диапа-
зон углов атаки, в котором лобовое сопроти-
вление изменяется сравнительно мало.
Большое влияние на лобовое сопротивление
при значительных углах атаки имеет осевой
зазор между направляющими и рабочими
лопатками. Так, например, опыты [39] пока-
зали, что при больших отрицательных углах
атаки изменение осевого зазора между со-
плом и лопатками с 10—15 до 2 мм вызы-
вало повышение потерь энергии в несколь-
ко раз.
Из сказанного ясно, что форма профиля
должна выбираться в зависимости от условий
работы лопаточного аппарата в турбине при
различных режимах.
Общая потеря энергии при протекании
пара через рабочее колесо оценивается коэ-
фициентом <\>, равным отношению действитель-
ной относительной скорости w2 при выходе
из рабочего колеса к теоретической ско-
рости w<it-. полученной без учёта потерь энер-
гии. Коэфициент скорости определяется экспе-
риментально.
В качестве примера на фиг. 12 дан график
для коэфициента скорости ф в зависимости
от угла поворота потока е. Современные испы-
тания решёток профилей лопаток с целью
сравнительного определения потерь энергии
обычно производятся на аэродинамических
стендах. Во время испытаний определяются
поля скоростей и давлений перед решёткой
профилей и за ней, а также распределение

140
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
давления на профиле. Пример полученного
таким образом графика изменения квадрата
коэфициента скорости <\> в зависимости от шага
лопаток показан на Фиг. 13 *.
р,*рг 120 ЮО 80 60 40
20
0,9
* —
——™
•С
—.
-^
ч
\
в,7
'30 50 70 90 НО 130 ,150 170 е"
Фиг. 12. Изменение коэфициента скорости <Ь
в зависимости от угла поворота потока для
реактивных лопаток.
Угол выхода потока р2 из решётки про-
филей лопаток, вообще говоря, не равен вы-
ходному углу лопатки р2> Опыт показывает,
что при скорости пара меньше критической
для тонких профилей и при малом относи-
тельном шаге, применяемом в паровых тур-
бинах, разность {J2"~ Рг обычно невелика.
0.36
0.47 0,51 0,55 0,59 0.63 0,67
Фиг. 13. Изменение ф в зависимости от шага лопаток
и угла атаки.
эффекта эта формула может давать значитель-
ную погрешность, поэтому при проектирова-
нии необходимо для определения угла fe иметь
данные эксперимента, относящиеся к приме-
няемым профилям лопаток при различных
углах атаки, особенно для лопаток активного
типа.
При скорости пара больше критической в
косом срезе межлопаточного канала может
возникнуть значительное отклонение потока
[22].
Концевые потери. В основном концевые
потери энергии включают потери от образова-
ния концевых свободных вихрей, от трения
на ограничивающих кольцевых поверхностях
статора и ротора и от утечки пара через ра-
диальные зазоры и от внезапного расшире-'
ния проточной части.
Концевые вихри образуются вблизи краёв
лопаток вследствие разности давлений на во-
гнутой и выпуклой сторонах лопатки. В край-
них сечениях изолированного крыла вследствие
отсутствия преграды воздух перетекает от во-
гнутой поверхности, на которой имеется избы-
точное давление, к выпуклой поверхности, где
получается разрежение (фиг. 14). Аналогичные
явления возникают на концах лопаток турбо-
машин. Перетекание пара происходит не только
через радиальный зазор (если лопатки не свя-
Фиг. 14. Образование концевых вихрей: а—вогнутая по-
верхность; о—выпуклая поверхность: / — крыло; 2 — ло-
патка; 3 — корпус; 4 — радиальный зазор.
Эксперименты подтверждают, что направление
средней скорости потока при выходе из ре-
шётки реактивных профилей лопаток прибли-
зительно может быть оценено по формуле
sin & = у
A0)
где а — ширина канала в узком сечении;
t — шаг лопаток (см. фиг. 8). При наличии
в межлопаточных каналах диффузорного
* По данным испытаний лаборатории паровых турбин
Ленинградского политехнического института им. М. И. Ка-
линина.
заны ленточным бандажом) от выпуклой к во-
гнутой поверхности одной и той же лопатки,
но также через межлопаточный канал к вы-
пуклой поверхности соседней лопатки. В ре-
зультате у концов лопаток образуются сво-
бодные вихри, подхватываемые и уносимые
потоком (фиг. 14).
Наличие концевых вихрей вызывает в ло-
паточном аппарате с бандажом уменьшение
угла выхода потока у концов лопаток и уве-
личение этого угла на некотором расстоянии
от концов лопаток.
Потери от трения на поперечных границах
возникают на стенках статора и ротора, огра-
ничивающих проточную часть.

ГЛ. VI]
ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ В ПАРОВЫХ ТУРБИНАХ
141
В реактивных турбинах с короткими лопат-
ками могут возникать значительные потери
энергии вследствие утечки пара через радиаль-
ные зазоры у концов лопаток, которые при-
ходится оставлять во избежание задеваний
ротора за статор при короблении цилиндра и
по другим причинам. Потери энергии hym,
вызванные радиальными зазорами 5, опреде-
ляются с помощью эмпирических формул, на-
пример,
= 3,1
ftn
Lym
= 1,72
ho,
где 5 и / — в мм; Ло — располагаемый перепад
тепла.
Потери от внезапного расширения проточ-
ной части возникают в месте перехода от одного
ряда лопаток к другому, так как в последую-
щем ряду у входной кромки лопатка делается
выше, чем при выходе потока из предыдущего
ряда. Чтобы свести к минимуму потери энер-
гии, вызванные перекрышей лопаток, надо эту
перекрышу делать как можно меньше.
Концевые потери в паровых турбинах
обычно вычисляют по эмпирическим форму-
лам типа
п. =
где tj^ и ч\л — к. п. д. лопаточного венца со-
ответственно без учёта и с учётом концевых
потерь; / — высота сопла в мм; а — прини-
мается равной 1,2—1,6 мм. Указанные цифры
относятся к хорошо обработанным поверхно-
стям и малым перекрышам лопаток и не
включают утечек через зазоры.
При парциальном подводе пара возникают
также концевые потери вследствие периоди-
ческого заполнения и опорожнения межлопа-
точных каналов рабочего колеса вблизи кон-
цов сегментов сопел. Эта потеря для двух
концов сегмента может быть определена по
формуле
hK = т —у- Ло ккал\кг,
где т « 0,5; t — шаг рабочих лопаток; ? — об-
щая степень парциальности; d — средний диа-
метр венца. Если по окружности располо-
жено несколько сегментов сопел, то указан-
ная величина потерь умножается на число их.
Выходные потери. Поток, покидающий
рабочее колесо, уносит кинетическую энер-
гию, которая, будучи отнесённой к 1 кг и вы-
раженной в тепловых единицах, может быть
4
вычислена по формуле he = А -~—. В много-
ступенчатых турбинах значительная часть
этой энергии используется в следующих ра-
бочих колёсах, но за последним рабочим ко-
лесом эта кинетическая энергия обычно те-
ряется.
По выходе из лопаточного аппарата поток
направляется в выхлопной патрубок, присо-
единённый к конденсатору или трубопроводу.
В постепенно расширяющемся выхлопном па-
трубке поток поворачивается на 90е, встречая
на своём пути некоторые плохо обтекаемые
детали, выступающие внутрь патрубка в силу
конструктивных особенностей машины. Ввиду
неблагоприятной формы выхлопного патрубка,
в нём трудно избежать отрывов струй от
стенок и связанных с этим возвратных тече-
ний. Потери энергии в выхлопных патрубках
определяются путём продувок их моделей на
аэродинамических стендах.
Потери от трения диска о пар и венти-
ляционные. Вентиляционные потери возни-
кают при парциальном подводе пара вслед-
ствие вращения лопаток, не омываемых пото-
ком пара, и могут быть вместе с потерями
от трения диска о пар определены по фор-
муле
Nm^ X [ 1,46^ + 0,83 A - s) Л1-5] -^ Ъ
где Nm g — мощность, затрачиваемая на трение
диска и вентиляцию, в л. с; А — коэфициент,
который для воздуха и высоко перегретого
пара принимается равным 1,0, для перегретого
пара 1,1—1,2 и для насыщенного пара ],3;
d — средний диаметр колеса в м; г — степень
парциальности; / — высота лопатки в см;
и — окружная скорость, соответствующая
среднему диаметру, в м/сек; i — удельный
вес пара, в котором вращается колесо,
в кг/л&.
Коэфициент возврата тепла. В много-
ступенчатых турбинах часть кинетической
энергии, теряемой в ступени вследствие тре-
ния, завихрений и других причин, используется
в некоторой мере в следующих ступенях.
Происходит это оттого, что вследствие ука-
занных потерь повышается температура пара
и происходит увеличение располагаемого те-
плопадения для последующих ступеней. На
последующих ступенях, однако, используется
лишь незначительная часть потерянной кине-
тической энергии.
Увеличение располагаемого теплового пе-
репада в многоступенчатой турбине, вызван-
ного потерями кинетической энергии в сту-
пенях, характеризуется коэфициентом воз-
врата тепла а =
, где
сумма изо-
энтропических перепадов тепла на всех сту-
пенях турбины; Hq — общий изоэнтропиче-
ский перепад тепла в турбине.
Коэфициент возврата тепла тем больше,
чем больше число ступеней и тепловой пе-
репад Но и чем выше потери энергии.
Коэфициенты полезного действия. Тур-
бина питается паром, имеющим некоторое
теплосодержание Iq. Если теплосодержание кон-
денсата, которым питается котёл, обозначить
через q, то 1 кг пара в котле сообщается коли-
чество тепла (/"о — q) ккал/кг. В случае идеаль-
ного процесса расширения пара в механиче-
скую энергию преобразуется Aг — L2) ккал/кг,
где г2 — теплосодержание в конце изоэнтро-
пического процесса расширения. Термический
к. п. д. цикла
h-ч
В расчётах турбин удобно вводить к. п. д.,
характеризующие отдельные группы потерь
в турбине или в отдельной ступени.

142
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Если пар к ступени подводится со ско-
ростью с2 и отводится со скоростью с2, а тепло-
содержание пара при входе и при выходе
i, и /д, то работа, развиваемая на рабочем
колесе 1 кг пара,
При отсутствии потерь энергии в лопаточ-
ном аппарате располагаемую работу можно
выразить так:
'2 2
AL0 = *, — i'2 + A -?-=-—-,
где (х — коэфициент использования кинетиче-
ской энергии пара, покидающего рабочее
колесо, в последующих ступенях. За послед-
ним колесом турбины кинетическая энергия
пара обычно теряется, и поэтому fi = 0.
Для промежуточных ступеней с хорошо вы-
полненной проточной частью можно считать
Kiel.'
Внутренним к. п. д. тц называется отно-
шение внутренней работы машины к работе
располагаемой:
Этот к. п. д. характеризует экономичность
работы турбины по отношению к количеству
тепла, сообщённому пару.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Одноступенчатая паровая турбина. Одно-
ступенчатая турбина состоит из одного напра-
вляющего аппарата и расположенного за ним
рабочего колеса.
В направляющем аппарате пар расширяется
от начального давления рх до р\% в зазоре
перед рабочим колесом. Этому изменению
давления соответствует располагаемый перепад
тепла hi = i\ — i'l2 • Вследствие трения в кине-
тическую энергию преобразуется часть рас-
полагаемого перепада тепла /j — /12, чему со-
ответствует скорость истечения Cj.
На рабочем колесе пар продолжает расши-
ряться от давления /?j2 до давления /?2, причём
относительная скорость пара увеличивается
от wx до о>2 за счёт перепада тепла h2 в ра-
бочем колесе. Если обозначить через <\> коэ-
фициент скорости, отнесённый к теоретической
скорости выхода пара из рабочего колеса w2t,
то действительная скорость выхода
8380Л2 .
Если принять во внимание только потери
энергии в лопаточном аппарате и выходные,
то полезная работа обозначается LA, и к. п. д.
лопастного венца
Внутренняя мощность, передаваемая через
вал турбины,
N
где Hi — внутренний использованный перепад
тепла во всей турбине; G — расход пара тур-
биной в кг/сек.
Если внешним потерям соответствует мощ-
ность NM, то эффективная мощность, переда-
ваемая через муфту турбины,
Отношение эффективной мощности к вну-
тренней называется механическим к. п. д.
Эффективным к. п. д. называется отноше-
ние эффективной мощности к располагаемой:
причём
Tie =
Произведение эффективного к. п. д. на
термический к. п. д. даёт полный эффектив-
ный к. п. д.
Работа, совершаемая 1 кг пара,
Мы 1
1Л = -?- = —
Работа 1 кг пара, которая получилась бы
в идеальной машине при отсутствии всех
потерь,
где с0 — фиктивная скорость, соответствующая
располагаемому перепаду тепла на всю сту-
пень й0 и определяемая по формуле
(И)
Здесь с2 — скорость пара при входе в на-
правляющий аппарат.
К. п. д. лопаточного венца
В большинстве случаев можно принимать
их = и2 = и; тогда
2и (с1в — сав)
A2)
В частном случае, когда Л2 = 0, т. е. для
активной ступени, из треугольников скоростей
можно получить следующую зависимость:

ГЛ. VI]
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ПАРОВЫХ ТУРБИН
143
Сильное влияние на т]л оказывает отноше-
ц
ние —. Если в последней формуле считать
ci
и
заданными все величины, кроме —, то легко
найти оптимальное значение этого отношения,
которому соответствует *1лтах-
COS at
opt
Из указанного уравнения ясно, что т^ тем
выше, чем больше <р и ф и чем меньше а2 и ji2.
Однако с уменьшением углов аг и р2 увели-
чиваются потери вследствие большого угла
поворота потока, и поэтому выбирать эти углы
чрезмерно малыми нецелесообразно.
К. п. д., определённый по формуле A2),
учитывает потери, вызванные сопротивлением
лопаток, и выходную потерю, но не принимает
во внимание утечку пара через радиальные
зазоры и потерю от трения диска. Последние
потери, отнесённые к 1 кг пара, уменьшают
работу на лопатках LA до значения Z,,-, кото-
рая является внутренней работой турбины.
Внутренний к. п. д. турбины
/ г i
1 Lo
где Lym и Lm.e —потерянная работа, соответ-
ствующая утечкам пара через радиальные
зазоры и трению диска и вентиляции.
При заданном тепловом перепаде в ступени
вместе с возрастанием — быстро растет и
работа трения, поэтому вершина кривой
t\i = / I — | оказывается расположенной ниже
и левее вершины кривой г\А = / I — I, как
показано на фиг. 15. Этого оптимального
L
Фиг. 15. Изменение к. п. д.
¦цл и щ в зависимости от
2 — кривая
3- кривая т, =/ (—) • фиг- 16. Тепловой процесс
i V с, ) на и-диаграмме.
U
значения — и следует стремиться достиг-
нуть при проектировании одноступенчатой
турбины.
Для одноступенчатой турбины /«-диаграмма
теплового процесса изображена на фиг. 16.
Точка А изображает состояние пара перед
направляющими лопатками, точка D — в конце
изоэнтропического процесса расширения. По-
At
тери в направляющем аппарате hc=(l—<р8) Л-~—..
отложенные вверх от точки В, определяют на
изобаре р12 точку С, соответствующую состоя-
нию пара при выходе из направляющего аппа-
рата. Удельный объём fj (или удельный вес -fi)
в этой точке войдёт в формулу для определе-
ния высоты направляющих лопаток. Дальней-
шее расширение пара происходит в рабочем
колесе, на котором возникают потери от лобо-
вого сопротивления лопаток, учитываемые
обычно коэфициентом скорости ф и равные
Откладывая потерю hA на «-диаграмме
вверх от точки Е, получают точку F на изо-
баре /?2, соответствующую состоянию пара при
выходе потока из рабочего колеса. Удель-
ный объём v2 (или удельный вес 72) B этой
точке послужит для определения высоты ра-
бочих лопаток.
Отложив далее от точки F вверх по вер-
тикали потерю тепла hym, вызванную утеч-
ками пара через радиальные зазоры, выход-
ную потерю he = А -к— и потерю hme от тре-
ния и вентиляции, находят точку К, лежащую
на изобаре р2 и определяющую состояние
пара за рабочим колесом. Эта точка опреде-
лит также использованный тепловой перепад Л,-.
Зная все тепловые потери, можно выра-
зить внутренний к. п. д:
ло-2Л
л hi
«о й0
где Т]/гл — сумма всех внутренних потерь в
турбине.
Для определения высот лопаток получим
уравнения
A3;
/ _
I] =
sin
A4)
где /j и 1г— высоты соответственно направля-
ющих и рабочих лопаток; dx и rf2—средние
диаметры по направляющим и рабочим лопат-
кам у выходных сечений; ах и ^ — углы вы-
хода потока, которые определяются на осно-
вании экспериментальных данных. При малых
углах атаки и малом относительном шаге без
большой погрешности углы выхода потока
можно определять по формуле A0).
Степень реакции. Степенью реакции ь
называется отношение изоэнтропического те-
плового перепада Л2, преобразуемого в кине-
тическую энергию в рабочем колесе, к об-
щему тепловому перепаду в ступени
При наличии некоторой степени реакции
выражение для к. п. д. не получается столь

144
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
простым, как для активной ступени, но по-
строение кривой т]л=/1— по точкам со-
гласно формуле A2) не представляет затруд-
нений. Оптимальное отношение — при
этом оказывается выше, чем для активных
лопаток.
Для примера на фиг. 17 изображена кри-
(и\
зая изменения — ] в зависимости от сте-
пени реакции р при
в1 = 14°, ср = 0,96 и
Ф = 0,86. Из неё видно,
что при р = 0,5 опти-
О 0,2 0А 0,6 р
Фиг. 17. Оптимальное от-
0,2 0,4 0,5 р
ношение
в зависимости
от степени реакции р.
Фиг. 18. Оптимальное отно-
и
шение — в зависимости
Со
от степени реакции р.
мальное отношение ( —] приблизительно в
\Cl/opt
два раза больше, чем при р = 0. Вместо —
ci
для характеристики ступени часто пользуются
и
отношением — , где с0 вычисляется согласно
со
.... .. /и\
уравнению A1). Кривая ( — i в зависимости
VСо 'opt
от ? построена на фиг. 18 для тех же данных,
что и кривая на фиг. 17. Кривые показывают,
(и\
что для различной степени реакции —
Vc0/Opt
(U\
изменяется в меньшей мере, чем —
1 с, /opt"
Этим объясняется удобство использования
в качестве характеристики ступени отноше-
и
кия —.
Ч
Последняя диаграмма позволяет заключить,
что для одинакового располагаемого теплового
перепада, т. е. при постоянном значении фик-
тивной скорости с0, оптимальное значение
окружной скорости увеличивается вместе с ро-
стом степени реакции.
Многоступенчатые паровые турбины.
Для получения высокого к. п. д. ступени не-
обходимо иметь близкое к оптимальному от-
и „
ношение —. С другой стороны, при заданном
со
состоянии пара перед одноступенчатой тур-
биной и при заданном противодавлении
имеется определённый перепад тепла, кото-
рому соответствует скорость с0. Таким обра-
, и
зом, выбрав отношение —, получим для за-
со
данного перепада тепла величину окружной
скорости и. При значительном располагаемом
перепаде тепла величина окружной скорости
может получиться настолько большой, что
окажется невозможным выполнить прочное
рабочее колесо. Кроме того, при большом
тепловом перепаде в ступени получается зна-
чительная выходная потеря кинетической
энергии.
Для устранения этих затруднений общий
тепловой перепад разбивают между несколь-
кими ступенями давления. При этом работу
1 кг пара, развиваемую в каждой ступени,
можно наглядно представить в /ш-диаграмме
площадями Z-j, Z.2, I3 и т. д. (фиг. 19). Из диа-
граммы видно, что для получения одной и
той же работы ступени,
а значит и одинаковых 1'
площадей на ру-диаграм-
ме перепады давления в
первых ступенях должны
быть значительно боль-
ше, чем в последних.
Если имеется не-
сколько последовательно
расположенных ступе-
ней, то при надлежащем
выполнении проточной
части кинетическая энер-
гия потока, покидающего все рабочие колё-
са, кроме последнего, может быть частич-
но использована в последующих ступенях.
Для этих ступеней к изоэнтропическому пере-
паду тепла й0 прибавляется перепад tic =
Фиг. 19. Распределение
работы между ступе-
нями.
— А ~ (фиг. 20), где с2
средняя скорость,
с которой пар подводится к ступени.
Скорость истечения пара из направляю-
щего аппарата в случае использования
выходной кинетической ч
энергии потока, покида- ^
ющего предшествующее
колесо,
Благодаря использо-
ванию выходной скоро-
сти к. п. д. ступени зна-
чительно возрастает. Так
как кинетическая энер-
гия потока за рабочим
колесом не является по-
терянной, то её можно
не включать в затрачен-
ное тепло, приняв
Фиг. 20. Тепловой про-
цесс с использованием
выходной скорости на
«-диаграмме.
Внутренний к. п. д. промежуточной ступени,
использующей выходную скорость,
о 4- н'Сш -

ГЛ. VI]
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ПАРОВЫХ ТУРБИН
145
Для группы реактивных ступеней со сте-
пенью реакции р = 0,5, для которых можно
принять otj = р„ ср = ф, ja = 1, сг = w3, с2 = wt,
с2 = с2' ¦ и с2и = — (с1ы — и), работа, совершае-
мая 1 кг пара,
L* = % (ctu — Чи) ~ \ Bfii cos «j - и) A5)
о о
— 2 cos «1
с, V 1 с\)
- 2 cos oi -f S'
A6)
1
где Ь' — ~o — 1 — коэфициент потерь энергии.
При постоянных значениях угла ах и коэ-
фициента потерь ?' величина г\л зависит
только от отношения —. Решение уравнения
•и
Од
0,6
ОА
9.2
f
-—
N
\
\
—~ —* и
0,8 fj t,6
Фиг. 21. Изменение к. п. д. ло-
паточного венца в зависимости от
: нри о, «20°; <р
Р ¦= 0,5.
о,93;
зывает, что наи-
большее значение
ч\л достигается при
— — cos а,. Пример
ci
кривой изменения
ч\л в зависимости
от — изображен
на фиг. 21.
Выбор числа ступеней. Выбор типа и
числа ступеней производится в зависимости
от величины общего теплового перепада,
скорости вращения, расхода пара, требуе-
мых величин к. п. д. и стоимости турбины.
Уменьшение теплового перепада в ступени
приводит к повышению к. п. д. турбины как
вследствие увеличения высот лопаток, влеку-
щего за собой снижение концевых потерь, так
и благодаря меньшей выходной потере.
При большом расходе рабочего тела сле-
дует начинать расчёты с определения разме-
ров последней ступени. Лопатки этой ступени
не должны быть слишком высокими по срав-
нению со средним диаметром во избежание
снижения к. п. д. ступени. Предельное отно-
шение среднего диаметра последней ступени dz
к высоте лопатки I, в исключительных слу-
чаях достигает 3,5 и даже меньших значений,
но по возможности следует избегать приме-
нения таких колёс и стремиться получать
более высокие значения этого отношения.
г. * d7 и „
Выбрав отношения — и — , число оборотов п
'г ci
в минуту и угол р2, величину наименьшего
диаметра dz последней ступени можно найти
путём простых преобразований уравнения A4):
(г
i&n sin 02
A7)
где 1~
Применительно к реактивным турбинам
отношение X можно в ориентировочных рас-
.. и
четах выбирать таким же, как отношение —.
В турбинах активного типа удобнее аналогич-
ную формулу составить применительно к вы-
ходному сечению направляющего аппарата,
чтобы вместо величины X вошло отношение
—. Диаметр dz выбирают равным или, если
это допустимо по конструктивным соображе-
ниям, большим, чем найденный по формуле A7).
При распределении теплового перепада
между ступенями реактивных турбин с плавно
изменяющейся проточной частью следует пер-
вому ряду направляющих лопаток давать не-
сколько увеличенный тепловой перепад, так
как в следующий ряд лопаток пар входит со
скоростью wlt тогда как при входе в первую
ступень скорость может быть значительно
меньше. Если же профили направляющих и ра-
бочих лопаток сделать одинаковыми и вы-
брать равные перепады тепла, то сг окажется
меньше w2, и направляющая лопатка может
получиться выше рабочей. Дополнительный
перепад тепла на первую ступень Н' следует
вычесть из располагаемого, после чего оста-
нется перепад
Н'
¦Я»-А',
где а — коэфициент возврата тепла. Пере-
пад Н' можно распределить между ступе-
нями пропорционально квадратам окружных
скоростей, так что перепад на каждую сту-
пень
Я' и3
Ло = т '
« <р
где и — окружная скорость рассматриваемой
ступени; иср— средняя окружная скорость.
Для того чтобы определить число ступе-
ней z, выбирают ориентировочно общий для
всех ступеней средний Диаметр, исходя из раз-
и
меров последней ступени, отношения — и вы-
ходных углов <*г и р2. Тогда, например, для
реактивной турбины перепад на каждую сту-
пень согласно уравнению A5) составит
AL.
/г0 = —^ =
B — cos <*!— 1)
Полученное значение г округляется до целой
цифры.
Ступени скорости. В ступенях скорости
введение некоторой степени реакции способ-
ствует повышению к. п. д. вследствие умень-
шения вихреобразований в потоке и, кроме
того, оказывает благоприятное влияние на
отношение высот лопаток.
При расчёте ступеней скорости с чисто
активными лопатками часто получается рез-
кое приращение 8lt Ьн и 82 высот лопаток.
При этом угол, образуемый линиями, соеди-
10 Том 13

146
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
няющими концы выходных кромок лопаток
(угол 1 на фиг. 22), может оказаться чрез-
мерно большим, вследствие чего возможен
срыв струи пара. Если же допустить некото-
рую степень реакции, то можно удержать в
требуемых границах отношение высот лопаток
и улучшить условия обтекания профилей.
Пусть / — высота сопла; /х — длина первой
рабочей лопатки при выходе; 1Н — длина на-
правляющей лопатки при выходе; /2—длина вто-
рой рабочей лопатки при выходе. Для того
чтобы не было отставания струи пара от сте-
нок канала, возрастание лопаток должно быть
небольшим. Хорошие результаты могут быть
Фиг. 22. Схема проточной части ступеней скорости.
получены для рабочих лопаток шириной 40 мм
и направляющих — 30 мм при следующих со-
отношениях высот лопаток: -=• = 1,20; у5 =
= 1,30; ~ = 1,30. При определении высоты
сопла можно принимать ах = 16-^18°.
Определив высоту сопла по указанным со-
отношениям, можно найти высоты лопаток.
Далее, зная из треугольника скоростей wlt в
случае активных лопаток находят гг/2 = ^wt и
величину угла р2 из уравнения
Gv2
sin ^з
Точно так же определяются выходные углы
потока из направляющего аппарата и второго
ряда рабочих лопаток.
Полученный таким образом угол выхода
потока за последним рядом лопаток очень часто
оказывается чрезмерно большим, вследствие
чего выходная потеря энергии оказывается
значительной и к. п. д. пониженным. Чтобы
можно было уменьшить угол f}2 выхода пара из
последнего ряда лопаток при заданном зна-
чении /2, следует увеличить скорость да2» а
это может быть достигнуто путём введения
небольшой степени реакции. При этом
где Ло—тепловой перепад, приходящийся на
все ступени скорости; р2, w\, w'2 — степень
реакции и скорости для второго ряда лопаток.
Так как ступени скорости чаще всего при-
меняются в части высокого давления турбины,
то при сколько-нибудь значительной степени
реакции утечка пара через зазоры может по-
лучиться недопустимо большой, поэтому вве-
дение степени реакции на лопатках ступеней
скорости должно быть неразрывно связано
с конструктивными мероприятиями, уменьшаю-
щими утечку пара через зазоры. Пример сту-
пеней скорости с уплотнениями зазоров по-
казан на фиг. 23. Для этого типа лопаток
практически хорошие результаты получались
Фиг. 23. Лопатки ступеней скорости с коническими бан-
дажами.
при в1 = 16°, р2=20°, а1== 25°, Р2=35°. Ввиду
значительного прироста высот лопаток в по-
следовательных рядах этой ступени бандаж!и
делаются коническими.
Ступени скорости с коническими бан-
дажами сложны в производстве, поэтому для
турбин малой и средней мощности предпочти-
тельно ступени скорости изготовлять с цилин-
дрическими бандажами. Однако такая кон-
Фиг. 24. Ступени скорости с малым отношением
высот лопаток.
струкция ступени допустима лишь при малом
отношении высот лопаток, которое опре-
деляется максимально допустимой величиной
перекрыш лопаток 8 (фиг. 24). Если, напри-

ГЛ. VI]
РАБОТА ТУРБИН ПРИ РАЗЛИЧНЫХ РЕЖИМАХ
147
мер, принять 8 = 2,5 мм, то при высоте
сопла 25 мм получается lt = 30 мм, 1Н =
= 35 мм и /2 = 40 мм. Так как р2' определяет
выходную потерю и поэтому не может быть
сильно изменено, то требуемое соотношение
между высотами лопаток может быть достиг-
нуто путём значительного уменьшения выход-
ных углов сопла, а также первой и направляю-
щей лопаток. Например, в серийных машинах
Невского завода им. Ленина Oj = 12°, ф'2 =
= 20° и fig' = 32°. Малая величина
= 14°
угла
способствует также увеличению вы-
соты сопла или увеличению степени парциаль-
ности, что особенно благоприятно отражается
на к. п. д. ступеней скорости при малых
объёмных расходах пара.
При расчёте ступеней скорости с неболь-
шои степенью реакции удобнее вместо —
ci
и
пользоваться отношением —, где с0 =
Ввиду сложности термодинамического про-
цесса надёжные данные для расчёта ступеней
скорости можно получить лишь опытным пу-
тём. К. п. д. лопаточного венца ступеней ско-
рости (т. е. без учёта потерь от трения и вен-
тиляции и потерь у концов сегментов сопел)
достигает 75—78% при сравнительно высоких
значениях — = 0,26 ч- 0,28.
РАБОТА ТУРБИН ПРИ РАЗЛИЧНЫХ
РЕЖИМАХ
Зависимость расхода пара от начальных
его параметров и противодавления. Рас-
ход пара можно определить по формуле
Pw
'и-. / \Pi)
'¦.I/ ,_(ay'
A8)
где G, ри р2 и Г, — соответственно расход
пара, начальное давление пара, противодавле-
ние и начальная абсолютная температура пара
при рассматриваемом режиме; б0, рю, р^
и 70 — при расчётном режиме.
Отношение -^ обычно близко к единице,
поэтому часто пользуются этой формулой
в таком виде:
G _ Рг
Ш±.
A9)
Формулы выведены в предположении, что
площади всех живых сечений проточной части
турбины остаются неизменными.
Способы регулирования. Расчёт паровой
турбины производят для одного определён-
ного расхода и для определённых параметров
пара. Для вновь проектируемых турбин сле-
дует в качестве расчётного принимать такой
режим, при котором предполагается выработка
турбиной наибольшего числа киловатт-часов.
К. п. д. турбины при этом режиме следует
стремиться сделать максимальным. Такой ре-
жим часто называют экономическим. Наи-
большая мощность, которую турбина должна
длительно развивать на клеммах генератора,
называется номинальной. Для конденсацион-
ных турбин экономическая мощность прини-
мается на 10°/0 меньше номинальной, а иногда
и равной последней.
Во время работы турбины нагрузка по-
стоянно меняется; при этом расход пара дол-
жен изменяться таким образом, чтобы тур-
бина развивала требуемую от неё мощность
в пределах от нуля до номинальной.
Изменение мощности, развиваемой турби-
ной, можно осуществлять различными спо-
собами: 1) дросселированием пара путём при-
крывания регулировочных клапанов (дрос-
сельное регулирование); 2) изменением жи-
вого сечения сопел путём прикрывания от-
дельных групп сопел (сопловое регулирование);
3) подведением свежего пара к различным
точкам по длине проточной части турбины
(обводное регулирование); 4) комбинированием
соплового регулирования с обводом пара не-
скольких промежуточных ступеней (регулиро-
вание с внутренним обводом); 5) изменением
давления свежего пара перед турбиной.
Дроссельное регулирование.
При уменьшении нагрузки должен умень-
шаться расход пара турбиной, что достигается
понижением давления перед соплами. Это по-
ниженное давление может быть осуществлено
прикрыванием дроссельного клапана.
При закрывании клапана количество про-
пускаемого им пара уменьшается. Одновре-
менно с уменьшением расхода пара происхо-
дит дросселирование, т. е. давление за клапаном
падает, в то время как теплосодержание в конце
процесса дросселирования (точка В на фиг. 25)
Фиг. 25. Тепловой процесс на ^-диаграмме
при дроссельном регулировании.
остаётся равным начальному теплосодержанию
(точка Ай). Давление pv до которого необхо-
димо пар дросселировать, определяется тре-
буемым расходом пара.

148
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Кроме понижения давления путём дроссе-
лирования регулировочным клапаном, происхо-
дит также потеря давления (р0 — р'о) в авто-
матическом стопорном (быстрозапорном)
клапане, которым пользуются при пуске тур-
бины и для быстрого прекращения доступа пара
в турбину (см. схему на фиг. 45). Во время ра-
боты турбины стопорный клапан остаётся пол-
ностью открытым, и поэтому перепад давления
в нём невелик и составляет при полном расхо-
де пара 2—2,5% от величины начального давле-
ния ро (с учётом потери давления в тракте до
регулировочных клапанов). Таким образом, если
отнесённый к состоянию пара перед стопор-
ным клапаном располагаемый тепловой пере-
пад обозначить через //0 (точка А$ на фиг. 25),
то состоянию пара перед регулировочным кла-
паном будет соответствовать тепловой перепад
Н^. После дроссельного клапана остаётся рас-
полагаемый тепловой перепад Я^т. е. уменьше-
ние перепада вследствие дросселирования со-
ставляет Д// = Но — Н\.
Дроссельное регулирование приводит
к большим потерям тепла при малых расходах
пара; в чистом виде оно применяется лишь
в тех случаях, когда турбина предназначена
для работы со слабо меняющейся нагрузкой.
Сопловое регулирование. Схема
соплового регулирования представлена на
фиг. 26. Пар к соплам первой ступени посту-
пает через клапаны
1, 2, 3 и 4, каждый
из которых откры-
вает доступ пару к
своей изолированной
группе сопел.
При полном откры-
тии всех клапанов че-
рез турбину проходит
максимальное количе-
ство пара. Для умень-
шения расхода пара
часть клапанов при-
крывают, выключая
этим соответствующие
сопла первой ступени, давление же перед
теми соплами, к которым пар поступает
через вполне открытые клапаны, остаётся
неизменным. Таким образом состояние пара
перед этими соплами не меняется, и рас-
полагаемый тепловой перепад Нх остаётся
приблизительно постоянным, изменение же
расхода пара происходит за счёт изменения
числа открытых сопел первого ряда.
При недогрузке тепловые перепады в
промежуточных ступенях изменяются мало,
сильному же изменению подвергаются лишь
тепловые перепады Л01 и hOz в первой (регу-
лировочной) и в последней ступенях. При
этом перепад в первой ступени увеличи-
вается, а в последней уменьшается.
При перегрузке давление за первой сту-
пенью по сравнению с экономическим режи-
мом возрастает, следовательно, тепловой пере-
пад h'ol, приходящийся на эту ступень, умень-
шается, в то же время перепад hOz в послед-
ней ступени увеличивается (фиг. 27).
При расчётном режиме турбина с дрос-
сельным регулированием имеет несколько
Фиг. 26. Схема соплового
регулирования.
меньший удельный расход пара, чем турбина
с сопловым регулированием, имеющая регули-
ровочную ступень с парциальным подводом
пара и со сравнительно низким к. п. д. При
малых нагрузках, на-
оборот, расход пара
в случае соплового
регулирования значи-
тельно ниже, чем при
дроссельном регули-
ровании, и преиму-
щества первого спо-
соба весьма ощутимы.
Обводное ре-
гулирован ие. Ре-
гулирование этого
типа основано на том,
что при перегрузке
свежий пар подводят к
одной из промежуточ-
ных ступеней турби-
ны, минуя одну или
несколько первых сту-
пеней. Схема регу-
лирования такого ро-
да представлена на
фиг. 28.
Пар к турбине
подводится по паро-
Фиг. 27. Тепловой процесс
на «диаграмме при сопло-
вом регулировании; сплош-
ные линии — экономический
режим, штриховые—пере-
грузка.
проводу и через регу-
лировочный клапан 1
подходит к первому
ряду сопел. При перегрузке количества
пара, подводимого через клапан 1 при пол-
ном его открытии, недостаточно. Для того
чтобы увеличить расход пара турбиной, от-
крывается клапан 2, который впускает пар
в одну из промежуточных ступеней. Когда
клапан 2 полностью открыт, то для дальней-
шего увеличения расхода пара открывается
клапан 3, подводящий пар к промежуточной
ступени с более низким давлением, чем в ка-
мере, соединённой с клапаном 2, и т. д.
В простейшем и наиболее часто встреча-
ющемся случае применяется один перегрузоч-
ный клапан. При этом до экономичного режима
регулирование часто выполняют чисто дрос-
сельным. Для такого режима тепловой процессна
is -диаграмме (фиг. 29) изображён линией А0Аг,
причём в перегру-
зочной камере по-
сле четвёртой сту-
пени установится
давление рпо,
„ Фиг. 29.Тепловой процесс нг
схема обвод- ^-диаграмме при обводном ре-
гулировании; сплошные ли-
нии - экономический режим
штриховые прегрузка.
фиг.
ного регулирования,
а состояние пара на fs-диаграмме определите!
точкой А\. Главный дроссельный клапан npi
этом открыт настолько, что давление nepej
первым рядом сопел почти достигает свое!

ГЛ. VI]
РАБОТА ТУРБИН ПРИ РАЗЛИЧНЫХ РЕЖИМАХ
149
Фиг. 30. Подвод пара к
промежуточной ступени
при обводном регулирова-
нии.
максимальной величины и при дальнейшем
подъёме клапана заметно не изменяется.
С этого момента при увеличении нагрузки
начинает подниматься перегрузочный дрос-
сельный клапан, который впускает пар непо-
средственно в перегрузочную камеру а (фиг. 30).
До начала открытия перегрузочного клапана
через первые ступени (до перегрузочной
камеры) протекало GaK кг/сек пара. В начале
своего открытия перегрузочный клапан, про-
пуская небольшое добавочное количество
пара G2> сильно дросселирует пар и повышает
давление в перегру-
зочной камере до зна-
чения рп, в соответ-
ствии с которым об-
щее количество пара,
протекающего через
ступени после пере-
грузочной камеры,
становится большеС/ал.
[см. формулу A8)].
Это увеличение да-
вления приводит к
уменьшению расхода
пара первыми ступенями до величины Ь\.
Таким образом расход пара ступенями за
перегрузочной камерой составляет
=  + -
Состояние пара за обводимыми ступенями
характеризуется точкой В (теплосодержание /2)
(см. фиг. 29), после дроссельного клапана—
точкой D (теплосодержание /0), после смеше-
ния обоих потоков пара—точкой С (тепло-
содержание ix) и в конце расширения — точ-
кой А2-
Регулирование с внутренним об-
водом. Регулирование может быть выполнено
с обводом промежуточных ступеней турбины,
как показано на фиг. 31. Внутренний обвод
обычно сочетается с сопловым регулированием,
причём пар отводится из камеры за регулиро-
вочным колесом и подводится к одной из
промежуточных ступеней турбины.
На фиг. 31 показана схема регулирования
с четырьмя группами сопел регулировочной
ступени и с вну-
тренним обводом
двух ступеней. По-
сле открытия трёх
клапанов 1, 2, 3,
через которые про-
текает количе-
ство пара G', уве-
личение расхода
пара турбиной до
величины G осу-
ществляется пу-
тём одновремен-
ного открытия кла-
пана 4 регулиро-
вочной ступени и
обводного клапана 5. Кинематические пере-
дачи и форму последних двух клапанов можно
подобрать так, что давление р\ и температура
в камере регулировочного колеса при увели-
чении расхода пара свыше G' остаются при-
близительно постоянными.
Фиг. 31. Схема регулирования
с внутренним обводом.
Регулирование изменением да-
вления свежего пара. Изменение рас-
хода пара турбиной может быть осуществлено
путём изменения давления в паровом котле.
При этом отпадает необходимость в регули-
ровочных клапанах, расположенных между
котлом и турбиной, а требуется лишь предо-
хранительный клапан, предупреждающий раз-
гон турбины.
При этом способе регулирования тепловой
процесс в турбине протекает так же, как
в случае дроссельного регулирования. Удель-
ный расход тепла, однако, оказывается меньше,
чем при дроссельном регулировании, так как
при частичной нагрузке можно снизить расход
энергии на привод питательного насоса и,
кроме того, поддерживать температуру перед
соплами турбины на одном уровне, тогда как
при дроссельном регулировании для пара
высокого давления эта температура значи-
тельно снижается.
Применять этот способ регулирования,
получивший ограниченное распространение,
можно только в случае небольшой аккумули-
рующей способности котла, когда давление за
котлом может быстро устанавливаться регуля-
тором, воздействующим на распределительные
органы топлива, воздуха и питательной воды.
Расход пара при различных режимах.
После расчёта турбины на экономическую
нагрузку необходимо
f
Фиг. 32. Изменение расхода
пара в зависимости от
мощности.
иметь полную кар-
тину её работы также
при других режимах
в пределах между хо-
лостым ходом и ма-
ксимальной мощно-
стью. При этом наибо-
лее важно иметь воз-
можность определить
расход пара и к. п. д.
турбины для любого
режима.
Если бы к. п. д. при
изменении нагрузки
оставался постоянным, то расход пара в зави-
симости от мощности изображался бы прямой
линией, проходящей через начало координат
(линия ОВ на фиг. 32). В действительности
при частичных нагрузках к. п. д. ухудшается,
что характеризуется линией АВ.
Кривая расхода пара (фиг. 32) пересекает
ось ординат в некоторой точке А'. Величина
отрезка О А' определяет расход пара Gx на
холостом ходу. Эта величина меняется в за-
висимости от способа регулирования и от
конструкции турбины. Для конденсационных
турбин расход пара при холостом ходе со-
ставляет в среднем 5—1С°/0 от расхода при
экономическом режиме. Вообще этот расход
в процентном отношении тем меньше, чем
ниже противодавление и чем больше мощность
агрегата; при сопловом регулировании он
значительно меньше, чем при дроссельном.
Точки 1, 2, 3, 4 на фиг. 32 соответствуют
полному открытию клапанов и лежат на пря-
мой АВ, которая характеризует расход пара
при идеальном количественном регулирова-
нии (бесконечно большое число клапанов).
Кривые 2', Зг, 4' характеризуют увеличение
расхода пара вследствие дросселирования в
регулировочных клапанах.

150
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Для конденсационных турбин кривая А'В
довольно хорошо совпадает с прямой линией;
поэтому в таких случаях кривую расхода пара
приближённо строят в виде прямой линии,
проходящей через точку холостого хода
(А на фиг. 32) и через экономическую точку,
определяемую тепловым расчётом.
Изменение степени реакции при откло-
нениях от расчётного режима. При изме-
нении режима работы турбины изменяются
распределение теплового перепада по ступеням
и степень реакции. Если скорость пара не
превосходит критической, то, пренебрегая из-
менением утечки пара через зазоры между
диафрагмой и рабочим колесом, можно зави-
и
симость степени реакции от — представить
С1
формулой [20]
где
.¦_ Ро ¦ 2cosax fu_
1—Ро X
1
1 = —2 —
с% — входная скорость пара.
Для приближённых расчётов можно вывести
более простые зависимости. Так, например,
для ступеней с небольшой степенью реакции
можно пользоваться уравнением, достаточно
точным для изменения 8 от 0 до 0,40 [11]*.
Р = Ро+|A + ^
где
8 =.
"о
соо
SL
с0 = 91,5]A0; v =
—-—расчётное значение.
соо
Расчёт регулировочной ступени. При
расчёте регулировочной ступени для различных
режимов возникает необходимость в опреде-
лении давления рх перед какой-либо группой
сопел, клапан которой открыт лишь частично.
При этом задан общий расход пара турби-
ной G, часть которого G' протекает через
вполне открытые клапаны, а часть Gv — через
частично поднятый клапан. Зная расход G,
можно определить по формуле A8) давле-
ние рч за регулировочной ступенью. После-
дующие соотношения даются в предположении,
что р = 0.
Если величина Gv больше расхода GK, полу-
чаемого при критическом отношении давле-
то
__ Gv
Рх—Pik ~п~
Зависимость между Gv, p\ и />2 в случае
v <С @к определится эмпирической формулой
или иначе
где
?!= 4,462 |/~ - 0,09 + 1,09 & - (PL)? ; B0>
?2—4,4621/ — 0,09 (S±-Y + 1,09 ^- — 1. B1)
У \ РО. } Р9.
+ ,
\Рг J Рч,
В действительности расход пара меньше под-
считанного по этим формулам, так как при изме-
нении режима меняется и степень реакции. По-
следняя зависит от —. Так как при pyv^ = const
Cq
СКОрОСТЬ Cq ЯВ- А
ляется функцией
только J-A-, то при
постоянной для
данных лопаток
окружной скорости
величина р может
быть представлена
в виде функции
N
ff>7
^0 0.2 ОМ 0,6
Фиг. 33. Коэфициент X, учи-
тывающий влияние степени
реакции на расход пара сту-
пенью.
обра-
^-. Таким
Pi
зом влияние степени реакции на расход пара
может быть учтено коэфициентом X, завися-
щим только от ^- (пример на фиг. 33):
lv = -т= В2\р2.
B2)
Так как при постоянной окружной скорости
тепловой перепад в регулировочной ступени
W
100
90
80
70
60
50
30
20
10
\
**•
\
V
Чя
л
V-
\
\
—ч
\
\
ч
0 0,1 0J 0,5 0,7 0,9Р2/р,
Фиг. 34. Тепловой перепад и
к. п. д. регулировочной ступени
Ра
в зависимости от
и её к. п. д. являются функциями только — ,
Р\
то удобно заранее построить кривые Ло и т\л
в зависимости от этого отношения (фиг. 34).
Расчёт группы сопел, клапан которой от-
крыт частично, следует производить в слеяу.

ГЛ. VI]
РАБОТА ТУРБИН ПРИ РАЗЛИЧНЫХ РЕЖИМАХ
151
ющем порядке [12]: после того как по фор-
муле A8) определено давление р2, находят из
уравнения B2)
= GT
По найденному произведению ХБ2с помощью
кривой, построенной заранее для определён-
ных лопаток (поданным фиг. 33), находят отно-
уз
46
QZ
moo
8000
6000
woo
2000
/
/
/
1
л
ч
100 200 300 400"Учас
Расход пара
Фиг. 35. Зависимость внутреннего
к. п. д. и мощности регулиро-
вочной ступени от расхода пара.
шение —, а по этому отношению — X, /i0 и hA.
Р\
Определив таким образом тепловой перепад,
находят мощность, развиваемую паром, про-
ходящим через частично открытый клапан
(например, через третий),
Суммарная мощность на окружности колеса
Внутренняя мощность регулировочного ко-
леса
Ni=Nu-Nm.e —NK,
где Nm.e — потери на трение и вентиляцию;
NK — потери у концов сегментов сопел.
Результаты расчётов изображаются гра-
фически в виде кривых тц и Ni в зависимости
от расхода пара; точки J, 2, 3 и 4 отмечают
начало подъёма клапанов (фиг. 35).
Расчёт и конструкции клапанов. В сто-
порном клапане и в тракте между ним и
регулировочными клапанами при максимальном
расходе пара допускают потерю давления
2—2,5%, а в собственно стопорном клапане
1,5—2°/в. При других расходах пара потерю
давления Ар в стопорном клапане можно опре-
делить по формуле
Количество пара, протекающего через ре-
гулировочные клапаны,
pQ и Vq — давление и удельный объём пара
перед клапаном в кг/м% и MvKZ\fv— минималь-
ное живое сечение под клапаном в м2; Вг при
~ > 0,546 определяется по формуле B0), а при
Ро
J-T- <^ 0,546 принимается равным 2,03; рх — да-
Рй
вление пара за клапаном; коэфициент расхода
срр определяется опытным путём и сильно
изменяется в зависи- \
мости от конструкции
клапана. Так, напри-
мер, если принять за
единицу пропускную
способность тарельча-
того клапана (фиг. 36)
при отношении вы-
соты его подъёма к
номинальному диа-
тп _ _
метру — = 0,3, то при
тех же размерах
для полуразгружён-
ного клапана (фиг. 37)
с диффузором пропу-
скная способность со-
ставит 1,6, для клапа-
на грушевидной фор-
мы (фиг. 38) с диф-
фузором —1,55, для
такого же клапана без диффузора—1,35.
Для получения требуемой характеристики
(фиг. 39) клапаны рюмочного типа (фиг. 40)
выполняют с фасон-
ными окнами, а в не-
которых конструкци-
ях предусматривают
Фиг. 36. Тарельчатый кла-
пан.
дроссельный
(фиг. 41).
конус
Фиг. 37. Полуразгружённый клапан с диф-
фузором.
В турбинах с отбором пара вместо клапана
часто устанавливается поворотное кольцо, ко-
торое скользит по узкой поверхности шабро-

152
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
ванной диафрагмы (см. фиг. 76 и 78). При по-
вороте кольца одновременно закрывается по
Фяг. ?18. Клапан грушевидной формы.
одному соплу в каждой группе, вследствие
чего такое устройство равноценно сопловому
юо%
80
60
40
20
j
I
1
1
у
7
/
/
>
/
/
/
.—
г
,——¦
/
2
О
10
20
30 40 50 Si 60 65 мм
Подъем клапана
Фиг. 39. Характеристики рюмочных клапанов: 1—
характеристика первого клапаьа; 2- характери-
стика второго клапана с удлинёнными окнами.
Фиг. 40. Паровая коробка с клапанами турбины мощ-
ностью 50 000 teem:
/—рюмочный клапан; 2-седло; 3—паровая коробка; 4— под-
вод пара; 5—отвод пара в цилиндр высокого давления;
б—уплотнение; 7—шток клапана; #-сервомотор; 9—золот-
ник главного сервомотора; if—золотник сервомотора к
перегрузочным клапанам; 11—стопорный клапан колоколо-
образного типа.
регулированию с числом клапанов, равным
числу сопел в группе.
Осевые силы в паровой турбине. Осевое
усилие, действующее на ротор турбины, обу-
словлено давлением пара
на рабочие лопатки и на
уступы ротора, а также ди-
намическими усилиями, воз-
никающими при обтекании
лопаток паром [20]. Дина-
мические усилия малы, и ими
обычно можно пренебре-
гать.
Давление на z рядов ра-
бочих лопаток .//
Фиг. 41 Дроссель-
ный конус.
i — l
где Pi2 и jo2 — среднее давление перед рабо-
чими лопатками и за ними; S — площадь
кольца, занятого лопатками.
Давление на уступы ротора
Ри =
где dx и d2¦ —- первый и второй диаметры
уступа по ходу пара (фиг. 42j; p—давление
пара в месте уступа.
При больших значениях силы Рл-\-Ру при-
меняют разгрузочные барабаны, которые вы-
зывают осевое усилие в противоположном
направлении. Соответствующим выбором диа-
метра разгрузочного барабана можно получить
любое результирующее осевое усилие. Умень-
шение осевой силы путём применения разгру-
зочного барабана вызывает дополнительную
утечку пара.
В турбинах активного типа к силам РА и
Ру прибавляется ещё сила Рд от давления пара
на диски. Давление рх в пространстве между

ГЛ. VI]
ТУРБИНЫ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ОТРАБОТАВШЕГО ПАРА
диафрагмой и диском зависит от потоков пара
через зазоры и разгрузочные отверстия в
дисках.
В практических расчётах можно пренебре-
гать сжимаемостью при вычислениях утечек
Фиг. 42. Усилия, действующие на уступы ротора турбины.
через зазоры. При этом расчётные формулы
получают достаточно простой вид [22].
1-й случай (фиг. 43, а):
о/оК X
У Р — X =
\
У 2Л
2-й случай (фиг. 43, б):
где (Зл, G3 и Go — количество пара, протекаю-
щего соответственно через лабиринтовое
уплотнение, через зазор между диафрагмой
и диском и через разгрузочные отверстия
в диске; fA — живое сечение в зазоре лаби-
ринтового уплотнения; f3—живое сечение за-
Фиг. 43. Утечка пара через зазоры и разгру-
зочные отверстия в дисках.
зора у корня лопатки; /0 — живое сечение раз-
грузочных отверстий; ул, ср3 и ср0 — коэфи-
циенты расхода, относя-
щиеся к соответствую-
щим расходам пара;zA—
число ступеней лабирин-
тового уплотнения;
Фиг. 44. Врашаюший
момент и мощность
одной ступени в зави-
симости от скорости
вращения (количество
притекающего пара не
меняется).
r Px-Pi'
х =Px—Pi2
P1—P2
Коэфициенты истече-
ния находятся опытным
путём. В приближённых
расчётах часто принимают <рл = 1 и <f3 =
= <Ро = 0,3.
Определив из уравнений неизвестную ве-
личину а", находят давление рх и силу Р$,
действующую на диск.
Вращающий момент и мощность при
изменении скорости вращения. На фиг. 44
изображено изменение вращающего момента М
и мощности на окружности колеса iV в зави-
симости от числа оборотов в минуту. Опыт
показывает, что при п = 0 вращающий момент
приблизительно в два раза больше, чем при
нормальной скорости вращения щ.
ТУРБИНЫ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ
ОТРАБОТАВШЕГО ПАРА
Типы турбин
Давление отбираемого пара.
Для отопления и промышленных.целей обычно
требуется пар при давлении от 0,5 до 13 ата.
Для удовлетворения этих потребностей выгодно
использовать пар после того, как он отрабо-
тал в турбине, так как при этом устраняется
основная потеря тепла — в конденсаторе.
Турбины с противодавлением
(условное обозначение Р). Наиболее совершен-
ной в отношении использования тепла является
теплосиловая установка, включающая турбину
с противодавлением, после которой весь пар
определённого давления направляется к те-
пловому потребителю. В этом случае может
быть использовано до800/0 затраченного тепла,
из которого лишь небольшая часть превра-
щается в механическую энергию. Турбины
с противодавлением могут развивать энергию
лишь в соответствии с количеством пара по-
требляемого для нагревательных целей. Когда,
количество потребляемого пара падает, де-
фицит в электрической энергии должен быть
покрыт за счёт какого-либо другого источника
энергии.
Турбины с отбором пара. Для од-
новременного удовлетворения потребителей
как электрической энергией, так и теплом
строят турбины с отбором пара и конденсаци-
онной частью (называемые короче турбинами
с отбором пара).
Наибольшее распространение получили тур-
бины с одним отбором пара (фиг. 45). Эти тур-
бины имеют две группы клапанов, одна из кото-
рых 2 расположена перед турбиной, а вторая 3
делит турбину на две части: часть высокого да-
вления и часть низкого давления, между кото-
рыми расположена камера отбора 6. Часть
высокого давления можно рассматривать как
турбину с противодавлением, а часть низкого
давления как конденсационную турбину со
своей группой клапанов, через которую проте-
кает некоторая доля G<^ от количества пара Gx,
поступающего в камеру отбора из части вы-
сокого давления. Остальной пар Ga из камеры
отбора направляется к тепловому потребителю
Для того чтобы потребитель получал пар
определённого качества, в камере отбора с
помощью обеих групп клапанов автоматиче-
ски поддерживается приблизительно постоян-
ным заданное давление пара. При таком»
выполнении принято называть отбор регулы^
руемым.

154
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Кроме регулируемых отборов, турбины
имеют нерегулируемые отборы пара для подо-
грева питательной воды, а в некоторых слу-
чаях также для отопительных или производ-
ственных целей. Давление в месте нерегули-
Подвод пара
Фиг. 45. Схема турбины с одним отбором пара: А—подвод свежего пара; Б—отбор
пара к потребителю; В—отвод пара в конденсатор; J—автоматический стопорный
клапан; 2-группа регулировочных клапанов части высокого давления; 3— группа
регулировочных клапанов части низкого давления; 4—регулировочная ступень части
высокого давления; 5-регулировочная ступень части низкого давления; 6—камера
отбора; 7—предохранительный клапан; 8—автоматический обратный клапан; Р—пре-
дельный регулятор скорости.
руемого отбора определяется количеством пара,
протекающего через отсек турбины за этим
отбором, и вычисляется по формуле A8).
В дальнейшем при рассмотрении вопросов,
касающихся отборов для внешнего потребле-
ния, будут иметься в виду регулируемые
отборы.
Часто для производственных и отопитель-
ных целей требуется пар различных параме-
тров, так что приходится устанавливать тур-
бины с отбором пара двух типов. Вместо этого
может оказаться предпочтительным устано-
вить одну турбину с двумя отборами пара.
Для того чтобы можно было отбирать тре-
буемые количества пара при заданных давле-
ниях, турбина с двумя отборами пара должна
иметь три группы клапанов, разделяющих её
на три отсека: часть высокого давления, часть
среднего давления и часть низкого давления.
График теплового потребления может быть
таким, что сумма количеств пара, отбираемого
из первого и второго отборов, не меняется в
зависимости от сезона так сильно, как в тур-
бинах с отопительным отбором пара; в этом
отношении благоприятен устойчивый график
производственного отбора. Через часть высо-
кого давления протекает большее количество
пара, подвергаемое относительно меньшим из-
менениям, чем в турбинах с отопительным
отбором пара той же мощности.
Турбины с отбором пара обозначают бук-
вой Т, если отбираемый пар имеет давление
1,2—2,5 ата (для целей отопления), и буквой П
при более высоком давлении отбираемого
пара (для производственных целей). Турбины
с двумя отборами пара принято обозначать
буквами ТП. Чисто конденсационные турбины
обозначаются буквой К.
Турбины с отбором пара и про-
тиводавлением (условное обозначение
ТР или ПР). В тех случаях когда требуется
пар двух давлений, нахо-
дят применение также
турбины с отбором пара
и противодавлением. Эти
турбины просты в изго-
товлении и эксплоатации
вследствие отсутствия
конденсационной части.
Работать они могут толь-
ко по тепловому графи-
ку. Такие турбины при-
меняются для целей те-
плофикации крупных го-
родов и крупных про-
мышленных предприя-
тий.
Турбины мятого
пара (условное обозна-
чение М) применяются
для использования пара
низкого давления, кото-
рый отводится из каких-
либо машин (например,
паровых молотов) и ко-
торый не может быть
использован для техно-
логических или отопи-
тельных целей. Турбина
мятого пара предста-
вляет конденсационную
турбину с малым те-
пловым перепадом и с небольшим числом
ступеней значительных размеров.
Такие турбины применялись также в ком-
бинации с крупными турбинами с отбором
пара и с противодавлением, после которых
часть пара низкого давления использовалась
для отопления, а остальной пар направлялся
в турбину мятого пара, где расширялся до
глубокого вакуума. Эта комбинация заменяла
турбины с двумя отборами пара.
Турбины двух и трёх давлений.
Турбина двух давлений представляет собой
конденсационную турбину, к одной из проме-
жуточных ступеней которой подводится мятый
пар с производства. Таким образом к части
высокого давления этой турбины подводится
свежий пар, а через часть низкого давления
протекает пар, поступающий из части высо-
кого давления и, кроме того, мятый пар с
производства. Изменяя количество свежего
пара, подводимого к турбине, можно ра-
ботать по свободному электрическому гра-
фику.
В конструктивном отношении турбина двух
давлений аналогична турбине с отбором пара,
отличаясь от последней только размерами
части низкого давления. Здесь также имеются
две группы клапанов (перед частями высокого
и низкого давления), с помощью которых
можно поддерживать заданное давление в
месте подвода мятого пара и изменять мощ-
ность, развиваемую турбиной.
Подобно турбинам с двумя отборами пара
применяются турбины с двумя подводами пара
различного давления к промежуточным сту-
пеням (турбины трёх давлений).

ГЛ. VI]
ТУРБИНЫ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ОТРАБОТАВШЕГО ПАРА
155
Тепловой расчёт турбин с отбором пара.
Для проектирования турбины с отбором пара
должны быть заданы, исходя из условий её
работы, следующие характеристики: а) пара-
метры пара перед частью высокого давления,
в отборе и за турбиной; б) экономические
расходы пара обеими частями турбины, т. е.
такие расходы, при которых за год выраба-
тывается наибольшее количество киловатт-ча-
сов и при которых, следовательно, соответ-
ствующая часть турбины должна иметь ма-
ксимальный к. п. д.; экономические расходы
пара частью высокого и частью низкого да-
вления могут соответствовать различным ре-
жимам; в) максимальные расходы пара частями
высокого и низкого давления; г) максималь-
ная мощность, развиваемая турбиной при кон-
денсационном режиме; д) способ регулирова-
ния (сопловое или дроссельное).
Все эти данные следует выбирать после
тщательного анализа графиков предполагаемой
работы турбины.
Выбор расчётного режима. Усло-
вия работы турбин с отбором пара могут резко
меняться. При использовании отбираемого па-
ра для отопления (давление около 1,2 ата)
количество отбираемого пара в зимнее время
велико, поэтому через часть высокого давле-
ния протекает большое количество пара, раз-
вивающее значительную мощность. Для по-
крытия электрической нагрузки в это время
часть низкого давления должна развивать
лишь небольшую мощность или даже вра-
щаться вхолостую, потребляя пар лишь для
своего охлаждения. В летнее время пар для
отопления не требуется, и он после части
низкого давления целиком проходит в конден-
сатор; в этом случае турбина работает как
чисто конденсационная. Если пар отбирается
для технологических целей (от 5 до 13 ата),
то по условиям производства количество от-
бираемого пара часто поддерживается довольно
ровным в течение всего года. В соответствии
с условиями работы турбины должны выби-
раться размеры проточных частей.
Следует подчеркнуть особую важность пра-
вильного выбора расчётных режимов, так как
отклонения от них при работе турбины всегда
сопряжены с падением к. п. д. Проектирова-
ние частей высокого и низкого давления с
запасом, т. е. на преувеличенные расходы пара,
приводит к невыгодным эксплоатационным по-
казателям.
Выбор способа регулирования.
Установив расчётные режимы, следует выбрать
способ регулирования и размеры регулировоч-
ных ступеней. Так как общий расход пара в
турбинах с отбором меняется чаще и в больших
пределах, чем в турбинах конденсационных,
то для части высокого давления предпочитают
делать сопловое регулирование с числом кла-
панов не менее четырёх. Для части низкого
давления также следует применять сопловое
регулирование, но для упрощения её конструк-
ции здесь можно ограничиться меньшим чис-
лом клапанов.
В случае очень большого возрастания рас-
хода пара во время перегрузки прибегают к
обводному регулированию в части высокого
давления.
Проектируя парораспределение и регули-
ровочную ступень части низкого давления,
надо иметь в виду, что при полностью откры-
тых клапанах этой части дальнейшее увели-
чение количества протекающего через неё
пара может быть получено только за счёт по-
вышения давления в камере отбора. Макси-
мальное повышение этого давления не должно
превосходить предела, указанного в техниче-
ских условиях.
Выбрав перепады в регулировочных сту-
пенях, производят расчёт остальных ступеней
так же, как для конденсационной турбины.
Живые сечения лопаточного аппарата опре-
деляются для расхода пара при экономиче-
ском режиме.
В турбинах с отборами пара число регули-
ровочных ступеней и число последовательных
групп клапанов на единицу больше числа ре-
гулируемых отборов. Все эти элементы про-
точной части снижают экономичность. К. п. д.
турбин с отбором пара при работе на чисто
конденсационном режиме всегда ниже, чем
турбин конденсационного типа.
Диаграмма режимов для турбин с од-
ним отбором пара. Диаграмма режимов дол-
жна давать полную характеристику работы
турбины при различных условиях; она имеет
большое значение для решения ряда вопро-
сов как при проектировании турбин, так и при
эксплоатации.
В турбине с одним отбором пара часть вы-
сокого давления работает с противодавлением,
и в ней пар расширяется от давления свежего
пара до давления в камере отбора, а часть
низкого давления работает, как конденсацион-
ная, и здесь происходит расширение от давле-
ния в камере отбора до давления в конденса-
торе.
Если построить для каждйй части турбины
в отдельности кривые, изображающие зависи-
мость расхода пара от мощности, то опреде-
ление расхода пара для любого режима све-
дётся к простому суммированию расходов
каждой из частей.
Опыт показывает, что турбина, работаю-
щая с противодавлением (а следовательно, и
часть высокого давления турбины с отбором
пара) в пределах изменения мощности от
нормальной до 50%, имеет характеристику,
приближающуюся к прямой линии, в пределах
же от 50% нормальной мощности до 0 (холо-
стой ход) характеристика имеет криволиней-
ное очертание. Область малых нагрузок не
представляет большого практического инте-
реса, так как обычно турбина при нагрузках
меньше 50°/0 работает редко, поэтому удобно
рассматривать для турбины с противодавле-
нием условный расход пара при холостом хо-
де, т. е. такой расход, который имел бы место
в том случае, если бы прямолинейная зависи-
мость между расходом пара G и мощностью Ne
была справедлива на протяжении всего участка
от нормальной мощности до холостого хода.
Если величина расхода пара при условном
холостом ходе G\x известна, то, отложив её
на диаграмме режимов и соединив прямой
линией точку L с точкой экономического ре-
жима М, получают искомую зависимость
между G и Ne, справедливую для мощностей
в пределах от 50 до 100% (линия 1 на
фиг. 46).
Для построения характеристики части низ-
кого давления откладывают по оси ординат

156
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
её расход на холостой ход G2x и наносят
точку С, соответствующую расчётной нагрузке
и полученную из теплового расчёта. Обе
точки соединяют штриховой прямой 2.
Написав уравнения прямых линий, изобра-
жающих характеристики обеих частей турбины,
Фиг. 46. Диаграмма режимов для турбин с одним отбором
пара.
и просуммировав их, легко получить диаграм-
му режимов (фиг. 46), из которой для задан-
ной величины отбора Ga можно определить
мощность части высокого давления Nlt части
низкого давления /V2 и общий расход пара Gx.
Конденсационным режимам без отбора пара,
но при давлении в месте отбора ра = const
соответствует линия АВ.
В точке F клапаны части низкого давле-
ния полностью открыты, вследствие чего даль-
нейшее увеличение расхода пара этой частью
может быть получено лишь за счёт повыше-
ния давления в камере отбора,, согласно фор-
муле A8). Поэтому линия FH(G2 = G2max),
параллельная линии D'K' (G2 = 0), отделит на
диаграмме режимов область нерегулируемого
давления (на фиг. 46 заштрихована).
При сопловом регулировании вследствие
дросселирования пара не вполне открытыми
клапанами линии на диаграмме режимов по-
лучаются не прямыми, а волнистыми. В та-
ком виде диаграмма режимов может быть по-
строена по точкам на основании теплового
расчёта.
Охлаждение части низкого давления обу-
словливает некоторый минимальный расход
пара G2min (линия KD), величина которого
зависит от параметров пара в камере отбора
и от размеров рабочих колёс этой части;
с увеличением последних G2 min возрастает.
Из диаграммы режимов видно, что при ра-
боте с отбором пара можно, сохраняя макси-
мальный его пропуск в конденсатор (точки U
и V), поднять за счёт отбираемого пара мощ-
ность выше номинальной Nmax. Современные
турбины с отбором пара проектируются так,
чтобы использовать эту возможность повы-
шения мощности при работе с отбором пара.
С этой целью для них устанавливаются гене-
раторы мощностью 120°/0 от номинальной.
Диаграмма режимов для турбин с двумя
отборами пара (фиг. 47). Согласно методу,
принятому на ЛМЗ, верхняя часть диаграммы
строится в предположении одного лишь от-
бора пара высокого давления Ga\. Второй от-
бор в количестве Gaz условно считается от-
сутствующим, так что в конденсатор проте-
кает некоторое фиктивное количество пара
G3 -{- Ga2, превышающее действительное коли-
чество G3 на величину Ge2. Вследствие этого
мощность, определённая по верхней диаграмме,
оказывается преувеличенной по сравнению
с действительной на величину, которую можно
считать пропорциональной Ga2- Поправку к
фиктивной мощности можно найти, пользуясь
прямой линией, имеющей такой же угол на-
клона Y3» как и характеристика части низкого
давления (от второй камеры отбора до кон-
денсатора). На нижней диаграмме нанесена
сетка пограничных прямых, на каждой из ко-
торых написана величина отбора Gat. Эти пря-
мые показывают для заданного Оа1 макси-
мальные значения второго отбора Ga2, при
triS
V\
с
Фиг. 47. Диаграмма режимов для турбин с двумя
отборами пара.
которых в конденсатор ещё протекает ми-
нимальное количество пара G8min, необходи-
мое для охлаждения ступеней низкого да-
вления.
Сбоку на диаграмме имеется возможность
нанести кривые количества пара G', отбирае-
мого из части высокого давления для подо-
грева питательной воды, и температуры послед-
ней tne.
КОНДЕНСАТОРЫ
Назначение конденсационного устрой-
ства. Конденсационное устройство имеет^сво-
им назначением обеспечение в выхлопной ча-
сти турбины вакуума определённой величины.
Для этой цели нужно иметь возможность
сконденсировать покидающий турбину пар при
достаточно низкой температуре. В современ-
ных паротурбинных установках в выхлопном
патрубке поддерживается давление порядка
0,05—0,03 ата. Это означает, что конденсация
пара должна происходить при температуре
порядка 32—24° С и при этом должно быть
отведено большое количество тепла пара. Для
паровых турбин в настоящее время применя-
ются исключительно поверхностные конден-
саторы.
Так как поступающий в конденсатор пар
содержит (хотя и в небольшом количестве) воз-
дух, который не конденсируется, и, кроме того,
воздух просачивается через неплотности, то
появляется необходимость непрерывного от-

ГЛ. VI]
КОНДЕНСАТОРЫ
157
coca его из корпуса конденсатора в атмо-
сферу. Для этой цели предусматриваются
чаще всего эжекторы паровые или водя-
ные [2].
Наивысший достижимый вакуум в конденса-
торе зависит от температуры охлаждающей
воды и от количества этой воды, проходящей
через трубки конденсатора.
Всё это увеличивает экономичность установки
в целом.
Конструкции конденсаторов. В зависи
мости от конструкции различают конденса-
торы регенеративного и нерегенеративного
типа.
В регенеративных конденсаторах отсасы-
ваемый конденсат соприкасается с паром, вхо-
Фиг. 48. Поперечный разрез конденсатора V-образного типа системы ЛМЗ: А — подвод пара;
Ь"-отвод конденсата; В—вход воды; Г- выход воды; Д-отсос воздуха; /—трубки; 2—водяная камера;
3— воздушная труба; 4—перегородка, поддерживающая трубки; 5 — ребристый воздушный
холодильник.
Хороший конденсатор должен не только
обеспечивать глубокий вакуум, но и выдавать
не слишком переохлаждённый и свободный
от воздуха конденсат, а также иметь по воз-
можности меньшие габариты. Более глубокий
вакуум при достаточной высоте последних
лопаток^увеличивает используемый в турбине
тепловой перепад, а по возможности более
высокая температура отсасываемого конден-
сата, приближающаяся к температуре насы-
щения, уменьшает тепло, потребное для даль-
нейшего превращения этого конденсата в пар.
дящим в конденсатор, и, следовательно, имеет
температуру, близкую к температуре пара;
кроме того, конденсат содержит незначитель-
ное количество воздуха и может поступать в
котёл без дополнительной деаэрации; это объ-
ясняется тем, что количество iaja, необходи-
мое для насыщения им воды, зависит от пар-
циального давления газа в среде, через кото-
рую протекает вода.
В конденсаторах нерегенеративного типа
температура воды на несколько градусов ниже
температуры поступающего в конденсатор пара.

158
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Чертёж поверхностного конденсатора V-об-
разного типа в исполнении Ленинградского
металлического завода им. Сталина показан
на фиг. 48. Воздух из конденсатора отсасы-
•~*,Р noLM
-то——
Ось
корпуса
-4S20
4320
Фиг. 49а. Продольный разрез конденсатора с центральным потоком пара
турбины выс.окого давления 100 000 кет ЛМЗ (левый): А— подвод циркуля-
ционной воды; Б—слив циркуляционной воды; Б—слив конденсата; Г-отсос
паро-воздушной смеси; /-верхняя часть корпуса; 2—нижняя часть корпуса*
3— водяные камеры; 4—крышки водяных камер; 5—рама; б-трубки, располо-
женные раднально; 7—трубки, расположенные в шахматном порядке.
вается с двух сторон. В нижней части, где
пар соприкасается с конденсатом, имеется та-
кое же давление, как при входе в конденса-
тор, вследствие чего вода имеет температуру,
близкую к температуре пара,
поступающего из турбины, и
конденсатор относится к реге-
неративному типу. Вода совер-
шает путь по длине конденса-
тора два раза; такой конден-
сатор называется двухходо-
вым.
Другой тип регенеративного
конденсатора ЛМЗ им. Сталина
с так называемым центральным
потоком пара (фиг. 49) имеет
отсос воздуха из средней части
(труба для отсоса воздуха —
в центре конденсатора). В этом
конденсаторе стекающий кон-
денсат встречает поступающий
из турбины пар и имеет почти
такую же, как и он, темпера-
туру. Конденсатор выполнен
одноходовым.
На фиг. 76 представлены
конденсаторы с нисходящим
потоком пара. Эти конденса-
торы имеют сравнительно боль-
шое сопротивление потоку па-
ра и относятся к нерегенера-
отличаясь, однако, большой
поРО
прш
py/jkg
тивному типу,
компактностью.
Трубки конденсаторов уплотняются саль-
никами или развальцовываются в трубных
досках; в новейших конструкциях предпочи-
тают последний способ как наиболее простой
и надёжный. Изготовляются трубки из латуни
Л62 и Л68, а при работе на морской воде — из
морской латуни ЛО70-1*. Борьба с коррозией
конденсаторных трубок, особенно работающих
на морской воде, до сих пор является пробле-
мой, еще окончательно не решённой. Хорошие
свойства в отношении обесцинкования пока-
зали латуни с присадкой мышьяка или сурьмы
@,02—0,04%). Наиболее стойкими в отноше-
нии всех видов коррозии являются меднони-
келевые сплавы B0—ЗОо/о Ni). Применяется
также алюминиевая латунь. Трубные доски
делаются из листовой катаной стали, а при
работе на морской воде — из мунц-металла.
Корпус конденсатора, внутри которого
происходит конденсация пара, подвержен на-
ружному давлению порядка 1 kzjcm2 и должен
быть достаточно прочным. По этим сообра-
жениям в стационарных турбинных установ-
ках корпус конденсатора обычно имеет ци-
линдрическую форму. В последнее время кон-
денсаторы выполняются сварными из стальных
листов
Тепловой расчёт конденсатора. Коли-
чество тепла, отдаваемое в конденсаторе па-
ром, определяется по формуле
= GK(iK-l'K),
где GK — количество пара, поступающего
Фиг. 496. Поперечный разрез конденсатора с централь-
ным потоком пара турбины высокого давления 100 000 кет
ЛМЗ (обозначения см. фиг. 49а).
* См. также ЭСМ, т. 4, гл. II.

ГЛ. VI]
РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ПОДОГРЕВ ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ
159
в конденсатор, в кг/час; 1К - теплосодержание
пара, поступающего в конденсатор; 1К — тепло-
содержание конденсата, отводимого из кон-
денсатора.
Количество тепла, отводимого охлаждаю-
щей водой, должно быть равно количеству
тепла, отдаваемому паром в конденсаторе:
Q = GK (iK - iK) = W{h- h) св = kFUcp,
где IT—количество охлаждающей воды, про-
текающей через конденсатор, в кг\час\ tx
и t2 — температуры охлаждающей воды соот-
ветственно при входе в конденсатор и вы-
ходе из него; св — теплоёмкость воды, которую
можно принимать равной единице; k — коэфи-
циент теплопередачи от пара к воде; F — по-
верхность охлаждения конденсатора с паро-
вой стороны, определяемая по формуле
гс 2 ^ м2; здесь d2 — наружный диаметр
F =
трубок в мм; I — длина трубок в м; z — число
трубок; Мср — средняя логарифмическая раз-
ность температур пара и воды, определяемая
для конденсаторов, в которых вода совер-
шает более одного хода, по формуле
а для конденсаторов с одним ходом воды —
по формуле
2,3 lg -
-
1
tn-
h
t'n
1
2,3 lg
tn
~
-"
где tn и tn — температуры пара соответствен-
но при входе в конденсатор и вблизи места
отсоса воздуха из конденсатора.
Коафициент теплопередачи k зависит глав-
ным образом от скорости движения воды
в трубках, от температуры охлаждающей
воды и от диаметра трубок. Его значение
может быть взято по кривым фиг. 50.
Кратность охлаждения определяется
как отношение веса охлаждающей воды к
весу конденсируемого пара:
W
GK
Величина т при искусственном охлажде-
нии воды принимается равной 50—70, а при
естественном охлаждении доходит до 100
и даже выше. Для конденсационных турбин
постройки отечественных заводов в последнее
время выбирали т ss 70.
Удельной нагрузкой конденсатора назы-
вают количество пара, конденсируемое на 1 мг
охлаждающей поверхности в течение 1 часа:
K
и = — кг/час м2.
г
У
_J
t
У/
У
у,
/
4
/у
/у
/
/ /
/
4
/у
и
/
/
(/
/
/
А
/
/
/
А
А
у
У
/
$
/
О
/
&
J
1
1«
В современных
-f50 кгIчаем2.
конденсаторах и = 45-=-
Количество воздуха Ge, которое должно
отсасываться из конденсатора и которое опре-
деляет размеры воздушного насоса, можн»
вычислить по эмпирической формуле
1>36
где GK — расход пара, поступающего в кон-
денсатор, в кг\час.
К
kka/i/м' час град.
4600
4200
3800
3400
3000
2600
2200
1800 0,8 1,2 1,6 2,0 2.U 2,8 м/сек
Фиг. 50. Кривые коэфициента теплопередачи от пар»
к воде в зависимости от скорости охлаждающей воды
при различных её температурах для наружного диаметра
трубок rf,=19 мм (для диаметра трубок da=25 мм надо
уменьшить k на 3% , а для d2=-16 мм—увеличить на 2%)..
РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ПОДОГРЕВ
ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ
В паровых турбинах имеются существенные
отклонения от идеального регенеративного
процесса. Передача тепла совершается здесь
непосредственно от пара к воде, т. е. без при-
менения специального переносящего тепло
регенератора. Кроме того, в регенеративном
процессе принимает участие лишь небольшая
часть работающего пара, который отбирается
из турбины, конденсируется в подогревателях
питательной воды и таким образом исклю-
чается из дальнейшего рабочего процесса
турбины. В силу указанных отклонений от
идеального регенеративного цикла подогрев
питательной воды принципиально не может
повысить к. п. д. паротурбинной установки до
значений к. п. д. цикла Карно. Тем не менее
регенеративный подогрев питательной воды
даёт значительную экономию топлива и широко
применяется в современных паротурбинных
установках.
Тепловые схемы. На фиг. 51 показана
принципиальная схема современной мощной
турбинной установки высокого давления с пятью
отборами пара для подогрева питательной
воды. Общее количество пара G теплосодер-
жанием /0 поступает из котла в турбину и
совершает работу в первых ступенях, рас-
ширяясь до давления рх при теплосодержа-
нии fV При этом состоянии количеств»
пара Gq отбирается из турбины в подогрева-
тель /75 (счёт подогревателей обычно ведётся

160
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
от конденсатора). В дальнейшем рабочем про-
цессе турбины продолжает участвовать коли-
чество пара G1=G — G^, расширяющееся до
давления р2 при теплосодержании i2. В этой
точке пар в количестве GJJ отбирается в подо-
греватель /74, в турбине же продолжает рас-
ширяться количество пара G2 = G — G ^ — G1^
до давления рь при теплосодержании /а. Та-
ким же образом производятся отборы пара
в подогреватели /73, /72 и Пх.
В конденсаторе К тепло пара отводится
циркуляционной водой, в результате чего полу-
чается конденсат теплосодержанием iK, имею-
щий почти такую же температуру, как пар.
Полученный конденсат в количестве GK заса-
Фиг. 51. Схема регенеративного подогрева питательной
воды.
сывается конденсатным насосом Н^ который
нагнетает его в деаэратор Д.
По пути к деаэратору конденсат проходит
через подогреватель паровых эжекторов Эж,
отработавшим паром которых он нагревается
на несколько градусов до температуры tx, по-
лучая теплосодержание iB.
Затем конденсат поступает в подогрева-
тель П1у в котором он нагревается за счёт
отбираемого из турбины пара, а также за
счёт конденсата обогревающего пара, сливае-
мого из подогревателя /7а в /7Х Этот конден-
сат, имея температуру насыщенного пара,
соответствующую давлению в подогрева-
теле Я2, и попадая в подогреватель Пг с более
низким давлением, используется для подогрева
питательной воды. В подогревателе Л1 кон-
денсат нагревается на величину (t2 — t[}, при-
чём температуру t'2 на выходе можно прини-
мать на 5—7° С ниже температуры насыщения
пара в подогревателе. Количество тепла, ко-
торое необходимо получить от пара, отбирае-
мого из турбины для подогрева воды в первом
подогревателе,
Qi = Mi-*i) c*-QcA-Qy + bQ' B3)
где сд — теплоёмкость воды; QCJI — количе-
ство тепла, выделяемого в подогревателе из
сливаемого в него конденсата и равного
Осл[*сЛ— i'\)> 3Аесь 1сл ~ теплосодержание
сливаемого конденсата перед подогревателем»
a /j — теплосодержание конденсата данного
подогревателя; Qy — тепло, подводимое в подо-
греватель из других источников (например,
из уплотнений); AQ — тепло, теряемое в ок-
ружающую среду.
Необходимое количество Gla отбираемого
пара определяется из уравнения
Qi = Ga \}ь — Н) •
где /5 — теплосодержание отбираемого пара.
После подогревателя Пг основной поток
конденсата смешивается с конденсатом, обра-
зующимся во всех остальных подогревателях,
так что после точки А количество конденсата
равно полному расходу пара турбиной и эжек-.
тором. Весь этот конденсат направляется
в деаэратор Д, который представляет собой
таким образом подогреватель смешения. Здесь
подогрев воды производится непосредствен-
ным соприкосновением между паром и водой,
стекающей в виде каскадов и струй с листов,
расположенных в головке деаэратора. При
этом происходит выделение воздуха, удаляе-
мого вместе с небольшим количеством пара
в атмосферу, так как поддерживаемое в де-
аэраторе давление несколько выше атмосфер-
ного. Таким путём можно получить воду для
питания котлов, содержащую не больше
0,1 см*\л воздуха; большее содержание воз-
духа в питательной воде может вызвать недо-
пустимую коррозию.
Поскольку давление в деаэраторе близко
к атмосферному, температуру конденсата при
выходе можно принимать равной 100° С. Коли-
чество тепла, сообщённого конденсату в де-
аэраторе, легко вычислить по формуле, анало-
гичной формуле B3).
Из деаэратора конденсат нагнетается под
высоким давлением питательным насосом Н„
через следующие четыре подогревателя
в котёл. Большое давление за питательным
насосом позволяет нагревать воду до высокой
температуры, не опасаясь её вскипания.
В современных турбинах среднего давления
питательную воду подогревают нормально
до 140° С, а в турбинах высокого давления —
до 215° С. Примеры тепловых схем турбин
показаны на фиг 52 и 53.
Тепловой расчёт подогревателя. Не-
обходимая площадь нагрева F подогревателя
определяется из уравнения
КПЫср Ц,
где к — коэфициент теплопередачи, принимае-
мый равным 0,8—0,9 от значений, указанных
на фиг. 50; Q — количество тепла, необходи-
мого для нагрева воды, и
л, _ h-h
причём tn — температура насыщенного пара;
перегрева пара обычно не учитывают, по-
скольку он теряется очень быстро, и почти
во всём подогревателе пар имеет темпера-
туру насыщения.
Потери вследствие охлаждения подогрева-
телей можно приближённо учитывать, при-
бавляя к количеству затрачиваемого на на-
грев воды тепла Q для первого подогрева-
теля 1%, для второго — 2%, для третьего —
3°/0 и т. д.
Конструкция подогревателя. На фиг. 54
изображена новейшая конструкция подогре-
вателя высокого давления (давление пара до

flap от копшд ЧОата,
Фиг. 52. Тепловая схе-
ма турбины НЗЛ АП-6:
1—генератор; 2—паро-
вая турбина; 3 —соеди-
нительная муфта; 4 —
конденсатор; 5— сепара-
тор; 6— стопорный кла-
пана—паровая короб-
ка; 8—конденсатный на-
сос с электрическим и
паровым приводом; 0 —
трёхступенчатый эжек-
тор; 10 и 11— пусковые
эжекторы; 12—подогре-
ватель низкого да-
вления; 13—деаэратор;
14— бак деаэратора; 15
и 16—питательные на-
сосы; 17 — подогрева-
тель высокого давле-
ния; 18— расширитель-
ный бак; 19— атмосфер-
ный клапан; 20—цирку-
ляционный насос; 21—
водяные фильтры; 22—
масляный бак; 23—па-
ро-масляный регулятор;
24— пусковой масляный
турбонасос; 25—масло-
охладитель; 26- возду-
хоохладитель; 27 — бак
водяного уплотне-
ния; 28 — редукционно-
увлажнительная уста-
новка.
В масляную
систему
турбины
- I
ошЖдащая вода
химически очищенная води ц--^ паро-Воздушная смесь
¦ мослопродод
На производство
обратный ¦ клапан
пруЖинный клапан
предохранительный клапан
паровой клапан и водяной Вентиль
регулятор давления
регулятор температуры
регулятор уровня
обводный автоматический клапан
редукционный клапан на маслопроводе
конденсатный горшок
дроссельная шайба
мотор трехфазного тока
самослив
выхлоп в атмосферуt слив
паропроводы
конденсат
дреной

шзших /*
почек I
Продувка
К импульсным
механизмам
подогревателей 8д.\
Фиг. 53. Тепловая схема турбины
высокого давления ЛМЗ мощностью
100 000 кет (ВК-100): 1 — турбина;
2—конденсатор; 3— генератор; 4— газо-
охладитель; 5—воздухоохладитель воз-
будителя; б — маслоохладитель; 7 —
эжектор основной; 8—эжектор пуско-
вой? 9— эжектор циркуляционной сис-
темы; 10—14— подогреватели; 15— паро-
охладитель для пуска и промывки тур-
бины; ./^—пароохладитель к уплотне-
ниям турбины; ^7—фильтр для воды;
18—смеситель конденсата; 19- цирку-
ляционный насос; 20— насос газоохлади-
теля генератора; 21—конденсатный на-
сос? 22— сливной насос; 23—масляный
турбонасос; 24— масляный электрона-
сос; 25— 29— обратные клапаны; 30-
атмосферный клапан; 31—конденсацион-
ный горшок.
<Р200
Сливной канал
апасный слив ~-К У"^тнениям Вакуумной арматуры
Конденсата в дренажный
&в* низких точек

ГЛ. VI)
РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ПОДОГРЕВ ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ
163
Фиг. 54. Подогреватель высокого давления системы ЛМЗ«
1—подвод пара; 2—подвод воды; 3— отвод воды; 4—трубки;
5—охладитель конденсата; ff-отвод конденсата; /—пере-
городка; 8—отсос паро-воздушной смеси.
ют

164
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
30 ата) системы ЛМЗ. Подогреватель имеет
вваренные коробки, через которые подводится
вода. Пар подводится в средней части корпуса
и движется благодаря наличию перегородок
так, как показано на чертеже стрелками. Пере-
гретый пар протекает в узком отсеке, обогре-
вая трубки подогревателя вблизи выхода воды.
Таким образом имеется возможность нагреть
воду несколько выше температуры насыщения
пара, что даёт некоторую экономию в расходе
тепла турбиной.
В нижней части подогревателя расположен
охладитель конденсата, в который ответвляется
часть подогреваемой воды. Благодаря этому
температура конденсата в подогревателе ока-
зывается ниже температуры насыщения обо-
гревающего пара. Такое мероприятие не-
сколько снижает количество вара, отбирае-
мого в подогреватель, и, следовательно,
повышает экономичность турбинной уста-
новки.
В современных крупных турбинах при-
меняются также перекачивающие насосы, ко-
торые нагнетают конденсат обогревающего
пара из каждого или из некоторых подогре-
вателей в магистраль питательной воды за
подогревателем, как это показано (Нпер) на
фиг. 51. При этом тепло, заключённое в кон-
денсаторе, используется наилучшим образом,
чем достигается некоторая экономия с одно-
временным, однако, усложнением установки.
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ТУРБИН
Начальные параметры пара. Пользуясь is-
диаграммой, легко установить, что с повыше-
нием начального давления при постоянных
начальной температуре и противодавлении
уменьшается начальное теплосодержание ie.
В то же время при увеличении начального
давления до некоторого предела увеличивается
и располагаемый тепловой перепад Но, а сле-
довательно, и термический к. п. д. цикла,
равный
'о - 1К
где 4 — теплосодержание возвращаемого
в котёл конденсата.
В реальных паросиловых установках этот
эффект от повышения начальных параметров
оказывается ослабленным. Так, в турбинах
с конденсационной частью повышение началь-
ного давления увеличивает конечную влаж-
ность пара, что не только сильно снижает щ,
но и приводит к недопустимой эрозии лопа-
ток (т. е. к механическому износу от ударов
каплями воды). Это обстоятельство делает
невозможным увеличение давления свежего
пара без одновременного повышения его тем-
пературы. Экономия от повышения начальной
температуры особенно ощутительна, если
учесть изменение конечной влажности пара,
так как при этом увеличивается не только t\t,
но и т„-. В общей сложности эффект от по-
вышения перегрева пара получается весьма
благоприятным, и практический предел повы-
шению начальной температуры ставят только
свойства материалов, применяемых в котло-
турбостроении. Другое обстоятельство, ослаб-
ляющее результаты повышения начальных
параметров пара в действительном тепловом
процессе, заключается в том, что с увеличе-
нием давления ухудшается гц в части высо-
кого давления, так как при этом уменьшаются
высоты лопаток и увеличиваются утечки пара
через уплотнения.
Экономия при повышении параметров
в значите яьной мере зависит также от кон-
струкции турбины и от её тепловой схемы.
Так, например, для понижения температуры
ротора и цилиндра в турбинах высокого" да-
вления часто в качестве регулировочных при-
меняют ступени скорости, перерабатывающие
большой тепловой перепад, что несколько сни-
жает к. п. д. турбины. Увеличение температуры
регенеративного подогрева питательной воды
в установках с турбинами высокого давления,
наоборот, уменьшает расход тепла.
Большое значение при выборе начальных
параметров пара имеют также тип турбины,
стоимость топлива, график предполагаемой
загрузки турбин, стоимость изготовления тур-
бин, котлов и вспомогательного оборудования,
количество необходимых легированных сталей,
сроки, потребные для проектирования и орга-
низации нового производства, большая или
меньшая сложность эксплоатации нового
оборудования и другие факторы. Наконец,
решающее значение при выборе параметров
имеет наличие экспериментальных данных
по испытанию материалов и наиболее ответ-
ственных деталей вновь проектируемых
турбин.
Перечисленные обстоятельства, сопрово-
ждающие повышение параметров, а также дру-
гие соображения экономического характера
настолько усложняют расчёты, что выгоды от
повышения начальных параметров пара могут
быть установлены лишь путём сравнения боль-
шого числа проектных вариантов.
В стандартах на основные параметры для
крупных паровых турбин принято давление
пара 90 ата и температура 480—500° С. Вве-
дение для крупных турбин этих параметров
пара даёт экономию 12—15% от расхода
тепла турбинами для пара 29 ата и 400° С.
Существенная экономия может быть полу-
чена за счёт дальнейшего повышения давления
и температуры. При давлении 170 ата и темпе-
ратуре 550° С может быть получена экономия
в расходе тепла порядка 10% по сравнению
с применением пара 90 ата и 500° С. Повыше-
ние температуры до 570—600° С при давлении
около 170 ата даёт возможность избежать
промежуточного перегрева пара.
Для турбин мощностью до 12000 кет уста-
новлены параметры пара 35 ата и 435" С;
исключение представляют турбины мощностью
12 000 кет с двумя регулируемыми отборами
пара, для которых ввиду большого расхода
пара предусматриваются такие же параметры
пара, как и для крупных турбин.
Выбор вакуума. При решении вопроса
о выборе расчётного вакуума надо принимать
во внимание меняющуюся температуру охла-
ждающей воды наиболее распространённых
источников, к. п. д. последней ступени тур-
бины, энергию, затрачиваемую на привод цир-
куляционных насосов, характер нагрузки тур-
бин, влияние величины вакуума на конструк-

ГЛ. VI]
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ТУРБИН
165
Таблица 1
Основные параметры стационарных конденсационных турбин для привода электрических генераторов
| № по пор.
I
2
3
4
5
6
7
8
9
Ю
II
12
13
Начальные
параметры
паоа
Давление в ата
B9)
B9)
B9)
35
35
35
35
35
35
9°
9°
9°
до
О
Температура в '
Dо°)
Dоо)
Dоо)
435
435
435
435
435
435
480
480
480
48о
кет
а
2
к
Мощность турби
1
12 ООО
25 ооо
50 000
75°
I 5°о
2 5ОО
4 ооо
6 ооо
12 ООО
13 ООО
35 ооо
50 000
IOO ООО
Число
оборотов
на валу
генераторов
в минуту
Зооо
Зооо
Зооо (i5oo)
Зооо или юоо
ЗООО » IOOO
3000 » 1000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
3000
Типы турбин и величина регулируемых
отборов пара для турбин
S
без регулируемо
отбора
*
*
—
*
*
*
*
*
—
*
*
*
с регулируемым отот
тельным отбором пар;
при 1,2 ата в т\час
бо
IO0
—
—
9
14
22
35
65
—
IOO
—
с регулируе-
мым производ-
ственным от-
бором пара
в т/час
при 5 ата
—
—
7
12
18
25
40
—
—
—
—
(при 7 ата)
15°
—
—
—
—
—
—
—
—
—
с двумя регу-
лируемыми
отборами пара
в т/нас
отопительным
при 1,2 ата
—
—
—
—
—
—
—
4°
3°
бо
—
производ-
ственным при
10 ата
—
—
—
—
—
—
—
5°
4°
8о
—
°
О 2
I
И
Температура ре
подогрева питате
Температура
охлаждающей
воды в с С
для турбин
юра
S
S
без регулируемо
пара
1
о
«о
и
о
с регулируемым
пара
] Устанавливается
1 техническими
| условиями на
J поставку турбин
15°
15°
15°
15°
1С°
«5°
215
2Т5
215
215
2О
20
2О
2О
2О
15
—
15
ю; is
го; 15
2О
2О
2О
2О
2О
2О
2О
2О
—
Примечания: 1. Турбины без регулируемого отбора пара отмечены звёздочкой.
2. Величины параметров, заключённые в скобки, для вновь проектируемых турбин принимать не рекомендуется.
3. Все турбины на начальные параметры пара 35 ата и 435° С должны допускать работу при 29 ата и 400° С
с сохранением номинальных мощностей и величин отборов.
4. Турбины с регулируемыми отборами пара мощностью до 12 000 кет включительно, если их конструкция это
позволяет, могут изготовляться с давлениями и величинами отборов пара, отличными от указанных в таблице, при
соответствующем снижении максимальной мощности этих турбин.
5. Для турбины с двумя регулируемыми отборами пара с начальными параметрами пара 35 ата и 435° С мощ-
ностью 12 000 кет допускается повышение температуры регенеративного подогрева питательной воды против указан-
ной в таблице
6. От указанных в таблице величин отборов пара допускаются отклонения ±10Я.
7. При выборе конденсационного устройства установленная настоящим стандартом температура охлаждающей
воды принимается лишь в том случае, если отсутствуют специальные указания заказчика.
8. Настояшие основные параметры рекомендуются также и для других стационарных турбин, не предусмотренных
стандартом.
цию турбины, а следовательно, и- её стои-
мость, цены на топливо и другие факторы.
Среди турбин мощностью до 12 000 кет
центральное место занимают турбины с отбо-
ром пара, которые чаще всего имеют искус-
ственное охлаждение циркуляционной воды,
поэтому для турбин мощностью до 12000 кет
стандартной является температура охлажда-
ющей воды 20° С.
Для мощных конденсационных турбин, ко-
торые во многих случаях располагают холод-
ной речной или озёрной охлаждающей водой,
средняя температура охлаждающей воды при-
нимается 10 или 15° С. Для этих температур
может быть получено давление за турбиной
соответственно 0,04 и 0,03 ата.
Мощности турбин, регулируемое давле-
ние и величины отборов. Основные пара-
метры стационарных конденсационных турбин
для привода электрических генераторов даны
в табл. 1; в табл. 2 приведены основные па-
раметры турбин с противодавлением (ГОСТ
3618-47 и 3678-47). Указанные в них мощности
(номинальные) для конденсационных турбин
вместе с тем являются максимальными. Макси-
мальная мощность турбин с регулируемым от-
бором пара составляет 120% их номинальной
мощности.
Таблица 2
Основные параметры турбин с противодавлением
5 2 Е
* х 3
.аи*
Мощно
клемма
ратора
75°
i 5°°
2500
75°
15°°
25°О
4 ооо
6 осо
6 ооо
12 ООО
25 ООО
Число
оборотов
генератора
в минуту
iooo или з°°°
юоо , з°°°
iooo n з°°°
iooo . з°°°
iooo , 3000
1000 „ з°°°
3°оо
Зооо
Зооо
Зооо
Зооо
Начальные
параметры
пара
Давле-
ние
в ата
15
15
*5
35
35
35
35
35
9°
ро
9°
Темпе-
ратура
в *С
35»
ЗУ»
35°
435
435
435
435
435
5°°
5оо
5°°
Давление
за турбино!
в ата
31
—
—
—
—
—
—
—
X
X
X
18
—
—
—
—
—
—
—
—
X
X
15
—
—
—
X
X
X
X
—
—
11
—
—
—
X
X
X
X
—
X
6
X
X
X
X
X
X
X
X
—
—
3
X
X
X
X
X
X
X
X
—
—
Примечания: 1. Стандартные турбины отмечены
в таблице знаком X.
2. По требованию заказчика, оговоренному в техниче-
ских условиях на поставку, турбина мощностью 6000 кет
начальным давлением пара 90 ата может изготовляться
для работы с регулируемым давлением за турбиной
37±1 ата. Обеспечение при этом номинальной мощности
не обязательно.

166
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Турбины с регулируемыми отборами пара
должны допускать возможность изменения да-
вления в относительном отборе в пределах
1,2—2,5 ата, а в производственном отборе
10—13 ата.
Величиной отбора называется то количе-
ство отбираемого пара, которое отдаётся
турбиной с регулируемым отбором на покрытие
внешнего теплового потребления, т. е. сверх
расхода пара на регенеративный подогрев
питательной воды. Величины отборов, указан-
ные в ГОСТ для турбин с одним отбором
пара, являются максимальными при нормаль-
ной мощности турбины. Для турбин с двумя
отборами пара эти величины могут быть уве-
личены для одного из отборов за счёт умень-
шения другого отбора.
Максимальные величины отборов опре-
деляются из условий максимального пропуска
пара через часть высокого и часть среднего
давлений турбины. Максимальной величине
производственного отбора при нормальной
мощности и выключенном отопительном отборе
должен соответствовать такой же расход пара,
как при работе с номинальной мощностью
и с номинальной (указанной в ГОСТ) величи-
ной обоих отборов. Максимальной величине
отопительного отбора должен соответствовать
максимальный пропуск пара через часть сред-
него давления при повышении давления в ка-
мере производственного отбора до верхнего
предела регулирования.
При соблюдении указанных условий могут
быть использованы в полной мере возможности
турбины, спроектированной для нормальной
работы при номинальных величинах отбора.
ЛОПАТКИ И ДИСКИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Сопла и направляющие лопатки. Для
регулировочных ступеней часто применялись
сегменты сопел, отлитые из чугуна. Стремле-
ние повысить к. п. д. ступеней путём улучше-
ния обработки лопаток привело к конструкциям
наборных фрезерованных сопел. Для промежу-
точных ступеней турбин активного типа на-
правляющие лопатки часто изготовляют из
профильной или листовой стали толщиной
2—10 мм и затем заливают их в тело диа-
фрагмы (фиг. 55). В части высокого давления,
где длина лопаток небольшая, с целью умень-
шения потерь энергии ставят фрезерованные
лопатки, которые приклёпываются или прива-
риваются к стальному телу диафрагмы (фиг. 56).
Профили направляющих лопаток реактивных
турбин выполняют такими же, как профили
рабочих лопаток.
Рабочие лопатки. Профили новых лопаток
выбираются на основании экспериментальных
данных, полученных путём продувок решёток
профилей на аэродинамических стендах и испы-
таний вращающихся моделей колёс. Примеры
профилей рабочих лопаток показаны на фиг. 57.
Турбостроительные заводы с целью удеше-
вления производства лопаток применяют огра-
ниченное число профилей, спроектированных
для определённых значений —.
Ширину лопаток определяют из условий
прочности. Короткие лопатки обычно выпол-
няют шириной 20—25 мм, а в турбинах ре-
активного типа и в активных турбинах неболь-
шого размера E0—100 кет) ширина лопаток
иногда снижается до 12—14 мм. Длинные
лопатки последних ступеней мощных турбин
приходится делать очень широкими в нижнем
сечении (до НО-мм). Широкие лопатки при-
меняются также в регулировочных ступенях
с парциальным подводом пара.
Размеры лопатки определяются из расчёта
на изгиб от давления пара и на растяжение
от центробежной
силы. Для неболь- ir о, 213
шой окружной ско-
рости (менее 120
м/сек) и незначи-
тельного изгибаю-
щего момента, дей-
ствующего на ло-
патку, применяют-
ся штампованные
из листовой стали
лопатки с фрезеро-
ванными кромка-
ми. В последнее
время широкое
применение нашли
лопатки так назы-
ваемого светлока-
танного профиля.
Такие лопатки на-
резаются из длин-
ных прокатанных
вхолодную про-
фильных полос.
Обработке подвер-
гаются только хвост и головка лопатки, про-
филь же получается во время прокатки в за-
конченном виде.
Различные способы закрепления лопаток
на дисках показаны на фиг. 58.
Напряжения в рабочей лопатке от из-
гиба. Окружная составляющая Ри силы да-
вления пара на лопатку может быть опре-
Фиг. 55. Направляющая лопат-
ка из листовой стали.
39,955
Фиг. 56. Фрезерованная направляющая лопатка.
делена из условия равенства работы пара,
обтекающего лопатки 1-т- GceK ^л кгм\, и ра-

ГЛ. VI]
ЛОПАТКИ И ДИСКИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
167
боты, совершаемой лопатками (Puutz) в тече-
ние 1 сек.:
Рп=
427Gc
игг
где кл — тепловой перепад, использованный
на лопатках; е — степень парциальности; z —
число лопаток колеса.
Кроме силы Рш в реактивных турбинах
действует в осевом направлении сила
Ра =
где Ар — разность давления по обе стороны
лопатки; t — шаг; / — высота лопаток.
Равнодействующая Р =
центр тяжести О лопатки параллельно пря-
мой АВ, соединяющей её кромки.
Так как расстояния ех и е2 от оси хх до
крайних волокон лопатки не равны между
собой, то имеется два момента сопротивления:
Wi= — и 2 = —,
где J — момент инерции сечения лопатки от-
носительно оси хх.
Напряжения в рабочей лопатке от рас-
тяжения. Кроме изгиба, лопатка испытывает
растяжение от центробежной силы С. Для ло-
патки постоянного по высоте профиля (фиг. 59)
а) . ¦ . • _ в)
Фиг. 57 Профили рабочих лопаток: а—активная лопатка; б— реактивная лопатка.
Рассматривая лопатку как балку, заделан-
ную одним концом, получим изгибающий мо-
мент
Напряжение в лопатке от изгиба
М
0=~w-
(где р — плотность материала лопатки; ш—¦
угловая скорость вращения колеса; F — пло-
щадь сечения лопатки), и напряжение в сече-
нии а — а
а = ¦? = ?/#•«,«> B4)
или
о
2тга
B5)
где W — момент сопротивления лопатки отно- где S = 2т:1гСр — площадь кольца, занятого
сительно оси хх (фиг. 57), проходящей через лопатками.
Фиг. 58. Различные способы закрепления лопаток на дисках: а—Т-образный хвост; б, в п г—вилкообразные хвосты;
€' —расположение заклёпок для вилкообразных хвостов: д—наружный Т-образный хвост; е — двойной наружный
Т-образный хвост; ж—зубчатый хвост; з—лопатка с высадным хвостом; и—крепление лопатки Лаваля; к — про-
межуточное тело; л — замок.

168
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Площадь S последнего ряда лопаток опре-
деляет максимальный пропуск пара при задан-
ной величине выходной потери. Из уравне-
ния B5) ясно, что <Smax прямо пропорциональна
величине допускаемого на-
пряжения и обратно пропор-
циональна квадрату угловой
скорости вращения.
С целью увеличения S
применяют лопатки пере-
менного по высоте профиля.
Наибольшей площади S
можно достигнуть с по-
мощью лопаток равного со-
противления. Такие лопатки,
однако, практически изгото-
вить невозможно* Фиг. 60
и табл. 3 дают представле-
ние о размерах лопаток по-
следних ступеней крупных
турбин, работающих при
3000 об/мин. Все эти лопат-
ки представляют оригиналь-
ные конструкции ЛМЗ, и каждая из них в своё
время являлась предельной по своим размерам.
Item
АК-100-1
26 cm
AT~25-t
Таблица 3
Лопатки последних ступеней турбин ЛМЗ
Фиг. 59. Лопатка
постоянного по вы-
соте профиля.
Фиг. 60. Лопатки последних ступеней турбин ЛМЗ.
Вибрация лопаток. Кроме указанных рас-
чётов прочности, необходимо выполнить рас-
чёты вибрации лопаток, так как в случае
попадания в резонанс с возмущающей силой
лопатки могут ломаться даже при малых на-
пряжениях.
Колебания лопаток около главной минималь-
ной оси инерции называют тангенциальными.
)сновные данные
Высота рабочей ча-
сти в мм
Средний диаметр
в мм
Торцевая площадь
в м'1 . . .
Максимальная ок-
ружная скорость
в м/сек
Вес ло'патки с хво-
стом в кг
Центробежная сила
лопатки с хвостом и
проволоками при
га—3000 об/мин в т .
Напряжения в кг\смх
Максимальные
от изгиба паром
в рабочей части
отдельной лопатки
Максимальные
суммарные в рабо-
чей части лопатки
пакета
Максимальные
от изгиба паром в
ослабленном сече-
нии хвоста отдель-
ной лопатки . . •
От растяжения в
сечении хвоста,
ослабленном верх-
ней заклёпкой . .
От среза в за-
клёпке ......
Частота первого то-
на тангенциальных
колебаний пакета ло-
паток в пер/сек . . .
Тип турбины
АТ-25
АК-100
ВК-50
Ступень
26
5оо
155°
2.43
324
2,5
16,51
172
1820
82
1490
1361
160
И
59°
177°
12
576
I756
4,85
A,67+3,18)
374
з,бз
27,9°
242
2317
ид
1770
1735
но
371
3-45
25 > 4°
135
2090
63
153о
1579
и8
18
ббд
2ООО
4,18
421
5,27
42,о8
158
2300
67
'755
1832

около главной максимальной оси инерции —
аксиальными.
Рассмотрим свободные тангенциальные ко-
лебания отдельно стоящей и жёстко закре-
плённой лопатки. Наинизшая частота колебаний
лопатки называется частотой первого тона и
определяется по формуле [29]
/с
<156 Г.
/2 V
gEJ
¦{F
B6)
где fc — частота колебаний в секунду; т —
удельный вес материала в кг\см*\ I — рабочая

ГЛ. VI)
ЛОПАТКИ И ДИСКИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
высота лопатки в см; Е—модуль Юнга в кг/см2;
F — площадь поперечного сечения лопатки
в см2; J — наименьший момент инерции попе-
речного сечения лопатки в смК
При вращении под влиянием центробежных
сил частота свободных колебаний лопатки не-
сколько повышается. Её величина определяется
по формуле
/д — У f г~\~ В"? • B7)
На колёсах лопатки соединяются в группы
с помощью бандажей и бандажных проволок-
Наинизшая частота пакета сравнительно близка
к первому тону отдельно стоящей лопатки, при-
чём все лопатки колеблются в одной фазе
(фиг. 62, а). Следующие частоты пакета близки к
частоте колебаний отдельной лопатки, зажатой
одним концом и свободно опёртой у вершины^
Примеры различных случаев этого вида коле-
баний показаны на фиг. 62, бив. Другой вид
где /^ — динамическая частота в пер/сек; п —
число оборотов ротора в секунду; В — коэфи-
циент, теоретическое значение которого опре-
деляется по формуле [33]:
В = 0,8 А —о,85;
здесь d — средний диаметр колеса; на практике
обычно пользуются эмпирической формулой
В = 0,72 -j- — 1.
Частота /<? существенно отличается от /с
лишь для длинных лопаток.
Упругая линия лопатки может иметь в про-
цессе колебаний одну, две и т. д. неподвижные
точки (кроме точки закрепления), называемые
узловыми. В соответствии с числом узловых
точек различают колебания второго тона (для
одной узловой точки), третьего тона (для двух
узловых точек) и т. д. Для лопаток постоянного
сечения частота второго тона в 6,26, а третьего
в 17,6 раза больше частоты первого тона.
Найденная вычислением частота для длин-
ных лопаток совпадает с действительной доста-
точно хорошо. Для коротких лопаток частота
может снизиться до 50% вследствие влияния
перерезывающей силы и недостаточно жёсткой
заделки, поэтому опытная проверка частоты
колебаний короткиг лопаток является безу-
словно необходимой. Рекомендуется в расчёты
вводить коэфициент ср = —f-, где /с
/с
и /с —
соответственно экспериментальная и расчётная
частоты лопатки. На фиг. 61 изображены кри-
7
@
0,8
1 Г
0.4
А
А
>
\
—-Н"
у
— —
п—'
1
_| [j-^L.
i
'
:
5 /0 >5 ?0 25 10 IS iO iS SO 55 L/p
Фиг. 61. Отношение экспериментальной частоты лопатки
к расчётной в зависимости от — : кривая 1—для лопаток,
выполненных заодно с промежуточным телом, с плоским
хвостом (с вильчатым или Т-образным); кривая 2—для
лопаток светлокатанного профиля.
¦-/(I)-
где / — свободная длина ло-
г)
Фиг. 62. Различные типы колебаний пакетов лопаток;
я—вибрация пакетов лопаток наинизшей частоты; б и
в—вибрация пакета с неподвижной вершиной лопаток;
г—вибрация пакета с колеблющейся вершиной лопаток
и одной узловой точкой (второй тон).
колебаний пакета, показанный на фиг. 62, г, по
частоте близок к случаю единичной лопатки,
закреплённой одним концом и имеющей одну
узловую точку.
Зная частоту колебаний отдельной лопатки,
массу бандажа и его жёсткость, можно с по-
мощью поправочных коэфициентов "вычислить
частоты различных видов колебания пакета.
Если лопатки, кроме бандажа, скреплены про-
волокой на середине их рабочей части, то
наинизшая частота повышается, колебания
с неподвижной вершиной лопаток (фиг. 62, б
и в) становятся невозможными, частота же коле-
баний второго тона (фиг 62j» г) изменяется мало.
Примеры частоты различных типов колебаний
пакетов лопаток постоянного сечения в зави-
симости от отношений жёсткостей и масс бан-
дажа и лопатки представлены на фиг. 63,.
на которой у=~- (где fc — частота пакета у
связанного бандажом, и/—частота первого тона
масса шага бандажа
отдельной лопатки); \g =
\2J6l
(где
масса одной лопатки
— поправочный коэфи-
патки постоянного сечения, ар — радиус инер-
ции её сечения [31].
"° ° Лб
циент, определяемый экспериментально; для
бандажа, приклёпанного к лопатке, Hg « 0,1 -г-
-г-0,3; для бандажа прикреплённого и припаян-
ного Hg ss 0,6 -т-1,0; Jg — наименьший момент
инерции бандажа; tg — шаг по бандажу; / —
высота лопатки; J — минимальный момент инер-
ции сечения лопатки).
Из теории колебаний известно, что опасные
напряжения в лопатке могут возникнуть в со-
стоянии резонанса, т. е. при совпадении воз-
мущающей силы с частотой свободных колеба-
ний системы. Возмущающая сила, раскачиваю-
щая лопатку, возникает вследствие неравномер-

170
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
ного давления на лопатку пара. Изменение да-
вления происходит в зависимости от положения
лопатки по отношению к соплу, так как против
кромок лопаток сила Р резко меняется, поэтому
в течение каждого оборота рабочая лопатка z
раз подвергается действию меняющейся силы Р,
где z — число направляющих лопаток. Если
частота свободных колебаний пакета лопаток
из уравнения B7) даёт значения критических
скоростей:
п =—-А—
сек- /*п=в '
-Фиг. 63 Влияние бандажа на колебания пакетов: кривые
1~колебания наинившей частоты (фиг. 62, а); кривые
2 — колебания первого тона с почти неподвижными вер-
шинами лопаток (фиг. 62, б и в); кривые 3—колебания
второго тона (фиг. 62, г).
для любого из рассмотренных видов колебаний
имеет значение/=гпсек, то возникают резо-
нансные колебания. Во избежание опасных
колебаний это равенство не должно иметь места.
Так как для пакета частоты лежат в пределах
от 4,39/ до 7,2/, где /—частота свободных
колебаний изолированной лопатки, то, прини-
мая некоторый запас, не следует выбирать гпсеКш
в пределах
f
B8)
Для ступеней с парциальным подводом пара
в эту формулу надо подставлять фиктивное
число направляющих лопаток, которое полу-
чилось бы при их размещении с тем же шагом
по всей окружности.
Сила Р, действующая на лопатку, может
меняться также при прохождении стыков диа-
фрагмы и вследствие неточностей изготовле-
ния лопаток с периодом, кратным ггсек , по-
этому совпадение частоты свободных колеба-
ний пакета лопаток с числом, кратным псек
надо считать также опасным. Скорости враще-
ния, при которых выполняется равенство /^ =
= knceK, называются критическими (не сле-
дует смешивать их с критическими скоростями
.вала). Подстановка в это уравнение значения/^
где k = 2, 3, 4...
Критические скорости пакета лопаток
удобно представить на диаграмме (фиг. 84),
отложив по оси абсцисс число оборотов ротора
в секунду, а по оси ординат — частоту пакета.
Кривые /<j показывают максимальную и мини-
мальную частоты пакетов на данном колесе в
зависимости от псек, определённые по фор-
муле B7), причём fc берётся по данным испы-
таний пакетов лопаток на колесе. Таким обра-
зом между этими кривыми лежат частоты всех
пакетов данного колеса. Лучи, проведённые из
начала координат, представляют частоты, крат-
ные п, причём каждый луч соответствует на-
писанной на нём кратности. Точки пересече-
ния каждого луча с кривой fy определяют кри-
тические скорости. Соответствующие этим точ-
кам участки ab, cd, ef,... указывают на опасные
в отношении вибрации лопаток скорости
вала.
Опасными считаются критические скорости
до шестой кратности. Рекомендуется, чтобы
рабочая скорость ротора находилась не ближе,
чем на 15°/0 от второй критической скорости
пакета, 8°/0 от третьей, 6°/0 от четвёртой, 5%
от пятой, 4% от шестой критической скорости.
Критические скорости низших порядков могут
пер/сек
280
240
200
160
120
80
40
0 W 20 30 6.0 50 60 об/сек
Фиг. 64. Критические скорости вращения.
получиться только для длинных лопаток, имею-
щих низкую частоту собственных колебаний.
Для избежания опасной зоны резонанса,
определяемой формулой B8), приходится из-
менять число направляющих лопаток или вы-
бирать другой профиль рабочей лопатки. Коле-
бания типа, указанного на фиг. 62, б и в, устра-
няются путём прошивки пакета проволокой.
В процессе производства пакеты лопаток под-
вергаются испытаниям и в случае недопустимой
близости к критической скорости настраи-
ваются. Измерение частоты производится
осциллографом. Настройка производится либо
путём изменения диаметра проволоки или её
-
yfd max
mm .
//
'/,
/
/
/
a
/
-
/
/
/
b
-
/
/
с
i
'?
1
у
/
f\
e
/
¦••*
f
4/

ГЛ. VI]
ЛОПАТКИ И ДИСКИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
171
положения, либо за счёт небольших изменений
профиля лопатки.
Работа возмущающей силы, вызывающей
колебания пакета,
Ап=
где Р — возмущающая сила; v-t — скорость, ко-
торую i-я лопатка имеет в момент действия
на неё возмущающей силы; At — время действия
возмущающей силы на лопатку; т — число ло-
паток в пакете. При отсутствии связей между
лопатками работа возмущающей силы
где г;0—скорость изолированной лопатки. Отно-
шение
называется пакетным множителем, который
показывает, насколько уменьшается действие
возмущающей силы под влиянием бандажных
связей. Величина пакетного множителя зависит
от отношения числа направляющих лопаток
к числу рабочих лопаток и от числа лопаток
в пакете, которое выбирается так, чтобы зна-
чение пакетного множителя было наименьшим.
Ввиду дополнительных динамических напря-
жений в лопатках допускаемые напряжения от
изгиба потоком пара при статических расчётах
принимают не более 350 кг/см2 при полном под-
воде пара и не более 180 кг/см2 при изменяю-
щемся парциальном подводе пара, а также в
последних лопатках крупных паровых турбин.
Вибрация лопаток долгое время у нас и
за границей являлась основным источником
аварий паровых турбин, особенно при их зна-
чительной мощности. Успешное построение
крупных паровых турбин стало возможным
лишь после обширных теоретических и экспе-
риментальных исследований, приведших к раз-
работке методов проектирования надёжно ра-
ботающего лопаточного аппарата [23].
Условия работы пара и материалы. Ло-
патки паровых турбин в ряде случаев рабо-
тают в очень тяжёлых условиях как в отно-
шении напряжений, так и в отношении износа
их поверхности.
В части низкого давления лопатки подвер-
жены воздействию влажного пара, вследствие
чего возникает коррозия, особенно сильная
в месте перехода перегретого пара во влаж-
ный. Так как это место меняется в зависимости
от режима, то в неблагоприятной области ока-
зывается большое число ступеней. Сильной
коррозии подвергается также лопаточный ап-
парат во время остановок, если внутрь турбины
просачивается пар.
В области влажного пара лопатки подвер-
гаются действию ударов капель воды, что вы -
зывает эрозию, т. е. износ чисто механического
характера. При этом поверхностный слой ло-
паток превращается в мельчайшие частицы
без какого-либо химического изменения. Эро-
зия в значительной мере снижает долговеч-
ность лопаточного аппарата, и потому изыска-
ния способов борьбы с этим явлением имеют
большое значение. Один из этих способов за-
ключается в уменьшении количества капель
воды, ударяющих в лопатки. С этой целью
в диафрагмах делаются влагоулавливающие
устройства, из которых вода, отброшенная вра-
щающимся колесом, дренируется в конденса-
тор. Таким путём можно удалить 20—30%
влаги, которая в противном случае посту-
пила бы на рабочие лопатки в виде крупных
капель, представляющих наибольшую опас-
ность. Это простое и эффективное мероприя-
тие находит широкое применение. Влагоулавли-
вающим устройствам надо придавать такую
форму, чтобы отброшенные к ним капли воды
не отражались обратно в поток пара.
Увеличение долговечности лопаток может
быть достигнуто также применением эрозио-
устойчивых материалов. Опыты показали, что
эрозиоустойчивость стали повышается с её
твёрдостью. Однако очень твёрдые материалы
не удовлетворяют другим требованиям, предъ-
являемым к лопаточному материалу. В силу
этого получила применение защита от эрозии
путём припайки к верхней части входной
кромки весьма твёрдых стеллитовых пласти-
нок; этот способ давно и очень успешно при-
меняется для последних ступеней крупнейших
турбин ЛМЗ им. Сталина (см. фиг. 60). С той же
целью производится местная закалка верхней
части входных кромок лопаток.
В части высокого давления современных
турбин лопатки подвергаются действию высо-
кой температуры. Для температур до 425° С
применяется нержавеющая сталь с содержа-
нием хрома 12,5—14,5%. Для более высоких
температур получила применение аустенитовая
сталь марок ЭИ-123 и ЭИ-405. В современных
стационарных турбинах предпочитают все ло-
патки— рабочие и направляющие — делать из
нержавеющей стали даже в тех случаях, когда
температура и напряжения допускают приме-
нение более простых, но менее долговечных
сортов 5%-ной никелевой стали, широко при-
менявшихся прежде. Нержавеющая сталь с
содержанием 12—14% хрома обладает отлич-
ной демпфирующей способностью [8]. Данные
о некоторых марках
стали для лопаток
приведены в табл. 4
(см. также ЭСМ, т. 3,
гл. IX).
Вибрация дисков.
Опыты показали, что
при определённых
скоростях даже не-
большая сила в не-
сколько килограммов,
периодически дей-
ствующая на венец
колеса, может вы-
звать сильные боко-
вые колебания. Опас-
ными являются коле-
бания, имеющие узло-
выми линиями радиусы. Число этих радиусов
остаётся всегда чётным (фиг. 65).
Во вращающемся диске возможно возник-
новение бегущих волн, распространяющихся
в сторону, обратную вращению диска. При
определённой скорости вращения диска обратно
бегущие волны становятся неподвижными
в пространстве. Эта скорость вращения назы-
вается критической скоростью диска. Для
Фиг. 65. Вибрация диска
с четырьмя узловыми ра-
диусами.

172
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Таблица 4
Материал для лопаток
Тип
лопаток
i Цельно-
фрезеро-
ванные
Из холод-
ного прока-
та и зали-
ваемые в
диафрагмы
Работаю-
щие в об-
ласти тем-
ператур до
600-660° С
Марка стали
Ж2
Ж1
Ж1М
ЭИ-123
ЭИ-405
Химический состав в %
С
о,13
0,23
°,°9
<Vf5
<O,I2
°-Г5
O-25
<O,I2
Si
<°,5
<o,5
<o,5
Ы
2-3
o,8
I,O
Mn
<°.5
<o,5
<o,5
0,4
o,8
o,5
P
S
не более
°,°3
0,03
o,°3
°,°3
0,03
°,°3
0,03
0,03
0,03
0,025
Cr
??i5
14,5
12,5
14,5
12,5
14,5
14
16
14
16
Ni
<o,6
<o,6
<o,6
12
14
12
14
W
—
-
—
1,8
2,2
-
Mo
-
-
-
-
1.5
2,0
Ti
-
-
-
1.5
-
Nb
-
-
-
-
0,8
I>2
Механические свойства
ь со
•:
1
в оз
Угол заги-
ба в °
а; в
не менее
5°
45
36
25
25
7°
63
55
6о
6о
i8
20
20
35
35
60
60
-
55
55
7
8
-
15
15
i8o
180
180
-
-
аоо
i8o
-
143
-
поддержания неподвижной в пространстве вол-
ны не требуется приложения к диску периоди-
ческой силы, а достаточно действия небольшой
неподвижной в пространстве постоянной силы,
приложенной к некоторой точке диска.
Для того чтобы избежать в турбине опас-
ных колебаний, тонкие диски перед насадкой
на вал ротора настраиваются в особой машине
системы Кемпбелла [16].
Материалы для дисков. В качестве мате-
риала для дисков применяют в зависимости
от температуры и напряжений в них различ-
ные сорта углеродистой и легированной стали.
Диски принято разделять по условиям работы
на четыре категории (табл. 5).
Величина допускаемого напряжения в ди-
сках зависит от температуры пара и обычно
не превосходит 0,4 предела текучести.
В настоящее время наибольшее напряжение,
допускаемое в дисках из хромомолибденовой
стали C2ХНМ), составляет 2700 кг/см2 (в по-
следних ступенях турбин 50 и 100 мгвт ЛМЗ).
При высоких температурах в металле воз-
никает ползучесть в виде нарастающей пла-
стической его деформации под действием по-
стоянных напряжений. Относительное удлине-
ние подверженного растяжению бруска за 1 час
называется скоростью ползучести. Скорость
ползучести тем выше, чем выше температура
и напряжение. Так как значительная дефор-
Материал для дисков
Таблица 5
Категория диска
I
II
111
IV
Марка
стали
41А
45А
ззхн
32ХНМ
Химический состав в %
С
^38
°,43
о, 42
о,47
°,3°
°.37
О, 28
°»35
Si
0,17
°7з7
о,17
°^37
о,17
°^37
о, 17
о,37
Мп
о,5о
о,8о
о,5°
о.Бо
о,3°
о,6о
о,3°
о,6о
Р
S
не более
°,°4
о,с4
°,°35
о,оз
°-°4
°,°4
°,°3
°.°4
Сг
0,20
О,2О
Ot6
O,6o
О,8О
Ni
о,3°
°.3°
2,75
3,25
2,75
3>°°
Мо
-
-
-'
°,3°
°,4°
Механические свойства
ь ш
"as
»%
03
•о
а
-Э-
"а;
в 03
Угол заги-
ба в °
oqS
Я; и
не менее
28
33
5°
75
55
63
75
go—IO5
19
17
15
13
35
35
35
35
4
4
4
6
i8o
180
150
120
215
219
241
321—269

ГЛ. VI]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
173
мация дисков, ослабляющая их посадку на
валу, не может быть допущена, то при высо-
кой температуре необходимо выбирать низкие
напряжения в металле. Величину относитель-
ной деформации е по прошествии t часов можно
вычислить по формуле e = Ct, где С — ско-
рость ползучести, определяемая на основании
экспериментальных данных.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Задача регулирования. Главная задача
регулирования заключается в том, чтобы обес-
печить все предусмотренные расчётом ре-
жимы работы машины и поддерживать при
этом в заданных пределах регулируемые па-
раметры. Такими параметрами обычно явля-
ются угловая скорость и регулируемое давле-
ние в месте отбора пара.
При одном и том же расходе пара разви-
ваемый турбиной вращающий момент М$
меняется в зависимости от угловой скорости
(см. фиг. 44). Таким образом если на валу
турбины возникает какой-либо момент сопро-
тивления Мс, то в зависимости от положения
клапанов установившееся движение наступает
при различной угловой скорости. Для того
чтобы равновесие наступало при заданной
угловой скорости вращения, необходимо иметь
регулирующее устройство, автоматически уста-
навливающее клапаны в надлежащее положе-
ние. В случае нарушения равновесия в сило-
вом поле действующей машины регулирующее
устройство должно переводить машину с одного
режима работы на другой при затухающих и
небольших по величине колебаниях регули-
руемого параметра.
Регулирующее устройство. Регулирую-
щее устройство можно разделить на следующие
составные части: распределительные органы
рабочего тела (клапаны), командующий орган,
называемый регулятором, и передаточный
механизм, соединяющий регулятор с паро-
распределительными органами, для перемеще-
ния которых обычно требуется такая значи-
тельная мощность, какую не в состоянии раз-
вивать регулятор. Для осуществления этих
перемещений применяют исполнительные ме-
ханизмы — сервомоторы, включаемые в пере-
даточный механизм между регулятором и кла-
панами. Сервомоторы получают энергию от
вала машины или от постороннего источника,
вследствие чего мощность их может быть
очень большой. Автоматическое управление
машиной без помощи сервомоторов носит на-
звание прямого регулирования (фиг. 66),
а при включении в передаточный механизм
сервомоторов — непрямого регулирования
(фиг. 67 и 68). Прямое регулирование при-
меняется только для паровых турбин очень
малых размеров.
На фиг. 67 показано непрямое регулиро-
вание с гидравлическим двухсторонним сер-
вомотором и отсечным золотником. Часто при-
меняются односторонние сервомоторы с пру-
жиной (фиг. 68), которые выполняются в соче-
тании с отсечными или дроссельными (про-
точными) золотниками. Золотники последнего
типа, дросселируя в той или иной мере
поток жидкости, изменяют давление под порш-
нем сервомотора и, следовательно, вызывают
его перемещение. В качестве рабочего тела
для сервомоторов паровых турбин обычно
применяется масло при давлении 4—\2ати [19].
Статика регулирования. Статические
свойства регулирующего устройства вы-
ражаются его ста-
тической характе-
ристикой, которая
для турбогенератора
представляет собой
зависимость между
Фиг. 66. Схема прямого регулирования: 1—муфта регу-
лятора; 2— клапан.
мощностью А/и скоростью вращения п (фиг. 69, г).
Для построения этой характеристики регу-
Фиг. 67. Схема непрямого регулирования: А—подвод
масЛа; Б— слив масла; i—муфта регулятора; 2- золотник;
3— поршень гидравлического сервомотора; 4 и 5— масло-
проводы между золотником и цилиндром сервомотора;
6—клапан; 7 — маховичок приспосо-
бления для изменения скорости
вращения
Фиг. 68. Схема непрямого регулирования давления с
односторонним сервомотором и дроссельным золотником:
1 — дроссельный золотник; 2—окно золотника; 3— пор-
шень сервомотора; 4—дроссель.

174
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
лирования необходимо знать характеристики
элементов регулирующего устройства.
Характеристика центробеж-
ного регулятора строится для равновесных
скоростей в координатах: ход муфты z — число
оборотов п в минуту (фиг. 69, а). Современ-
ные центробежные регуляторы имеют харак-
теристики, близкие к прямолинейной. Переме-
щению регулятора оказывает сопротивление
трение в шарнирах, в муфте и пр., поэтому
если регулятор находится в равно-
весии при угловой скорости ш, то не-
Фиг. 69. Статические характеристики регулирования:
а—характеристика регулятора; 6"—характеристика пере-
даточного механизма; в—характеристика парораспреде-
лительных органов; г- статическая характеристика
регулирования.
обходимо некоторое увеличение её до «>2
или уменьшение до ши прежде чем муф-
та начнёт двигаться вверх или вниз
(заштрихованная область на фиг. 69).
Отношение
называется коэфи-
ш
циентом нечувствительности. Регулятор тем
скорее выполняет возложенную на него задачу
управления машиной, а следовательно, тем
более совершенен, чем меньше величина е.
Современные центробежные регуляторы имеют
коэфициент нечувствительности ? = 0,1~0,2°/0.
а некоторые специальные конструкции дают
и меньшие значения.
Характеристика передаточного
механизма представляется в виде зависи-
мости между равновесным положением муфты
регулятора z и положением клапана или
поршня сервомотора т (фиг. 69, б).
Характеристика парораспреде-
лительных органов строится в коор-
динатах: ход поршня сервомотора т — мощ-
ность машины .Л/ (фиг. 69, в). Она может из-
меняться по желанию конструктора путём над-
лежащего проектирования клапанов (формы
окон или дроссельного конуса) или профили-
рования кулачков в передаче от сервомотора
к клапанам.
Построенные характеристики дают возмож-
ность определить подъём муфты регулятора,
необходимый для полного открытия клапанов,
и пределы изменения скорости вращения.
Пользуясь статической характеристикой регу-
лирования, можно определить коэфициент
неравномерности регулирования:
— п
min
пср
Так же как для регулирования скорости,
статические характеристики могут быть по-
строены для регулирования давления.
Приспособление для измене-
ния регулируемого параметра
даёт возможность изменять характеристику
регулятора путём изменения натяга пружины
или характеристику передаточного механизма
при помощи его перестановки, благодаря чему
при любом режиме может быть установлена
желательная величина регулируемого пара-
метра, отличная от той, которую автоматически
установило бы регулирующее устройство. Схе-
мы приспособлений того и другого вида для
изменения скорости вращения показаны соот-
ветственно на фиг. 70 и 67. Воздействуя на
эти приспособления, можно перемещать харак-
теристику регулирования (фиг. 69, г) из поло-
жения / в положение 2 или 3, так что при
Фиг. 70. Приспособление для изменения скорости враще-
ния с помощью дополнительной пружины: 1—грузы цен-
тробежного регулятора; 2—пружина регулятора; 3 -муфта
регулятора; 4—рычаг; 5—тарелка, связанная, с рычагом;
б—дополнительная пружина; 7—подвижная тарелка;
8—внутренний валик; 9—втулка с внутренней резьбой и
червячным колесом; 10 —штифт; 11—палец; 12—полый
вал с внешней нарезкой, спиральными выточками и махо-
вичком; 13—кулачок на червячном колесе; 14—червяк
с приводом от электромотора.

ГЛ. VI)
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
175-
одной и той же мощности получаются различ-
ные скорости вращения. При построении ха-
рактеристики на фиг. 69, б предполагалась пе-
рестановка передаточного механизма.
Поддержание постоянной скорости враще-
ния или давления можно производить не только
подрегулированием вручную, но и при помощи
автоматически действующего приспособления,
называемого изодромом (см. т. 12, гл. VI).
Параллельная работа турбин. Если на
электрическую сеть параллельно работают две
турбины, имеющие различные статические
характеристики регулирования (фиг. 71), то
при возрастании потребляемой мощности на
п
\
Ч^ П
—
щ
—»
*# ^
Фиг. 71. Параллельная работа турбогенераторов.
величину ДА/ обе машины вследствие измене-
ния в сети частоты / начинают вращаться
с меньшей скоростью, и их центробежные
регуляторы приходят в действие. При этом
турбина, обладающая пологой характеристикой,
воспринимает большую нагрузку (ДА^), чем
машина с крутой характеристикой. Наклон
характеристики регулирования * выбирается
в зависимости от назначения машины. Если
турбина несёт базовую нагрузку, то характе-
ристика должна быть крутой, т. е. коэфициент
неравномерности регулирования должен быть
большим. В этом случае мощность турбины
изменяется мало даже; при значительных от-
клонениях частоты в сети. Турбина, предна-
значенная для пиковой нагрузки, должна иметь
пологую характеристику, т. е. малый коэфи-
циент неравномерности регулирования.
Из фиг. 71 ясно, что перемещение харак-
теристики регулирования с помощью приспо-
собления для изменения скорости вращения
при параллельной работе турбогенераторов
вызывает изменение мощности турбины при
неизменной частоте в сети. Таким образом это
приспособление позволяет распределять на-
грузку между работающими машинами по
усмотрению эксплоатационного персонала.
К параллельной работе турбин на тепловую
сеть применимо всё, что было сказано о парал
дельной работе турбогенераторов на электри-
ческую сеть, если лишь заменить скорость
вращения давлением, а мощность — расходом
пара.
Устойчивость системы регулирования.
Выбрав схему регулирующего устройства,
обеспечивающую все необходимые режимы
работы машины, нужно исследовать колебания
при переходе от одного режима к другому,
что и составляет задачу динамики регулиро-
вания. Прежде всего должно быть выяснено,
будут ли колебания, возникающие при нару-
шении силового поля машины, затухающими.
Решение этого вопроса, позволяющее разгра-
ничить схемы, годные для целей регулирова-
ния, от непригодных, можно проводить путём
исследования устойчивости регулирования на-
основе теории проф. И. А. Вышнеградского [7].
Регулирование называется устойчивым,
если все параметры Дш, Az, Am ,..., опре-
деляющие малые отклонения системы от со-
стояния установившегося движения, с тече-
нием времени стремятся к нулю. Эти параметры
называются малыми, если при составлении
уравнений возмущённого движения можно
пренебрегать всеми членами второго и выше
порядка малости. В этом случае и колебания
также называются малыми колебаниями.
Таким образом разложение в ряд Тэйлора
функций, определяющих силы действующие
и силы сопротивления, с последующим отбра-
сыванием всех членов порядка выше первого
по отношению Д<о, Az, Am,... и их производ-
ных приводит к линейным диференциальным
уравнениям движения.
Динамика регулирования конденсацион-
ных турбин. Уравнение ротора. Пусть
при установившемся движении происходит
равномерное вращение ротора с угловой ско-
ростью ш. Изменение силового поля машины,
вообще говоря, нарушает равновесие между
силами движущими и силами сопротивления,
и ротор получает ускорение или замедление.
Уравнение движения ротора может быть за-
писано на основании теоремы моментов коли-
честв движения:
где Af^ — момент движущих сил; Мс — момент
сопротивления; J — момент инерции вращаю-
щихся масс, приведённый к параметру со. При
установившемся движении М$ — Мс = 0.
Рассмотрим простейший случай, когда мо-
мент движущих сил зависит только от поло-
жения парораспределительных органов (т)
и угловой скорости, а момент сопротивления —
только от угловой скорости:
При рассмотрении малых колебаний эти
функции можно представить в таком виде:
Шд
от д
»\ШС
^?A.
Для вычисления производных в этих урав-
нениях надо либо знать аналитическое выра-
жение функций B9), либо располагать кри-
выми, построенными в координатах М$, гп
при постоянной угловой скорости о = оH и
Ma, со при т — т0. Угол наклона касательной
к такой кривой и определит величину -ч—- =-
= -г- (фиг. 72). Точно так же можно опреде-
лить
дМ
Для удобства исследования введём относи-
Дш Am
тельные величины: ср= -— и и. — , где
<»о /"max

176
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
ш0 — значение угловой скорости при устано-
вившемся движении; гптах — максимальное
перемещение сервомотора. После подстановок
уравнение движения ротора можно записать
"так:
Az
C0)
где
дМд
дт
и Г* =
дМд
д<о
дМс
ди>
вращения в зависимости от
положения парораспредели-
тельных органов.
Динамические константы Т1 и Г2 имеют
.размерность времени.
Отрицательный член в правой части урав-
нения C0) показывает, что меняющиеся вместе
с угловой скоро-
стью силы сопро-
тивления способ-
ствуют восстано-
влению нарушен-
ного равновесия.
Этим свойством
саморегулирова-
~ПЬ^Г7Т1 HUЯ В ТОЙ ИЛИ ИНОЙ
Фиг. 72. Изменение момента меРе обладают все
машины, и в неко-
торых случаях оно
может обеспечить
правильное проте-
кание процесса даже при отсутствии регу-
лирующего устройства. Большое значение
имеют свойства саморегулирования, напри-
мер, для турбин, служащих приводом для
турбокомпрессора. В турбогенераторах, напро-
тив, небольшое изменение электрической на-
грузки вызывает при отсутствии регулирую-
щего устройства сильное изменение скорости
вращения, т. е. в этом случае машина обла-
дает свойствами саморегулирования лишь
в слабой степени, вследствие чего роль регу-
лирующего устройства делается особенно важ-
ной. При исследовании уравнения движения
турбогенератора вторым членом в правой
части уравнения C0) можно пренебрегать.
Уравнение регулятора. Совре-
менные центробежные регуляторы строятся
для большой скорости вращения и имеют
малые массы, перемещаемые в процессе регу-
лирования с помощью сильной пружины. При
таких условиях можно пренебрегать влиянием
этих масс на процесс регулирования и счи-
тать, что регулятор перемещается в соответ-
ствии с его статической характеристикой
(см. фиг. 69, а), а линейная зависимость между
положением регулятора и угловой скоростью
вращения выражается алгебраическим уравне-
нием
До) — Az
Знак минус в правой части уравнения по-
ставлен потому, что за положительное напра-
вление движения муфты регулятора принято
направление, соответствующее положительному
перемещению клапана, т. е. его подъёму, при
котором происходит уменьшение угловой ско-
До)
рости. Введя относительные величины — =
шах
записать так:
уравнение регулятора можно
C1)
где 8 — коэфициент неравномерности регуля-
тора.
Уравнение сервомотора. Пусть
для гидравлического сервомотора, изображён-
ного на фиг. 67, m — координата, определяю-
щая положение сервомотора; F — площадь его
поршня; Ъ — ширина окон золотника; s — ве-
личина открытия окон золотника; С — коэ-
фициент расхода масла; рм — давление масла
в нагнетательном маслопроводе перед окнами
золотника; р — давление масла в цилиндре
сервомотора за теми же окнами золотника.
Из уравнения непрерывности потока масла
pdm__
dt ~~
C2)
После введения относительных величин
Am s g.
= [а и = а, а также обозначения
* * * *
Т —
1м-Р)
это уравнение примет вид
d\x a
C3)
Динамическая константа Ts называется
временем сервомотора. Приняв в первом при-
ближении, что перепады давления в окнах зо-
лотника остаются одинаковыми как при дви-
жении поршня сервомотора вверх, так и вниз,
можно считать, что уравнение C3) выра-
жает движение сервомотора.
Уравнение золотника. Золотнику
передаётся движение от регулятора (Дг) и
выключающий ход от поршня сервомотора
(—Дт), так что ход золотника можно опре-
делить из уравнения
= аДг — ЬАт,
C4)
где а и Ь — передаточные числа рычагов.
Это же уравнение в относительных вели-
чинах
— Ь
Максимальный ход золотника
выби-
рается так, что он соответствует максималь-
ному перемещению муфты регулятора гшах и
максимальному перемещению поршня серво-
мотора /лтах, т. е. smax = azmax = bmmax. Вслед-
ствие этого уравнение приобретает при преж-
них обозначениях относительных величин
очень простой вид:
О = Y) — fJ..
C5)

ГЛ. VI]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
177
Анализ, уравнений регулирова-
ния конденсационной турбины.
Исключив из полученных четырёх уравнений
регулирования величины t] и а, можно свести
их к двум совокупным линейным диференци-
альным уравнениям первого порядка, описы-
вающим колебания системы около состояния
установившегося движения:
dt Тл
is 77" —
dt
C6)
C7)
где 8 — коэфициент неравномерности, Коэфи-
циенты в этих уравнениях — величины посто-
янные для данного режима.
Характеристическое уравнение
этой системы однородных линейных диферен-
циальных уравнений
/1 1 \ 1
\ Тs T*2 / S7*i!Ty
и корни его
. Для того чтобы движение было устойчи-
вым, все вещественные корни характеристи-
ческого уравнения и все вещественные части
его комплексных корней должны быть отри-
цательными. Как видно из последнего уравне-
ния, это условие всегда выполняется для урав-
нения второй степени при положительных зна-
чениях динамических констант. Таким образом
схема регулирования конденсационных турбин
легко может быть выполнена устойчивой. Если
выполнить условие —
7
оба корня станут вещественными и отрица-
тельными, что определяет апериодический
процесс. В случае апериодического процесса
движение затухает монотонно или кривая, изо-
бражающая процесс изменения какого-либо
параметра в зависимости от времени, имеет
экстремум, после чего асимптотически при-
ближается к оси /.
Если свойства саморегулирования выра-
жены в слабой степени, то второй член в пра-
вой части уравнения C6) можно отбросить, и
тогда характеристическое уравнение получит
более простой вид:
1
C9)
Легко видеть, что если устранить рычаг вы-
ключателя, передающий движение от штока
сервомотора 3 к золотнику 2 (см. фиг. 67), то
уравнение золотника упростится: а = yj; в этом
случае в правой части уравнения C7) исчезнет
член [л, а в характеристическом уравнении
{39) — член — w, вследствие чего корни этого
уравнения не будут иметь вещественной части.
Из теории колебаний известно, что при этих
обстоятельствах возникает гармоническое ко-
лебательное движение. Таким образом регули-
рование без выключателя у сервомотора обла-
12 Том 13
дает неудовлетворительными динамическими
качествами и по этой причине применяется
весьма редко.
Критерии устойчивости. При рассмотре-
нии сложных схем регулирования, включаю-
щих большие паровые объёмы или последо-
вательно включённые сервомоторы (см. т. 12,
гл. VI), а также в случае нескольких регули-
руемых параметров степень характеристи-
ческого уравнения получается выше второй,
и решение такого уравнения в ряде случаев
вызывает затруднения. Вместе с тем знаки
корней алгебраического уравнения любой сте-
пени можно определить, не прибегая к реше-
нию этого уравнения, а основываясь на кри-
териях Раутса — Гурвица. По теореме Гур-
вица, если уравнение
cow
cn_xw-\-ca = О
CiC0
csc2
г
сгсгсг
с6с4с3
»
CjC0OO
^3c2cl^o
C5C4C3C2
с7с6с5с4
имеет вещественные коэфициенты и при этом
?0>0, то Необходимое и достаточное условие
для того, чтобы все корни этого уравнения
имели отрицательные вещественные части, со-
стоит в том, чтобы все определители числом п
D0)
и т. д. были положительными.
Как следствие из этой теоремы вытекает,
что для устойчивости регулирования все коэ-
фициенты характеристического уравнения
должны быть положительными. Этим след-
ствием обычно и пользуются, выписывая ра-
нее всего требование: ct > 0, с2 > 0,... сп > 0,
а затем уже остальные определители Гурвица
до порядка л—1 (так как Ап — са). Послед-
няя формулировка, включающая лишние усло-
вия и, следовательно, недостаточно строгая,
тем не менее весьма удобна для практических
целей, так как, естественно, сначала надо убе-
диться прямым путём в выполнении простей-
ших требований и только после этого пере-
ходить к определению более сложных крите-
риев устойчивости.
Динамика регулирования турбин с от*
бором пара. Уравнение ротора. Мо-
мент, развиваемый турбиной с отбором пара,
зависит от положения клапанов высокого да-
вления тх и клапанов низкого давления /я2:
M^=f{ml, m2), так что
дМд
дтх
дМд
*2-
С помощью этого уравнения и теоремы
моментов количеств движения получается
точно таким же путём, как для конденсацион-
ной турбины, уравнение
dt
,..,
V41)
где
m2taax

178
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
dmt 2 max
у
/ a =
' **~дМд
дт2
m1 max
дМс
В случае турбогенератора последним членом
в правой части уравнения D1) можно пре-
небрегать.
Уравнение парового объёма. Вес
пара, находящегося в рассматриваемом объёме,
изменяется под влиянием разности количеств
пара, притекающего и вытекающего из дан-
ного объёма. В установившемся состоянии
G10 = G20 + Ga% при обозначениях Gx — весо-
вое количество пара, притекающего за 1 сек.
из отсека турбины, расположенного до места
отбора; G2— весовое количество пара, выте-
кающего в течение 1 сек. из данного объёма
в отсек турбины, расположенный за ним; Ga —
весовое количество отбираемого пара, конден-
сирующегося в теплообменном аппарате или
поступающего в какой-либо приёмник. Приняв
во внимание последнее уравнение, можно по-
лучить для бесконечно малого промежутка
времени at выражение \
Vdia^ibGi-bGi-bGJdt, D2)
где V -— объём, образуемый камерой отбора,
паропроводами, паровым пространством бой-
леров и пр.; -fa — удельный вес пара, нахо-
дящегося в данном объёме. Зависимость между
Ра и Та может быть представлена уравнением
политропы prf-" = р^ if-* = const, диферен-
цирование которого позволяет определить
значения a'fa. Подставив dta в уравнение D2),
получим
nP
dPa =
— Ш2 — AGa) dt. D3)
a0
Количество пара, протекающего через отсек
турбины, расположенный до места отбора, за-
висит от положения клапанов высокого давле-
ния, определяемого координатой тъ и от да-
вления ра в камере отбора: G1 = f(m1,pa).
Количество пара, протекающего через отсек,
расположенный за камерой отбора, зависит
от положения клапанов низкого давления (т2)
и давления ра, т. е. G2 = <\> (т2, ра). Количе-
ство отбираемого пара приближённо можно
считать зависящим только от давления в месте
отбора: Ga=0(pa). Изучая малые колебания,
можно написать:
ных величин уравнение парового объёма по-
лучает вид
dp __ н-1_ _ {^2 __ Р
где
D4)
dG2
дт2
ГП
2тах
Последним членом правой части уравне-
ния D4) во многих случаях можно пренебре-
гать.
Уравнения регуляторов. Уравне-
ния регулятора скорости и регулятора давле-
ния получаются таким же путём, как для
конденсационной турбины:
? = — SiTQi! D5)
р = — 52fJ, D6)
где % и rl3 — относительные отклонения ука-
зателей регуляторов от равновесного поло-
жения; &! и Ь2 — коэфициенты неравномерности
соответственно регулятора скорости и регуля-
тора давления. В правой части уравнения D6)
поставлен знак минус, так как принято, что
положительному перемещению регулятора да-
вления соответствует подъём клапанов высо-
кого давления, вследствие чего повышение
давления в камере отбора вызывает переме-
щение указателя регулятора в отрицательном
направлении.
Уравнения золотников. Если зо-
лотнику движение сообщается несколькими
регуляторами и предусмотрен выключатель от
собственного сервомотора, то его перемеще-
ние определяется уравнением
где а, Ь и с — соответствующие передаточные
числа. В относительных величинах это уравне-
ние принимает вид
где
sl max
Z2 max ,
Sl max
dG,
3G9
После подстановки в уравнение D3) зна-
чений ДС/1, AG2 и AGa и введения относитель-
51 шах
Если условимся считать, что величины s{ max
и т\ max соответствуют перемещению муфты
регулятора скорости на zx max, то о^ = 1 и
¦A = 1, а уравнение золотника упрощается:

гл-.'ivi]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН
179
Точно так же можно составить уравнение
второго золотника:
Перед тJ в уравнении D8) поставлен знак
минус, так как положительному перемещению
указателя регулятора давления (при пониже-
нии ра) соответствует закрытие клапанов низ-
кого давления, т. е. перемещение сервомотора
в отрицательном направлении.
Уравнения D7) и D8) показывают, что оба
регулятора кинематически связаны с каждым
золотником. Схема связанного регулирования
для турбин с одним отбором пара предста-
влена на фиг. 73. При параллельной работе
идеальном связанном регулировании давление
в камере отбора остаётся неизменным для
всех режимов, относящихся к одной линии
/, а скорость вращения сохраняется по-
стоянной вдоль вертикальных линий. Выпол-
ненное таким образом регулирование назы-
вается автономным. На практике условия
автономности выполняются лишь приблизи-
тельно.
Уравнения сервомоторов. Урав-
нения движения сервомоторов составляют
точно так же, как для конденсационной тур-
бины":
dt
D9)
Фиг.73. Схема связанного регулирования для турбин с
одним отбором пара: 1—регулятор скорости; 2—регуля-
тор давления; 3 и 4—золотники с подвижными буксами;
5 и 6—сервомоторы; 7/ я 8—клапаны; 9—часть высокого
давления; 10—часть низкого давления; 11—место отбора;
12—бойлер; 13—конденсатор.
турбогенераторов на электрическую сеть
изменение тепловой нагрузки не должно вы-
зывать перераспределения электрической на-
грузки между генераторами, чтобы не требо-
валось постоянного вмешательства обслужи-
вающего персонала в работу регулирования.
Для этого кинематические связи между регу-
ляторами и золотниками должны быть подо-
браны так, чтобы при изменении тепловой на-
грузки (вертикальные линии на фиг. 46) регу-
лятор давления мог переводить машину с од-
ного режима на другой без вмешательства ре-
гулятора скорости. По аналогичным соображе-
ниям кинематические связи следует выбирать
так, чтобы они обеспечили вступление только
регулятора скорости при изменении электри-
ческой нагрузки (линии / на фиг. 46). При
dt
E0)
Анализ уравнений регулирова-
ния турбины с отбором пара. Ис-
пользовав алгебраические уравнения D5)—
D8), получим систему четырёх линейных ди-
ференциальных уравнений первого порядка,
которые после упрощений в уравнениях D1)
и D4) можно записать в таком виде:
dt
dt
М_2_.
R**
"Ml Y о Р
4t~~b1-^bi~^
dt
= — °2 Г" ~ Г - Н-2-
E1)
E2)
E3)
E4)
Характеристическое уравнение этой си-
стемы, вообще говоря, четвёртой степени.
Если все коэфициенты характеристического
уравнения положительны, то устойчивость
регулирования определяется детерминантом
третьего порядка D0). В развёрнутом виде этот
определитель представляется весьма сложным,
а влияние одной и той же динамической кон-
станты на процесс регулирования может ска-
зываться различным образом в зависимости
от значения других констант. Объясняется это
тем, что между регулятором давления и регу-
лятором скорости, вообще говоря, существуют
динамические связи. Особенно сильно влияние
этих связей сказывается в том случае, если в
уравнениях E3) и E4) ра = а2 =¦ 0, т. е. если
каждый регулятор кинематически связан с
золотником одного сервомотора. Такое регу-
лирование называется несвязанным. В настоя-
щее время избегают применять несвязанное
регулирование как имеющее плохие эксплоа-
тационные качества и несовершенное с точки
зрения динамики регулирования.
Условия автономности. Автоном-
ные системы получаются при выполнении
двух условий: 1) скорость вращения остаётся
неизменной, в то время как давление в камере
отбора меняется; 2) давление в камере отбора

ISO
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
остаётся неизменным, тогда как скорость вра-
щения меняется.
Условия автономности при га = const:
гулирования в данном случае необходимо вы-
полнить условия
= ^s— • i=r И / ,1 = i.
S2'
Из уравнения E1) следует:
Систему уравнений E1) — E4) в данном
случае можно записать следующим образом:
tsi -^ — $it\2 — t*i;
~Y1lsz dt --^+ г
E5)
E6)
Таким образом получилось три уравнения
с двумя неизвестными: p,j и У[2. Их совмест-
ность осуществляется признанием равносиль-
ности уравнений E5) и E6), откуда
т и
т. е. динамические условия автономности
заключаются в том, чтобы соблюдались оди-
наковыми времена сервомоторов.
При соблюдении условий автономности, про-,
диференцировав уравнение E5) и подставив в
него -— из уравнения E7), получаем дифе-
ренциальное уравнение движения сервомотора
второго порядка, характеристическое уравне-
ние которого имеет вид
Для того чтобы регулирование было устой-
чиво, требуется лишь, чтобы коэфициенты
этого характеристического уравнения были
положительны. Процесс регулирования может
быть получен апериодическим, если соблюсти
условие
Условия автономности при ра = const:
Из уравнения E2)
V* = р" Pi-
Совершенно так же как для п = const,
найдём, что для совместности уравнений ре-
Последнее уравнение выражает то же дина-
мическое условие автономности, как и при
п = const.
Анализ диференциальных уравнений дви-
жения рассматриваемой системы можно вы-
полнить так же просто, как и в предыдущем
случае.
Исследование устойчивого регулирова-
ния. Теория устойчивости позволяет дать ка-
чественную оценку системе регулирования,
т. е. разрешает вопрос о том, будет ли иссле-
дуемая система правильно функционировать,
а также определяет принципы проектирования
схем регулирования. Этого исследования, од-
нако, недостаточно для того, чтобы судить о
пригодности регулирования, так как с эксплоа-
тационной точки зрения весьма важно, чтобы
оно было не только устойчивым, но и обеспе-
чивающим небольшую амплитуду первого раз-
маха и быстрое окончание процесса при
переходе машины от одного режима к дру-
гому.
Процесс регулирования можно построить
путём интегрирования выведенных выше урав-
нений движения, причём результаты полу-
чаются достаточно близкими к действитель-
ности лишь при условии, что все статические
характеристики, которыми пользовались, со-
ставляя уравнения движения, являются при-
близительно линейными. Если имеется суще-
ственное отступление от этого условия, то по-
строение процесса регулирования следует вы-
полнять путём приближённого численного ин-
тегрирования диференциальных уравнений дви-
жения [18'].
Исследование динамики автономных схем
регулирования нескольких параметров впер-
вые было выполнено И. Н. Вознесенским [6J.
Сброс нагрузки. В случае аварии электри-
ческой сети нагрузка может оказаться вне-
запно снятой с турбогенератора полностью
или в значительной части. При этом регули-
ровочные клапаны должны перейти из поло-
жения в момент сброса нагрузки к положе-
нию нового равновесия, соответствующего при
полном сбросе нагрузки холостому ходу. Во
время движения клапанов к их новому рав-
новесному положению пар продолжает посту-
пать в турбину, развивая вместе с аккумули-
рованным внутри турбины паром избыточную
мощность. Эта мощность полностью затрачи-
вается на увеличение скорости вращения ро-
тора, которая может превысить допускаемый
предел и вызвать действие автомата безопас-
ности, останавливающего турбину. Недопусти-
мый разгон турбогенератора может получиться
также при неполном сбросе нагрузки, и в этом
случае выключение агрегата автоматом
безопасности может принести большие
убытки.
Регулирование турбогенератора должно
быть спроектировано так, чтобы в самом не-
выгодном случае, т. е. при полном сбросе на-
грузки, скорость вращения ротора была мень-
ше того предела, при котором вступает в дей-
ствие автомат безопасности, настраиваемый

ГЛ. VI]
ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТУРБИН
181
обычно на скорость вращения, превышающую
нормальную на 10—12% [21].
Скоростной регулятор безопасности.
Регулятор безопасности в большинстве слу-
чаев выполняют в виде пружинного регуля-
тора, расположенного на главном валу тур-
бины. Устройство регулятора безопасности по-
казано на фиг. 74. Регулятор помещён в ра-
диальном отверстии вала и состоит из цилин-
дрического груза /, который во время нор-
мальной работы с помощью пружины 2 и гай-
ки 3 прижат к упору 4. Центр тяжести груза S
расположен на расстоянии х0 от оси вала,
вследствие чего центробежная сила стремится
Фиг. 74. Предельный скоростной
регулятор.
выдвинуть груз из отверстия, действуя про-
тив силы пружины.
Масса груза, расположение центра тяже-
сти и размеры пружины выбираются тан, что
при достижении известной скорости вращения
центробежная сила преодолевает силу пру-
жины, и груз перемещается в отверстии до
своего крайнего положения. При этом высту-
пающий конец груза приходит в соприкосно-
вение с рычагом передаточного механизма и
вызывает быстрое закрытие автоматического
стопорного клапана. Регулятор безопасности
может быть выполнен также в виде кольца,
посаженного на вал эксцентрично.
Для правильного действия регулятор безо-
пасности должен быть неустойчив, т. е. его
груз, придя в движение при некоторой ско-
рости вращения, должен двигаться вплоть до
упора [18].
ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТУРБИН
Выбор расчётного режима. Выбор основ-
ных элементов турбины производится для рас-
чётного режима, при котором предполагается
выработка наибольшего количества энергии.
Работа при режимах, отличных от расчётного,
обычно связана с дополнительными потерями.
До последнего времени для конденсацион-
ных турбин в качестве расчётного принимался
режим, соответствующий 80°/0 номинальной
мощности. В настоящее время таким образом
выбирается режим для турбин малой и сред-
ней мощности. Для крупных турбин имеется
тенденция принимать в качестве расчётной
мощность 90% номинальной и выше. Для тур-
бин высокого давления, предназначенных для
базовой нагрузки, может оказаться выгодным
поддерживать во время эксплоатации макси-
мальный расход пара, оставляя клапаны неза-
висимо от температуры охлаждающей воды
полностью открытыми и допуская соответ-
ствующее изменение мощности [1].
Для турбин с отбором пара в качестве рас-
чётного для части высокого давления выби-
рается расход, соответствующий приблизи-
тельно 80% номинальной мощности и номи-
нальной величине отбора. Часть низкого да-
вления турбин с отбором пара рассчитывается
для 65—80% расхода пара при номинальной
мощности и конденсационном режиме.
Турбины малой и средней мощности нахо-
дят столь разнообразное применение, что це-
лесообразно при конструировании серийных
машин предусматривать возможность некото-
рых легко осуществимых переделок проточ-
ной части турбины для лучшего приспособле-
ния отдельных машин к действительным усло-
виям эксплоатации.
Выбор регулировочной ступени. От вы-
бора типа регулировочной ступени и способа
регулирования зависит экономичность турбины
при расчётном режиме и при работе с различ-
ной нагрузкой. Если расход пара мал и тур-
бина работает при часто меняющейся нагрузке,
то применение скоростных ступеней в качестве
регулировочных даёт наилучшее решение. При
большом расходе пара и для турбин базовых,
предназначенных для работы преимущественно
при одной и той же нагрузке, выгодно в ре-
гулировочной ступени применять одновенеч-
ное колесо. В турбинах высокого давления
ступени скорости, перерабатывающие большой
тепловой перепад, имеют ещё и то существен-
ное преимущество, что температура за ними
значительно понижается, что упрощает кон-
струкцию турбины.
Последняя ступень. В крупных турбинах
через последний ряд лопаток проходят огром-
ные объёмы пара, вызывающие необходимость
применять лопатки большой высоты. В таких
случаях приходится делать закрученные ло-
патки, утончающиеся к вершине.
Из соображений прочности длину лопаток
и средний диаметр последнего колеса можно
увеличивать лишь до определённого предела.
При очень большом объёме пара, протекаю-
щего в единицу времени через последнюю сту-
пень, возникают значительные выходные по-
тери. Величина этой потери в мощных кон-
денсационных турбинах достигает 8 ккал/кг и
более. В тех случаях, когда при предельно
допустимых диаметре колеса и высоте ло-
патки выходные потери получаются всё же
чрезмерно высокими, прибегают к разветвле-
нию потока пара. Для этого последние ступени
турбины выполняются двойными — пар, раз-
ветвляясь, протекает одновременно через две
группы лопаток. Вследствие этого пропускная
способность последних ступеней при одной и
той же величине выходной потери удваивается
по сравнению с однопоточной турбиной. Та-
ким же образом последнюю ступень можно
разделить на три или четыре группы.
Другой способ увеличения пропускной спо-
собности последней ступени заключается в
применении двухъярусных лопаток (Баумана).
В этом случае пар, поступая в предпоследний
направляющий аппарат, разделяется на два
потока (фиг. 75): внешний поток А, расши-
ряющийся в этой ступени до давления в кон-
денсаторе рк;и внутренний поток В, расширяю-
щийся здесь незначительно, до некоторого

182
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
давления р, большего рк. Так как средний
диаметр верхнего яруса лопаток Ау велик, а
следовательно, велика и окружная^ скорость,
то, несмотря на большой тепловой перепад,
перерабатываемый в этой ступени, можно по-
лучить удовлетворительную величину отноше-
ния —, а следовательно, и достаточно высокий
к. п. д. Выходная скорость потока из рабочего
колеса Вх получается большой, но соответству-
ющая ей кинетическая энергия не теряется, так
как она используется в следующей ступени С.
Ступень А
Фиг. 75. Последние ступени турбины с двухъярусными
лопатками.
В ступени С пар расширяется от давления р
до давления рк. Эта ступень рассчитывается
так же, как последняя ступень турбины обыч-
ной конструкции.
Унификация узлов и деталей. В усло-
виях планового хозяйства СССР имеется воз-
можность широкой стандартизации и типиза-
ции машин.
Для удовлетворения потребностей страны в
турбинах средней мощности предусматривается
серия турбин НЗЛ 4000 и 6000 кет, в кото-
рую входят следующие типы: АК-б, АП-6, АТ-6,
АР-6,. АК-4, АП-4, АТ-4 и АР-4. Кроме того,
в серию включены турбины, спроектированные
в качестве привода турбокомпрессоров и тур-
бовоздуходувок: АК,-4 и АКв-6. Все эти тур-
бины спроектированы для начальных параме-
тров пара 35 ата и 435° С, но могут изгото-
вляться также для 29 ата и 400° С.
Среди наиболее важных типов стационар-
ных турбин большой мощности следует от-
метить новейшую серию турбин ЛМЗ высокого
давления: ВК-50, ВК-100, ВТ-25 и ВПТ-25,
а также предвключённые турбины ХТГЗ типа
ВР-25.
Задача серийного проектирования турбин
заключается в применении максимального
числа унифицированных деталей и целых
узлов при сохранении высоких технико-эко-
номических показателей отдельных машин
серии.
Для турбин средней мощности в серии
турбин НЗЛ эта задача решена путём приме-
нения парциальных ступеней в части высокого
давления и использования ступеней с одина-
ковыми по размерам лопатками в различных
зонах расширения пара. Для всех турбин этой
серии применяются одинаковые подшипники,
лабиринтовые уплотнения муфты, парораспре-
деление, элементы систем регулирования и
конденсаторы. Большинство деталей для этих
турбин может изготовляться в серийном по-
рядке на склад, так что время производствен-
ного цикла турбин в основном определяется
их сборкой.
Крупные турбины должны проектироваться
с очень высоким к. п. д., причём для централь-
ной турбины в серии нельзя ради стандарти-
зации допускать отступления от оптимальных
конструктивных форм, ведущего к существен-
ному снижению к. п. д. Унификация должна
проводиться в отношении профилей лопаток,
выхлопных патрубков, элементов парораспре-
деления, регулирования и масляной системы,
подшипников, уплотнений, муфт, арматуры,
крепёжного материала и пр. Особенно важное
значение имеет унификация направляющих
и рабочих лопаток, на изготовление которых
затрачивается около 40<>/0 общего времени.
Для крупных турбин не представляется воз-
можным проводить унификацию колрс за счёт
введения степени парциальности в ступенях
высокого давления, как это делается в тур-
бинах малой и средней мощности, потому что
в крупных турбинах такой метод унификации
вызвал бы существенное снижение к. п. д., но
унифицировать профили направляющих и ра-
бочих лопаток весьма целесообразно, так как
изготовление лопаток, отличающихся только
высотой, значительно упрощает их производ-
ство. Большое значение имеет также унифи-
кация рабочих колёс и диафрагм для несколь-
ких турбин данной серии, что при наличии
достаточного опыта может быть выполнено
в случае одновременного проектирования всей
серии турбин [22].
ТУРБИНЫ МАЛОЙ И СРЕДНЕЙ
МОЩНОСТИ
Турбины с зубчатыми передачами. Тур-
бина 2500 кет выпуска НЗЛ (фиг. 76)
предназначается для параметров пара 20 ата
и 350° С, а турбина 4000 к»т — для параме-
тров 29 ата и 400° С. Обе турбины имеют
в части высокого давления две ступени ско-
рости и всего три ступени давления, а в ча-
сти низкого давления — две ступени скорости
и всего четыре ступени давления. Число обо-
ротов обеих турбин 5000 в минуту; генера-
торы, вращаемые ими с помощью зубчатого
редуктора, делают 1000 об/мин.
Вал шестерни редуктора присоединяется
к валу турбины со стороны высокого давления
при помощи гибкой муфты. Размещение гене-
ратора со стороны высокого давления по-
зволяет приблизить конденсатор к оси тур-
бины, вследствие чего отпадает надобность
в подвале, эти турбины носят название бес-
подвальных.

Фиг. 76. Турбина НЗЛ мощностью 2500 кет при .5000 об/мин с отбором пара при 5 ата: /—паровпускная камера; 2—камера отбора; 3-патрубок отбора пара;
4— отбор для регенерации-, 5--переднее уплотнение; б —водяное уплотнение; 7—регулятор; 8—масляный насос; 9—скоростный регулятор безопасности;
10—гибкая опора; 11—поддерживающая колонка; J2— редуктор; 13—гибкая муфта; 14—передача к конденсатному насосу; 15- конденсатный насос.

184
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Общий вес турбины около 26 т. Вес
ротора около 1 т. Критическая скорость вра-
щения /7^ = 6290 об/мин.
Диаграмма режимов для турбины мощ-
ностью 2500 кет изображена на фиг. 77. Диа-
грамма построена в предположении открытых
ручных клапанов для температуры охлаждаю-
щей воды 20° С и количества охлаждающей
воды 800 мэ/час.
Для всех турбин рассматриваемого типа НЗЛ
впервые конструктивно разработал и осуще-
ствил вполне оригинальную систему связанного
Максим, пропуск пара тцрбиной ?тах 0.5 т/час
а
v/час
?5
20
15
10
6
А
X
у
/
у
г
" ! !
У
%
и
у
У
0 500 W00 1500 2000 ЩкЬт
Мощность на клеммах генератора
Фиг. 77. Диаграмма режимов турбины НЗЛ 2500 кет.
регулирования с диференциальными сервомо-
торами (фиг. 78). Регуляторы 2 и 9 воздей-
ствуют на дроссельные золотники / и 10.
с помощью которых и дросселей 6" изменяется
давление в маслопроводах А (от регулятора
скорости) и В (от регулятора давления). Паро-
распределение высокого давления передви-
гается при помощи пружинного одностороннего
сервомотора 13 с отсечным золотником 2U.
Парораспределение низкого давления {пово-
ротное кольцо) перемещается при по-
мощи двухстороннего сервомотора 17, име-
ющего свой отсечный золотник/5. Выключатели
к главным золотникам 20 и 15 осуществляются
с помощью рычагов. Масло к главным золот-
никам поступает из системы С. Главные
золотники, а вместе с ними и главные серво-
моторы перемещаются вспомогательными ди-
ференциальными сервомоторами 3 и 4. Сту-
пенчатые поршни этих сервомоторов находятся
под одновременным действием давления масла
как системы Л, так и системы В. Размеры
ступеней выбраны так, чтобы по возможно-
сти были удовлетворены условия автоном-
ности.
Турбины бесподвального и полуподваль-
ного типов при 3000 об/мин. Турбина
с производственным отбором пара
мощностью 60Э0 кет выпускалась НЗЛ
для начальных параметров пара 29 ата и 400° С.
Максимальное количество отбираемого пара
при 6 ата Ga max = 35 т/час. Часть высо-
кого давления составляют семь ступеней да-
вления, из которых первая имеет две ступени
скорости, и три следующие ступени давле-
ния выполнены с парциальным подводом пара.
Часть низкого давления образуют две ступени
скорости и, кроме того, 10 ступеней давле-
ния. При расчётном расходе пара для части
высокого давления ^=0,74 и для части низ-
кого давления ^=0,785, для всей же турбины
^=0,79.
В турбине предусмотрен один нерегули-
руемый отбор пара для целей регенерации.
Температура подогрева питательной воды —
3,0 tn. 8=159° С.
Расходы пара при температуре и расходе
охлаждающей воды if0 e=15°C и 1^=1900 мР/час
даются в табл. 6.
Таблица 6
Расходы пара для турбины НЗЛ 6000 кет
бесподвального типа
N3 в кет
Од в т/час
К. п. д. генератора
(cos(p-0,8)
dg в кг/квтч . . .
бооо
35
о,949
бооо
о
о,949
4800
о, 942
8,8
4800
о
о,942
5,2
Генератор расположен со стороны части
высокого давления. По типу турбина отно-
сится к бесподвальным, хотя высота этой тур-
бины достигает таких размеров, при которых
для обслуживания необходима специальная
площадка, приподнятая приблизительно
на 2 м.
Общий вес турбины 36 т\ вес ротора 4 т;
пк = 1700 об/мин.
Турбина Кировского завода
с отбором пара мощностью 12000 кет
выполнена для начальных параметров пара
29 ата и 400° С (AT-12). Отбор пара преду-
смотрен при давлении 1,2—2,5 ата в коли-
честве до 60 mJHac.
Турбина обращена к генератору частью
низкого давления (фиг. 79); тем не менее кон-
денсатор в значительной мере приближен
к оси турбины, а высота подвального помеще-
ния снижена до 3,55 м, вследствие чего турбины
этого типа называют полуподвальными.
Часть низкого давления этой турбины рас-
считана на пропуск пара в количестве при-
близительно 30 т/час; размеры конденсатора
выбраны небольшими в соответствии с ука-
занным расчётным расходом пара. Благодаря
этому турбина получилась весьма компактной,
но при работе на чисто конденсационном ре-
жиме давление в конденсаторе сильно повы-
шается.
Расходы пара турбиной при темпера-
туре и расходе охлаждающей воды toe= 15°С
и W = 2000 м5/час указаны в табл. 7.
Турбина имеет регулирующее устройство,
выполненное по принципу связанного авто-
номного регулирования с рычажными связями
и с двойным усилением от каждого регуля-

Фиг. 78, Конструктив-
ная схема регулирова-
ния турбин 25С0 и
4000 кет в исполнении
НЗЛ: / — дроссельный
золотник; 2—регулятор
скорости; 3 и 4—дифе-
ренциэльные сервомо-
торы; 5—масляный на-
сос; б—дроссельный ма-
сляный клапан; 7—при-
способление для изме-
нения скорости враще-
ния; 8— редукционный
клепан; 9 — регулятор
давления; 10 — дрос-
сельный золотник; 11 —
приспособление для вы-
ключения регулятора
давления; 12—приспосо-
бление для изменения
давления отбора; 13 —
сервомотор парорас-
пределения высокого
давления; 14 - пусковая
рукоятка; 15— отсечный
золотник сервомотора
поворотного кольца;
16—перекидной рычаг;
17—сервомотор пово-
ротного кольца;^—ре-
гулировочные клапаны;
19—поворотное кольцо;
23—отсечный золотник
сервомотора парорас-
пределения высокого
давления.

Фиг. 79. Турбина Кировского завода мощностью 12 000 кет
при 3000 об/мин с отбором пара при 1,2 ата: /—паро-
впускная камера; 2—отбор для регенерации; 3—камера
отбора! 4— поворотное кольцо; 5—регулятор скорости;
6 — неподвижная точка; 7—опора.

ГЛ. VI]
ТУРБИНЫ МАЛОЙ И СРЕДНЕЙ МОЩНОСТИ
187
Таблица 7
Расходы пара для турбин
Кировского завода 12 000 кет
в кет
в т/час
*в
в кг\квтч
9боо
ЗО
5,85
I2OOO
6о
6,5'
9600
о
4.95
I2O0O
О
4,97
тора. При проектировании
были по возможности вы-
полнены условия автоном-
ности. Кировский завод вы-
пускал также модификацию
этой турбины при давлении
в месте отбора 3,5 ата. Об-
щий вес турбины с конден-
сатором составляет около
58 от. Вес ротора около 5,9 т,
Серия унифицирован-
ных турбин НЗЛ *. Серия
турбин НЗЛ мощностью
4000—6000 кат спроектиро-
вана для 3000 об/мин и для
параметров пара 35 ата,
435° С и 29 ата, 400° С. Эти
турбины предназначены в
основном для привода тур-
бомашин, имеющих меняю-
щуюся скорость вращения,
но применяются также и для
привода генераторов. Тур-
бины для привода воздухо-
дувок выполняются с под-
вальным помещением, а для
привода генератора как
подвального, так и беспод-
вального типа. Турбины се-
рии компонуются на базе
широкой унификации. Воз-
можности унификации наи-
более дорогих и трудоём-
ких частей турбины бази-
руются на вариациях сте-
пени парциальности в части
высокого давления как у
регулировочных, так и у
последующих ступеней да-
вления. Одинаковые детали
применяются не только для
разных турбин, но и в пре-
делах одной и той же тур-
бины. К числу особенно-
стей этой серии турбин от-
носятся применение ступе-
ней скорости как в части
высокого, так и в части низ-
кого давления, размещение
диафрагм в обоймах, устрой-
ство лабиринтовых уплот-
нений в части низкого да-
вления.
В качестве примера на
фиг. 80 показана проточная
* Главный конструктор НЗЛ
ннж, С. А. Быченков.

188
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
часть турбины АП-6. Диаграмма режимов для
этой турбины изображена на фиг. 81. Вес
ротора турбины АП-6 составляет около
5,1 т.
чения более чем на ±18°/о. Турбины для при-
вода таких машин должны иметь особо проч-
ный лопаточный аппарат и достаточно жёсткие
диски, способные надёжно работать в отноше-
нии вибрации в широком диапазоне из-
менения скорости вращения.
Турбины для привода малых тур-
бомашин. НЗЛ выпускает несколько ти-
пов турбин, служащих для привода на-
сосов и других механизмов.
Основные
в табл. 8.
Таблица 8
2000
мощность на клеммах генератора
Фиг. 81. • Диаграмма режимов турбины НЗЛ типа АП-6:
Ng =6000 кет; л=3000 об/мин; toe = 20° С; W = 2000 м3/час
(учтён расход пара на регенерацию; гарантийный запас 5%);
Л,—подогреватель низкого давления; /72— подогреватель высо-
кого давления; СП—сальниковый подогреватель; Эле — подогре-
ватели эжекторов; О2 — расход пара частью низкого давления;
Оа — количество отбираемого пара; ра — давление в камере
отбора;.заштрихована область нерегулируемого давления.
ТУРБИНЫ С МЕНЯЮЩЕЙСЯ СКОРОСТЬЮ
ВРАЩЕНИЯ
Ряд машин, приводом для которых служат паро-
вые турбины, требует изменения скорости вращения
в широких пределах. Так, например, скорость вра-
щения воздуходувок отклоняется от среднего зна-
параметры их приведены
Основные параметры турбин НЗЛ
для привода малых турбомашин
Тип
турбины
АР-1,5-1
АР-1,0-1
АР-2-1
ОП-1,5-1
ОП-1,5—2
3
«а
igoo
IOOO
2ООЭ
I5OO
I5OO
а) i **»
О о н
X ©.>.
чо я
rt 0 S
S О СО
° К О
5ооо
5ооо
Зооо
33°°
5ооо
Началь-
ные пара-
метры
35
29
29
i6
16
и
а
435
400
4°°
35°
35°
а
¦ 6
1«
S 1)
pOTI
лени
С а
5
1,2
1,2
5
5
Щ
°-585
0,568
°.47
0,619
0,60
|
Я.
в
73
13.92
ю.З
12,27
22,23
22,57
Турбины выполнены в двух модифи-
кациях, близких по конструкции и
имеющих широко унифицированные
узлы и детали. Первые четыре турбины
(табл. 8) имеют две скоростные ступени
(фиг. 82), а последняя — одну двухве-
нечную скоростную ступень. Приспо-
Фиг. 82. Турбина НЗЛ мощностью 1000 кет с двумя скоростными колёсами: / — подвод пара; 2 — выход пара; 3 и
^-переднее и заднее уплотнения; 5—опорно-упорный подшипник; 6"—червячная передача к насосу; 7—зубчатый насос;
в — кулачковая муфта.

Фиг. 83. Турбина НЗЛ мощностью 12 000 кет для привода
доменной воздуходувки производительностью 4100 м3 мин:
/-«¦паровая коробка; 2 и 3—верхняя и нижняя сопловые
коробки; 4 — нижняя парораспределительная коробка;
5•— перепускные трубы; 6—масляный насос; 7—червяк;
8 и 9— подшипники червяка; 10—соединительная муфта;
// — место для подшипника генератора; 12—кулачковая
муфта.

190
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
собление турбин к работе в условиях широко
изменяющейся скорости вращения произво-
дится за счёт изменения степени парциаль-
ности. Турбина АР-2-1 применяется в каче-
стве резервного привода к питательным на-
сосам. Общий вес турбины, изображённой на
фиг. 82, — 7,5 т\ вес ротора — 300 кг; пк =
= 6000 об/мин.
Турбины для привода крупных турбома-
шин. Конденсационная турбина НЗЛ
мощностью 12000 кет (фиг. 83) для на-
чальных параметров пара 35 ата, 435° С или
29 ата, 400° С (АКв-12) предназначается для
непосредственного привода доменной воздухо-
дувки производительностью 4100 мъ\мин. Тур-
бина имеет три нерегулируемых отбора пара
для подогрева питательной воды, давление
в которых при 35 ата, 435° СиА/е = 9600 кет
составляет 4,48, 1,76 и 0,39 ата. Поверхность
охлаждения конденсатора /?=1300 мг.
Расчётные экономические показатели тур-
бины при *ов = 25°С и «7 = 3300 мЦчас
даны в табл. 9.
Таблица 9
Расчётные экономические показатели турбины
НЗЛ АК -12
О
ч*
SB-
Нача
пара
пара
35 ата.
435 °С
29 ата,
400 °С
Б
э
а?
9 2ОО
12 4ОО
9 2О0
Х2 4О0
*
S
VO
о
с
3070
345°
3070
345о
5?
95,2
94,3
95
94
2845
2840
2925
2905
•3
4
4
4
4
1
i
,40
,44
,64
.07
О
ш
к
143
155.4
144
I5O
O.82I
0,831
0,827
о,845
Парораспределение осуществляется че-
тырьмя клапанами, расположенными на паро-
вой коробке 1, к которой снизу прикреплена
сопловая камера 2 с двумя сегментами сопел.
Такая же сопловая коробка 3 помещена
в нижней части турбины, где она соединена
с паровой коробкой 4. Два клапана регули-
руют доступ пара к двум верхним сегментам
сопел, а два других клапана — к двум нижним
сегментам, с которыми они соединены пере-
пускными трубами 5. Путём незначительных
переделок без изменения колёс низкого да-
вления мощность турбины может быть дове-
дена до 15 000 квпг, а при небольших изме-
нениях в той же модели может быть достигнута
мощность порядка 18 000 кет. Этим обстоя-
тельством, а также применением более широ-
ких профилей лопаток по сравнению с обычно
применяющимися в турбинах для привода
генератора объясняется повышенный вес тур-
бины — около 85 т. Вес ротора 9 т; пк =
= 1805 об/мин.
Турбина может быть использована также
для привода генератора, хотя для этой цели
она является сравнительно тяжёлой.
Конденсационная турбина НЗЛ
мощностью 9000 кет (АКв-9) предназна-
чается для непосредственного привода турбо-
воздуходувки производительностью 3\00м$1мин.
Турбина рассчитана для тех же параметров
пара, как и турбина АКв-12, и имеет оди-
наковое с ней число ступеней, изменено лишь
место отбора в подогреватель высокого да-
вления (за пятой ступенью). Поверхность
охлаждения конденсатора У7 = 1160 ЖК В на-
стоящее время эта турбина строится для 29 ата
и 400° С. При toe = 25° С и W = 2900 м^/час
турбина имеет расчётные показатели, приве-
дённые в табл. 10.
Таблица 10
Расчётные показатели турбины НЗЛ АК_-9
N в кет
ббоо
юооо
об/мин
с
ЗО7О
345°
S о
?^
95.о
93,8
а"
В
ал/кет
t> ^
ЗО2О
3OI5
чз «
4,75
4,83
и
о
ад
С
139.6
156.7
Конденсационные турбины НЗЛ
мощностью 4000 и 6000 кет (АКв-4 и
АКв-6) для параметров пара 35 ата,
435° С или 29 ата, 4Q0°C относятся к описан-
ной выше серии унифицированных турбин.
Турбина АКц-6 строится для привода воздухо-
дувки производительностью 2200—2700 м?1мин
при давлении 2,4-2,6 ата, а турбина АКв-4
для привода воздуходувки производительно-
стью 1650—2000 ms/muh при давлении 2,2—
2,4 ата. Турбины имеют три нерегулируемых
отбора. В турбине АКв-6 при N„ = 4840 кет
давление в отборах составляет 3,75, 1,55 и
0,525 ата. Конденсационное устройство рас-
считано для tOm8 = 25° С. Расчётные экономи-
ческие показатели при №=2000 м^/час, F=
= 480 м2 для турбины АКв-6 и W'«=
= 1600 м3/час, F—385 м2 для АКв-4 приведены
в табл. 11.
Таблица 11
Расчётные показатели турбин АКв-6 и АКв-4
Тип тур-
бины
АКв-6
АК„-4
Начальные
параметры
пара
35 ата,
435° С
29 ата,
400° С
35 ата,
435° С
39 ата,
4оо° С
N в кет
48*о
71оо
4800
71оо
32OO
48ОО
32OO
48ОО
п об/мин
Зо7о
345O
3070
345O
3070
345O
3070
345O
Вакуум
V В «/о
95,1
93,8
95.о
93.5
95.23
94,35
95.15
94,о
S
Л q
291О
29OO
31оо
3120
2980
2925
ЗоЗо
Зно
Ǥ
4,44
4,55
4,88
5,°4
4,54
4,54
4,8о
5.оо
и
о
Q
К*
135-5
152-8
139
154,3
133
146
132,5
НЗ.5
0,814
O.835
0,822
o,8i9
0,808
0,824
0,810
0,806
Турбины выполняются с подвальным распо-
ложением конденсатора (фиг. 84). Для целей
регулирования используется импульс от да-
вления масла, нагнетаемого зубчатым насосом.
Этот тип турбины может быть использован
также в качестве привода для генератора,
расположенного со стороны низкого давления.
Общий вес турбин АКв-6 и АКв-4 соответ-
ственно 52 и 47 т\ вес ротора — 5,1 и 4,7 т;
об/мин.

Фиг. 84. Турбина НЗЛ мощностью 6000 кет для привода
доменной воздуходувки: /—паровая коробка; 2— место для
вкладыша генератора; 3—масляный насос;4—неподвижная
точка; 5—перепускная труба к нижнему сегменту сопел;
6—рама переднего подшипника; 7—муфта.

CD
bo
в 9 Ю f!
Фиг. 85. Цилиндр высокого давления судовой турбины выпуска НЗЛ: 7—подвод масла к опорному вкладышу; 2—подвод масла к упорным колодкам;
3—слив масла; 4—подвод масла к опорному вкладышу; б—слив масла; б—подвод свежего пара; 7—выхлоп пара;^ й-отвод пара в конденсатор;
Р—дренаж конденсата; 10—подвод отработавшего пара от вспомогательных механизмов И—отвод конденсата; 12—отвод пара от уплотнений.

Фиг. 86 Цилиндр низкого давления судовой турбины выпуска НЗЛ: /-реактивный барабан: 2— турбина заднего хода; 5—разгрузочный барабан; 4- упорный
подшипник; 5—кулачковая муфта: б—предельный регулятор скорости

194
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. [V
Турбины с широким диапазоном изме-
нения скорости вращения. Турбина Киров-
ского завода ОП-27 для привода насоса прямо-
точного котла развивает мощность от 500
до 2500 л. с. при изменении числа оборотов со-
ответственно от 1200 до 4800 в минуту. Тур-
бина рассчитана для начальных параметров
пара 2у ата, 400° С с учётом возможности
работы при пониженных параметрах пара —
25 ата, 375° С. Противодавление составляет
7 ата. Проточная часть турбины состоит из
11 ступеней давления, первая из которых
имеет две ступени скорости, а три последую-
щие имеют парциальный подвод пара.
Турбина для судовой установки. Турбина
НЗЛ мощностью 4000 л. с. для судовой уста-
новки состоит из цилиндров высокого и низ-
кого давления, расположенных параллельно.
Роторы турбины связаны с гребным валом
при помощи редуктора. Благодаря такой си-
стеме каждый из роторов двухцилиндровой
турбины имеет оптимальные скорости вра-
щения, а именно при полной нагрузке ротор
цилиндра высокого давления, развивающий
4С°/о общей мощности агрегата, имеет около
5750 об/мин, а ротор цилиндра низкого да-
вления около 425и об/мин.
Часть высокого давления турбины выпол-
нена в виде активной турбины (фиг. 85),
имеющей три двухвенечных скоростных колеса
и четыре ступени давления. Первое скорост-
ное колесо, являющееся регулировочным, имеет
несколько больший диаметр, равный 570 мм.
Пар подводится к трём группам сопел ре-
гулировочного колеса, а затем поступает
в следующие скоростные ступени (при малых
скоростях вращения агрегата) или эти сту-
пени обводятся и пар поступает в перегру-
зочную камеру за ними (при больших скоро-
стях вращения).
Часть низкого давления турбины (фиг. 86)
состоит из одной активной и 10 реактивных
ступеней. Кроме того, в выхлопной части ци-
линдра расположена турбина заднего хода,
состоящая из двухвенечной скоростной сту-
пени и одновенечной ступени давления.) При
помощи этой турбины гребной винт получает
в случае надобности обратное вращение
КРУПНЫЕ ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
Тихоходные турбины. Турбина из-
готовления ХТГЗ мощностью 50 000кет
при 1500 об/мин (АК-50—1) дана на фиг. 87.
Начальные параметры пара: /?о —29 ата,
t0 — 400° С, противодавление рк = 0,04 ата при
температуре охлаждающей воды to.B = 15° С.
Турбина активного типа имеет скоростную
ступень и 16 ступеней давления с небольшой
степенью реакции в ступенях высокого давле-
ния и с реактивными лопатками в части низ-
кого давления
Отбор пара для подогрева питательной
воды производится из камер //, 12 и 13 за
шестой, 10-й и 13-й ступенями при давлении
5,45, 1,92 и 0,58 ата. Температура питатель-
ной воды при 53 мгвт равна 152° С.
Удельный расход пара при температуре
охлаждающей воды 15° С и И7=11500 м^час
для различных нагрузок показан на фиг. 88.
При 50 мгвт к. п. д. турбины ч\е = 0,815, при-
чём riM = 0,994. На фиг. 88 по оси абсцисс
отложены мощности на клеммах генератора,
по оси ординат — расход через стопорный
клапан при работе с отбором (с выключенным
испарителем). Турбина отличается простотой
изготовления и небольшими габаритами по
сравнению с тихоходными двухцилиндровыми
турбинами. Большой запас прочности деталей
проточной части турбины делает её надёжной
в работе и позволяет приспособить для пара-
метров пара и расхода несколько более вы-
соких, чем расчётные. Большое число клапа-
нов несколько облегчает конструирование си-
стемы регулирования, но не вызывается тре-
бованиями эксплоатации, так как эти турбины
работают большую часть времени нри полной
нагрузке.
Общий вес турбины около 240 т. Вес ро-
тора 34 т.
Турбина ХТГЗ мощностью 100000 кет
при 1500 об/мин изображена на фиг. 89* На-
чальные параметры пара — 29 ата и 300*° С,
противодавление — 0,04 ата. Турбина выпол-
нена двухцилиндровой.
В части высокого давления турбина имеет
скоростную ступень и 16 ступеней давления
с небольшой степенью реакции.
Из цилиндра высокого давления пар напра-
вляется двумя сварными трубами к средней
части цилиндра низкого давления, в котором
расположены три сдвоенные ступени. Размеры
этих ступеней, кроме диаметра расточек, такие
же, как последних ступеней турбины 50 мгвт.
Парораспределение этой турбины сделано
иначе, чем у турбины 50 мгвт. Паровая ко-
робка / выполнена в виде самостоятельной
отливки из молибденовой стали, в которой
расположено пять клапанов»- Три клапана на-
правляют пар в пространство между стенкой
цилиндра и обоймой 2, а два перегрузочных
клапана подводят пар через окна 3 в обойме
в перегрузочную камеру за скоростной сту-
пенью.
Турбина имеет три нерегулируемых отбора
пара для подогрева питательной воды до 150° С
при полной нагрузке.
Удельный расход пара при полной нагрузке
и температуре охлаждающей воды 15° С —
4,5 кг/квтч, чему соответствует расход тепла
2800 ккал\квтч и ^ = 0,813.
Общий вес турбины около 400 т. Ро-
торы высокого и низкого давления весят
приблизительно по 35 т. Они соединены ку-
лачковой муфтой, которая не имеет средней
части, а состоит лишь из двух дисков. Пер-
вые девять колёс части высокого давления
насажены на пальцевые втулки.
Двухцилиндровая тандем - турбина
ЛМЗ мощностью бОООЭ кет при 1500 об/мин.
Начальные параметры пара: р0 = 29 ата,
t0 = 400° С; противодавление — 0,04 ата.
Проточная часть турбины состоит из 40 сту-
пеней давления. Отсутствие ступеней скоро-
сти объясняется стремлением получить высо-
кий к. п. д. турбины при экономическом ре-
жиме, так как эти машины предназначены для
несения базовой нагрузки.
Паровая коробка, в которой помещаются
автоматический стопорный и дроссельный кла-
паны (аналогичную конструкцию см. на фиг. 40),
установлена на стальном каркасе с правой
стороны турбины и соединена с цилиндром
турбины U-образными трубами.

Фиг. 87. Турбина ХТГЗ мощностью 50 000 кет при 1500 об/мин; / — паровая коробка; 2 — цилиндр; 3 — клапан; 4 — сопла; 5 — обойма; 6 — выхлопной
патрубок; / — опорная лапа; 8 — лапа цилиндра; 9 — передний подшипник; 10 — фундаментная плита; 11—13 — камеры отбора; 14 — гребенчатый
подшипник; 15 — масляный насос; 16 — червячная пара; 17 — лабиринтовое уплотнение; 18 и 19 — водяные уплотнения; S0 — жёсткая муфта.

196
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Удельный расход пара указан в табл. 12.
Этот расход при больших нагрузках мало
отличается от расхода пара одноцилиндровой
турбиной ХТГЗ.
Таблица 12
Расход пара турбиной ЛМЗ 50000 кет
Параметры
Температура кон-
денсата после выхода
из последнего подо-
гревателя в °С ...
Гарантируемый рас-
ход пара в кг/квтч
(с допуском 3%) . .
К. п. д. генератора
Нагрузка в кет
ЕОО0О
156
4,63
0,971
40 000
149
4,43
о,971
30 000
Hi
4,47
0,968
20 000
129
4,60
0,958
Длина турбины около 12 м\ вес — 240 т.
Этот вес немногим отличается от веса одно-
цилиндровой турбины ХТГЗ такой же мощ-
ности, что можно объяснить меньшими разме-
рами цилиндра низкого давления и более вы-
сокими напряжениями в деталях турбины.
После ряда усовершенствований, введённых
ЛМЗ, турбины этого типа работают на-
дёжно, но вследствие высоких механиче-
кг/кбт-ч.
4,80
4,60
440
4J0
¦j—
Ш
1
/
и
1—
1
1S2
14 18 22 26 30 34 38 42 4S 50 мевт
Фиг. 88. Удельный расход пара турбогенератором ХТГЗ
мощностью 50 000 кет при п = 1500 об/мин и темпера-
туре охлаждающей воды < 15° С: допуск на расход пара
+ 3°/0 и на температуру подогрева воды — 3°/0; цифры на
кривой указывают конечную температуру питательной
воды.
ских напряжений в проточной части не до-
пускают перегрузки или работы на повышен-
ных параметрах пара. Тихоходность, наличие
двух цилиндров, большого числа ступеней и
двухъярусных лопаток сделали машину доро-
гой и побудили завод разработать новые, бо-
лее совершенные конструкции.
Преимущества быстроходных турбин.
Повышение скорости вращения турбин с не-
большим объёмным расходом пара весьма
благоприятно сказывается на их к. п. д., так
как это приводит к увеличению высот лопаток.
Эти соображения имеют особое значение для
турбин высокого давления. В турбинах с боль-
шим объёмным расходом пара повышение ско-
рости вращения сокращает размеры цилиндра,
что упрощает конструкцию турбин, особенно
высокого давления. Вследствие этого стремле-
ния конструкторов давно были направлены
к тому, чтобы поднять скорость вращения тур-
бины, ограничиваемую размерами последней
ступени. Отечественные заводы строят круп-
ные турбины для ЗООО об/мин.
Конструкции быстроходных турбин.
Турбина ЛМЗ мощностью 25000«em
при 3000 об/мин с отбором пара при
1.2—2 ата (АТ-25-1) показана на фиг. 90.
Максимальное количество отбираемого пара—
100 т/час. Начальные параметры пара — 29 ата
и-400°С
Конденсационное устройство турбины рас-
считывается на температуру охлаждающей
воды 15 или 25° С.
Экономический режим турбины соответ-
ствует мощности около 20000 кет с отбором
пара около 30 т/час при давлении 1,2 ата.
Турбина имеет только ступени давления
с небольшой степенью реакции в части высо-
кого давления и со степенью реакции от 11
до 50% (в последней ступени) в части низкого
давления.
Двойное обводное регулирование обеспечи-
вает экономическую работу турбины в широ-
ком диапазоне изменения электрической и те-
пловой нагрузки. Эта турбина имеет высокий
к. п. д. в пределах изменения электрической
нагрузки от 15 до 25 мгвт при средних коли-
чествах отбираемого пара. В части низкого
давления имеется дроссельное регулирование.
Выходная потеря при давлении за последней
ступенью 0,04 ата и расходе пара частью низ-
кого давления около 67 т/час составляет около
6,5 ккал\кг.
Минимальный расход пара частью низкого
давления при 1,2 ата в камере отбора соста-
вляет 20 т/час.
Удельный расход пара при различных усло-
виях работы приведён в табл. 13.
Таблица 13
Расход пара турбиной ЛМЗ 25 000 кет (АТ-25)
я
о
н
Я)
О.
о>
X
I-
клемм
Мощность на
| в кет
IOOOO
15000
20000
25000
25000
2ОООО
:нте
Я
5J
¦в-
СП
о
S
о.
с
атора
К. п. д. генер
мощности 0,8
о,935
о,948
0,956
0,960
0,960
о, 956
Я)
о.
о
о
S «
бирае
,2 ami
Количество от
в т\час при 1
4О
4О
4°
4О
I0O
о
Количество
охлаждающей
воды 4200 м9/час
при 15° С и по-
верхности
охлаждения
конденсатора
1480 л3
Удельный рас:
пара в кг\квт
6,94
5,98
5,54
5,47
6,45
4,76
о«
11
Температура п
грева питател]
воды в "С
123,5
13О
'37
'44
'53
13'
Количество
охлаждающей
воды 500
Ом* /час
при 25° С и
поверхности
охлаждения
конденсатора
215С
Удельный рас?
пара в кг\квт
6,9°
б,оэ
5,62
5,64
6,57
4,98
юдо-1
ьной
Температура л
грева питател
воды в °С
129
136
НЗ
153
'59
141
К. п. д. t\i при экономическом режиме со-
ставляет для части высокого давления 0,83 и
низкого давления 0,77.
Расчётный расход пара частью низкого
давления выбран около 67 т\час, что составляет
около 64°/0 от расхода пара при чисто конден-
сационном режиме и полной мощности. Тем не
менее часть низкого давления вместе с мощной
конденсационной установкой обеспечивает
получение полной мощности турбины и в слу-
чае чисто конденсационного режима. При этом
давление в камере отбора повышается до 2 ата,
и экономичность турбины снижается вследствие

Фиг. 89. Турбина ХТГЗ мощностью 100 000 кет при 1500 об/мин: / — паровая коробка; 2 — обойма; 3 — окна; 4— обойма; 5 — выхлопной патрубок;
6 — перепускные трубы.

Фиг. 90. Турбина ЛМЗ мощностью 25 000 кет при 3000 об,'мин с отбором пара при 1,2—2 ата (АТ-25-1): 1 — паровпускная камера; 2 — первая перегрузочная
камера; 3 — вторая перегрузочная камера; 4 — обводный клапан; 5 — перепускные трубы; б— поворотная заслонка; 7 патрубок отбора; 8 и 9 - камеры отбора
пара для регенерации; /0— ребро.

ГЛ. VI]
КРУПНЫЕ ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
199
увеличения выходных потерь, особенно при
низкой температуре охлаждающей воды. При
регулируемом отборе пара 40 т/час можно
получить мощность до 30 мгвт.
Вес турбины около 100 т. Ротор высокого
давления имеет вес 4600 кг и пк = 4060 об/мин,
низкого давления — 6100 кг и пк = 4600 об/мин.
Турбины типа АТ-25 выпускались также
Уральским турбинным заводом
Турбины такого же типа выпускались с из-
менённой конструкцией переднего подшип-
ника (АТ-25-2).'
Турбина такой же конструкции (АК-25-2)
с очень небольшими изменениями была при-
способлена как конденсационная мощностью
25 000 кет при расчётной температуре охла-
ждающей воды 20° С.
Ту р бин а ЛМЗ м ощно с т ь ю 25 000 кет
при 3000 об/мин с отбором пара при 7 ата
(АП-25-1) показана на фиг. 91. Максимальное
количество отбираемого пара 150 т/час. На-
чальные параметры пара 29 ата и 400° С.
Пар подводится к корпусу автоматического
быстрозапорного клапана, после которого на-
правляется по четырём 'U-образным трубам
к парораспределительной коробке / цилиндра
высокого давления, имеющей три регулировоч-
ных клапана 2 полуразгружённого типа, рас-
положенных на цилиндре. Из этого цилиндра
пар поступает по трубам 3 в распределитель-
ную коробку 4 цилиндра низкого давления с че-
тырьмя регулировочными клапанами того же
типа.
Регулируемый отбор пара производится
снизу из выхлопного патрубка цилиндра высо-
кого давления при давлении 6—8 ата. Кроме
того, имеется два нерегулируемых отбора
в цилиндре низкого давления после 10-й и 13-й
ступеней, из которых пар поступает в подо-
греватели питательной воды. В подогреватель
высокого давления пар поступает из регули-
руемого отбора сверх количества, идущего на
производство.
Турбина АП-25-1 в отличие от предше-
ствовавших конструкций ЛМЗ имеет сопло-
вое регулирование в сочетании со ступенями
скорости как в цилиндре высокого, так и низ-
кого давления. Это обеспечивает экономиче-
скую работу турбины при значительных из-
менениях электрической и тепловой нагрузки
и сокращает габариты турбины. Наилучший
к. п. д. турбина имеет при нагрузке 15—20 мгвт
и отборе пара 70—100 т/час.
При работе с уменьшенным количеством
отбираемого пара мощность турбины при
определённых режимах может быть увеличена
до 50 мгвт.
Как видно из чертежа, турбина имеет много
общих деталей с турбиной АТ-25: пять послед-
них ступеней цилиндра низкого давления, вы-
хлопной патрубок, муфты, частично подшип-
ники, лабиринты, рамы и пр. Таким образом
здесь широко проведена унификация отдель-
ных узлов турбины, значительно облегчающая
производство.
Передний опорно-упорный подшипник 5
выполнен комбинированного типа (такой же,
как у АТ-25-2», что сделало машину более на-
дёжной и дало возможность уменьшить габа-
риты корпуса переднего подшипника.
У конца ротора высокого давления поме-
щается реле осевого сдвига, прекращающего
доступ свежего пара в турбину закрытием
быстрозапорного клапана в случае недопусти-
мого смещения ротора.
Эта турбина более тяжёлая A23 т) и не-
сколько более трудоёмкая, чем турбина АТ-25,
показанная на фиг. 90. Вес ротора высокого
давления 4600 кг, пк = 3690 об/мин, ротора
низкого давления — 7900 кг, пк = 2150 об/мин.
В СССР изготовляются одноцилиндровые
паровые турбины мощностью 25 000 кет с
производственным отбором пара при 8—13 ата
в количестве до 150 т/час (АП-25-2).
Одноцилиндровая турбина ЛМЗ
мощностью 50000 кет при ЗОЭО об/мин
(АК-50-2) изображена на фиг. 92. Начальные
параметры пара 29 ата и 400° С.
В качестве регулировочной ступени служит
ступень давления диаметром 1233 мм. Пред-
последняя ступень выполнена с двухъярусными
лопатками. Последняя лопатка имеет длину
576 мм при среднем диаметре колеса 175& мм.
Пар, пройдя через быстрозапорный клапан,
поступает в паровую коробку, в которой раз-
мещены три клапана, приводимых в движение
от поворотного сервомотора. Кроме того, один
клапан расположен сбоку в паровой коробке,
прикреплённой к нижней половине цилиндра,
и имеет самостоятельный сервомотор.
Турбина имеет четыре нерегулируемых от-
бора пара, давление в которых при 50 000 кет
составляет 0,3, 1,4, 4,1 и 8,9 ата, причём tne «
~165°С. Конденсационное устройство рассчи-
тано для foe-=15°C и W= 11 000 M*jчас.
При расчётном режиме N3 ss 40 0С0 кет,
Gx = 180 ml час, рк = 0,04 ата, т\г = 0,775.
Удельный расход тепла при номинальной мощ-
ности q = 2800 ккал/квтч.
Вес ротора турбины составляет 16,5 т при
расстоянии между осями подшипников 3845 мм,
пк— 1760 об/мин. Вся турбина весит 161 т.
По длине вся установка турбогенератора за-
нимает 24,5 м и требует высоты конденсаци-
онного помещения 7 м. Эта турбина прибли-
зительно на 33% легче, чем одноцилиндровая
турбина той же мощности при 1500 об/мин.
Двухцилиндровая турбина ЛМЗ
мощностью 1000С0 кет при 3000об/мин
(АК-100) показана на фиг. 93. Начальные па-
раметры пара: р0 = 2Э ата, t0 = 400° С, рк =
= 0,04 ата. Давление в конце цилиндра высо-
кого давления при 100 мгвт составляет около
1,5 ата.
Регулировочная ступень выполнена в виде
ступени давления диаметром 1250 мм с тепло-
вым перепадом при экономической нагрузке
80 мгвт около 36,5 ккал\кг. Выбор в каче-
стве регулировочной одновенечной ступени
давления для турбины, несущей базовую на-
грузку, вполне целесообразен, так как при ра-
боте с большой нагрузкой этим достигается
несколько более высокий к. п. д. турбины, чем
при наличии ступеней скорости.
Турбина имеет пять клапанов, из кото-
рых три расположены на цилиндре и два
сбоку.
Предпоследняя ступень выполнена с двухъ-
ярусными лопатками и имеет точно такие же
размеры, как в турбине 50 мгвт на фиг. 92.
Площадь кольца лопаток последней ступени
5 = 3,15 м2, что к моменту выпуска турбины
являлось рекордной цифрой.

to
о
о
Фиг. 91. Турбина ЛМЗ мощностью 25 000 кет при 3000 об/мин с отбором пара при 7 ата (АП-25-1): / — парораспределительная коробка цилиндра высокого
давления; 2 — клапаны цилиндра высокого давления; 3—перепускные трубы; 4 — парораспределительная коробка цилиндра низкого давления; 5 — опорно-упорный под-
шипник; 6 — парораспределение цилиндра низкого давления; Т— гибкая муфта; S — полугибкая муфта.

ГЛ. VI|
КРУПНЫЕ ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
201
При экономической нагрузке 80 мгвт и
противодавлении 0,04 ата выходная потеря
составляет немногим более 8 kkuajkz. Несмотря
на значительные выходные потери, неизбеж-
ные, впрочем, в турбинах предельной мощности,
относительный внутренний к. п. д. турбины
достаточно высок: i\-t = 0,78 при экономической
нагрузке. Механические потери составляют
меньше 0,5%, что характерно для паровых тур-
бин большой мощности.
В турбине предусмотрено четыре отбора
пара для подогрева питательной воды. Давле-
ние в камерах отборов 1, 2, 3 и 4 при полной
нагрузке составляет соответственно 0,3, 1,5,
4,1 и 8,2 ата. Температура питательной воды
при полной нагрузке составляет около 162° С.
весом — 289 т, что на 40% меньше веса тур-
бины такой же мощности при 1500 об/мин
Достигнуть этого при одновременном сохране
нии хороших экономических показателей уда-
лось только благодаря созданию последних
колёс турбины с большой выхлопной площадью
Вес ротора высокого давления 9 /га; пк =
= 3640 об/мин, низкого давления —18,5 т,
пк— 1660 об/мин.
Передняя часть цилиндра высокого давле-
ния и передний подшипник турбины выполнены
так же, как для турбины 50 мгвт. Общими
являются выхлопные патрубки, паровые ко-
робки, последние ступени и ряд других более
мелких узлов.
Турбины мощностью 100 0Q0 кет до Оте-
чественной войны не имели большого распро-
странения, и в СССР были установлены всего
Фиг. 92. Турбина ЛМЗ мощностью 50 000 кет при 3000 об/мин (АК-50-2): 1—4— камеры отборов для регенерации;
5 — паровая коробка; 5—кулачковый вал; 7 — валоповоротное устройство.
а при экономической нагрузке 153° С. Для ре-
генеративного подогрева воды расходуется
около 20% от общего расхода пара, вследствие
чего не только значительно уменьшается рас-
ход тепла, но и облегчается конструирование
последних колёс турбины.
Конденсационное устройство рассчитано
для *о-в=15° С и IF = 26000 мЦчас.
Удельный расход пара при экономической
нагрузке составляет около 4,5 кг/квтч, а при
полной нагрузке — 4,6 кг/квтч, чему соответ-
ствуют расходы тепла соответственно 2760 и
2780 ккал/квтч, причём к. п. д. генератора
принят равным 0,98.
Турбина эта, представляющая собой заме-
чательное достижение техники во многих отно-
шениях, особенно выделяется своим небольшим
две турбины такой мощности. Как показал
опыт эксплоатации систем, имеющих мощность
более 1000 000 кет, использование турбин
100 мгвт не вызывает затруднений, и в таких
системах они находят применение как наиболее
экономичные и относительно дешёвые машины.
Турбина ЛМЗ м о щ н о с т ыо 50 000 кет
при 3000 об/мин с производственным
отбором пара (АП-50) показана на фиг. 94.
Начальные параметры пара 29 ата, 400° С.
Регулируемый отбор пара производится при
6—8 ата (номинальное давление 7 ата).
Максимальное количество отбираемого пара
200 т/час. Максимальный расход пара Crlmax=
— 385 т/час. Для регенеративного подогрева
питательной воды имеется три нерегулируемых
отбора; подогреватель высокого давления

Фиг. 93. Турбина ЛМЗ мощностью 100 000 кет при 3000 об/мин (АК-100-1): 1—4 — камеры отборов для регенерации; Л — верхние клапаны; б — двухъярусные
лопатки; 7 —валоповоротное устройство; 9 - компенсатор.

Фиг. 94. Турбина
ЛМЗ мощностью 50000 кет при 3000 об/мин с отбором пара при 7 ата (АП-5С): 1~ верхние клапаны части высокого давления; 2 — камера отбора;
3 —парораспределительная коробка части низкого давления; 4—6 — камеры отбора; 7 — муфта; 8 — валоповоротное устройство.

204
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
питается паром из регулируемого отбора. При
Ne = 50 000 кет, Qa = 200 т\час и ра = 7 ата
давление в отборах 0,2, 1,02, 3,3 и 7 ата, при-
чём *я-в = 155вС.
При расчётных расходах пара турбина имеет
следующие к. п. д.: для части высокого давле-
ния при <jx = 300 т\час ч\1 — 0,782, для части
низкого давления при G2=170 т/час и рк =
= 0,04 ата чц = 0,763.
Конденсационное устройство рассчитано
для /0>в = 15°С и W = 13 000 мЦчас.
В части высокого давления турбина имеет
пять, в части низкого — шесть клапанов.
Турбина имеет большое число унифициро-
ванных узлов, общих с турбинами АК-50-2 и
AK-100-l (парораспределение цилиндра высо-
кого давления, выхлопную часть, лопатки
последних трёх ступеней и др.).
Общий вес турбины 220 т. Вес ротора высо-
кого давления 6,6 т, пк = 4700 об/мин, ротора
низкого давления — 16 т, пк = 2\90 об/мин.
АП-50 — самая мощная среди турбин с от-
бором пара в мировой практике турбострое-
ТУРБИНЫ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ
Турбина высокого давления ЛМЗ *.
Конденсационная турбина высо-
кого давления мощностью 50000кет
(ВК-50-1) изображена на фиг. 95. Начальные
параметры пара 90 ата, 480° С. Для одно-
цилиндровой однопоточной турбины при
3000 об/мин эта мощность ещё не превзойдена.
Особое место в данной турбине занимает
последнее колесо, которое вследствие отказа
от двухъярусных лопаток получилось зна-
чительно больших размеров, чем в турбине
АК-50-2 (см. фиг. 92). При среднем диаметре
колеса 2000 мм и высоте лопатки 665 мм пло-
щадь кольца лопаток 5 = 4,18 м2, что на 30%
больше, чем в турбине АК-50-2. По размерам
последнее колесо не имеет равных в мировой
практике турбостроения (для п = 3000 об/мин).
Достигнуто это не только за счёт высоких на-
пряжений в лопатке (<*тах = 2300 кг.см?) и
в диске {ot raax = 2700 кг/смг), но и благо-
даря искусному профилированию последней ло-
патки, наилучшим образом приближающему
её к форме равного сопротивления. Выходная
потеря при N = 43000 кет и рк = 0,04 ата
составляет около 6,3 ккал/кг. Общий вид
и размеры последней лопатки показаны на
фиг. 60. Входная кромка верхней части ло-
патки покрыта стеллитовыми пластинками,
предохраняющими лопатку от эрозии.
В ступенях скорости перерабатывается те-
пловой перепад 58,7 ккал/кг при расчётном
режиме (N = 43000 кет), так что при макси-
мальном расходе пара A97,5 т/час) давление
в камере регулировочной ступени составляет
около 50 ата, а температура не превосхо-
дит 410° С.
Вварные паровые коробки позволили вы-
полнить переднюю часть цилиндра достаточно
простой. Эта часть, одинаковая по своим раз-
мерам для турбин всей серии, в том числе и
для турбины ВК-100-2, отлита из 1/2%-ной мо-
либденовой стали (в предвидении повышения
начальной температуры пара до 500° С).
За регулировочной ступенью размещено
17 ступеней давления с постепенно возрастаю-
щими диаметрами. Первые девять колёс отко-
ваны с валом за одно целое, а последующие
колёса насажены на вал. Применение цельно-
кованного ротора в части высокого давления
позволило достигнуть необходимой жёсткости
вала при большом пролёте между осями под-
шипников — 4350 мм, который потребовался
для размещения всех колёс в одном цилиндре.
При таком выполнении вес ротора составляет
около 17 т, оставаясь, почти такими же. как
и для турбины АК-50-2 (фиг. 92), в то время
как прибавилось шесть колёс, а пролёт возрос
на 500 мм.
В турбине предусмотрено пять нерегули-
руемых отборов пара, давления в которых
при 50 мгвт составляют 0,5, 2,85, 7,4, 14,9 и
26,7 ата при tn.e = 215° С.
Расход пара турбиной при 50 мгвп соста-
вляет 197,5 т/час. Ожидаемый удельный рас-
ход тепла при to в = 10° С и W = 8000 м^/час:
Ng в кет
50ооо .
4О ооэ .
доено .
дэ в ккал/квтч
229°
23ОЭ
2345
* Главный конструктор ЛМЗ дважды лауреат Сталин-
ской премии проф., д-р техн. наук М. И. Гринберг.
При Ng = 50000 кет и рк = 0,0373 ата
¦щ = 0,81.
Совершенно оригинальную конструкцию
имеют части среднего давления цилиндра и
выхлопной патрубок, выполненные сварными.
Турбина имеет четыре регулировочных
клапана диаметром 75 мм, с разгрузочными
клапанами и с удлинённым дифузором, скон-
струированным на основании эксперименталь-
ных работ завода.
Перемещение клапанов (фиг. 96) происхо-
дит от кулачкового вала /, который повора-
чивается с помощью массивной зубчатой
рейки 2, передвигаемой при посредстве системы
рычагов поршнем главного сервомотора 3. Зо-
лотник 4 вместе с тем является промежуточ-
ным сервомотором, который под влиянием да-
вления масла на расположенный внизу пор-
шень и силы помещенной сверху пружины
занимает различные положения в зависимости
от величины давления масла в системе А.
Последнее же зависит от положения дроссель-
ного золотника 5, сливающего масло из си-
стемы А. Нижний поршенёк золотника 5
в свою очередь служит промежуточным серво-
мотором, управляемым регулятором скорости 6
посредством золотника 7. Таким образом
в этой схеме имеет место тройное усиление.
Для ограничения по желанию мощности
турбины служит маховичок 8, который с по-
мощью рычагов устанавливает упор 9 так,
что дальнейшее опускание дроссельного зо-
лотника становится невозможным.
Система регулирования имеет свой масля-
ный насос, нагнетающий масло под давлением
12 ати.
С целью удаления от горячих частей тур-
бины маслопроводы высокого давления раз-
мещены внутри корпуса переднего подшип-
ника, а сервомоторы — на его корпусе, что и

-ms
го
Фиг. 95. Турбина высокого давления ЛМЗ мощностью 50 000 кат при 3000 об/мин (ВК-50-1): 2—5— камеры отбора пара для регенерации; б—пароподводящая труба; 7-паровая
коробка; 8 — клапан с удлинённым диффузором; 9—сварная средняя часть цилиндра; 10 — сварной выхлопной патрубок; 11— валоповоротное устройство; 12 — переднее
лабиринтовое уплотнение; 13 — заднее лабиринтовое уплотнение; 14 — неподвижная точка; 15 — опорно-упорный подшипник; 16 -^ зубчатая передача к масляному насосу и
регулятору; 17 — червячная пара к регулятору; 18—предельные скоростные регуляторы; 19 — масляный зубчатый насос; 20 — редукционный масляный клапан; 21 — роли-
ковые подшипники; 22 — зубчатая рейка для привода кулачкового вала.

206
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
привело к указанной схеме передачи от глав-
ного сервомотора к распределительному ва-
лику с помощью зубчатой рейки.
Вес турбины около 150 т, вес ротора 16,7 т,
пк = 1800 об/мин.
личения средних диаметров ступеней цилиндра
высокого давления. Давление между цилин
драми около 3,5 ami при полной нагрузке.
Фиг. 96. Схема регулирования турбин высокого давления ЛМЗ мощностью 50 000 и 100 000 кет: 1 — кулачковый вал,
2 — зубчатая рейка; 3 — главный сервомотор; 4 — золотник главного сервомотора; 5 — дроссельный золотник; 6 — ре-
гулятор скорости; 7 — золотник, управляемый регулятором скорости; 8 — маховичок ограничителя мощности; 9 — упор
ограничителя мощности; 10 — проводка к световому сигналу „Убавить" на станционном щите управления; 11 — приспо-
собление для изменения скорости вращения; 12 — отверстие для слива масла в корпус подшипника; 13 — золотник для
испытания регулятора безопасности повышением скорости вращения; 14 — колонка автоматического затвора; 15 — мас-
ляный выклточатель; 16 — электрический индикатор осевого сдвига ротора турбины; 17 — предельные скоростные ре-
гуляторы; .7(?-золотникдля испытания предельного скоростного регулятора без повышения скорости вращения; 19—масля-
ный зубчатый насос; 20 — предохранительный клапан; 21—отверстие для слива в корпус подшипника; 22—электромагнит-
ный выключатель, действующий от индикатора осевого сдвига; 23 — золотник предельного скоростного регулятора;
24 — окно для слива масла в корпус подшипника; 25 — редукционный клапан; 26 — трубопровод к масляному баку;
27 — масляный турбонасос; 28 — паропровод; 29 — указатель уровня масла; 30 — проводка к световым сигналам;
31 — сливной клапан; 32 — масляный бак; 33 — масляный электронасос; 24 — выключатель валоповоротного устройств»
(при 0,15 кг/см?); 35 — включатель электронасоса (при 0,20 кг/сл."); J<S—проводка к световому сигналу (при 0.2S кг1см}\.
37—пусковое реле электронасоса; 38 — маслоохладители; 39 — трубопровод к подшипникам.
Конденсационная турбина вы-
сокого да в л е н и я мощностью ЮОООО/св/тг
(ВК-1ПГ-2) изображена на фиг. 97 (см. вклейку).
В цилиндре высокого давления расположено
12 колёс, в цилиндре низкого давления — пять
сдвоенных ступеней, так что турбина ВК-10Э-2
имеет на одну ступень давления меньше, чем
ВК-50-1; сделано это за счёт некоторого уве~
Передняя часть турбины выполнена точно так
же, как для ВК-50-1: паровые коробки, перед-
няя часть цилиндра высокого давления, почти
все детали блока переднего подшипника авто-
матические затворы и система регулирования
ничем не отличаются от применённых для ВК-
50-1. Последние ступени и выхлопные патрубки
выполнены также, как и для турбины ВК-50-1.

8 '3
20U5-
97 Турбина высокого давления ЛМЗ мощностью 100 000 кет при ЗООО об/мин (ВК-50-1 : 1--5-места отбора для регенерации; 6—паровая коробка; 7-перепускнне трубы из цилиндра высокого давления в цилиндр низкого давления; * сварные
юпныс патрубки- 9 - опогао-упорный подшипник цилиндра высокого давления; 10 — опорно-упорный подшипник цилиндра низкого давления; U— лабиринтовые уплотнения цилиндра низкого давления; 12-гибкая муфта; 13 — валоповоротное
13 ' устройств.

ГЛ. VIJ
ТУРБИНЫ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ
20Г
Среди конструктивных особенностей узла
переднего подшипника турбины заслуживают
внимания зубчатая передача от главного вала
для привода масляных насосов и регулятора,
которая заменила применявшуюся ранее чер-
вячную передачу, подверженную в ряде слу-
чаев быстрому износу; направляющие, распо-
ложенные по краям корпуса переднего под-
шипника, ограничивающие его отставание от
рамы при тепловых расширениях; сосредоточе-
ние в этом блоке основных элементов упра-
вления машиной и системы смазки. Все меха-
низмы, расположенные в корпусе переднего
подшипника, легко доступны для контроля
и ревизии без разборки всего подшинника.
Каждый узел, составляющий блок переднего
подшипника, сделан так, что может быть ис-
пытан отдельно и установлен в собранном
виде.
Турбина снабжена валоповоротным устрой-
ством, которое может вращать ротор при
числе оборотов около двух в минуту.
Схемы регулирования турбин ВК-50-1 и
ВК-100-2 одинаковы (см. фиг. 96). Главный сер-
вомотор турбины ВК-100-2 отличается боль-
шими размерами; остальные узлы полностью
унифицированы.
В турбине 100 мгвт, так же как и в тур-
бине 50 мгвт, предусмотрено пять нерегули-
руемых отборов пара, в которых давления при
полной мощности составляют 0,5, 3, 6,5, 15,1
и 28,3 ата.
Конденсационное устройство рассчитано
для toe= 10° С и W= 20000 м^/час.
Расчётный удельный расход тепла и тем-
пература подогрева воды даны в табл. 14.
Таблица 14
Расчётный удельный расход тепла и температура
подогрева воды для турбины ВК-100—2
N3 в мгвт
IOO
90
70
q3 в ккал/квтч
2265
2375
2270
' п.в а ^
221
Зоо
При полной мощности рк = 0,0345 ата,
G = 400 т/час и y); = 0,81.
Вес турбины 270 т, т. е. приблизительно
такой же, как у аналогичной турбины для
средних параметров пара. Вес ротора высо-
кого давления 10,3 т, пк = 3620 об/мин, низ-
кого давления — 22 т, пн = 1670 об/мин.
Турбина высокого давления
мощностью 25000 кет с отопительным
отбором пара (ВТ-25-3) показана на фиг. 98.
Пар отбирается в количестве до IQo'mjiac
при давлении 1,2—2,5 ата.
Турбина имеет 20 ступеней давления, т. е.
на две ступени больше, чем ВК-50, и на шесть
ступеней меньше, чем АТ-25 (см. фиг. 90).
Часть низкого давления — за камерой отбора —
состоит всего из четырёх ступеней, тогда как
турбина АТ-25 имеет в этой части пять ступеней
при расширении пара от того же давления в
камере отбора. Объясняется это применением
колёс большего диаметра.
Проточная часть низкого давления имеет
сравнительно большие размеры, что позволило
сократить область нерегулируемого давления.
При расходе пара частью низкого давления
около 80 т/час, что имеет место при полной
мощности в случае работы без отбора пара,
давление в камере отбора повышается при-
близительно до 1,6 ата, а регулируемое да
вление 1,2 ата достигается при расходах пара
до 60 т/нас.
При расчётных режимах расход частью
высокого давления Gx — 125 т/час и yj/ = 0,83,
низкого давления <72 = 62,8 т/час и ij/ = 0,75.
Характерные для этой турбкн-ы режимы
и соответствующие им данные приведены в
табл. 15.
Таблица 15
Характерные режимы турбины ВТ-25-3
в мгвт
25
3d
в mj4ac
ко
4О
Ра
в ата
1,2
1 ,2
0,982
O,98l
аэ
в кг/квтч
5,72
4,86
в "С
21:
J93
К особенностям парораспределения этой
турбины надо отнести двухъярусную диафрагму
с поворотным кольцом. Эта конструкция даёт
возможность простыми средствами осуще-
ствить сопловое регулирование, равноценное
двухклапанной системе парораспределения,
сохранив при этом полный подвод пара. Такой
способ регулирования достигается путём раз-
деления перегородками высот направляющих
и рабочих лопаток и открывания последова-
тельно сначала нижнего яруса, а затем верх-
него.
Турбина выгодно отличается небольшой
величиной минимального расхода пара в части
низкого давления — около 6 т/час, что объяс-
няется глубоким вакуумом в конденсаторе, а
также влажностью пара после расширения до
давления 1,2 ата, вследствие чего умень-
шается нагрев части низкого давления при
малых расходах пара.
На фиг/ЭЭ показана диаграмма режимов
турбины ВТ-25-3, построенная для ра^=\,2ата,
t0>e = 20° С, W = 4500 м*/час. Регенеративный
подогрев питательной воды предполагается
включённым, а испарители выключенными
Диаграмма построена без учёта расхода пара
эжекторами. В заштрихованной зоне давление
в отборе не регулируется (/>а>1,2 atiu); ми-
нимально возможное давление отбора в этой
зоне показано на фиг. 99 особой кривой. Пре-
дельная мощность равна ЗЭ мгвт, чему е©от-
ветствует расход пара частью низкого давле-
ния около 100 т/час. При этом расходе пара
давление в камере отбора достигает лишь
2 ата. Общий вес турбины около 130 т.
Турбина высокого давления
мощностью 25 00Э кят с двумя отбо-
рами пара (ВПТ-25-3) изображена йа
фиг. 100. Турбина выполняется для произ-
водственного отбора пара при давлении
10 ата с допускаемыми отклонениями -j-З и
—2 ата и отопительного отбора при давле-
нии 1,2—2 5 ата. Таким образом эти турбины
охватывают широкий диапазон изменения да

Фиг. 98. Турбина высокого давления ЛМЗ мощностью 25 000 кет с отбором пара
1,2—2,5 ста ВТ-25-3: 1 — паровая коробка; 2 — поворотное кольцо; 3—двухъярусные
направляющие лопатки; 4—двухъярусные рабочие лопатки; 5 - валоповоротное устройство.

ГЛ. VIJ
ТУРБИНЫ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ
209
вления в отборах, удовлетворяя основным тре-
бованиям промышленности. Проточная часть
турбины составлена из ступеней турбин
ВК-50-1 и ВТ-25-3» за исключением регули-
ровочной ступени в части среднего давле-
ния.
Особенностью турбины ВПТ-25-3 является
применение разгружённого поворотного кольца
для изменения расхода пара частью среднего
давления; такая конструкция впервые приме-
среднего давления &2 —63 т/час и tq/ ~ 0,77,
низкого давления G3 = 62,8 т/нас и г^ = 0,75.
Характерные для турбины режимы даны
в табл. 16.
Общий вес турбины около 130 т.
Из материалов, применённых для турбин
этой серии, следует отметить сталь марки 34ХМ
для цельнокованных роторов, 32ХНМ для по-
следних дисков, хромомолибденованадиевую
сталь марки ЭИ-10 для болтового материала
ПопраВка на изменение оаоления от
Дав пение отбора
Ю 10 19 18 0'161'МА"'3 р„ато
зооо гт ггоо то то woo ьоо
Температура регенератибногд
до;
камере регулируемою отбора
ата
го
10 П ft W 18
Мощность на клеммах генератора
Фиг. 99. Диаграмма режимов турбины ЛМЗ ВТ-25-3.
28 Nnrsr
няется для давления 10 ата. В части низкого
давления применена регулировочная ступень
с двухъярусными лопатками и поворотным
кольцом, одинаковая с установленной в тур-
бине ВТ-25-3.
Применение поворотных колец дало воз-
можность сократить длину ротора и разме-
стить его в одном цилиндре.
На фиг 101 показана диаграмма режимов
турбины ВПТ-25-3, построенная для давления
в первой камере отбора 10 ата и во второй
1,2 ата. При расходе пара частью низкого
давления, превышающем G3 = 62,8 т/час, да-
вление в этом отборе повышается; при этом
мощность, полученная из диаграммы режимов,
должна быть уменьшена на величину поправки
(см. фиг. 101).
При расчётных режимах расход части
высокого давления d = 162 т/час и гц т 0,79,
14 Том 13
и хромоникелевую сталь марки ЭИ-123 для
лопаток регулировочной ступени.
Таблица 16
Характерные режимы турбины ВПТ-25-3
«О
w
25
25
25
I.
<3
а-
т—1 fti
О ш
72
130
о
СЗ
т-1 ^
ь. а
IO
IO
IO
О со
54
о
IOO
й
О. а
I ,2
1,2
] ,2
3"
S
7.°3
8,оз
5.79
О
а
2О6
211
2ОЗ
Предвключённые паровые турбины. Пар
высокого давления нашёл широкое примене-

to
о
Фиг. 100. Турбина высокого давления мощностью 25 000 кет с производственным и отопительным отбором
пара ВПТ-25-3: 1 — паровая коробка; 2 — диафрагма с разгружённым поворотным кольцом, 3 — сварные
диафрагмы; 4 — поворотное кольцо; 5 — двухъярусные направляющие лопатки; 6 — двухъярусные рабочие
лопатки; 7 — валоповоротное устройство.

ГЛ. VI]
ТУРБИНЫ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ
211
ние не только для новых электростанций, но
и при модернизации старых станций, построен-
ных на низкие параметры пара. В последнем
случае устанавливаются новые котлы высо-
кого давления и предвключённые турбины,
т. е. турбины высокого давления и высокой
температуры с противодавлением, после кото-
рых отработавший пар используется в старых
турбинах низкого давления. Таким образом
достигается большая экономия в расходе то-
плива, особенно значительная, если старые тур-
бины работали при низких параметрах пара
A3-18 ата).
Устаревшие турбины^ как правило, не до-
пускают большой влажности пара в послед-
них ступенях вследствие недостаточной стой-
кости материалов против эрозии и отсутствия
специальных мероприятий, уменьшающих вред-
Возврат конденсата^
ШшроЩМОЮ
О 50 100 150 т/час
б) Расход пара турбиной
25 30 мгвт
Мощность на клеммах генератора
т/час
квт
Дадление 2-го отбора
2,5 2,0 1,5 1,2 ата
Изменение мощности на клеммах
+3+2 +1 0 -1 -2 -Змгвт
60 70 80 90 т/час
Ко/1 ич выходящего пара из ч.с.д.
о
т'/час
Фиг. 101. Диаграмма режимов турбины ВПТ-25-3, ра1 -10 ата, ра% - 1,2 ата, t0. в - 20° С: а - схема регенера-
ции; б—температура регенеративного подогрева питательной воды; в — поправка на повышение давления в камере
теплофикационного отбора; г — поправка на давление теплофикационного отбора; д — поправка на давление произ-
водственного отбора.

Фиг. 102. Предвключённая турбина ХТГЗ мощностью 25 000 кет при
3000 об/мин противодавлением 31 ата: 1 — паровая коробка внутреннего
цилиндра; 2 — наружный цилиндр; 3 — парораспределение; 4 — водяное
уплотнение; 5 — соединительная муфта; 6 - валоповоротное устройство;
7 — гибкая опора; 8 — центробежный насос системы смазки; 9 — импульсный
насос; 10—предельные регуляторы скорости; 11 — паро-масляный регуля-
тор; 12— главный сервомотор; 13—масляный бак.

гз
flap из выхлопной
части турбины
22
25
От линии
Смазки под-
шипников
Фиг. 103. Схема гидродинамическо-
го регулирования турбин ХТГЗ
ВР-23-1 и ВР-25-2: /-главный мас-
ляный насос; 2 — импульсный на
сое; 3— эжектор; 4 — диафрагма;
5 — регулятор давления масла (ре-
гулятор скорости); б—дроссельный
золотник; / — приспособление для
изменения скорости вращения;
8 — регулятор давления; 9 — изод-
ром;Л) промежуточный сервомо-
тор; 11 — золотник главного серво-
мотора; 12 — главный сервомотор; 13 — редукционный клапан; .74 — регулировочные клапаны; .75— предельный регулятор скорости; 15— автоматический затвор; 17—реле осевого
сдвига; 18 — предохранительный выключатель регулировочных клапанов, 19 — пусковое приспособление; 20 — выключатель турбины со шита управления; 21 ,. ручной выключатель;
22 — предохранительный масляный выключатель; 23—стопорный клапан; 24— устройство для испытания стопорного клапана; 25 — реле давления смазочного масла; 26— выключатель
масляного электронасоса; 27 — регулятор турбонасоса; 28—вспомогательный масляный турбонасос; 29 — масляный электронасос; 30 —предохранительный клапан; 31 — трубопровод
в систему смазки через маслоохладитель; а — слив в дренаж.

214
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
(РАЗД. IV
ное влияние влаги, поэтому при недостаточно
высокой начальной температуре пара отрабо-
тавший в предвключённой турбине пар необ-
ходимо подвергать вторичному перегреву,
что делает установку весьма сложной.
Примером предвключённых турбин для
параметров пара 90 ата и 5U0° С могут слу-
жить турбины системы ХТГЗ мощностью по
25 мгвт * [25].
Предвключённая турбина ХТГЗ
мощностью 25000 кет с противодавлением
31 ата (ВР-25-1) изображена на фиг. 102
и 103. Изоэнтропический перепад тепла соста-
вляет всего лишь 75,2 ккал/кг, вследствие чего
расход пара при номинальной мощности равен
389 т/час.
Проточная часть турбины состоит из семи
ступеней давления, первая из которых имеет
две ступени скорости.
Внутренний к п. д. турбины т], = 0,775,
к. п. д. на клеммах генератора т\э = 0,755.
Температура пара за турбиной составляет
362° С, что допускает его использование
в турбинах низкого давления без промежу-
точного перегрева.
Вес турбины без масляного бака и сто-
порного клапана — 57 т; общий вес турби-
ны — 71 т\ вес ротора 4,8 т; пк = 3780 об/мин.
Предвключённая турбина ХТГЗ
мощностью 25 000 кет противода-
влением 18 ата (ВР-25-2) имеет на две
ступени больше, чем турбина ВР-25-1, так как
для неё изоэнтропический перепад тепла
составляет 107 ккал/кг. Она расходует пар
в количестве 274 т/нас и имеет почти такой
же к. п. д., как турбина ВР-25-1. Температура
пара за турбиной 300° С.
Вес турбины 60 т, вес ротора 5,2 т,
пк— 3680 об/мин.
На фиг. 103 показана принципиальная
схема регулирования скорости и давления
предвключённых турбин ХТГЗ. Вместо цен-
тробежного маятника в схеме регулирования
предусмотрен центробежный насос 2, импульс
от которого подводится к регулятору давле-
ния масла 5, образующему вместе с насосом
регулятор скорости.
Эта система регулирования разработана
ХТГЗ совместно со Всесоюзным теплотех-
ническим институтом им. Дзержинского
(ВТИ).
Аналогичное гидродинамическое регули-
рование ВТИ было установлено и испы-
тано на некоторых действующих турби-
нах [5].
Предвключённая турбина ЛМЗ
мощностью 25000 кет при 3000 об/мин
противодавлением 34 ата. Начальные пара-
метры пара 125 ата, 450° С. После турбины
при некоторых режимах температура полу-
чается менее 300° С, вследствие чего на пути
к турбинам среднего давления необходим про-
межуточный перегрев пара, который осуще-
ствляется в перегревателе, обогреваемом га-
зом. При мощности 25 мгвт расход пара
380 mjnac, при расходе 300 т/час -гц = 0,735.
Общий вес турбины 61 т, вес ротора
3,5 т.
РАДИАЛЬНЫЕ ТУРБИНЫ
Радиальная реактивная турбина Юнгстрема
не имеет неподвижных радиальных напра-
вляющих лопаток, а рабочие лопатки крепятся
в кольцах, вращающихся в противоположные
стороны с одинаковой скоростью (фиг. 104).
Таким образом скорость относительного пере-
мещения двух соседних рядов лопаток равна
сумме их окружных скоростей, что позволяет
соответственно увеличить перепад тепла в
каждой ступени.
Диаметр последней ступени выбирается из
соображений прочности, диаметр первого ряда
лопаток берётся в зависимости от расхода
* Главный конструктор ХТГЗ лауреат Сталинской
премии инж. Д, М. Ляндрес.
Фиг. Ю4. Схема радиальной турбины Юнгстрема: 1 ш
2—диски, вращаюшиеся в противоположные стороны;
3— лопатки радиальной ступени; 4—подвод пара; 5-отвер-
стия в дисках для пропуска пара; 6 — лабиринтовые
уплотнения; 7 — генераторы; 8 — разрез по лопаткам ра-
диальной ступени.
пара турбиной. Таким образом оказывается
заданным пространство, в котором можно
разместить некоторое число рядов лопаток.
В части низкого давления длины лопаток
быстро возрастают вследствие роста удельного
объёма пара. Это обстоятельство вынуждает по
соображениям прочности делить длину лопаток
последних ступеней на части, устанавливая
между ними дополнительные несущие кольца
В турбинах мощностью 5000 кет и выше по
этой же причине последние ступени выполня-
ются аксиальными.
Преимущества турбин Юнгстрема особенно
ощутительно сказываются при малой и сред-
ней мощности агрегата, несмотря на значи-
тельные утечки пара через лабиринты, так
как при этом лопатки первых ступеней полу-
чаются достаточно длинными; при испытаниях
турбины Юнгстрема мощностью 10 000 /седа,
работавшей на Белорусской ГЭС, при да-
влении пара 26 ата, температуре 400° С и ва-
кууме 96%, эффективный к. п. д. турбины
достигал примерно 82%.
Мощность построенных турбин типа Юнг-
стрема доведена до 50 000 кет.
Турбины Юнгстрема успешно применяются
также для высоких параметров пара. Так,
например, турбина Юнгстрема мощностью
13 000 кет для начальных параметров пара

ГЛ. VI)
РАДИАЛЬНЫЕ ТУРБИНЫ
215
К атмосферному клапану
3950 —-J—+— — 5485 —-
Слив циркутц. L-—~л---
воды — \f—^r~
-3500
9350
Фиг. 105. Установка турбины НЗЛ мощностью 6000 кет: 1 — подогреватель низкого давления; 2 — сальниковый
подогреватель; 3—эжекторы; 4— конденсатный насос; 5 — маслоохладители.
16000
13000 ¦
Фиг. 105. Общий вид установки турбины высокого давления мощностью 50 000 кет (ВК-50-1) ЛМЗ им. Сталина:
/ — фундамент турбогенератора; 2— воздухоохладители генератора; 3 — подогреватель низкого даиления № I;
4 — подогреватель высокого давления № 2; 5 — подогреватель высокого давления № 3; 6 —подогреватель вы-
сокого давления № 4; 7 - подогреватели высокого давления № 5; 8 — конденсатные насосы; 9 — сливной насос;
10 — автоматический стопорный клапан.

216
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
125 ата и 500° С противодавлением 6,5 ата
показала при экономической нагрузке к. п. д.
78°/0. В другой турбине мощностью 14 000 кет
для начальных параметров пара 83 ата
и 490° С при противодавлении около 5 ата
к. п. д. на муфте достигал 79,2°/0-
УСТАНОВКА ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
В зависимости от размеров и конструкции
турбин применяются два способа расположе-
ния элементов установки в машинном зале —
бесподвальный и подвальный.
Расположение всей установки в одном
этаже уменьшает габариты здания машинного
зала и упрощает обслуживание турбины. Га-
баритный чертёж установки такого типа для
турбины 6000 кет выпуска НЗЛ с отбором
пара показан на фиг. 105.
На фиг. 106 представлен общий вид уста-
новки турбины высокого давления ЛМЗ
ВК-50-1.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Алмазов Н. В., Конденсационные турбины должны
проектироваться для работы с полностью открытыми
клапанами, .Советское котлотурбостроение" № 5, 1946.
2. А н а т о л ь е в Ф. А., Расчёт вспомогательных
устройств паросиловых установок, ГЭИ, 1936.
3. Бень М. Я» и Шестакович Б. В., Произ-
водство паровых турбин, Энергоиздат, 1934.
4. Буланин В. И., Конденсаторы паротурбинных уста-
новок, ЦКТИ, кн. 8, 1947.
5. Вел л ер В. Н., Гидродинамическая система регу-
лирования паровых турбин, «Известия ВТИ" № 1, 1946.
6. Вознесенский И. Н., К вопросу о выборе
схемы регулирования теплофикационных турбин, сбор-
ник трудов ВИТГЭО „За советское энергооборудова-
ние", 1934.
7. Вы ш неградский И. А., О регуляторах пря-
мого действия, „Известия СПБ технологического инсти-
тута", 1877.
8. Гринберг М. И., Гликман Л. А., Об изме-
нении декремента затухания турбинных лопаток в про-
цессе эксплоатации, „1ехническая физика", т. 16, вып. 9,
1946.
9. Ж е в а х о в Д. С, Монтаж паровых турбогенера-
торов, ОНТИ, НКТП, 1934.
10. Жирицкий Г. С. и др., Паровые турбины, ГЭИ,
1934.
П.Звягинцев В. В., Реакция на рабочих лопатках
и
паровой турбины в зависимости от - и от отношения
'о
выходных площадей в рабочих и направляющих кана-
лах, „Советское котлотурбостроение" № 12, 1939.
12. 3 ильберман А. С., Новый метод расчёта регу-
лирующих колёс паровых турбин, „Советское котлотур-
бостроение" № 4, 1939.
13. К а з а н с к и й А. М,, Вспомогательное оборудование
турбинных установок, ГЭИ, 1941.
14. К а з а н с к и й А. М., Конденсационные устройства,
ГОНТ И, 1939.
15. К а н т о р С А., Регулирование турбомашин, Маш-
гиз, 1946.
16. Кемпбелл В., Аксиальная вибрация дисков паро-
вых турбин и меры защиты от неё, ОНТИ, 1937.
17. Кетов X. Ф., Система гидродинамического регули-
рования конденсационных турбин, сборник статей «Регу-
лирование паровых турбин", ГЭИ, 1936.
18. К и р и л л о в И. И., Автоматические устройства па-
ровых турбин, ОБТИ, ЦКТИ, 1938.
19. Кириллов И. И., Испытания элементов систем ре-
гулирования паровых турбин, ЦКТИ, кн. 5, Машгиз, 1947.
20. К и р и л л о в И. И., Осевое давление в паровой
турбине, „Труды Ленинградского индустриального ин-
ститута" № 12, 1936.
21. Кириллов И. И., Кантор С. А., Влияние
паровых объёмов на регулирование конденсационных
турбин, сборник статей „За советское энергооборудова-
ние", 1934.
22. К и р и л л о в И. И., Кантор С. А., Теория и
конструкции паровых турбин, Машгиз, 1947.
23. Л е в и н А. В., Р и в о ш У. Е., Рабочие лопатки
паровых турбин, ГЭИ, 1941.
24. Ложкин А. Н., Канаев А. А., Бинарные уста-
новки, Машгиз, 1946.
25. Л я н д р е с Д. М., Р о з и н Д. С, Проект серии тур-
бин высокого давления ХТГЗ им. С. М. Кирова, „Котло-
турбостроение" № 6; 1947.
26. М о л о ч е к В. А., Ремонт паровых турбин, ГЭИ,
1946.
27. Р а д ц и г А. А., История теплотехники, изд. АН
СССР, 1936.
28. Р а д ц и г А. А., Теория и расчёт конденсационных
установок, ГЭИ, 1934.
29. Т и м о ш е н к о С. П., Теория колебаний в инже-
нерном деле, ГНТИ, 1932.
30. Тубянский Л. И., Паровая турбина ЛМЗ
им. Сталина типа АТ-25-1 мощностью 25 000 кет, Нар-
коммаш, 1938.
31. Шемптов А. 3., Приближённое определение
частоты свободных тангенциальных колебаний коротких
лопаток паровых турбин, „Котлотурбостроение" №1,1947.
32. Шнее $• И., Тепловые расчёты паровой турбины
при переменном режиме работы, 1936.
33. Ш у б е н к о Л. А., О влиянии центробежных сил
на частоту свободных колебаний лопаток паровых тур-
бин, „Труды Ленинградского индустриального инсти-
тута" № 6, 1937.
34. Щ е г л я е в А. В., Морозов Н. Г.. Испыта-
ние паровых турбин, ОНТИ, НКТП, 1937.
35. Щ е г л я е в А. В., Паровые турбины, ГЭИ, 1948.
36. ЩегляевА. В., Регулирование паровых турбин,
ГЭИ, 1938.
37. Я н о в с к и й М. И., Конструирование и расчёт на
прочность деталей паровых турбин, АН СССР, 1947.
38. Яновский М. И., Теория и тепловые расчёты
морских паровых турбин, Военмориздат, 1941.
39. S t о d о 1 a A., Die Damp!- und Gasturbinen, 1925.

ПАРОВОЗЫ
Глава VII
КЛАССИФИКАЦИЯ, ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ
ЛОКОМОТИВОВ
КЛАССИФИКАЦИЯ И ГАБАРИТЫ ЛОКОМОТИВОВ
КЛАССИФИКАЦИЯ ЛОКОМОТИВОВ
Локомотивом называется экипаж, предна-
значенный для перевозки грузов по рельсам
железных дорог и приводимый в действие па-
ровой машиной, паровой турбиной, двигателем
внутреннего сгорания, газовой турбиной или
электрическим током.
Соответственно рабочей машине локомо-
тивы разделяются на паровозы, паротурбоврзы,
тепловозы, газотурбовозы и электровозы.
Паровоз состоит из парового котла, паро-
вой машины, экипажа и тендера. В паро-
турбовозе поршневая машина заменяется па-
ровой турбиной и передачей от турбины к
колёсам локомотива.
В тепловозе генератором энергии является
двигатель внутреннего сгорания, который
производимую работу передаёт колёсам ло-
комотива при помощи передач электриче-
ской, механической, гидромеханической и пр.
Таким образом тепловоз состоит из двигателя,
передачи и экипажа. В газотурбовозе двига-
тель внутреннего сгорания заменяется газо-
вой турбиной. Если генератор энергии — паро-
вой котёл и машина или двигатель внутрен-
него сгорания и коробка передачи размещены
в пассажирском вагоне, то такой локомотив
называется автомотрисой. Электровоз полу-
чает питание от центральной электростанции;
электрическая энергия преобразуется в меха-
ническую работу локомотива тяговыми элек-
тродвигателями.
По роду службы различают товарные или
грузовые, пассажирские, курьерские, маневро-
вые и промышленные локомотивы *. Электро-
возы на маневрах почти не применяются ввиду
сложности сети, подводящей ток. Тепловозы,
турбовозы, автомотрисы и паровозы с электри-
ческой передачей, помимо своего прямого на-
значения, могут быть использованы как пере-
движные электростанции для разных целей
и назначения.
Колёсной или осевой формулой характе-
ризуется тип локомотива и главным образом
конструкция его экипажной части. Тип паро-
воза или тепловоза в СССР принято выра-
* Типы и характеристики паровозов приведены в
гл. VIII настоящего тома.
жать осевой формулой из трёх цифр, обозна-
чающих число осей: 1) передних поддерживаю-
щих, 2) движущих и 3) задних поддерживаю-
щих, например, 1-5-1 и т. д. При отсутствии
передних или задних поддерживающих осей
ставят нуль, например, 0-5-0, 1-5-0 и т. д.
Сочленённые паровозы сохраняют ту же си-
стему обозначений, но с добавлением знака
плюс между отдельными группами.
Во Франции приняты те же обозначения,
что и в СССР. В Англии и США формулы
применяют колёсные, т. е. вместо числа осей
ставится число колёс. В США иногда колёс-
ной формуле приписывается определённое
название, например, „Декапод" B-10-0), „Па-
сифик" D-6-2) и т. д. В Германии число дви-
жущих осей 1, 2, 3... обозначается порядко-
вой заглавной буквой алфавита А, В, С ...; при
отсутствии поддерживающих осей нуль не ста-
вится; разделяющие знаки плюс также не ста-
вятся, например, 1D2 соответствует обозначе-
нию СССР 1-4-2.
В электровозах принято обозначать число-
движущих осей буквами латинского алфа-
вита А, В, С ..., число поддерживающих осей
цифрами 1,2. Индивидуальный привод обозна-
чается индексом 0 при букве, например,
Во, Со,..., сочленённые тележки обозначают
знаками плюс, индивидуальные — знаком ми-
нус, например, Во — Во, Во + Во, В0 + Во +
-j-B0, 1 — Со + Со— 1. Товарные электровозы,
выполняются преимущественно без поддержи-
вающих осей.
Группа локомотивов, построенных по одним.
и тем же чертежам, называется серией.
В СССР серии обозначаются заглавными бук-
вами алфавита или инициалами видных госу-
дарственных деятелей или главных конструк-
торов. В СССР наиболее распространены
серии паровозов ИС, ФД, СО, Лит. д., тепло-
возов — Тэл, ТЭ, ДА, ДБ, электровозов —В Л,
ПБ, СК и др.
В США на большинстве дорог серия вклю-
чает все паровозы, имеющие одну и ту же
колёсную формулу. Так, например, Пенсиль-
ванская ж. д. буквой Н обозначает паровозы,
имеющие колёсную форму 2-8-0, а буквой К
паровозы 4-6-2. В Германии для серий паро-
возов принято буквенно-цифровое обозначе-
ние. Прописные буквы обозначают род службы:

-218
КЛАССИФИКАЦИЯ. ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ
[РАЗД. IV
S — для скорых поездов, Р—для пассажир-
ских, G — для товарных поездов, К — для па-
ровозов узкой колеи без различия рода службы.
Второй буквой t обозначают танк-паровозы;
следующая первая цифра обозначает число
движущих осей и вторая - общее число осей
паровоза. Последние цифры, отделённые от
предыдущих точкой, обозначают среднее да-
вление в т на движущую ось.
ГАБАРИТЫ ЛОКОМОТИВОВ
Предельное очертание подвижного состава
называется габаритом. На фиг. 1 показан габа-
рит № 1-П, пред-
назначенный
-1238Ч XI Х« ЛОКОМОТИВОВ,
•W50-\~1050
—1382 -\-1382 -
Х-1302 А-1302 -j
41 §t §!__ Щ
для
до-
пускаемых к обра-
щению по всей се-
ти СССР.
Габарит № 1-Пб
(фиг. 2) предна-
значается для па-
ровозов с бустера-
ми, допускаемых
к обращению на
железных дорогах,
имеющих габарит
приближения
строений № 1-Сб.
718,5
-918
1350
Фиг. 1. Габарит № 1-П для
локомотивов, допускаемых
к обращению по всей сети.
Фиг. 2, Габарит № 1-Пб
(вариант габарита
№ 1-П) для паровозов
с бустерами, допускае-
мых к обращению на же-
лезных дорогах, имею-
щих габарит приближе-
ния строений № 1-Сб.
На фиг. 1 и 2 сплош-
ные линии в нижней ча-
сти относятся к подрес-
соренным частям, а
пунктирные — к неподрессоренным; пунктир
с крупными точками — только к пальцам контр-
кривошипов; штрихпунктирные линии отно-
сятся только к неответственным выступающим
частям: подлокотникам, козырькам для стока
воды и т. д.
Для мощных паровозов, допускаемых к
обращению на реконструированных участках
железных дорог, предназначен габарит № 2-П
(фиг. 3).
По очертанию а. б, в, г локомотивы
могут строиться лишь после удаления под-
косов, стропил и свесов крыши на всех
станциях.
Очертание габаритов №. 1-П, 1-Пб и 2-П
является предельным и должно уменьшаться
по ширине по соответствующему расчёту в
I 1 I -t—^ 1 r-*--l ,
Фиг. 3. Габарит ¦№ 2-П для мощных паровозов, допу-
скаемых к обращению на реконструированных участках
железных дорог: сплошная горизонтальная линия в ниж-
ней части фигуры относится к подрессоренным частям,
пунктирная — х неподрессоренным.
зависимости от длины локомотива и его жёст-
кой базы при проверке прохождения его по
кривым частям пути.
Постройка паровозов по габариту № 2-П
может производиться только'в том случае,
если предназначаемые для их обращения уча-
стки железных дорог полностью подгото-
влены по габариту приближения строений
№ 2-С.
ТЯГОВЫЕ РАСЧЕТЫ
В тяговых расчётах изучаются способы:
1) определения сил, непосредственно влияю-
щих на движение поезда (сила тяги, сила
сопротивления движению, тормозная сил.а),
2) решения задач, связанных с тягой поез-
дов и проектированием локомотивов.
СИЛА ТЯГИ ЛОКОМОТИВОВ
Силой тяги называется создаваемая двига-
телем локомотива внешняя сила (горизонталь-
ная реакция рельса', приложенная от рельсов
к движущим колесам локомотива в направле-
нии его движения. Сила тяги не должна пре-
вышать силу сцепления колёс локомотива
с рельсами для предотвращения буксования.
Условно различают следующие понятия силы
тяги:
1) касательную силу тяги FK, приложен-
ную к ободу движущих колёс, приблизи-
тельно равную среднему значению силы
тяги за один оборот движущих колёс локо-
мотива;
2) индикаторную силу тяги Fit большую,
чем FK,ua величину потерь от трения в частях
машины и условно приложенную к ободу
движущих колёс;
3) силу тяги на сцепке Fn, меньшую,
чем FK, на величину силы сопротивления
локомотива как повозки при* равномерном дви-
жении.

ГЛ. VII]
СИЛА ТЯГИ ЛОКОМОТИВОВ
219
Сила тяги паровозов
Индикаторная сила тяги
2D
кг, A)
бо/Nn
12
10
8
где Пц — число цилиндров; d — диаметр цилин-
дров в см; йш — диаметр штока; dKlu — диа-
метр контрштока поршня в см; S — ход
поршня в см; pi — среднее индикаторное
давление в кг/сл*2; D — диаметр сцепных
колёс в см.
Для практических расчётов (с точностью
до 10/0) можно принять, что полусумма площа-
дей штока и контрштока составляет 3% от
площади поршня. При этом условии фор-
мула A) упрощается:
B)
C)
Сила тяги на сцепке (на крюке)
где WK — сопротивление локомотива в кг.
В дальнейшем рассматривается только
касательная сила тяги, как общепринятая в
тяговых расчётах.
Величина касательной силы тяги паровоза
определяется и ограничивается тремя основ-
ными элементами: котлом, машиной и сцеп-
ным весом. В соответствии с этим различают
<аслу тяги и ограничение её по котлу, силу
*чги и ограничение её по машине, силу тяги
и ограничение её по сцепному весу.
Величина касательной силы тяги паровоза
по котлу (по производительности котла)
270гмНа
D)
где zM — часовой расход пара на машину,
отнесенный к 1 л1 испаряющей поверхности
нагрева котла, в кг/м-час; Нисп — испаряющая
поверхность нагрева котла (водяная) в м2;
Gn
— — расход пара в кг\л. с. ч.; v — скорость
паровоза в км\час.
При проектировании и эксплоатации паро-
воза важное значение имеет правильный вы-
бор расчётной величины zM, так как при
данных размерах котла эта величина опре-
деляет силу тяги и мощность паровоза. Вели-
чина zM зависит от конструкции котла (глав-
ным образом от отношения —^-), количества
и рода сжигаемого топлива, а также и от со-
стояния котла. В эксплоатации для расчёта
скорости движения и веса поездов обычно
принимают значения zM, указанные в табл. 1.
Удельный расход пара -™- у большинства
"к
современных паровозов при ходовом режиме
работы составляет 7—10 лг/л. с. ч., меняясь
в зависимости от скорости, форсировки, от-
— 5?
[60 71
щ
55
7
V65
« 50
7065
0 10 20 30 40 50 60 70 80 v/гм/чвс
Фиг. 4. Расход пара в кг на силу-час в зависимости
от скорости и форсировки для паровоза ФД.
сечки, температуры перегретого пара и об-
щей экономичности паровоза. Значения -~ =
"к
= / (^> гл) паровозов ФД и Су приведены на
фиг. 4 и 5, а для остальных паровозов — см. [1].
, , , тЧ-г-
0 20 ЬО 60 SO 100
Фиг. 5. Расход пара в кг на силу-час
ч зависимости от скорости и форсировки
паровоза СУ'
Касательная сила тяги по машине
п„ \а* —
2D
к= FiTiM = 0,97 ~f
П* кг; E)
Pi-Цм кг, (б)
где t\M — j~ — механический к. п. д. машины,
учитывающий потери на трение в движу-
щихся частях машины.
Таблица 1
Примерные значения расчётных форсировок :м
в кг1мгчас
Серия паровозов
О, Щ
К, О4, Щп, Щч, Нп, 50, 3, У, Ус
Ыч, Ша, Б. г", КУ, С, Лп, 140 . .
Э, ЭУ Эм
эр ....:::::::::::::
сок
56, 57, 52, Мр
СУ, Сум, СО, СОВ, Ел, Пт-31 . .
ФД, ИС, Л, ЕА
Топливо
_,-о о о
4SII
35
35
4°
4°

220
КЛАССИФИКАЦИЯ, ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ
[РАЗД. IV
Касательную силу тяги можно также опре-
делить по формуле
FK = Ft — Ff кг,
G)
где Ff — суммарная сила трения в движущихся
частях машины при открытом регуляторе,
приведенная к ободу колёс, в кг.
Среднее индикаторное давление pi можно
выразить как функцию котлового давления рк:
Pi — РкИ< гДе ? — индикаторный коэфициент
или коэфициент индикаторного давления. При
этом условии формула F) принимает вид
(8)
Для паровозов с машиной компаунд каса-
тельная сила тяги по машине
ID
Ь\ж.
(9)
где пц, dH, SH обозначают число, диаметр и
ход поршня цилиндров низкого давления.
Касательная сила тяги FK зависит от двух
групп величин. В первую группу входят вели-
чины Пц, d, S, D, fK, характеризующие раз-
меры основных элементов пзровоза и, следо-
вательно, являющиеся в условиях эксплоата-
ции постоянными для данного паровоза. Про-
изведение этих постоянных величин
= u,y/-2—^
кг
A0)
называется модулем силы тяги или модулем
машины паровоза.
Во вторую группу входят переменные ве-
личины 5, f]Mt зависящие от величины отсечки е,
степени открытия регулятора р и скорости v.
Таким образом формулу (8) можно предста-
вить в виде
FK = M?r\M кг. A1)
Сила тяги, зависящая от переменных ? и им,
регулируется в зксплоатации изменением от-
сечки и открытия
регулятора при по-
стоянном М. Одна-
ко величины с, гш
в известной мере
зависят и от совер-
шенства конструк-
ции отдельных де-
талей паровоза,
особенно это от-
носится к ?. Для
увеличения /?,-, а
следовательно, и 5
большое значение
имеет уменьшение
сопротивления дви-
жению пара по па-
ровому тракту, т. е.
4 см/сек через регулятор,
Фиг. 6. Индикаторный коэфи- элементы перегре-
циент в зависимости от скоро- пяпппт!»п
сти поршня с для товарных вателя, пароотво-
паровозов. дящие трубы, ка-
налы золотников
и цилиндров, пароподводящие трубы и осо-
бенно конус. Устройство, форма, размеры
и расположние этих деталей должны обеспе-
чить минимальное сопротивление движению
пара. На фиг. 6 и 7 приведены диаграммы, по-
казывающие значение с в зависимости от сред-
ней скорости поршня при разных отсечках и
вполне открытом регуляторе для 12 товарных
и пассажирских паро-
возов с машинами
однократного расши-
рения. Эти диаграм-
мы,, полученные в ре-
зультате специаль-
ных испытаний, мо-
гут быть использо-
ваны для предвари-
тельного определе-
ния значения 8 и
для оценки влияния
на величину ? кон-
струкции указанных
выше деталей паро-
воза [1].
Колебания значе-
ний \ч при малых
и средних скоростях
паровоза значительно
меньше, чем ?, и по-
тери, определяемые
/ 2 3 4 5 6 с"/сек
Фиг. 7. Индикаторный коэ-
фициент в зависимости от
скорости поршня с для пас-
сажирских паровозов.
этим коэфициентом,
сравнительно невели-
ки. На фиг. 8 пока-
заны значения t\M для паровоза СО при раз-
ных режимах работы. Аналогичные диаграммы
значений t\M= f (г,ь) приводятся в паспорт-
ных книжках паровозов.
Зная основные размеры паровозов (или за-
даваясь ими при проектировании), можно
определить модуль силы тяги и, пользуясь ука-
занными значениями ? и г\м, подсчитать вели-
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
Ofi
0г30 Ю~ЯГ~ЗПй 50 60
Фиг. 8. Механический к. п. д. машины паро-
воза СО при различных значениях е.
чину касательной (или индикаторной) силы
тяги паровоза по формуле A1)
Величина силы тяги по сцепному весу
FK=l0Q0Pc^K кг, A2)
где Рс — сцепной вес паровоза в тп\ фк — коэ-
фициент сцепления колёс с рельсами.
Величина коэфициента фл в условиях экс-
плоатации зависит от состояния поверхности
катания бандажей и рельсов, от погоды, каче-
ства песка, скорости движения, кривизны пути
и пр. Расчётная величина <ЬК
1
1
1
1
—
0,5,0,6
\
\4
V\
\
\
где а — коэфициент, зависящий от типа ма-
шины; v — скорость в км/час.

ГЛ. VII]
СИЛА ТЯГИ ЛОКОМОТИВОВ
221
Значения коэфициента а и средние экс-
плоатационные нормы коэфициента сцепле-
ния фк, предусмотренные проектом «Правил
тяговых: расчётов" МПС:
Паровозы а ф^
Товарные:
с симметричной машиной . . . з.8 °i2Io
с несимметричной машиной . . 4.6 0,190
Пассажирские:
с симметричной машиной . . 4,° о.гоо
с несимметричной машиной . . 4»8 o,i8o
В американской практике рекомендуются
следующие значения коэфициента сцепления
при трогании с места и при очень малых ско-
ростях [3]:
Рельсы Ф„
л
Мокрые грязные 0,15
Чистые сухие о,ао
Чистые сухие рельсы и стальные колёса
или хорошо запесоченные рельсы и чугун-
ные колёса о, 25
При проектировании паровозов следует
иметь в виду, что способность реализовать
повышенные коэфициенты сцепления, а сле-
довательно, и повышенную силу тяги является
одним из ос: ровных требований, предъявляе-
мых к локомотиву в эксплоатации. Повыше-
нию величины ^к способствуют наличие сим-
метричной машины, равномерное распределе-
ние нагрузок на каждую из сцепных осей,
уменьшение динамической разгрузки колёс,
наличие передних поддерживающих осей, на-
0 Ю 20 30 UQ 50 60 70 80vf<M//ac
Фиг. 9. Тяговая характеристика паровоза ФД.
дёжный подвод песка под сцепные колёса,
большая твёрдость металла бандажей и рель-
сов.
Формулы D), E) и A2) позволяют опреде-
лить величину FK при разных режимах ра-
боты паровоза, т. е. при различных скоростях,
отсечках и форсировках. Более наглядное
представление о характере изменения вели-
чины FK при различных режимах работы па-
ровоза дают диаграммы FK =f(v,z,z). Для
паровозов ФД и Су они приведены на фиг. 9
и 10, а для других паровозов — см. [1]. Эти
20 U0 60 80 100 120 VИм/час
10. Тяговая характеристика паровоза С^ •
диаграммы позволяют судить о правильности
выбора основных размеров котла, машины и
величины сцепного веса Рс данного паровоза.
Такие диаграммы, полученные в результате
специальных тягово-теплотехнических испы-
таний паровозов, приводятся в паспортных
книжках.
Дополнительная сила тяги от бустера.
Сила тяги, получаемая от бустера, определяется
и ограничивается сцеплением движущих колёс
бустера с рельсами (сцепным весом бустера),
размерами машины бустера и количеством
пара, которое может предоставить котёл для
бустерной машины. Формулы для определения
силы тяги бустера по сцепному весу и ма-
шине аналогичны формулам A1) и A2).
Сила тяги бустера по сцепному весу
FK.6=imPgmC*KKZt A4)
где Рб с — сцепной вес бустера в т\ tyk — коэ-
фициент сцепления, величину которого можно
1
принять равной —г-=— и не зависящей от
скорости.
Сила тяги бустера по машине
Fk б=
Мб = 0,97
¦ / кг,
A5)
A6)
где * передаточное число от вала бустера к
движущей оси.

222
КЛАССИФИКАЦИЯ, ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ
[РАЗД. IV
Величина 5 для бустера мало изучена; она
зависит от диаметра паропровода к бустеру
и отсечки бустерной машины. На фиг. 11
приведена зависимость %т\м от скорости паро-
воза для стандартного бустера Бетлехем, уста-
новленного на паровозах 1-4-1 Пенсильван-
ской ж. д.
Основные размеры этого бустера: dg —
= 305 мм, Пб — 2, S6 = 254 мм, Dg = 914 мм,
рк=\4,\ат, / = 2,25, отсечка — постоянная,
е = 0,7.
Испытания бустеров на паровозах ТА и Е
в СССР дали величину ?у]л, очень близкую
к показанной на фиг. 11.
Кроме величины ?т)ж, на фиг. 11 приведены
для бустера Бетлехем (того же паровоза 1-4-1)
Фиг. 11. Тяговая и расходная
" характеристика бустера Бетлехем.
сила тяги на ободе FK, мощность NK, расход
пара на силу-час на ободе -г—- и часовой рас-
ход пара Gn.6- Большой расход пара на силу-
час объясняется большой отсечкой @,7), длин-
ным паропроводом и небольшой мощностью
машины.
На фиг. 12—14 показаны результаты
испытаний бустера типа Е Франклин [5]. На
фиг. 12 приведены значения т]ж и удельный
,99
\Ю
¦100
1"
/•
2
N
У
*
•
200
300
500 об/мин
80
70
Фиг. 12. Механический к. п. д. и расход пара бустером
типа Е по данным лабораторных испытаний в зависимо-
сти от числа оборотов машины в минуту: / — расход
пара, отнесённый к мощности на крюке; 2 — механиче-
ский к. п. д.; " — расход пара, отнесённый к индикатор-
ной мощности.
пара 315° С. На фиг. 14 показана зависимость
силы тяги и мощности бустера от скорости
паровоза. На диаграммах фиг. 13 и 14 кривые
дсны для трёх передаточных чисел.
Сила тяги бустера по котлу менее опре-
делённа, чем по сцепному весу и машине.
При установке бустера на паровозе повы-
шается его сцепной вес, мощность машины
(дополняют цилиндры бустера), а мощность
12.6
9.0
8,1
\
\
\
\
\
\
\
\
\
3
Л
\
2
'У
\
32
вО v км/час
Фиг. 13. Сравнение удельного расхода пара бустером
типа Е (кривые 2, 3 и 4) и основной машиной паровоза
(кривая /) с котловым давлением 14,5 ати и температу-
рой пара 315° С: / — основная машина паровоза; 2 — при
передаточном числе 2:1; 3 — при передаточном числе
2,25 :1; 4 ~ при передаточном числе 2,71 ¦ 1.
котла остаётся без изменения. При этом ис-
пользование мощности котла ухудшается, так
как отработавший пар бустерной машины не
участвует в создании разрежения в дымовой
коробке, вследствие чего приходится прибе-
Фиг. 14. Зависимость силы тяги и мощности бустера от
скорости паровоза.
расход пара в зависимости от числа оборотов
(по данным лабораторных испытаний). На
фиг. 13 дано сравнение удельного расхода
пара бустером типа Е и основной машины
паровоза при рК = 14,5 ати и температуре
гать к форсированной работе сифона. Практика
некоторых дорог США показывает, чго при
работе такого бустера затрачивается на си-
фон от 50 до 100% пара, поглощаемого бу-
стером.

ГЛ. VII]
СИЛА ТЯГИ ЛОКОМОТИВОВ
223
Сила тяги бустера по котлу
¦кг,
N
к. б
где Gn. к — часовая паропроизводительность
котла в кг; Gn, M — часовой расход пара основ-
ной машиной паровоза в кг; |з = 1,05 •-- 1,1 —
коэфициент, учитывающий расход пара на
служебные нужды; |3i = 1,5 •— 1,7 — коэфициент,
учитывающий расход пара на сифон при ра-
боте бустера.
При малых скоростях движения (например,
при трогании с места) Gn. M меньше Gn, K, что
позволяет использовать бустер. В проекти-
руемых новых паровозах с бустером следует
предусмотреть избыток мощности котла
A0—150/п) по сравнению с паровозами, не
имеющими бустера.
Тягово-теплотехнические характеристи-
ки проектируемых паровозов. При проек-
тировании новых паровозов обычно строят
проектные диаграммы FK = 4 (v, е, гж\ позво-
ляющие дать предварительную оценку тягово-
эксплоатационных свойств нового паровоза
или выбрать из нескольких вариантов лучший.
Наиболее распространённым методом по-
строения тягово-теплотехнических характе-
ристик паровоза является метод подобия.
Этот метод заключается в построении харак-
теристик, подобных характеристикам одного
из существующих паровозов, уже подверг-
шегося испытаниям и наиболее близкого
к проектируемому паровозу по своим основным
параметрам. Такой паровоз называют паро-
возом-образцом для проектируемого паровоза.
При выборе паровоза-образца нужно руко-
водствоваться следующим: у обоих паровозов,
проектируемого и образца, должны быть оди-
наковыми род (насыщенный или перегретый)
и принцип работы пара (компаунд или одно-
кратное расширение), возможно одинаковые
Н Н
главные размеры, отношения -=.—, -^ и типы
пп к
перегревателя, конуса, парораспределения
и пр.
Метод подобия основан на допущении, что
при одинаковых условиях парораспределения,
екорости поршня с, степени открытия регу-
лятора р и отсечке е у сравниваемых паро-
возов соответственно одинаковы коэфици-
енты ?, f\M и расход пара - я~.
Построение кривых FK = /(?, v, р).
Все размеры и величины, относящиеся к па-
ровозу-образцу, условно, обозначены инде-
ксом 0.
Диаграмму FK — /(г, v. p) можно построить
по имеющейся аналогичной диаграмме паро-
воза-образца FK 0=/(e, v, р), для чего до-
статочно ординаты существующей кривой
, „ . М
(значения FK 0) умножить на -ут-»а соответ-
ствующие абсциссы (значения %) — на --—^-.
Построение кривых FK = f(zM, v).
Эти кривые строятся так же, как и кри-
вые FK=f(?, v, p), т. е. ординаты кривой
паровоза-образца надо умножить на
A7) абсциссы—на
DS_o
D0S
М
Перестроенные таким
способом кривые силы тяги по котлу будут
иметь другое значение zM, чем соответству-
ющая кривая паровоза-образца.
Новое значение zM\
М
DS,
Н
A8)
где р — коэфициент, учитывающий влияние
температуры перегрева пара.
При одинаковых температурах перегрева
у сравниваемых паровозов 3 == 1, а при не-
одинаковых значение р определяется по фор-
муле
100 _ 19,8О0
100-
19.8 - 0,05 А/
где Vo, V — удельные объёмы пара при дан-
ном давлении и температуре перегрева
в мЦкг\ М — разность температур перегретого
и насыщенного пара в золотниковой коробке
в °С; п — число оборотов в секунду.
Первый множитель формулы A9), реко-
мендованной акад. С. П. Сыромятниковым,
учитывает поправку на изменение удельного
объёма пара, второй — на потери, вызыва-
емые утечками пара и теплообменом его со
стенками цилиндров.
Построение кривых -д.- =/(е, v).
Абсциссы соответствующих кривых паро-
, DS0 _
воза-образца надо умножить на -=г-~. Орди-
JJqo
наты остаются без изменения при одинаковой
степени перегрева пара у сравниваемых паро-
возов, в противном случае умножаются на
коэфициент 3, определяемый по формуле A9).
Построение кривых расхода
пара на 1 ход поршня gn=f(e, v, p). Орди-
наты соответствующих кривых паровоза-об-
d2S
разца помножаются на величину
абсциссы на
D0S *
Построение кривых гк = f{y).
Ординаты кривой паровоза-образца помно-
жаются на величину
Hn(lnZl!!jASjL, B0)
где R — площадь колосниковой решётки вл2;
Н—поверхность нагрева в м2; QPH — низ-
шая рабочая теплотворная способность то-
плива в ккал\кг\ in - теплосодержание пара
в кнал/кг; qn e — теплосодержание питатель-
ной воды в ккаа\кг; у— интенсивность горе-
ния в кг/м'2 час.
Абсциссы остаются без изменения.

224
КЛАССИФИКАЦИЯ, ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ
[РАЗД. IV
Сила тяги электровоза
Сила тяги электровоза определяется и
ограничивается мощностью его электродвига-
телей и величиной сцепного веса. Касатель-
ная сила тяги электровоза по мощности
электродвигателей
FK = 0,367 г
кг,
B1)
и 16 буквой С); 2) последовательно-па-
раллельное (СП); 3) параллельное включе-
ние (/7).
При каждой из этих схем включения приме-
няются три ступени поля возбуждения: 1) пол-
ное поле (/7/7) 2) ослабленное поле — первая
ступень (ОП1), 3) ослабленное поле — вторая
ступень @/72). Поэтому тяговая характери-
стика электровоза состоит из девяти кривых
(см. фиг. 15 и 16), каждая из которых соответ-
где г — число электродвигателей на электро-
возе; /<э — рабочий ток двигателя в а; 11$ —
напряжение на клеммах двигателя в в;
v — скорость электровоза в км/час, г)э —
к. п. д. двигателя, отнесённый к ободу дви-
жущих колёс.
Касательная сила тяги электровоза по
сцепному весу определяется по формуле A2).
Для электровозов проектом „Правил тя-
говых расчётов" МПС рекомендуется при-
нимать <\>н = 0,22.
Электровозы, работающие на железных
дорогах СССР (серии ВЛ, СС), принадлежат
к системе постоянного тока с номинальным
напряжением на пантографе 3000 в. Тяговые
характеристики этих электровозов, т. е. за-
висимости касательной силы тяги от ско-
рости движения, приведены на фиг. 15 и 16
ПППП1ОП2 1\ N Ч ^» 0П/
и"', ПП-0П1-0П2—ПП
0 Ю 20 30 U0 50 60 70 80vkM/Qac
Фиг. 15. Тяговая характеристика электровоза ВЛ.
Электровозы ВЛ, СС имеют по шести тя-
говых двигателей, которые могут быть вклю-
чены по одной из трёх схем: 1) последо-
вательное включение (обозначено на фиг. 15
Фиг. 16. Тяговая характеристика электровоза СС.
ствует одному из перечисленных режимов
работы электровоза.
Тяговые характеристики (см. фиг. 15 и 16)
вычисляются по отдельным точкам на основа-
нии электромеханических характеристик дви-
гателя, приведённых к ободу движущего ко-
леса. Задаваясь определённым значением тока
двигателя 1^, находят по электромеханической
характеристике (фиг. 17) соответствующие ему
значения скорости v и силы тяги одного дви-
гателя F,
к. д'
Умножая значение силы тяги
одного двигателя на число двигателей, полу-
чают силу тяги всего электровоза FK. Полу-
ченные значения Fк и v определяют коорди-
наты одной точки кривой тяговой характери-
стики. Чтобы построить кривую, следует найти
аналогичным порядком ряд точек.
Ограничение силы тяги по наибольшему
току, допускаемому для двигателя, опреде-
ляется двумя факторами: нагреванием обмоток

ГЛ. VII]
СИЛА ТЯГИ ЛОКОМОТИВОВ
225
и безискровой коммутацией. Ограничение по
нагреванию обмоток учитывается отдельным
тепловым расчётом и на тяговой характе-
ристике не отмечается. Ограничение силы
тяги по коммутации обычно лежит значительно
5001да
Фиг. 17. Характеристика двигателя ДПЭ-140 на ободе
колеса: D — 1220; i — 3,74'; Ud *~ 1500 в. Электровозы
ВЛ-19, ВЛ-22.
выше ограничения по сцепному весу и на
тяговой характеристике также не обозна-
чается.
Сила тяги, соответствующая наибольшим
значениям тока, практически реализуемым в
эксплоатации, определена для всех электро-
возов по току двигателей: при установившемся
режиме полного и ослабленного поля — 350 а;
для перехода с полного поля на первую сту-
пень ослабленного поля — 260 а; для перехода
с первой ступени ослабленного поля на вто-
рую ступень — 280 а.
Сила тяги тепловоза
Сила тяги тепловоза определяется и огра-
ничивается мощностью двигателя внутрен-
него сгорания и величиной сцепного веса.
У тепловозов с электрической передачей сила
тяги иногда ограничивается возбуждением
генератора или нагревом электрических ма-
шин. Касательная сила тяги тепловоза по дви-
гателю выражается формулой
„ zdPSp- I
* ~ ID х ^nKZ> <22)
15 Том 13
где ре — среднее эффективное давление дви-
гателя в am; i — передаточное число, т. е.
отношение числа оборотов дизеля л«э к числу
оборотов колёс экипажа пк\ т — тактность
двигателя (при четырёхтактном двигателе т —
= 4, при двухтактном i = 2); t\n — к. п. д.
передаточного механизма; остальные обозна-
чения те же, что в формуле E).
Силу тяги по сцепному весу для тепловоза
с механической передачей определяют по
формуле A2), причём фк находят по фор-
муле A3), принимая а = 3,8. Проектом „Пра-
вил тяговых расчётов" рекомендуется прини-
мать 4*к = 0,22.
Силу тяги регулируют изменением числа
оборотов двигателя внутреннего сгорания, ве-
личины ре (количеством подаваемого топлива)
и передаточного числа /. Величина среднего
эффективного давления в дизеле ре практи-
чески зависит от количества топлива а в г/цикл,
впрыскиваемого в цилиндр, и почти не за-
висит от числа оборотов машины, чем дизель
резко отличается от паровой машины. Характер
изменения передаточного числа i определяет
тип передаточного механизма. У тепловоза
с механической передачей (с коробкой скоро-
стей) передаточное число изменяется ступен-
чато, т. е. каждому интервалу скорости соот-
ветствует определённое передаточное число.
Диаграмма силы тяги FK=f(v) в этом слу-
чае имеет ступенчатый вид (фиг. 18).
У тепловоза с электрической передачей
передаточное число изменяется плавно и не-
прерывно, поэтому и диаграмма силы тяги
выражается плавной кривой (фиг. 19, 20).
Построение тяговой характеристики тепло-
воза с механической передачей можно произве-
сти по формуле B2).- Значение ре определяется
при заводских испытаниях двигателя в зави-
симости от пд и а, причём величина ре должна
быть дана за вычетом расхода энергии на
вспомогательные механизмы. Передаточные
Фиг. 18. Тяговая характеристика
тепловоза Эмх (с механической
передачей).
числа для каждой ступени являются основ-
ными данными тепловоза. Значения к. п. д.
передачи (коробки скоростей и дышлового ме-

226
КЛАССИФИКАЦИЯ, ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ
[РАЗД. IV
ханизма) тепловоза при ориентировочных рас-
чётах можно принимать следующие: % = 0,95
для первой и второй ступени при о = 3 и
т)п = 0,92 -г 0,90 для третьей ступени при
том же а.
Тяговая характеристика тепловоза с элек-
трической передачей выражается формулой,
аналогичной формуле B1), или следующей
формулой:
N
= 270—e
B3)
где Ne — эффективная мощность двигателя
внутреннего сгорания в л. с. при данном
числе оборотов и подаче топлива; v—ско-
рость тепловоза в км/час; т\г — к. п. д. гене-
ратора @,85—0,93) (при отсутствии ограни-
чения по возбуждению); ria — коэфициент,
учитывающий затраты энергии на вспомога-
20
30
UO v км/чае
Фиг. 19. Тяговая характеристика тепловоза Ээл: / — по
сцеплению при ф = 0,22; 2 — по максимальному току тя-
говых электродвигателей 450 а; 3 — по часовому току
тяговых электродвигателей 350 а; 4 — по длительному
току тяговых электродвигателей 290 а; 5— Ng = 1050 л. с.
п -= 425 об'мин.,
6 — <г = 2,7, N = 970 л. с, п = 425 об/мин;
7—ст = 2,5, Ng = 9O0 л. с, п = 400 об/мин;
8 — а = 2,46, N = 830 л. с, п = 400 об/мин;
Р — « = 2,28, Ng = 750 л. с, л = 370 об/мин;
10— а = 2,2, TV = 650 л. с, п= 370 об/мин;
11 — я = 1,95, TV = 550 л. с, л = 370 об/мин;
/2 — а = 1,7, Ne = 445 л. с, я = 325 об/мин\
13 — и = 1,5, по возбуждению и = 425 об/мин;
14 — по возбуждению /г=-400 об/мин; 15 — по
возбуждению л =370 об/мин.
тельные нужды (компрессор, вентилятор,
генератор возбудителя) @,90); щ — к. п. д.
электродвигателей и зубчатой передачи
@,8—0,9).
10 20 30 40 50 60 70 SO" Vкм/час
Фиг. 20. Тяговая характеристика тепловоза ДА, Цифры
на кривых обозначают позицию контроллера машиниста,
индексы С, СП обозначают схему включения тяговых
моторов.
СИЛЫ СОПРОТИВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЮ
Сила тяги локомотива расходуется на
ускорение поезда и на преодоление сил сопро-
тивления движению поезда. К силам сопро-
тивления движению относят появляющиеся
в процессе движения внешние силы, напра-
вленные противоположно движению поезда.
Силы сопротивления, отнесённые к еди-
нице веса поезда, локомотива или вагона,
называют удельным сопротивлением (да в кг/т)
в отличие от полного сопротивления поезда,
локомотива или вагона (W в кг).
В равной мере для обоих понятий разли-
чают основное сопротивление (W7q. wo)< ха~
рактеризующее движение поезда (как некото-
рого числа повозок), или его элемента (отдель-
ные вагоны, локомотив) по горизонтальному
прямолинейному профилю, и дополнитель-
ное, появляющееся только в отдельных слу-
чаях: при движении по подъёму (Wy, wy) и
по кривым участкам пути (Wr, wr). Для опре-
деления сопротивления движению по подъёму
или по кривым участкам пути следует
к основному сопротивлению прибавить допол-
нительное.

ГЛ. VII]
СИЛЫ СОПРОТИВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЮ
227
Основное сопротивление
Основное сопротивление вагонов (Wq, w"J).
происходит от сопротивления их как повозок,
т. е. от трения в подшипниках, на ободе колёс,
от ударов, колебаний и сопротивления воз-
духа.
Основное сопротивление локомотива скла-
дывается из сопротивления его как повозки
(IFq, w'o) и сопротивления машины при следо-
вании паровоза с закрытым регулятором (W3,
w3) и локомотива с электродвигателем без
тока (W$, w$). Сопротивление машины при
движении паровоза с открытым регулятором и
локомотива с электродвигателями под током
учитывается величиной i)M, вводимой в фор-
мулы для касательной силы тяги.
Сопротивление W3 вызывается трением
в деталях машины паровоза и работой по
выталкиванию газовой смеси из цилиндров.
Сопротивление W$ вызывается трением
в деталях двигателя и тяговой передачи
(штоки, подшипники вала, зубчатые передачи
и пр.).
Удельное основное сопротивление опре-
деляют по эмпирическим формулам, получен-
ным в результате специальных опытов над
различными типами подвижного состава. Эти
формулы, приведённые в табл. 2 и на
фиг. 21—23, действительны для установив-
шегося движения не ниже 10 км/час при
температуре воздуха не ниже 10° С и силе
ветра не свыше 10 м/сек.
На фиг. 21 кривые w3 = f(v) паровоза ЕА
в отличие от остальных кривых располо-
жились как в верхней, так и в нижней части
диаграммы, что объясняется наличием у этих
паровозов специального устройства, при по-
мощи которого во время движения с закры-
тым регулятором в цилиндр впускается не-
которое количество пара ( дрифтинг).
Нижняя кривая (с надписью ЕА ) получена
при испытании паровоза Е с нормальным
для него прибором дрифтинга. Эта кривая по-
казывает, что при скоростях больших 40 км/час
работа пара в цилиндрах создаёт силу, дей-
ствующую в направлении движения паровоза
(отрицательное сопротивление). Как показали
испытания, на это расходуется сравнительно
много пара. Для исследования вопроса об умень-
шении расхода дополнительно пускаемого пара
при испытаниях паровоза ЕА были поставлены
дроссельные шайбы в трубопровод, подводя-
Таблица 2
Эмпирические формулы для определения удельного основного сопротивления
Название
Вагоны
Паровозы
товарные
Паровозы
пассажирские
Электровозы
Тепловозы
Тип подвижного состава и условия
передвижения
Товарные двухосные
Товарные четырёхосные
Пассажирские двух- и трёхосные
Пассажирские четырёх- и шести-
осные (на тележках)
1) Как повозки
2) Как машины при закрытом регу-
ляторе
1) Как повозки
2) Как машины при закрытом регу-
ляторе
Как повозки:
1) СС иВЛ
2) электросекция
Сопротивление при движении без
тока:
1) СС и ВЛ
2) электросекция
Как повозки
Сопротивление при движении без
тока
Расчётная формула
/г о 4 v + 10
wn - 1,1 + 0,02w + ' +
и q
" v + 65
0 12 -f 0,055 q
w'q - 1,4 + 0,017 v + 0,0003 v*
w'q - 1,4 + 0,012 v + 0,0003 v*
Wq — 2,2 + 0,01 v + 0,0003 v1
См. фиг. 21
W'Q - 1,4 + 0,015 v + 0,0005 v*
См. фиг. 22
w'o = 1,4 + 0,0012 v*
-J 16«|0 OHr | 0,0084 U-1) +0,045 г.
w0 + w$ = 4 + 0,0012 »3
да' | *¦' - 1 fo 00015 1 0.0081 <*-l)+0,065\
U (У ^ т:
См. фиг. 23
w' + wd = 2,6 + 0,0012 p»
№
форму-
лы
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
Обозначения: q— вес вагона в т, г — число вагонов, Q— вес вагонов секции в т, v — скорость движения
в км/час.

228
КЛАССИФИКАЦИЯ. ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ
1РАЗД. IV
щий насыщенный пар в цилиндры. Резуль-
таты испытания паровоза ЕА с такой шайбой
характеризуются верхней кривой (с надписью
ЕА шайба 21)
Надёжных формул для определения сопро-
тивления при температуре ниже 10° С и ско-
рости ниже 10 км/час не имеется. Дополни-
1?
10
8
5
ч
2
0
-2
-4
-6
-8
-10
Ю 20/30 АО 50 60 70 80 V км/час
шайба 21
Фиг. ?1. Основное удельное сопротивление товарных па-
ровозов как машины при закрытом регуляторе.
О
20
Фиг. 22. Основное удельиое сопротивле-
ние пассажирских паровозов как машины
при закрытом регуляторе.
тельное сопротивление при температуре 30—
40° С ниже нуля принимается 1,5—2 кг\т. При
трогании с места после длительной стоянки
сопротивление доходит до 20—25 кг/т, но
через один-два оборота быстро падает до
2—3 кг/т.
Удельное сопротивление от уклона wy
При движении по уклону сила тяжести
даёт составляющую wy, направленную по ли-
нии движения. Эта составляющая пропор-
циональна крутизне уклона, поэтому удельное
сопротивление от уклона выражается фор-
мулой
"Wy = ± i кг/т,
где i—крутизна уклона в тысячных (%о)>
причём плюс относится к подъёму, минус —
к спуску.
Удельное сопротивление от кривизны
пути (wr)
При прохождении по кривым участкам
пути появляется дополнительное сопроти-
вление, вызываемое: 1) прижатием гребня
2
ь
и
—
/
у
3"
/
/
у
/
/
/
/
/
У
/
<1
/
/J
ir
л
\у
>
10 20- 30 W 50 60 70укм№
Фиг. 23. Основное удельное сопротивление тепловозов
Ээл, Д^: 1 — сопротивление при движении под током;
2 — сопротивление при движении без тока.
бандажа к головке рельса, 2) поперечным
скольжением колёс по рельсам и 3) трением
шкворней тележек и других деталей экипажа
локомотива и вагонов.
Удельное сопротивление от кривизны пути
700 .
wr - -о- кг/т, C5)
где/? — радиус кривой ъ м. !
Если неизвестен радиус, пользуются фор-
мулой
12сх° ,
wr — кг/т, C6)
где а0 — центральный угол кривой в гра-
дусах; sr — длина кривой (длина дуги) в м.
В США принято применять градусы кри-
1746
ВИЗНЫ —rj— .
/<
При совпадении кривой с уклоном сопро-
тивления их суммируют и выражают через
так называемый приведённый уклон:
. , 700
'* = < + -/?-• C7)
где i — действительный уклон.
Мероприятия, уменьшающие сопротивление
движению
На величину основного сопротивления наи-
большее влияние оказывают трение в под-
шипниках (при малых скоростях движения) и
сопротивление воздуха (при больших ско>

ГЛ. VII]
ТОРМОЗНАЯ СИЛА ПОЕЗДА
229
ростях движения). Уменьшение сопротивления
от трения в подшипниках достигается заме-
ной подшипников скольжения подшипниками
качения (роликовыми или шариковыми).
Кривые фиг. 24, сопоставляющие коэфи-
циенты трения в подшипниках скольжения и
качения, показывают, что подшипники качения
дают наибольший эффект при трогании с
места и при малых скоростях движения. Верх-
ние кривые относятся к малым давлениям на
ось и густым смазкам, нижние — к большим
давлениям и жидким смазкам. Применение
подшипников качения уменьшает лишь часть
20 Ю 60 80 ЮО 120 v км/час
Фиг. 24. Изменение коэфициента трения
в зависимости от скорости для подшип-
ников скольжения и роликовых.
основного сопротивления (Wq), сопротивле-
ние же от уклонов (Wy) и от кривых (Wr)
при этом не меняется. Следовательно, сум-
марное сопротивление движению (№о+ Wy-\-
-\-Wr) при подшипниках качения уменьшается
незначительно и тем меньше, чем больше про-
тяжение и крутизна уклонов и кривых на дан-
ной железнодорожной линии.
В целях уменьшения сопротивления воз-
духа скоростные локомотивы и автомотрисы
покрывают специальным кожухом обтекаемой
формы с гладкой поверхностью. Это несколько
повышает вес и стоимость подвижного со-
става и создаёт некоторые неудобства в
эксплоатации, поэтому в поездах средней
скорости (до 100 км в час) осуществляют лишь
частичную обтекаемость, устраняя или за-
кругляя выступающие части (например, сухо-
парник, песочницу на паровозах), острые углы
и впадины.
Сопротивление воздуха Wa пропорцио-
1/2
нально скоростному напору р-^-:
C8)
где F—площадь поперечного сечения дви-
жущегося тела в м2; v — скорость движе-
ния в м/сек; р — массовая плотность воздуха
в кг сек*/м*; С —коэфициент обтекаемости
(отвлечённое число).
Величина коэфициента С и наиболее ра-
циональные формы обтекаемости деталей
подвижного состава определятся путём опыт-
ной продувки моделей подвижного состава
в аэродинамической трубе. Результаты опы-
тов Московского авиационного института по
определению величины С показаны в табл. 3.
Таблица 3
Значения коэфициента обтекаемости С для
локомотивов A]
Паровоз
ИС
2-3-2 Коломенского
завода .
2-3-2 Ворошилов-
градского завода:
вариант а ...
вариант 6*. ...
Электровоз стан-
дартный на дорогах
США
Значения коэфициента
локомотивов
без обтекаемо-
го кожуха
одиноч-
ного
о,д6
о,до
0,83
в поез-
де
о,92
С для
с обтекаемым
кожухом
ОДИНОЧ-
НОГО
о,54
о,55
о,72
О.56
в поез-
де
о, 4°
о ,58
о,47
ТОРМОЗНАЯ СИЛА ПОЕЗДА
Помимо рассмотренных сил естественных
сопротивлений движению поезда для умень-
шения его скорости и возможности быстрой
остановки возбуждается искусственное сопро-
тивление в виде сил трения между некото-
рыми колёсами поезда и тормозными колод-
ками. Действие сил на колесо в период тор-
можения изображено на фиг. 25.
Величина коэфициента трения )хк чугунной
колодки о колесо зависит от многих факто-
ров и главным образом от скорости движе-
ния v и величины силы нажатия К. По опы-
там ЦНИИ и МПС в хороших эксплоата-
ционных условиях
„ - Ofi K3/C+10Q
ft* — U'D 80/с + 100 ' 5v + loo *
Из формулы C9) видно, что рк повышается
с понижением скорости и нажатия колодки,
и наоборот. Отсюда двухстороннее торможе-
Фиг. 25. Образование
тормозной силы: К —
сила нажатия колодки
на колесо в т; р. —
коэфициент трения ме-
жду колодкой и коле-
сом; Р — давление ко-
леса на рельс в т;
ф — коэфициент сце-
пления колеса с
рельсом.
ние колеса выгоднее одностороннего, так как
при этом К меньше, т. е. \>-к больше; к тому
же отсутствует одностороннее давление на
ось, заклинивающее буксу в направляющих
рамы.
Величина силы нажатия К ограничивается
следующим условием:
«. D0)

230
КЛАССИФИКАЦИЯ, ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ
[РАЗД. IV
При нарушении условия D0), т. е. когда
сила трения колодок превзойдёт предел сце-
пления колеса с рельсом, колесо перестанет
роащаться и начнёт скользить по рельсу.
С этого момента тормозной силой стано-
вится Рфк, где <\>к — коэфициент трения сколь-
жения между колесом и рельсом.
Скольжения колёс по рельсам не следует
допускать во избежание износа бандажей
рельсов и уменьшения тормозной силы. Так
как
то наибольшая величина силы нажатия колодки
определяется условием
Ф„
D1)
где о = — — коэфициент нажатия тормоз-
ной колодки.
Величина 8 зависит от переменных вели-
чин tyK и у-к При малых скоростях движения
(до 5—10 км/час) 8 = 0,5-н 0,8, а при боль-
ших значительно повышается, так как в этих
случаях \j.k очень мал. Например, при v =
= 100 км/час 8 = 2 -г- 2,5.
Проектируя подвижной состав для обычных
скоростей, обычно принимают во избежание
скольжения колёс по рельсам величину В при
полном торможении не больше 0,8 и, следо-
вательно, максимальную величину нажатия
колодки К — 0,8Р.
В новейших тормозах для товарных ваго-
нов (тормоз Матросова) имеются два режима
торможения — порожний и гружёный. При
порожнем 8 да 0,7 ч-0,8 тары вагона, прихо-
дящейся на ось, а при гружёном на 60 — 80%
выше, т. е. да 1,1+1,5 тары. Для тендеров
ода 1,0 и несколько выше, учитывая, что тен-
дер действующего паровоза никогда порож-
ним не бывает. Для локомотивов обычно 8 =
= 0,5 полной нагрузки на тормозную ось.
По действующим Правилам технической
эксплоатации (ПТЭ) железных дорог СССР
при расчёте необходимого для поезда числа
тормозных осей следует принимать силу на-
жатия тормозных колодок для вагонов товар-
ного парка при включении на порожний ре-
жим 3,5 т, а при включении на гружёный
режим 6,5 т на ось.
Полная тормозная сила поезда
Вк - 1000
Удельная тормозная сила
кг.
D2)
^ кг!т-
где Q — вес поезда; Ро — вес локомотива в т.
D4)
где $ — тормозной коэфициент поезда. Этот
коэфициент показывает, какую часть весз
поезда составляет сумма нажатия колодок на
все тормозные оси поезда, и-служит характе-
ристикой степени обеспечения поезда тормоз-
ными средствами.
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ ПОЕЗДА
И ДИАГРАММА УСКОРЯЮЩИХ СИЛ
Уравнение движения поезда устанавливает
зависимость между внешними силами, дей-
ствующими на поезд (/у WK BK ), и ускоре-
нием поезда j.
Это уравнение может быть выведено из
второго закона Ньютона:
D5)
Ускоряющая движение поезда сила Т =
— FK—WK кг \WK включает все виды со-
противлений, в том числе
силу Вк).
Масса поезда равна
(Q +
+ т)
127 000
и тормозную
кг час>км'
где 127 000 км/час2 — ускорение свободного
падения; у — коэфициент, учитывающий долю
вращающихся масс ко всей массе поезда.
Коэфициент f равен
7 =
(Q +
1000
где J — полярный момент инерции вращаю-
щихся частей подвижного состава в кгм сек*;
R — радиус колеса по кругу катания в м;
g — ускорение свободного падения в м1сек2
(9,81).
Подстановка в уравнение D5) значений Т
и М даёт
'• D6)
Избыток силы тяги/Л над сопротивлением wKt
FK~WK .
т. е. /„ — №„ = —г — KZlm, сообщает поезду
Jk к Q + Ро '
ускорение (положительное или отрицательное);
/к — wK называется удельной ускоряющей
127
силой. Козфициент С = -—^—^ км/час2 или
g
1+Y
с = „пп у г—,—: выражает ускорение поезда
1000A + 7)
под действием ускоряющей силы 1 кг/т.
Значения -у и С для различных типов подвиж-
ного состава указаны в табл. 4.
Для расчётов обычно принимают среднее
значение С =• 120 км/час за час или 2 км/час
за минуту.
Выражая ускорение как производную от
. dv
скорости по времени, т.е. J — —jt< можно

ГЛ. VII]
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ ПОЕЗДА И ДИАГРАММА УСКОРЯЮЩИХ СИЛ
231
Таблица 4
Значения коэфициентов X
Тип подвижного
ГПГТЯНД
V. UL J dDd
Товарный вагон
двухосный:
порожний
гружёный
Товарный вагон че-
тырёхосный:
порожний
гружёный . . .
Пассажирский вагон:
трёхосный ....
четырёхосный . . .
Паровоз:
серии Э
серии ФД и ИС . .
Тендер:
трёхосный ....
четырёхосный . . .
ЧГ1 ( J \
' д* ¦ 1000
0,120
O.O42
0,084
0,028
0,050
0,042
0,052
¦ —
¦0,043
о,о44
и ?.
? 8
* 1000 AН т)
в км\часу
г13
122
и7
123
121
123
121
122
123
122
* q — вес единицы подвижного состава в т.
представить уравнение движения поезда в та-
ком виде:
~ = С ifK - wK) « 120 (fk - wK) км/час D7)
за час;
dv
dt
— 2(fK~-wK) км/час
D8)
за минуту.
При помощи уравнения движения решается
большинство задач по тяговым расчётам. Для
этого необходимо
предварительно опре-
делить величину уско-
ряющей силы fK —
w,f, и так как fK —
wH является функ-
цией скорости v и
с веса поезда Q, то при
движении поезда с
неравномерной ско-
ростью величина
ускоряющей силы
всё время изменяет-
ся. Определив FK по
диаграмме силы тяги
(см. фиг. 9 и 10) и wK
по формулам B4) —
C8), можно для ка
ждой скорости найти
значение j' — wK =
и по"
Фиг. 26. Диаграмма
ускоряющей силы.
строить диаграмму
изменения ускоряю-
щих сил в функции
скорости fK — wK ~-
- ср (v).
На фиг. 26 пока-
зана диаграмма уско-
ряющих сил, по-
строенная для паро-
воза ФД при весе
вагонов поезда Q =
Верхняя кривая ABC определяет величину
ускоряющих сил при езде с паром (с откры-
тым регулятором).
Средняя кривая ED выражает ускоряющее
усилие при езде без пара (с закрытым регу-
лятором). Так как при езде без пара fK = О,
то ускоряющее усилие отрицательно (—wK),
т. е. в этом случае имеется замедляющее
усилие.
Нижняя кривая KL выражает ускоряющие
(замедляющие) усилия при действии на поезд
тормозной силы.
Все три кривые определяют ускоряющие
(или замедляющие) усилия при движении
поезда по прямому и горизонтальному пути,
так как при расчёте принималось во внимание
только основное сопротивление, а сопротивле-
ние от уклонов и кривых не учитывалось.
Однако этой же диаграммой можно пользо-
ваться и при движении поезда по уклонам [1].
Применение уравнения движения поезда
для решения тяговых задач
Большинство задач, встречающихся в усло-
виях эксплоатации, сводится к определению
зависимостей v = f{t), v = f(s), t — cp (s), т. е.
к определению скорости движения v, времени
хода t и пути s, пройденного поездом при
различных условиях. При движении поезда с
неравномерной скоростью эти задачи решаются
интегрированием уравнения движения поезда:
Для интегрирования аналитическим путём
необходимо иметь математическое выражение
функции fK — wH — cp(v). Имеющаяся для ло-
комотивов зависимость fK — wK = cp (v) выра-
жена графически в виде опытных кривых,
поэтому на практике обычно пользуются спо-
собом упрощённого интегрирования (по методу
конечных разностей) уравнения движения.
Упрощённый способ заключается в том, что
для каждого определённого интервала ско-
рости принимают величину ускоряющей силы
fK — wK постоянной. Графически это выра-
жается в следующем: кривую ускоряющих
= 1800 т (вагоны четырёхосные, весом #=50 т
каждый) и гм = 65.
Фит. 27. Построение диаграммы v—J(s) способом Липеца.
сил fK — wK = «р (и) делят на ряд интервалов
скорости и в пределах каждого интервала за-
меняют отрезок кривой прямой линией, парал-
лельной оси скорости, таким образом кривая
fK — wK = <? (v) заменяется ступенчатой линией
(фиг. 27), ступени которой соответствуют ин-
тервалам скорости. Точность получаемых ре-
зультатов расчёта тем больше, чем меньше
принятые интервалы скорости.

232
КЛАССИФИКАЦИЯ, ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ
[РАЗД. IV
Упрощённое интегрирование уравнения D8)
при условии (fK —wK) = const в пределах из-
менения скорости от Vi до v2 даёт
i-''-а^») мин- D9)
При тех же условиях интегрирование урав-
нения D8) даёт
*з - «i / ... ' м. E0)
Пример. Определить время и путь разгона поезда от
vt — 0 до ю, — 40 км/час при движении по прямому го-
ризонтальному пути. Вес поезда Q — 2200 т, паровоз
серии ФД.
Пользуясь формулами D9) и E0) и диаграммой уско-
ряющих сил (см. фиг. 26), определяют:
1 2 </« - *>к ) 2-8
4,17 (vl - vV\
мин.
Значение fK — wK = 8 кг/т находится по фиг. 26 в ин-
тервале скорости от 0 до 30 км/час (при средней скорости
v = IS км/час). Далее
k t~ °9 И";
25,5' "" °
17D0'—30»)
_ 530 м;
г, — .уа
О,О
Е^ - 1,9 + 0,9 = 2,8 мин.;
5> - 470 + 530 = 1000 м.
Таким способом можно решить любые за-
дачи по определению s, t и v при движении
паровоза с паром, без пара и на тормозах.
Однако при расчёте скорости#и времени хода
поездов на длинных участках (десятки и сотни
километров) этот способ практически неудобен,
так как требует большой затраты времени на
производство расчётов. В этих случах удобнее
пользоваться графическим способом.
Определение скорости и времени
движения поезда графическим способом
Расчёт сводится к построению в опреде-
лённом масштабе диаграмм v = /E) и t = f(s).
Наибольшее применение в СССР получил
способ Липеца — Лебедева, основанный на
графическом интегрировании уравнения дви-
жения поезда [графическое построение формул
D9) и E0)]. Техника построения диаграмм
Таблица 5
Случаи
применения
Общие зада-
чи движения
поездов
пассажирских
товарных
Тормозные задачи
Масштабы
Сила
е_
IO
5
ю
Ско-
рость
Путь
Время
1 мин.
Постоянный
отрезок Д
соответствует
этрезкам в мм
2
I
4
48
24
192
12
13
—
3°
3°
-
v = f(s) и t = f(s) по способу Липеца — Ле-
бедева состоит в следующем: выбирают
масштабы сил, скоростей, пути и времени по
табл. 5.
В принятом масштабе строят диаграмму
удельных ускоряющих сил fK — wK = «p (v)
(фиг. 27, слева). Построенная кривая сил де-
лится на ряд интервалов скорости и в преде-
лах каждого интервала отрезок кривой fK —
wK заменяется прямой линией, параллель-
ной оси v (отрезки 1, 2, 3, 4 на фиг. 27). Ве-
личина интервалов выбирается произвольно
(обычно 10—20 км/час), но так, чтобы в пре-
делах каждого отрезка кривая fK — wK не имела
резких перегибов. Справа от диаграммы сил
наносится в принятом масштабе профиль пути
(ниже оси O'S), и в точках перелома профиля
проводятся вертикальные линии. Над профи-
лем пути располагают координаты v, s. Оси
координат обеих диаграмм, т. е. диаграммы
сил и диаграммы скорости, располагаются на
чертеже так, чтобы оси скорости были парал-
лельны одна другой, а ось сил и ось пути на-
ходились на одном уровне. После этого при-
ступают к построению диаграммы v = f{s).
Из начала координат диаграммы сил (начало
координат должно соответствовать профилю
пути, т. е. определённому i) проводятся лучи
/', 2', 3\ 4' к середине каждого интервала
скорости, т. е. к середине отрезков /, 2, 3, 4.
Справа от диаграммы сил в координатной
системе v, s проводятся отрезки о'a, abf be,
cd соответственно перпендикулярно лучам /',
2\ <?', 4'. Эти отрезки проводятся в интерва-
лах пути, соответствующих интервалам ско-
рости, принятым в диаграмме сил. Началом
каждого отрезка является конец предыдущего.
При переходе к новому элементу профиля
пути, имеющему другое /, лучи должны про-
водиться из другого начала координат диа-
граммы сил, соответствующего приведённому
подъёму или спуску данного элемента профиля
пути. После проведения новых лучей строят
тем же путём перпендикулярные им отрезки в
пределах второго элемента профиля пути и т. д.
Полученная в результате таких построений
ломаная линия O'abcd является кривой v=f{s)%
причём она тем ближе к истинной кривой,
чем меньше отрезки /, 2, 3, 4.
При движении паровоза с закрытым регу-
лятором или при торможении поезда кривая
v = f(s) строится таким же методом, но лучи
проводятся к серединам соответствующих от-
резков диаграммы сил при закрытом регуля-
торе или при торможении (т. е. к линиям ED,
KL, фиг. 26).
Кривая t — ср (s) строится по кривой v =
= f(s). Кривая скорости (фиг. 28) делится на
ряд интервалов, обычно определяемых точками
перелома этой кривой (первый интервал —
отрезок ab, второй — be и т. д.). В пределах
каждого интервала скорость принята постоян-
ной и равной (в масштабе) ординате средней
точки интервала. Точку /, находящуюся по
середине интервала ab, проектируют на вер-
тикаль, расположенную слева на расстоянии Д
от начала координат (Д = 30 мм по табл. 5).
Соединив точку Г с точкой я, получают
луч аГ и, проведя через точку а перпендику-
ляр к этому лучу, находят отрезок ab' иско-
мой кривой t = y(s). Длина этого отрезка»
т. е. положение точки V, определяется пере-

ГЛ. VII]
УРАВНЕНИЕ ДВИЖЕНИЯ ПОЕЗДА И ДИАГРАММА УСКОРЯЮЩИХ СИЛ
233
сечением с вертикальной линией, проведён-
ной через точку Ь. Далее проектируют точку 2
(соответствующую середине второго интервала
скорости) влево на ту же вертикаль и полу-
чают точку 2'. Соединив точку 2' лучом с точ-
Фиг. 28. Построение диаграммы /—/(*) способом
Лебедева.
кой а, проводят к этому лучу перпендикуляр,
проходящий через точку Ь\ на котором откла-
дывают второй отрезок кривой t = <p (s), и т. д.
Обычно обе кривые v—f(s) и t = y(s)
совмещают на одной диаграмме (фиг. 28) [1].
варного поезда и 1—2 мин. на остановку пас-
сажирского поезда).
Способ равновесных скоростей даёт ре-
зультаты, отклоняющиеся от истинных на
5—15%. Им можно пользоваться только для
?кплп\
гиооо
22000
20000
18000
16000
moo
12000
10000
8000
6000
иооо
2000
0
%
,.—
.^—¦
*^
X
---
--'
^-
1
¦ '
10 20 30 4
0 50 t
\
^--
^^
^>
Фиг. 29. Определение равновесной скорости поезде.
Определение скорости и времени
движения поездов способом равновесных
скоростей
Этот способ расчёта основан на предполо-
жении, что по каждому элементу профиля
пути поезд движется с равномерной скоростью,
соответствующей крутизне этого элемента и
мгновенно изменяющейся при переходе на но-
вый элемент профиля. Равномерная скорость
движения определяется условием равновесия
действующих на поезд сил тяги и сил сопро-
тивления.
Для определения равновесных скоростей
следует на одну диаграмму нанести кривые
сил тяги FK=f(v) и сил сопротивления wK =
*=}{v) для различных уклонов iK. Точки пе-
ресечения этих кривых определяют величину
равновесной скорости для каждого уклона
(фиг. 29). Если эта скорость окажется больше
допускаемой по условиям безопасности дви-
жения (например, для **<[0)i то принимают
допускаемую скорость.
Равновесную скорость можно определить
и по диаграмме ускоряющих сил: абсцисса той
точки кривой, ордината которой равна дан-
ному iK, и есть искомая скорость v для этого iK.
Например, по фиг. 26 для 1К — 2%о соответ-
ственно v = 60 км; для ite — 6°/оо v = 34 км
и т. д. .
Определив одним из указанных способов
величину v для каждого iu и зная длину s
элемента профиля, легко определить время
t = — прохождения поездом данного элемента
пути. Суммарное время хода поезда по всему
участку будет Т = ^t -j- ^т, где -с — сумма по-
правок на разгон и замедление поезда (х при-
нимается 2—3 мин. на каждую остановку то-
предварительных ориентировочных расчётов.
В большинстве случаев этот способ даёт пре-
увеличенное время движения, причём неточ-
ность результатов увеличивается с увеличе-
нием крутизны и уменьшением длины элемен-
тов профиля пути.
Определение веса поездов
Вес товарных поездов определяется из
условия движения поезда с равномерной ско-
ростью по наиболее трудному затяжному подъ-
ёму, встречающемуся на данном участке.
Этот подъём ip называется расчётным подъ-
ёмом участка. При равномерном движении
поезда сила тяги, развиваемая локомотивом,
равна силе сопротивления поезда, т. е. *
= Q К
откуда
-Рп
'o+tp)
E1)
Значения отдельных членов этой формулы
указаны для наиболее ходовых типов наших
локомотивов в табличке на фиг. 30. Для
проектируемых паровозов значения FK при
соответствующей скорости движения на
подъёме ip можно определить по построенной
для данного паровоза диаграмме FK = f(v, z).
На этой диаграмме точка пересечения линии
силы тяги по сцепному весу с линией силы
тяги по котлу определяет искомые значения
силы тяги и скорости.
Пример. Определить вес товарного поезда при паро-
возе СО на участке cL- в"/,», вагоны четырёхосные
q = 50 т.

234
КЛАССИФИКАЦИЯ, ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ
[РАЗД. IV
По формуле E1)
18 800 — 145 B,6 + 5;
Q
2,0 + 8
- 1726 т.
На фиг. 30 приведён вес поездов для основ-
ных типов товарных локомотивов наших до-
рог при различных значениях ip.
От
4300
0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 >м
Фиг. 30. Вес состава в зависимости от подъёма.
Вес пассажирских поездов определяется
также по формуле E1), но скорость движения
на подъёме ip принимается большей, чем для
товарных поездов, — обычно от 25 до 50 км/час
в зависимости от рода поезда (пассажирский,
скорый, курьерский). Для принятой скорости
по диаграмме Fk=f(v) определяется соот-
ветствующая величина силы тяги FK, которая
и вставляется в формулу E1).
При нескольких действующих локомотивах
в иоезде формула E1) принимает вид
кг,
E2)
где 2jtk — сУмма сил тяги всех действующих
локомотивов в кг; ^Pq — суммарный вес локо-
мотивов в т.
Изложенный метод определения веса со-
става по формуле E1) применим в том случае,
когда расчётный подъём ip на участке является
затяжным, т. е. имеет достаточно большую
длину. При наличии на участке коротких кру-
тых подъёмов определение веса состава про-
изводится методом подбора: задаются весом
состава или определяют его предварительно по
формуле E1), приняв за 1р не самый крутой
подъём на участке, а подъём ближайшей
меньшей крутизны, но большей длины. Полу-
ченный таким образом вес состава проверяется
на прохождение наиболее крутых подъёмов,
встречающихся на участке. Проверка произ-
водится по формуле E0).
1 ' /«-<»,>+*,)
где ip — крутизна проверяемого подъёма;
** и vh — конечная и начальная скорости
в км/час.
Если полученное значение s2—5j меньше
длины проверяемого подъёма, то поезд не
пройдёт этот подъём или скорость его упадёт
ниже принятой vK, тогда вес поезда должен
быть понижен и вновь проверен по той же
формуле E0).
Тормозные задачи
Условия и результаты торможения поездов
определяются:!) величиной тормозного коэфи-
циента поезда 0 (или, что то же, величиной
тормозной силы поезда); 2) длиной тормозного
пути sK; 3) начальной скоростью vH; 4) конеч-
ной скоростью vK [1].
Обычно решение тормозных задач сводится
к нахождению одной из этих величин, если
остальные три известны или заданы. Тормоз-
ные задачи решаются при помощи уравнения
движения поезда аналитическим или графиче-
ским способами.
Определение длины тормозного пути sK
по заданным ft, vH, vK. Искомую длину sK
находят, пользуясь формулой E0), которая в
данном случае принимает вид
s.,-~--
4,17 К-
E3)
где &ж = 1000^л -0—удельная тормозная сила
в кг/т [формула D4)]; /—уклон, на котором
происходит торможение.
Для большей точности следует брать ин-
тервалы скорости небольшими. Например, если
vH — 50 км/час, vK — 0, то надо подсчитать sK
для интервалов скорости 10 км/час, т. е. от
50 до 40, от 40 до 30 и т. д., и результаты
суммировать. К полученной таким способом
величине sK надо ещё добавить sn—длину
пути, проходимого поездом от момента, когда
машинист увидел сигнал остановки, до момента
приведения тормозов в действие (путь подго-
товки к торможению).
За время подготовки к торможению tn сек.
поезд проходит путь
3600

ГЛ. VII]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДА ВОДЫ И ТОПЛИВА
235
При торможении поезда на площадке авто-
матическими тормозами пассажирского типа
sn = \,\vH м, товарного типа sa = 3,Зук м.
При торможении на спусках tn и соответ-
ственно sn увеличиваются, так как требуется
добавочное время на уравновешивание соста-
вляющей силы тяжести медленно возрастаю-
щей тормозной силой.
При автотормозах пассажирского типа
— Ы
1000
сек.
При автотормозах товарного типа
1000^9 С6К-
При автотормозах электропневматических
tn = 2-г-З сек. В этих формулах численную ве-
личину i следует брать со знаком минус для
спусков и со знаком плюс для подъёмов.
Полный тормозной путь, или расчётный
путь торможения,
Эту же задачу можно решить графическим
способом: строится кривая тормозных сил
(нижняя кривая фиг. 26) и по ней способом
Липеца — кривая v = f(s). По этой кривой
для данного значения vH определяется соот-
ветствующее значение s [2].
Определение vH по заданным sK,b. В дан-
ном случае в формуле E3) две неизвестные
величины: vH и (wQ-\-bK). Одним из методов
решений этой задачи является метод подбора.
Задавшись подходящим значением vH, опреде-
ляют соответствующие значения Wq -f- Ьк и,
подставив эти значения в формулу E3), полу-
чают sK. Если полученное при этом значение
sK равно заданному, то задача решена пра-
вильно. В противном случае задаются другим
значением vH и т. д.
Графическое решение состоит в том, что
строится диаграмма тормозных сил, а по ней
диаграмма v —j (s).
По кривой этой диаграммы для данного
значения sK определяется соответствующее
значение vH [\\.
Определение требуемого тормозного
ф Ь И
р
коэфициента Ь по заданным
формулы E3) находят
T,
р
vH, vK. Из
bK — — —— {w0 ± i) кг/т;
SK
но так как bK = 1000 p.^ Ь кг/т, то
——Ц^ У- — (щ ± i)
E4)
При большом интервале скорости (vH — vk)
величина 9 по формуле E4) получается недо-
статочно точной. Лучший результат даёт гра-
фический способ решения (метод подбора).
Задаются несколькими значениями 9 и для
каждого из них строят диаграмму тормозных
сил и по ней диаграмму v = f(sK). По кривым
этих диаграмм для данной vH определяется sK.
Найдя то значение $к , которое совпадает с
заданным, определяют соответствующую ему
величину 9, которая и является искомой.
Для облегчения расчётов можно по трём
точкам (трём подсчётам) построить зависи-
мость §=*f{sK) и по ней найти искомое Ь.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДА ВОДЫ
И ТОПЛИВА
Расход воды и топлива из тендера опреде-
ляется в следующем порядке: 1) расход
пара машиной; 2) расход пара котлом; 3) рас-
ход воды из тендера; 4) расход топлива.
Расход пара машиной
Ga. м = *мНисп* кг,
E5)
где t — время хода по участку в часах при
форсировке zM\ Hucn — испаряющая поверх-
ность нагрева в м2.
Если величина zM не остаётся постоянной
на всём участке, а меняется в зависимости от
профиля пути, то строится диаграмма гм = /(/),
по которой находят значения zM для разных /.
В этом случае расход пара машиной
Gn.M^Hucn^zMtKZ, E6)
где t — время хода по отдельным элементам
пути в часах; zM — соответствующее значение
форсировки на данном элементе [1].
Расход пара котлом
Кроме основного расхода на машину, пар
расходуется ещё и на вспомогательные нужды:
на насос, тормозы, стокер, сифон и т. д. Сле-
довательно, GHlK > Gn_M
Gn.K = zKHacnt кг, E7)
где zK — форсировка котла в кг/лОчас.
На основании опытных данных принимают,
что zK и zM связаны линейной зависимостью
Ч кг/мЧас,
E8)
где р > 1 — коэфициент, учитывающий допол-
нительный расход пара во время движения
паровоза; z0 — форсировка котла в период хо-
лостого хода машины и на стоянках в горя-
чем состоянии.
Значения |3 и zQ можно принимать по табл. 6.
Таблица 6
Значения коэфициента р и форсировки котла г.
Топливо и спссоб
отопления
Уголь, дрова, торф при руч-
ном отоплении
Уголь при отоплении стоке-
ром
Нефть летом
Нефть зимой
г„
а
3
3.5
Р
1,О2
i,°3
i ,о4
i,°5
Согласно формулам E7) и E8)
Gn.K — *кНисп* =
кг.
E9)

236
КЛАССИФИКАЦИЯ, ГАБАРИТЫ И ТЯГОВЫЕ РАСЧЁТЫ ЛОКОМОТИВОВ
[РАЗД.IV
Выражение E9) определяет расход пара
котлом за время t движения с открытым ре-
гулятором. Если, кроме этого, паровоз затра-
тил на стоянки или шёл с закрытым регулято-
ром <о час, то
Gn. к = ^асп <? + to)+Gn.M$ кг. F0)
Расход воды из тендера
Расход воды из тендера больше расхода
пара из котла, так как часть воды теряется
при закачивании инжекторами, расходуется на
ноливку угля и пр. С другой стороны, при
наличии водоподогревателя или инжектора мя-
того пара в тендер возвращается конденсат.
Расход воды из тендера
Ge = GB. к A+Р«) Р. кг, F1)
где $п — коэфициент, учитывающий потери
воды; при нефтяном, стокерном и дровяном
отоплении C„ = 0,05, при ручном угольном 0,10;
?в—коэфициент, учитывающий возвращение
воды в тендер; при инжекторе мятого пара [Зв =
= 0,95, при водоподогреве в тендере 0,85—0,9,
у паровозов с конденсацией (СОК) 0,15 — 0,20.
При определении ёмкости водяного бака
тендера следует предусмотреть 20%-ный за-
пас воды сверх расчётного.
Расход топлива
Расход топлива определяется по расходу
пара. Подсчитав среднее по участку значение
г^ находят у кг/л*2 час по кривой zK=f(y)
I
ачас
70
W
50
40
30
20
W
Паровоз СО
Уголь ЙРШ75% +Ш25%-
Zm
n 50 100 /50 200 250 300 350 400
Фиг. 31. Форсировка поверхности нагрева в зависимости
от интенсивности горения для паровоза СО.
(фиг. 31) для данного паровоза и рода топли-
ва, тогда
G т = yRt + ybRtQ кг/час, F2)
где у — интенсивность горения при движении
с открытым регулятором в кг/Afi час, yQ — ин-
тенсивность горения на стоянках и при дви-
жении с закрытым регулятором в кг/мНас,
/?—площадь колосниковой решётки в м2.
Значения у0 можно определить по кривым
*к =¦ / СУ), принимая г0 по табл. 6. Диаграммы
zK = f{y) для основных серий паровозов
см. [1], они приведены также в паспортных
книжках.
Расход топлива тепловозом определяется
по диаграммам (фиг. 32 и 33), где п — число
360 380 &OCI об/мин
Фиг. 32. Расход топлива дизелем тепловоза Э^ в кг!мин:
/ — расход топлива при холостом ходе с вентилятором;
2 — то же без вентилятора в зависимости от подачи то-
плива и числа оборотов. Цифры на кривых обозначают
подачу топлива в г\и,икл.
6»
ж.
Шн
3.0
2J5
2Р
1,0
0.5
*—-
*-—
-¦X.
\
—<
<
8
-'/
6
•4
з~
ч,
¦2
•—,
\
ч,
ч
ч,
ч
Ч
Ч
ч
к
ч
S
4
V.
¦^
=^
ч
"ч
S
-
N
Чц
ч
44
^^
!
tr:
г—'
—
1—.
10 20 30 40 50 50 70vkmAkic
200 300 400 500 600 ДО 8ООпо5/мин
Фиг. 33. Расход топлива тепловозом ДА в кгIмин в зави-
симости от положения контроллера машиниста и скорости:
о — расход топлива при холостом ходе в зависимости от
числа оборотов.
оборотов двигателя в минуту; а — количество
подаваемого топлива в цилиндр двигателя в
г\цикл. Цифры на кривых фиг. 33 соответ-
ствуют положению контроллера машиниста.
Зная режим работы двигателя (п, о) и про-
должительность работы при каждом данном
режиме, можно определить расход топлива
тепловозом за всю поездку.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Б в б и ч к о в А. М., ЕгорченкоВ. Ф., Тяга
поездов, Трансжелдориздат, 1947.
2. Бюллетень Комиссии по технической терминологии,
вып. XVI, изд. АН СССР, 1937.
ОСТ
3. „.,„ 6435, Габариты подвижного состава.
ВКС
4. .Railway Age"
8. 1944.

Глава VIII
ТИПЫ ПАРОВОЗОВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Паровозы различаются: 1) по числу и
расположению колёсных пар; 2) по нагрузке
на движущую ось; 3) по роду службы —
пассажирские, товарные (грузовые), маневро-
вые (в том числе промышленные); 4) по рас-
положению запасов воды и топлива, а также
вспомогательных устройств — паровозы с от-
дельным тендером, без тендера (танк-паро-
возы, гаррат и др.); 5) по конструкции глав-
ной рамы и расположению машин на ней —
паровозы с жёсткой рамой (наиболее распро-
странённый тип) и сочленённые (маллет, гар*
рат и другие); 6) по ширине колеи; 7) по
давлению пара в котле — нормального давле-
ния (до 22 ати), повышенного давления (от
22 до 60 ати), высокого давления (свыше
60 ати); 8) по роду двигателя: с насыщенным
или перегретым паром, однократного или дву-
кратного расширения, без конденсации или
с конденсацией; 9) по роду топлива — твёрдого
(паровозы угольные, дровяные, пылеугольные)
или жидкого.
Род службы паровоза является в значи-
тельной мере условным понятием, так как
в зависимости от грузооборота тот же тип
паровоза может быть применён для различ-
ного рода службы. Как правило, для работы
со скоростными поездами (скорость свыше
120 км/час) применяются паровозы с двух-
осными передними и задними тележками. Для
маневровой службы предпочтительно приме-
нение танк-паровозов.
В табл. 1 приведены краткие характери-
стики паровозов СССР.
Конструктивные особенности некоторых
характерных типов паровозов следующие.
Наиболее мощными в СССР и во всей
Европе являются, паровозы ФД, ИС и 2-3-2В.
Эта группа паровозов спроектирована совет-
скими конструкторами с максимально воз-
можным количеством взаимозаменяемых де-
талей.
На всех трёх сериях паровозов одинаковые
котлы, цилиндры паровой машины и многие
другие детали и узлы.
На проведённых испытаниях паровоз ИС
развивал до 3200 л. с; паровоз 2-3-2В испы-
тывался со скоростью до 180 км /час. Паро-
возы эти строились до 1940 г. с клёпаным
котлом.
После длительной эксплоатационной про-
верки опытных образцов цельносварных кот-
лов клёпка котлов с 1940 г. была заменена
электросваркой. Одновременно был внедрён
(вместо ранее применявшегося мелкотрубного)
широкотрубный перегреватель, давший воз-
можность получить на этих паровозах пере-
гретый пар температурой свыше 400° С. Котёл
был спроектирован с камерой догорания и меха-
ническим отоплением. Боковины рамы на этих
паровозах выполнены из прокатанных листов
толщиной 125 мм. Рессорное подвешивание
применено верхнее на трёх точках. Цилиндры
стальные, литые, скрепляемые болтами в об-
щий блок из двух половин. Колёса на паро-
возах ИС и 2-3-2 дисковые, на паровозах ФД
спицевые и дисковые.
В связи со значительной нагрузкой на ось
(до 21 т) эти паровозы возможно эксплоати-
ровать только на достаточно мощном верхнем
строении пути. Такой путь не мог быть
быстро восстановлен после разрушений, произ-
ведённых немцами во время войны. Для по-
слевоенного периода необходимо было строить
более лёгкие паровозы с нагрузкой' на ось
не более 18 т.
Во время войны был спроектирован паро-
воз серии Л и начата серийная постройка
этих паровозов.
Паровоз этот во время испытаний развивал
мощность до 2200 л. с. Котёл паровоза Л вы-
полнен сварным, без камеры догорания,
с мощным перегревателем, обеспечивающим
при больших форсировках котла температуру
перегретого пара 420° С и выше. Здесь также
применено механическое отопление. Боковины
рам на первых паровозах выполнялись из
литых стальных листов толщиной 140 мм,
а в дальнейшем — из прокатанных листов
той же толщины. Цилиндры стальные, литые,
блочного типа. Передняя тележка взаимо-
заменяемая с паровозами ФД и СО. Колёса
дискового типа.
Наравне с паровозами Л в СССР продол-
У
жается постройка паровозов СО и С , строив-
шихся и до Отечественной войны.
Паровоз СО развивает мощность до
1800 л. с, Су — до 1700 л. с. Боковины рамы
этих паровозов выполнены из листов толщи-
ной 32 мм (СО) и 29 мм (Су) и усилены
значительным количеством междурамных
креплений. Цилиндры чугунные, крепятся
болтами к раме. Рессорное подвешивание
нижнее.
В СССР строятся опытные товарные и пас-
сажирские паровозы мощностью 3000—4000 л. с.

Основные размеры
_ . _ _____ __
— i 1.1 i j ¦ i ; i:.! ц ¦ r: if
I It 111 fI i IIIЬ li 1 If В
,1 1
AA 2-7-a 1935 70 208 140 184,3 20 33,3 3650 33,7 — 3°>7 I2 ia 448
A 2-3-0 1896 100 63,5 41,7 58 14 10,6 2500 19,5 8,03 16,6 11,5 2>l6 I52,3
Б 2-з-о 1908 юз 74,5 47 68 15,7 14,6 2800 20,5 9,09 17,7 13 3,8 164,4
Гп 2-3-0 1901 100 75,2 50,2 67,3 17 14,8 2770 30,3 9,26 17,3 12 2,8 169
EA 1-5-0 1943 75 96,2 85,7 84,8 18 26,7 3048 22,3 8,53 19,2 12,7 6,o 229,2
Еф, ЕК, E^ 1-5-0 1915 55 87 77,6 79,8 16,7 26,7 2927 21,8 8,48 18,5 12,1 6,0 240,2
E"^ 1-5-0 1917 55 91,2 80,3 81,4 16,2 27,2 3048 21,5 8,48 18,4 12,7 6,0 242,5
3 a-3-0 1906 99 65,3 44.9 59»8 r5 13,6 2500 19,5 7,84 16,7 12 2,34 146,6
ИС 1-4-2 1932 no 135 82 120,6 20,7 27,1 3225 28,9 12,60 25,8 15 7,04 295,1
ИС I 1-4-2 1941 no 138 83,6 124,5 2I>° 27.J 3225 28,9 12,60 25,8 15 7,04 250
КУ ] 2-3-0 1911 no 74,3 48 67,3 16 14,3 3200 19,5 7.93 16,1 13 3,14 180,8
Л i-5-o 1945 8o 103 91 9a 18,2 30,6 3400 23,7 9,75 21,6 14 6 222
Л з-3-i 1915 I2O 96,7 5i,9 85,6 17 17,4 3185 23 n,5o 19,6 12 4,65 269,6
M 2-4-0 1027 95 99,5 72,5 88,3 18,2 22,5 3450 22,9 10,68 19,6 14,5 5,95 361,1
H 1-3-0 1911 95 61,4 47.7 56,8 15,9 13,5 3550 16,7 7,44 13,5 12 2,22 125,6
СИ о-4-о • 1897 45 52,5 52,5 46,4 I3»a 16,1 2090 16,3 3,89 11,6 11,5 1,85 152,6
OB 0-4-0 1901 50 52,5 52,5 46 13.2 16,8 2090 18,7 З.89 14.З ia i,85 T52,6
P i-4-o 1899 50 60,8 52,0 54.7 !3»3 19,7 2400 17,9 6,55 14,9 ia 2,52 171,7
CO r-5-0 1935 75 юз 9» 9° l8,4 30,9 3450 22,1 8,43 19»1 U б 227,4
COK 1-5-0 1936 75 104,5 94 97 19.6 30,9 345O 25,6 8,43 22,8 14 б 227,4
G 1-3-1 1911 no 76,8 47.2 67,5 16 14,6 3050 21,3 8,90 18,5 14 3,8 207,2
CB J 1-3-1 1914 no 76,8 48,8 ^9 16,4 14,6 2900 2i,2 10 18,1 12 3,8 207,2
Cy j »i-3-i 1925 no 86 54,9 77,9 18,3 15,8 3300 21,7 10,3 18,6 13 4,73 199
Cy I 1-3-1 1926 no 83,3 53-9 74.9 I8 4,8 3300 21,7 K>,3 18,6 13 4,73 199
СУ-250 1-3-1 1947 no 86 55 78 18,3 15,8 3300 23,7 10,3 20,5 13 4,73 187,8
TA 1-5-2 1931 65 168 115 150 23 40,3 3200 29,4 12,86 25,9 17 8,0 379,7
ТБ i-5-i 1931 65 152 П5 137 2з 33,2 3285 29,4 12,19 25,9 14 7,32 340
УУ 2-з-о 1912 loj 76,1 49,2 69,9 16,4 17,2 2830 20,3 8,49 17.З Ч 2,83 15*.б
ф '-5-° 19*6 °о Ю4,7 87,6 89,8 17,5 3°>9 29°° Г9,5 ю,п 16,8 14 5,1 26i,9
ФД-20 i-5-i Г931 85 135 IO°,7 ,6 20,7 33.5 325° 28,5 12,37 25,6 15 7.°4 295,I
ФД-21 i-5-i 1940 85 136 103 122 20,7 33.5 3250 28.5 I2>37 25,6 15 7,04 250
ЧН о-4-о 1893 45 5о 5° 45.4 12,5 15,з 2020 i6,8 3.89 12 п 1,85 166,5
ША i-4-o 1944 °5 73.8 64 66.7 хб *б,7 2820 19 7^°9 I5-7 Х5»8 3>8 164
Щп i-4-o 1910 5° 7?.3 64'3 бр.2 1б,з 22,3 абоо 18,2 7»8 15.2 *2 2,8 168,9
Ыч о-4-о 191а 60 60,9 бо»8 54.8 15,3 I9.7 285° i6,6 3,89 и>5 12 2,55 I47.3
Э. Эг, ЭШ о-5-о 1914 55 81,2 8l-3 72,7 l6»3 26,1 з100 20,5 5-78 i>8 I2 4,4^ 207,1
ЭУ, Эм о-5-о 1926, з> бд 8з 83 72,7 16,3 26,1/30,4 зюо 20,5 5.78 I5-8 "/14 4t46 197.5
ЭР o-s-o 1939 65 85 85 75 Х7 3°.4 31О° 20,9 5>78 17.2 Х4 5 '9б
© o-3+3-o I9O3 45 82,3 82«3 74о 13.9 31.8 2705 ai.i 7,7 l6.6 ia 3.5 2°5.6
©g 0-З+З0 1910 45 89>4 89,4 8з,г i6,i 36.5 2860 21,8 8,27 17,3 I2 3.4 Х77.9
V^ 0-4-0 1914 55 64,2 64.2 57,6 16,1 20 2900 16 4»2 n,9 12,5 3,32 179
Я 2-4-1 + 1-4-2 1932 6з 259 Г52 гоо i8 47.8 — 32>9 — 3° 15-5 8>° 321,8
2-3-2К я-з-а I938 15° 123,5 ^1'5 — 2О,5 *7|б З200 24,9 ~ 22 Х5 6>5 239
2-3-2В 2-з-2 1938 i8o 138 64,5 — 21,5 23.5 З400 29,4 — гб.З *5 7.°4 250
9п о-з-о 1936 35 55,2 55,2 45 l8-4 Ч 2б2° 9.7 а>7 2.7 ]3 i.8S 91,6
48 0-3-0 1929 45 45,6 45.6 35Д l5<2 12 2640 9-25 З,1» З.1 Ч 1,69 9^,6
48У о-з-о 1932 45 49,5 49'5 Зб.5 1б,5 «,1 2640 9,25 ЗД ЗД Г3 х.б9 93.3
48м в-з-о 1934 45 49.5 49.5 36,5 1б.5 1а.5 а64° 9»25 3.1 3.' Ч 1,69 93.3
49 о-2-о 1934 25 51 51 4°.2 255 Х5 2500 д.59 2,4 2,4 13 t.85 9l&
137 0-2-0 I9'5 4o 25,6 25,6 19,0 12,8 6,7 2100 7,52 2,0 2,0 12 1,09 55,3
154 0-3-0 1926 50 45,1 45,1 34,0 15,1 13,9 2750 9,21 3,0 3,0 13 1,53 96,2
155 I 0-2-0 1926 40 33 33 24,6 16,5 9,1 2600 7,95 2,4 2,4 13 1,29 69,6
234 0-3-0 .1927 40 33,4 33-4 23,1 11,2 — 2110 .8,19 2,8 2,8 12 1,24 67,2
86* 0-3-0 1903 16 n,8 11,8 10,1 4 3,85 1500 8,66 1,5 5,42 12 0.54 26,37
157 * I 0-4-0 1928 32 26 26 23,5 6,5 7,6 1910 11,8 2,85 7,94 13 1,32 48,62
159* I 0-40 1930 20 16 16 14,1 4 5,1 1615 9,42 2,25 6,74 13 0,718 32,1
П-24 * 0-4-0 1940 35 16 16 14,1 4 5,1 1790 11,8 2,25 — 13 1,01 37,15
ПТ4 * 0-4-0 1946 40 15,2 15,2 12,85 4 5.i 1670 10,44 2,25 — 13 1,01 37,15
Cy^ 1-3-1 1940 120 89,78 60 81 20 15,9 3330 21,91 10,3 — 13 4,73 270,7
i

паровозов ссср Таблица 7
Поверхность нагрева | Дымогарные Жаровые Цилиндры g
. . \о а
а ; j .
h s I I I . ?
i II ; ; : I !' ! i i I
I i I I! I 1 I I 1 I li I i i
,~я 'Z4 Г 1з8 7° 48 171 2 740 810 1600 б - _ _
10.8 i4If3 Нет 46oo i92 51 - - a 500/730 650 1830 4 2=j = 2o . «
*" 149.= 41 4420 isi 51 34 127 2 5j(j? 7- хЗз'о } Щ g J
'5.b 153.4 47,5 4375 156 51 24 133 2 550 700 I73o 4 24,3 21 8
21.1 208,1 75 5Ю5 I63 51 35 136,5 a 635 7" 13» 4 - 28 r3 i
18 222J 61,3 5143 I95 5i 38 133 a 635 711 i32o 4 25.2 27 8
ai.i 221,4 66,9 5132 194 5i a8 I33 6 •
й au $, ss «я s ,5 -s j 11 fe ;Ь & s j.»
31.2 2i9 122 597O 98 57 40 152 a 670 770 1850 6 60 g ?
III! I I I Ш Hill 1,
Ю.7 i4i,9 Нет 4ббо xoo 5x - . _ 2 500/730 650 I20o 3 16,4 14 7
iq? т-я'?, * 4f° I9° 51 - - 2 500/730 650 1200 4 ai,9 23 7
*? io8.7 . 4390 235 51 - - 4 400/600 боэ 1280 4 19,7 19 6
2Э,4 аса 97,4 46бо 139 5* 52 133 я 65о 700 1320 4 36 28 18
~ - 97.3 4ббО 139 ^ g2 I33 g 6so ^^ I32O 4 JO 13 II—15
15,4 191,8 51,5 5r3o 170 51 ^ I33 2 3-o 7Oo ra3O 4 26 23 7
15.4 191.8 52,7 5150 170 51 24 133 2 575 700 1850 4 22 23 7
18.5 180,5 72 5tgo 135 5I 32 I33 2 575 7OO l85o 4 23,6 23 7
18,5 180,5 7a 5150 135 51 32 133 2 575 706 1850 4 23,6 23 7
l8-5 179.З 89,3 5150 98 5I 4O 133 2 5?5 ?oo l85o 4 36 27 17
, 38,4 34i,3 160 5800 56 57 176 89 2 700 760 1520 6 54 4+ 32
36.4 30З.6 150 5800 35 57 176 s9 2 7OO 76o 1520 6 54 44 33
io'o o^'4 л^'я 45°° I35 5' 2I r33 2 410/580 650 1730 - 22,5 aa,5 8
19.9 242 60,8 5000 230 51 3I I2? 4 5O0 663 I43O - 25,1 24 7
3i,2 263,9 148,4 5970 44 57 130 4 a 670 77o 13^0 6 56 44 32
31,2 ai9 122 597o 98 57 4o I5^ 2 670 770 1500 6 56 44 32
10.7 155.8 Her 4965 19a 5I _ -2 500/730 650 i32o 4 17.З n 5,5
ia>6 151-4 43,8 4088 150 57 30 137 2 482 Coo 1450 4 19 24,5 9
^.a 153,7 40,8 4373 160 51 24 127 2 580 700 1320 3 18 15 5,5
«/7 135.6 43 4200 139 51 34 I33 2 520/790 650 1200 3 19,6 16 7,5
18,1 189 49,7 4660 188 51 25 133 2 650 700 1320 4 23 23 6
18.1 179,4 64,6 4660 i57 51 32 ,33 2 650 700 1320 4 23 23 6
aa,8 173,1 64,6 4660 151 51 33 133 2 650 700 1320 4 - - -
i4>5 191,1 Нет 45Qo 265 51 — - 4 475/710 650 1200 4 22,4 24 4
14.8 хбзд 47,4 4б6о i56 51 34 33 4 5Ю/77О 650 1230 4 23,5 23 5
13.2 хбз.8 43,i 445o i7o 51 34 133 2 575 650 1300 3 18,7 16 u
3r,4 290,4 n2 4660 246 - 60-4 5,0 711 1500 Нет - -
— — 124,5 5^5° ioo 57 40 152 2 580 700 2000 — — — _
3l\ 2a9 X« 597° 93 57 4O 152 2 670 770 32ОЭ 6 6l 49 22
8,36 83,2 Нет 3350 i6o 51 _ _ 2 5ОЭ 500 IO5O Нет Нет б,% 2
8>I 83-5 . 3400 180 45 _ -a 440 550 1100 » , 6,5 2
8A 85'3 • 345O 180 _ 45 _ _ 2 440 550 1100 „ , 7M 2,3
%1 ?5>3 З400 156 51 _ -2 440 550 1050 , . 7,5 2,4
8'4 83,2 . 3a5O IOO 5I _ __ 2 g00 500 IO5O ''D 2
4.3 5i » 3100 138 38 _ _ 2 330 500 950 „4 i.S
I'1 89-1 • 35°° 180 45 __ _ 2 4?o 6oo I200 ^ __ 7 /I
6'3 63,3 , 24oo 32i 38 _ _ 2 38Э 5оо iooo „ . 44 18
5.4 61,8 „ 3328 132 46 _ - 2 350 550 990 . . 6 i'2
2,21 24,16 „ 2330 80 38 - - 2 256 3OO 60O 2 3,2 3,3 ! 2
5,4 43.22 12,85 2700 81 45 I3 ю3 2 360 370 800 3 7 =,7 26
3,23 28,87 8,35 2535 57 44.5 и 4 2 285 300 6oo 2 3,75 | i 2'5
4,65 33,5 13.48 2535 56 44.5 18 89 2 285 300 600 3 - 5 2'°
465 32,5 13,4 J 2535 56 44,5 l8 89 2 285 300 600 3 4,8 5,2 a
18.5 180,71 71,48 5150 137 51 32 133 2 575 700 1850 4 29,5 27L Tj

240
ТИПЫ ПАРОВОЗОВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
[РАЗД. IV
За границей строится значительное коли-
чество паровозов разных типов, близких по
своим тяговым свойствам с небольшими кон-
структивными отличиями. В большинстве слу-
чаев многочисленность типов вызывается не
технической необходимостью, а условиями
капиталистического хозяйства, конкуренцией
частных железных дорог и паровозострои-
тельных заводов. В табл. 2—4 приведено
лишь небольшое количество характери-
стик паровозов (по одному — два каждого
типа), в основном построенных в период
1941—1948 гг.
В США в связи с трудностями электрифи-
кации железных дорог в капиталистических
условиях применяют паровую тягу даже для
очень большого грузооборота и допускают
нагрузку на ось паровоза до 36 т. Для пе-
ревозки тяжёлых товарных составов весом
до 4000—6000 т со скоростями 100 км/час и
выше и пассажирских со скоростями свыше
200 км/час понадобились паровозы мощно-
стью до 8000 л. с, Размещение в железнодо-
рожном габарите цилиндров и других узлов
паровой машины большой мощности предста-
вляет значительные трудности, а эксплоата-
ция и ремонт крупногабаритных деталей вы-
зывают затруднения и дороги, поэтому в США
за последние годы строилось значительное
количество сочленённых паровозов, а также
паровозы типа Дуплекс B-2-2-2, 3-2-2-3,
2-2-3-2), на которых в жёсткой раме располо-
жены две пары цилиндров, связанных с раз-
ными группами осей. Из-за этих же обстоя-
тельств паровозы с шестью сцепными осями
в жёсткой раме не получили распространения
(всего было выпущено в 1925 г. 50 опытных
трёхцилиндровых паровозов 2-6-1).
Основные размеры некоторых германских паровозов [6, 7]
Таблица 2
Серия паровоза
Осевая форму-
ла
Конструктивная
скорость в км\час
Служебный вес
в/п
Сцепной вес в т
Нагрузка на
движущую ось
ь т
Порожний вес
в/п
{Модуль силы тяги
в т
База колёс паро-
воза в м
Полная колёс-
ная база паровоза
с тендером в м .
Длина паровоза
с тендером в м .
Давление пара
в кг/см" .....
Площадь колос-
никовой решётки
в м? . . .'. . . .
Поверхность на-
грева в мг:
общая испаря-
ющая
топки
труб
перегревателя
Расстояние ме-
жду решетками в м
Жаровые трубы:
число . . .
диаметр в мм
Дымогарные
трубы:
число ....
диаметр в мм
Цилиндры:
число
диаметр в мм .
ход поршня
в мм • • • • *
Диаметр дви-
жущих колёс в мм
Запас воды в м*
Запас топлива
в/п
Служебный вес
тендера в/п ...
Порожний вес
тендера в/п ...
CI
2-3-1
I30
IO9,8
60
2O >
I0O,2
19
5,7
20,3
16
4,5
247
X7
230
87
6,8
24
163/171
106
65/70
2
600
660
2000
32
10
60,7
18,7
1
04
2-3-1
130
109,6
56,4
18,1
100,7
22,4
5,7
20,2
25
4,1
29i,4
84,6
-
—
2 2
460 720
660
2000
32
10
60,7
18,7
05
2-3-3
2OO
130
56,3
Il8,5
17.5
22,1
26,3
2О
4,7
256
9°
3
45°
660
2300
06
2-4-2
I4O
144
80,7
2O,2
131,7
29,2
H,5
22,5
26,5
. 2O
5.°
289
7,5
33
191/180
72
76,5/83
3
520
720
2000
38
81,i
33,i
42
1-5-0
80
96/101 *
85/89*
17/17,8
86,5/91
29,9
9,3
16
4,7
199,6
75,8
630
660
1400
32
10
60,7
18,7
45
1-5-1
910.
128
99,9
36,6
13,6
21,8
25,6
20
5.0
310
121
7.5
33
191/180
72
76,5/83
3
520
720
1600
81,1
33,1
50
1-5-0
80
86,9
75,3
78,6
37,3
9,2
18,9
16
3,9
177,6
15,9
161,7
63,6
5.2
35
125/^33
49/54
2
600
660
1400
26
8
29,5
25,5
52
1-5-0
80
84,'6
75.9
76,8
27,2
9,2
i8,9
16
3,9
177
63,7
600
660
1400
32
60,7
18,7
6з
2-3-2
100
123,5
60,7
20,2
*3,3
13,3
3,5
193
72,5
600
660
1750
Танк
8o
0-3-0
45
54
54
3,2
69,6
25,4
45O
550
I TOO
Танк
8i
0-4-0
45
67
67
16,8
25
4,2
4,2
14
98
34
500
55"
1100
Танк
84
i-5-I
75
126
91.4
i8,3
28,3
16
3.76!
210
85
4.7
48
125/'133
158
4&/5I
3
500
660
1400
Танк
* В знаменателе вес с подогревателем.

ГЛ. VIII]
ТИПЫ ПАРОВОЗОВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
241
Основные размеры некоторых английских паровозов [4, 7]
Таблица з
Параметры
Осевая формула
Служебный вес паровоза в от .
Сцепной вес в от
Нагрузка на движущую ось в т
Модуль силы тяги в т ....
База колёс паровоза в м . . .
Высота оси котла от головки
рельса в мм
Полная длина паровоза с тен-
дером в м
Полная колёсная база паровоза
с тендером в м ...
Давление пара в кг/смя . . . .
Площадь колосниковой решёт-
ки в лс2
Поверхность нагрева в м?:
топки
труб
общая испаряющая
перегревателя . .
Расстояние между трубными
решётками в лс .........
Жаровые трубы:
диаметр в мм
количество
Дымогарные трубы:
диаметр в мм
количество
Цилиндры:
количество
диаметр в мм
ход поршня в мм
Диаметр движущих колёс в мм
Запас воды в Л1а .
Запас топлива вот
Служебный вес тендера в от .
Серия паровоза
Мег-
chant
Navy
2-3-1
96,2
64
21,3
2О
II,I
19.7
25,5
202
227,5
77
5,i8
133
40 ¦
57
124
3
457
610
1880
22,7
5
5°
West
Country
2-3-1
87,4
57,2
19
i6,5
10,8
20,5
17,5
19,7
3,56
23,5
173,6
197
50,6
133
32
57
112
3
416
610
1880
20,4
5
43,3
Auste-
rity
1-5-0
79,6
68
13,7
18,a
9,°4
2819
20,6
17.4 •
io,8
3,72
17,8
l63,4
i3i
39,3
4,77
130
28
47,6
15a
483
711
1435
22,7
9
56,5
1-4-0
71,3
62, a
15,8
18,2
7,57
2743
19,4
16,3
15,8
2,66
15,6
14°, 5
156
28,9
3,66
130
28
44,4
193
2
483
711
1435
22,7
9
56,5
Lickey
74,8
74,8
17,7
23,1
6,37
2692
18,6
14,1
12,7
2,93
i4,7
145
*S9,7
38,6
4,39
130
27
47,6
145
4
425
711
1410
9.3
4
32
1-3-0 +
+ 0-3-1
157,2
124,4
21,3
34,3
24,1
26,79
24,1
13,4
4,13
17
181,7
198,7
43,3
3,78
130
36
209
m
1600
20,5
9
Нет
4P
1-3-2
88,3
52,5
8
2641
14
",7
14
a,6
]i3,7
127
22,4
130
44,5
157
499
660
1753
9
3,6
Нет
Ql
J50
Auste-
rity
0-4-0
75
75
20
i3,7
5,21
2578
11,13
5,21
12,7
2,19
13,1
99,2
112,3
Нет
3.12
Нет
44,4
228
483
обо
1422
9,i
4
Нет
59
59
2Э,3
12,6
4,95
2286
1О,1б
4,95
12,3
9.6
94,3
104.
Нет
3,17
Нет
44,4
213
47°
65о
1422
6,9
4,6
Нет
о-з-о
49
49
12^8
3,35
2273
9,35
3,35
',56
8,i
81,2
89,3
Нет
3,2i
Нет
44,4
457
660
1295
5,5
а.З
Нет
Таблица 4
Серия
4000
МЗ-4
АС-11
ЕМ-1
Н-8
Z-7-8
L-97
А
Q-2*
5000
J-3
К-62
S-La
Shay
T-l
J-1
L-2
J-L
Осевая формула
2-4+4-2
1-4 + 4-2
2-4 + 4-1
1-4+4-2
i-3+З-З
2-3 + 3-2
2-3 + 3-2
1-3+3-2
2 2-3-2
i-5-a
2-4-2
2-4-2
2-4-2
0-2-2-2-0
2-2-2-2
1-5-2
3-3-2
3-4-2
Служебный вес в от
345
317
299
285
329
29O
286
2бО
28о
244
i8i
213
314
147
23O
Зб!
199
339
Сцепной вес в от
244
256
241
32O
214
202
184
196
178
172
103
122
125
147
121
I72
98,5
131
Основные
Нагрузка на движу-
щую ось в от
3°,9
3»
3<>,1
27 > 5
35-7
34
3^,6
32,7
35,4
34
2б
3°>5
3*
а».5
з°,з
34.4
33.8
32,8
Модуль силы тяги
в т
72
74,8
66
63,7
5Э
57,1
52
57,4
53-7
58
3°>3
36,4
33,3
14,8
33. t
5°,9
37,7
37,6
База колёс паровоза
в м
22,1
2о,5
2О,5
19,9
19
—
18,4
18,4
16,3
15,3
13.7
14,4
14,9
15,8
15
12,6
14,3
размеры
Полная колёсная база
паровоза с тендером в ж
зб
34,5
34.2
3+.4
34,5
33,5
33,5
33
33,8
ЗЗ.з
зб,з
Зэ
30
15
32,6
3ii7
28
29
Давление пара
в кг/см1
21,1
i6,9
17,6
17,]
18,3
18,3
19,7
31,1
21,1
21,8
Х7,5
19,1
!9,3
И
21,1
19
17,9
Г7,9
некоторых
Площадь колоснико-
вой решётки в м*
Ч
и,6
12,9
ю,9
12,5
14.1
12,2
11,3
",3
п,3
7,2
8-95
9,3
4,5
8,6
ii.3
8,3
9,9
Испаряющая поверх-
ность нагрева котла в м'2
547
629
боз
49»
673
534
446
б17
б 24
563
39°
416
43O
17а
391
6и
393
4бз
Поверхность нагрева
топки в м?
65
7°
44
7°
7i
70
54
54
67
59
43
45
48
21
46
53
43
53
паровозов США
Поверхность нагрева
труб в м3
482
559
558
431
6О2
464
39а
5бз
557
5°4
348
371
382
154
34э
558
35°
4°9
Поверхность нагрева
пароперегревателя в-и-
329
357
343
197
S97
195
2OI
252
272
241
i6o
137
184
4О
156
273
168
2OI
Жаровые
трубы
Число
184
245
240
177
278
73
177
239
377
249
i69
58
177
28
69
277
171
178
Диаметр в мм
IO2
96
89
IO2
89
140
IO3
89
89
89
89
140
102
13б,5
140
89
89
103
15]
Дымо-
гарные
трубы
Число
75
82
91
«3
48
192
45
57
51
56
49
199
55
'56
184
—
5°
42
Диаметр в мм
57
57
57
57
57
57
57
57
63,5
57
57
57
57
51
57
57
57
Расстояние между ре-
шётками в м
6,7
6,4
6,7
6,25
7
7
6,1
7,34
—
6,4
6,25
6,1
5,8
4,1
5,5
6,4
5,5
6,4
Цилиндры
Число
4
4
4
4
4
4
4
4
2
2
2
2
2
3
4
3
3
а
Диаиетр в мм
боз
ббо
6ю
бю
573
5»4
533
6ю
6о3
76т
боо
635
432
5<"
737
635
673
Ход поршня
в мм
813
?i3
813
8i3
838
813
813
762
737
864
7*?2
8i3
813
457
ббо
864
762
8i3
Диаметр движущих
колёс в мм
1737
i6oo
1613
1626
1700
1778
1753
1773
1753
1880
1778
1880
1905
1219
2032
1753
1981
1753
Тип тендера
2+5
2+5
3X3
2X3
3 + 4
2 + 5
з+5
2X3
2X4
2X4
2X3
2X3
2+5
3
2X4
2X4
2X3
2X3
• Два передние цилиндра 5 02X71Ь
16 ТОМ 13

Таблица 5
Название паровоза
Горапио Аллен
№ 1400
Джон Джервис
№ 1401
Джемс Арчбальд
N» 1402
Лори № 1403
№ 6001Ю
Шмидт-Алко
Лэди Балтимор с во-
дотрубной топкой типа
Эмерсон
Лорд Балтимор с во-
дотрубной топкой типа
Эмерсон
Шмидт-Алко
Шмидт № 80С0 с кот-
лом Эл&ско
Шмидт-Геншель
Лоффлер-Шварцкопф
Шмидт-Геншель
Паровоз 2-3-2 с инди-
видуальными паровы-
ми машинами
Танк-паровоз Винтер-
турского завода с от-
бойным валом
Гресли-Ярроу №10000
Шмидт-Феулер
•ройки
г-
О
С
Год
1924
1927
1930
1933
1926
1930
1934
1934
1930
1930
1925
1929
1930
1939
1927
1929
1929
Место постройки
Страна
США
«
»
„
>
Герма-
ния
То же
„
Швей-
цария и
Фран-
ция
Швей-
цария
Англия
Завод
Алко
ш
„
ш
Балдвин
Алко
Мастерские
Моунт Клэр
То же
Алко
Мастерские
Монреаль
Геншель
Шварцкопф
Геншель
в Касселе
Эльзасское об-
щество и Швей-
царский локо-
мотивострои-
тельный завод
Винтертурский
завод
Дарлингтонск.
мастерские и
завод Ярроу
Северо-Британ-
ское локомо-
тивное обще-
ство
Паровоэь
Место работы
Страна
США
,,
Япония
Канада
Герма-
ния
То же
Фран-
ция
То же
Швей-
цария
Англия
Дорога
Делавер Гудзон
То же
„
Пенсильванская
И J^p.
Нью-Йорк
центральная
Балтимор и
Огайо
То же
Тихоокеанская
Государствен-
ная
То же
Париж—Лион-
Средиземное
море
Северная
Государствен-
ные
Лондон, Се-
веро-Восточная
Лондон, Цен-
тральная и
Шотландская
среднего и высокогс
Род
службы
ToRap-
„
»
Курьер-
ский
Товар-»
ныи
Пасса-
жирский
овоза
с
с
Тип
i-4-o
1-4-0
1-4-0
2-4-0
З-5-1
2-4-2
2-2-2
2-3-2
i-5-a
2-3-0
2-3-1
2-4-1
2-3-2
1-3-1
2-3-З
2-3-0
Давле-
ние па-
ра в кот-
ле
сого
•ния
вин;
^ ч
я от
в ати
24,6
28,1
35'3
35,2
24,6
бо
24,6
24.6
бо
бо
123
бо
бэ
бо
31.6
бз.з
-
_
_
—
17,6
—
—
17,6
14.о
14,о
14,о
за
—
17,6
> давлений [3
Число цилиндров, диаметр, ход
высокого
давления
1—597X762
!—565X762
1—52ЭХ812
1-3о8х8т2.8
1—685x813
1—330X762
2—444.5Х7",2
3-482,6X7". а
I—393X7II
1—290X630
2—22ОХббо
2—240X650
I8-I5OXS55
3—215X35°
а- Э54Хббэ
1—292X660
среднего
давления
-
-
1—698,5X812,8
—
-
_
-
—
—
_
—
—
—
поршня в мм
низкого
давления
1-1041x762
1-978X763
1—901Х812
2-838.2x812,8
2-685x813
2-585X762
—
_
2—610X762
2—500x630
I—бооХббо
2—560X7°°
—
3_5э8Хб6о
2-4бэХббо
ущих
S °
II
1448
1448
гбоо
i6oo
1613
1753
2133-6
_
1600
1980
20 эо
i8jo
I55O
1520
2021
2057
R
: состс
[бочем
ш а
m 1
157.5
154.6
161,4
пз-з
2Э7.5
184
98,8
?33л4
224
92,1
.5
иб
на
75.о
1О55
88,з
Б
вес в
5S
О
с
Сце:
'35.о
134.2
136,0
Г42.О
153.5
-
45.3
7O.8
45
6з,2
бо,о
74
__
48,0
63-5
64.1
вижу-
= о
eg
>.0
и 2
« >.
х 3
33.75
33.55
34.°
3>.5
ЗО,7
-
22,7
23.6
29
23,1
2О,О
18,5
_
16,0
21,а
21,4
Вес
тендера
в т
а
3
X
VO
0}
>.
s
X
Q
С
3 |ё
8o,i
137.4
126,0
124,5
но,о
—
77,1
9°. 7
-
66,62
73 -6
—
_
-
-
55.5
—
-
34.1
зз.з
—
28,12
_ .
—
_
_
to
to

Основные характеристики некоторых паротурбовозов постройки 1921—1945 гг.
Таблица 6
Система и тип
Юнгстрем 2-3-3-1
Целли 2-3-2
Рамсай 1-3-0+0-3-1
Маффей 2-3-1
Крупп-Целли 2-3-1
Юнгстрем 2-3-3-2
Юнгстрем 2-3-4-1
Юнгстрем 2-3-3-2
Юнгстрем 1-4-0
2-3-3-2 + 2-3-3-2
1-2-1 + 1-2-1
3-4-3
Страна и год
постройки
Швеция 1921
Швейцария 1922
Англия 1922
Германия 1924
1924
Англия 1925
Швеция 1925
1927
1929
США 1938
1944
1944
к
л
о
X
о
i8oe
IOOO
125с
2000
2ООО
3000
175°
i8oo
1500
5300
40с 0
6900
Скорость в км/нас
да—по
75
дб
I2O
100
I2O
65
90
бо
20О
-
1бО
35*
Турбина
Тип
Активно-реактив-
ная
Активная
Активно-реактив-
ная
Активная
Активно-реактив-
ная
То же
-
Число
ступе-
ней
активной
i
б
9
i
6
i
_
_
-
Многоступенчатый
компаунд
Активно-реактив-
ная
Активная
-
6
реактив-
ной 1
15
-
-
5
-
-
-
_
-
—
Число
оборо-
тов в
минуту
9 200
7 боо
—
8 8оо
8 ооо
ю 5оо
7 15°
10 ООО
10 ООО
12 ООО
7 53°
9 ооо
8300*
Передача
Механическая
Электрическая
Механическая
-
-
-
Электрическая
Гидравлическая
Механическая
Переда-
точное
число
22,5
28,7
28
24
-
25,3
32,4
32,3
-
-
_
18.5
74*
Тип конденсатора
Воздушный
Водяной
Воздушно-ротативный
(с испарительным
охлаждением)
Водяной
-
Воздушный
Без конденсации
Воздушный
Конденсация
Без конденсации
Е
Ч
I
О
!•
ex J2
а о
О н*
IOOO
-
220
22O
I25O
I2OO
1300
-
-
-
Нет
Котёл
Давление в кг/см'1
18—21
15
15
23
15
22
19-5
19.5
13,5
юз
*5
21,8
Площадь колосни-
ковой решётки в м
2,6
8,3
2,6
3,5
3.x
2,8
З,1
3,1
З.о
-
-
11,3
Поверх-
ность на-
грева в л2
испаряю-
щая
«5
io6,4
НЗ
'59,7
'55
150
122
122
150
-
4б4
перегрева-
теля
-
37.8
-
51
66
62
73
73
too
-
-
190
-od
Служебный вес па
турбовоза в т
126
i°4,5
133,6
«ч
.7
М3,3
.*>,5
13°. 5
-
240
-
264
* При ходе тендером вперёд

244
ТИПЫ ПАРОВОЗОВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
(РАЗД. IV
Из-за невозможности создать цилиндры
достаточно больших размеров паровозы в США
работают в основном с большими отсечками.
Котлы выполняются в большинстве случаев
с мелкотрубным перегревателем. Котлы
с широкотрубными перегревателями выпол-
няются с жаровыми трубами недостаточно
большого диаметра A40 мм), поэтому пере-
грев пара у паровозов в США значительно
ниже, чем у паровозов в СССР. Следствием
низкого перегрева и работы с большими отсеч-
ками является большой расход пара на 1 л. с. ч.
у паровозов в США.
Магистральные паровозы в США строятся
в основном с так называемыми брусковыми
рамами из стальных литых листов толщиной
90—150 мм. Часть паровозов выпускается
с цельнолитыми рамами.
Основное внимание при конструировании
паровозов в США уделяется вопросу макси-
мального увеличения безостановочного и без-
ремонтного пробега паровозов.
Наряду с сочленёнными паровозами строи-
лись также паровозы 2-4-2. Паровозы эти при-
меняются как для пассажирского, так и для
товарного движения. Для лёгких скоростных
пассажирских поездов нашли применение
в основном паровозы 2-3-2. Для дорог со сла-
бым верхним строением пути применяются
паровозы типа Шэй. На этих паровозах вер-
тикальная паровая машина связана с движу-
щими осями системой валов и зубчатых пе-
редач.
Европейские паровозы, равно как и паро-
возы всех остальных стран (кроме СССР и
США), в большинстве случаев строятся с на-
грузкой на ось не более 22 т. Мощность этих
паровозов, как правило, значительно ниже,
чем в СССР. Для колониальных стран с малым
грузооборотом и слабым верхним строением
пути иногда строятся паровозы типа гаррат*
На пригородных и коротких участках желез-
ных дорог применяются для товарной и пас-
сажирской службы танк-паровозы. В Англии
до последнего времени продолжают строить
паровозы с внутренними паровыми цилин-
драми.
Во Франции в погоне за экономичностью
продолжают применять на паровозах машины
двойного расширения пара.
Следует отметить применение в Болгарии
танк-паровозов с шестью сцепными осями. Эти
паровозы заказывались для Болгарии в 1923,
1930 и 1943 гг.
Как правило, европейские заводы строят
для паровозов котлы клёпаные, с широко-
трубными перегревателями; топки выполняются
в ряде случаев ещё медными или со связями
из монель-металла. Боковины рам парово-
зов — из листов толщиной 25—40 мм и зна-
чительно реже 90-100 мм.
Расход пара на 1 л. с. ч. у европейских
паровозов значительно меньше, чем у паро-
возов в США, и приближается к аналогичному
показателю паровозов в СССР.
В целях повышения к. п. д. паровоза и улуч-
шения его эксплоатационных показателей
в СССР и за границей строится значительное
количество опытных паровозов специальных
типов. Делались неоднократные попытки при-
менить на паровозах мероприятия, получив-
шие широкое распространение в стационар-
ной и судовой теплотехнике (водо- и возду-
хоподогрев, вентиляторная тяга и т. д.).
Большие конструкторские и опытные ра-
боты проводились в СССР и за границей по
применению на паровозах пара повышенного
и высокого давлений.
В табл. 5 приведён обзор построенных
паровозов высокого давления и некоторых
наиболее интересных проектов.
Современные паровозы высокого давления
недостаточно надёжны в эксплоатации.
Применению на паровозах вакуумной кон-
денсации также уделено много внимания. Как
правило, вакуум обусловил переход от поршне-
вой машины к турбине.
В табл. 6 приведены сведения о некоторых
построенных паротурбовозах. Современные
конструкции конденсаторов не обеспечивают
надёжного поддержания вакуума в условиях
эксплоатационной работы паровоза. В связи
с этим были испытаны также паротурбовозы
без конденсации.
Длительная эксплоатация таких паровозов
показала их полную эксплоатационную надёж-
ность.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Бабичков А. М., ЕгорченкоВ. Ф., Тяга
поездов, Трансжелдориздат, 1947,
2. Бойко Ф. И., Паровозы промышленного транспорта,
Машгиз, 1948.
3. Сыромятников С. П., Николаев И. И.,
Шишкин К. А., КарвацкийБ. Л., Справочник
по паровозам, рукопись.
4. British Locomotive Types, 1946.
5. Locomotive Cyclopedia, 1947.
6. Die Lokomotive, Berlin 1Э39-1944.
7. Railway Gazette, London 1945-1948.

Глава IX
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
ТЕПЛОВОЙ ПРОЦЕСС КОТЛА
Большое распространение получил следую-
щий метод теплового расчёта паровозного
котла [3J].
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛА И К. П. Д
На фиг. ] приведена схема распределения
тепла в паровозе ФД. В механическую полез-
ную работу превращается в паровозе до 7%
тепла топлива
Эффективный к. п д. паровоза
где i\K — к. п. д. котла; -х\тр — к. п. д. трубо-
провода; t\t. — термический к. п. д.; ^ — отно-
Здесь qox — потеря тепла от охлаждения
в °/о! Чух, ~" потеря тепла с уходящими газами
в %; qx— потеря тепла от химической непол-
ноты сгорания в %; qM — потеря тепла от меха-
нической неполноты сгорания (провала, уноса
и пр.) в %; it — теплосодержание свежего пара
в ккал/кг', /8 — теплосодержание отработанного
пара в ккал/кг; qn в — теплосодержание пита-
тельной воды в ккал/кг; AL( — индикаторная
работа машины в ккал/кг; ALt— работа иде-
альной машины в ккал/кг.
Примерные значения компонентов фор-
мулы A) следующие: %« 65%, ч\тр ~ 98%,
fit ~ 18%. t)oi « 70%. гы х 95<уп,
Патера тепла
котлом
Потери тепла
в машине
Полезная
работа
Фиг. 1. Схема распределения тепла в паровозе ФД: q — химическая потеря тепла от неполноты
сгорания, q + q — потери тепла в шлаке и провале топлива; q —то же на служебные нужды;
а — то же от охлаждения: а — то же с уходящими газами; а — то же от уноса топлива;
ох чух ун
а —то же от теплообмена пара со стенками цилиндров: q — то же на трение; а' —тоже
4 т. о Г то vm
от утечек;
+ яя
тр ' -ут
— то же с уходящим паром и от теплообмена.
сительныи индикаторный к. п. д.; г\м — меха-
нический к. п. д.
Множители, входящие в формулу A), рав-
няются
= \-0,0\('qox+qy,
— Чп- в)
АЦ
= А1Г/>
N.
B)
C)
D)
E)
Служебно-эффективный к. п. д. паровоза
%.c = rle-rlC' ' F)
где •%. и 0,75 — коэфициент эксплоатации паро-
воза.
На фиг. 2 приведена Т — S-диаграмма
теплового процесса паровоза с конденсацией
пара (см. стр. 403). Рабочий пар при давле-
нии pt и температуре перегретого пара ty
(точка /) поступает из котла в машину, где
он расширяется (принимается по адиабате) до
давления р% (точка 2). Затем пар расширяется

246
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
в турбине дымососа до давления р2 (точка 3).
Пройдя паропровод, отработавший пар расши-
ряется дополнительно в турбине вентилятора
(на тендере) до давления р (точка 4). После
этого пар поступает в секции холодильников,
где происходит процесс конденсации пара при-
мерно при атмосферном давлении. Получен-
ный конденсат (точка 5) собирается в баке,
откуда он поступает в питательный насос, где
давление конденсата повышается до котлового
60%4- ПЖ или ПС 20% + Г 20<уо; подмосков-
ный уголь 20%+ПЖ 20% +А 60%; А или Т
70% + ПЖ или ПС 15% +Г или подмосков-
ный 150/0; А или Т 60%4-ПЖ или ПС 20% +
+ Г или подмосковный 20%; А или Т 80% -}-
4-ПЖ, ПС или Г 20%.
Стокерное отопление: бурый уголь—
100% (Подмосковного и других районов); бурый
уголь до 70% + 30% угля марки ПЖ; угли
марок А 500/0 +Г 500/0; А 500/0 + Д 50»/0;
А 40% + Г 400/0 + подмосковный уголь 20%;
А 70%+Г или Д 30%; подмосков-
ный бурый уголь до 70% + 30%
и более углей марок Г, Д.
Топливным эквивалентом Э (по
данным МП С) называется отноше-
ние теплотворной способности 1 кг
действительного топлива, использо-
ванного в действительном котле, при
у\к к теплу 1 кг условного топлива,
оценённого в 7000 ккал:
G)
7000
Фиг. 2. Т — 5-диаграмма теплового процесса паровоза
сацией пара.
давления рг (точка 6). В котле происходит
подогрев конденсата до температуры кипения
(точка 7) и его испарение до определённой
степени сухости (точка 8). Затем влажный пар
поступает в перегреватель, где достигает тем-
пературы /i (точка /).
ВИДЫ ТОПЛИВ И ИХ ЭКВИВАЛЕНТЫ
Для паровозов, применяются следующие ви-
ды топлив (в %): каменных углей—56, бурых
углей—18, антрацитов и тощих углей — 22,
мазута — 2, дров, торфа и сланцев — 1,
топливных отходов (изгарь, шлакоотсев
и.т.д.)—1. Использование искусственного то-
плива (брикетов, угольной пыли и т. д.) нахо-
дится в стадии опытной проверки.
В номенклатуру основных сортов твёрдых
топлив и их смесей, применяемых для парово-
зов, входят:
Ручное отопление: бурый уголь БР,
БК, БО, БМ (Подмосковного и других бассей-
нов и районов); торф; дрова различных пород
влажностью до 55%; тощий уголь Т; антрациты
различных сортов; подмосковный уголь G0%) +
4- антрациты (до 30%); подмосковный уголь
(до 40%) 4- дрова FОо/о); подмосковный уголь
(до 50°/о) -f- торф E00/0); подмосковный уголь
(до 70%) 4- угли марок Г, Д, ПЖ, ПС (до 30%
и более); подмосковный уголь (до 90%) + дом-
бровский уголь A0% и более); угли марок Т
E0%) 4- ПЖ E0%); А до 800/0 4- ПЖ 20% и
более; АРШ 75% + ПЖ 25% (стандартная
смесь); Г 65%+ ПС 35<>/0; Т 40% 4- ПС 60%;
А 50% 4- ПС 50%; А 400/0 + ПЖ 30% 4- под-
московный уголь 30%; А40%+ПС300/0-j-под-
московный уголь 300/0; А 45% + ПЖ 20% +
4- Г 35%; Т 40% 4- ПС 30<у0 + Г 30%; Т или А
где Q^ — низшая рабочая теплотвор-
ная способность топлива в ккал/кг.
В табл. 1 приведены эквиваленты для
различных топлив, подсчитанные по
онден- формуле G) для топок со стандарт-
ными колосниковыми решётками и
сводами. Значения Q^ и i\K в табл. 1
взяты из опытных данных, причём % указы-
вается для ручного отопления при форсировке
гкч = 45 нг/м2час нормального пара, для сто-
керного отопления — при гкн — 60 кг/мНас.
Таблица 1
Значения топливных эквивалентов
Топливо
Наименование
Марка
особ-
с
о
№
S
гвор
о
ч
с
о
н
к
л
а
Ни;
ей
то
05
Я
Ч
С
О
н
л
н
нос
1
ч
о
I. Жидкое
Топочный мазут -
//. Твёрдое
Донецкий уголь
Донецкий уголь бри
кет
То же
959° I °»74° i,oi4
947° I о.бЭ! о,935
(стокерное отопление)
Д
Г
ПЖ
ПС
ПС, П/К
Т
Донецкий антрацит
Угли:
подмосковный
кизеловский .
челябинский .
карагандинский
Ст. Моспино
Ст. Ханжен-
ково
Ст. Енакиевс
AM
АРШ
Средний
Г/ПЖ
Средний
ПЖ/ПС
55°о
6410
б7?°
6830
66з4
72IO
757O
779°
6980
6690
6590
2890
5°9°
4'3°
о,б45
о,59б
о,527
о, 45°
0,400
о, а88
о, 528
о, 528
о, 51°
о,593
о, 5^3
о,478
0,630
о,585
0,512
0,546
0,510
0,439
о,378
0,297
0,588
0,^09
0.56/
0,492
0,197
0,51а
°.345
о, =>л

ГЛ. IX]
ВИДЫ ТОПЛИВ И ИХ ЭКВИВАЛЕНТЫ
247
Продолжение табл. 1
Топливо
Наименование
Угли:
то же, пласт
федоровский . .
сибирский ленин-
ский
то же
прокопьевский .
Киселевский . .
анжеро-суджен-
ский
куйбышевский .
Марка
БР
Г
Д
СС
СС
ПС
Т
о я
Si
х m
§ О
О се
е к
н с
« 2
ев ^
to н
К g
4530
6765
6275
6795
6870
6993
я
ч
о
X
0,612
0,610
0,610
0,612
O.595
0,572
III. Твёрдое (ручное
Бурые угли подмо-
сковные:
таварковский . . Бк, Бр, Во
побединский . . Бк, Бр, Бо
бобриковский . . Бк, Бр, Бо
Оболенский . . . Бк, Бр, Бо
шекинский . . . Бк, Бр, Бо
среднего каче-
ства Бк, Бр, Бо
Бурые угли ураль-
ские:
богословский . . Бр
челябинский . . Бк, Бр
Бурые угли средне-
азиатские:
кизил-кийский . Б
среднесулюктин-
ский Б
среднешураб-
ский Б
Бурые угли караган-
динские:
федоровский . . Бр
Бурые угли сибир-
ские:
черновский —
тарбогатайский . Б
то же Б
Бурые угли даль-
невосточные:
артемовский . . Бк, Бр, Бо
кивцинский . . . Бк, Бр, Бо
райчихинский . . Бк, Бр, Бо
тавричанский . .
Бурые угли украин-
ские:
александрийский
кировский . . .
звенигородский .
Длиннопламенные
угли:
донецкий .... Д
среднеазиатский
Берчегур ....
сибирский черно-
городский.... Д
сибирский че-
ремховский ... Д
сибирский Ленин
ский Д
Газовые угли:
донецкий . . .
отопление)
уральский кизе-
ловский
закавказский
ткварчельский .
то же тквнбуль-
ский
среднеазиатский
кок-янгакский .
то же чок-пак-
ский
Г
Гк/П
г/пж
г/пж
г
2900
3i6o
20.78
2873
3987
3°'3
3650
413°
4850
4920
4195
4530
4770
3870
3920
3118
336Т
4890
1780
1485
2О8О
55бо
4475
57°о
5ббо
6275
6410
57 7О
599°
498о
473O
5130
6400
о,578
о, 578
о,57«
о, 578
°.54О
о,578
о, 578
°.58j
о,54О
о,54о
о,54о
0,585
о,595
о,573
0,578
0,540
0,54^
0,578
0,500
0,5 Jo
0,500
0,600
0,580
0,600
0,600
0,600
0,615
0,600
0,600
0,580
о,=8о
о,58о
o,6i5
о, 39-
0,590
0,547
0,594
0,584
0,464
0,240
О,2бг
О,24б
O.2J7
O.23O
0,240
0,345
0,374
0,379
0,379
о,4об
O.32O
о, 324
О,2+1
о,збо
0.127
о,юб
о, 149
0.477
0,494
0,485
0,538
0,494
0,414
0,39
0,425
0,562
Топливо
Наименование
Газовые угли:
сибирскийленин-
сибирский бука-
чачинский . . .
шпицбергенский
Паровичные жирные
угли:
донецкий ....
щ ....
сибирский кеме-
ровский ...
сибирский оси-
ДВК сучанскнй
карагандинский
донецкий ....
Паровичный спека-
ющийся уголь:
сибирский анже-
ро-судженский
донецкий ....
п ...
сибирский кисе-
сибирский кеме-
карагандинский .
Тощие угли:
донецкий ....
сибирский куй-
бышевский . .".
Донецкий брикет. .
¦ ж * *
Антрациты:
донецкий ....
» ....
» ....
я ....
п ....
уральский егор-
шинский ....
уральский бре-
Сланиы:
веймарнские . .
гдовские ....
кашпирские . . .
ундорские . . .
савельевские . .
Изгарь — мелочь из
дымовой коробки па-
ровоза
Дрова (№ - 25%):
лиственные . . .
хвойные ....
смешанные . . .
Дрова (W -35%):
лиственные . . .
хвойные ....
смешанные . . .
Дрова (W =45%):
лиственные . . .
хвойные ....
смешанные . . .
Фашина
Торф машинный
(W -- 30%)
Торф машинный
(W - 45%)
Продолжение
Марка
г
Г/ПЖ
г
пж
ПЖ. П/К
пж
пж
ПЖ/К
к
ПС
ПС
ПС, П/К
СС
ПС
ПС
т
т
Ст. Моспино
Ст. Ханжен-
ково
Ст. Енакиево
АП, АК
AM
АРШ
АС
АСШ
АР
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
_
—
.
—
о
11
X «
§•*.*
О сэ
s s
в ?
=3 -а
б;68
5735
6445
6710
6240
695°
55ot
65 >о
571°
639°
7225
6З30
6624
6870
у
68ю
621O
72IO
бб^э
7i7°
779°
69S0
7180
6690
659°
6580
6410
6150
Crt- -
2578
2170
17 ю
1733
1653
-L3OO
3t 15
3215
3185
2б>О
27O5
2б8о
2125
22 Х>
2'75
2826
4210
Q22O
О"*—**
24ОЭ
тла^
о
с
О 6l=l
о.бээ
o,6oo
o.65o
0,630
0,600
0,660
0,660
0,6b j
0,653
0,650
0,650
0,6^5
0 623
0 6^c
0,630
O.577
o,577
0,610
0,610
o,6oo
0,630
0,597
o,57'
0,402
0,402
°,57'
о 571
o.5oo
o,5oo
0,480
0,480
0,480
0,289
o,383
0,5 j8
0,581
0,54°
o,546
0,591
o,53o
°,537
°,4->o
0 500
О ~QO
,0
0,500
табл. 1
валент
I ЭКВИ
Топливны?
О ЗД1
, J7T
о, 492
о, 552
о.бзз
0,562
0,59е
0,625
о,6x3
о,538
о, 593
0,671
0,634
O1591
0,613
0,632
о,577
о. 594
°>Т
о.ббо
0,679
о, 593
о,б|6
о.571
O.538
".373
0,502
0,469
о, i8|
0,155
0,117
0,119
0,113
0 16л
, о
О,2б2*
О, 253
°,254
0,217
о,зо8
О,2Э9
о, 179
O,l66
0,167
0,162
0,230
0,244
0,171
* Для лиственных дров и топлив, перечисленных ниже,
указан весовой эквивалент.

248
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
ПРОЦЕСС ГОРЕНИЯ
Процесс горения топлива зависит от ряда
факторов, важнейшими из которых являются
качество топлива (химический состав, размер-
ная характеристика), режим работы котла (ин-
тенсивность горения, форсировка), метод ото-
пления, конструкция топки, способ подвода
воздуха и квалификация кочегара.
Количество тепла, заключённого в топоч-
ных газах, определяется уравнением
Q = GTQPH rir+ Qeo3=GT\igo. гср tz ккал}час, (8)
где Gг — расход топлива в кг/час; QeO3 —
количество тепла, вносимое подогретым воз-
духом в топку, в ккал/нас; ср — средняя ве-
совая теплоёмкость продуктов сгорания при
р = const в кКал/кг°С; tz — теоретическая тем-
пература горения в °С; g0 г— количество га-
зов — продуктов сгорания в кг на 1 кг топлива;
rir— к. п. д. топки; (л. — коэфициент механи-
ческой полноты сгорания.
Замена теплоёмкости смеси теплоёмкостями
отдельных газов приводит формулу (8)к виду
Q =
где ge> ёг> ё\П^ ~ веса отдельных газов в кг
на 1 кг топлива; t—температуры газов в "С;
а', а", а^пК Ь', b', b^ — коэфициенты из эмпи-
рических формул теплоёмкостей.
По опытным данным теплоёмкости для азота,
кислорода и окиси углерода равны
I; A0)
для углекислого газа
ккал/кг°С; A1)
для водяного пара
с"р'=а'"-{-V"/=0,4509-1-0,000049* ккал/кг°С. A2)
После ряда подстановок и преобразований
получим расчётную формулу вида
Q = Mtz + Ni; ккал/час,
A3)
где
М =
+ 0,0021
+0,0406// + 0,0045 Wp) ; A4)
N = GT у. (о,0000455 со ^со +0,0000013СР+
+0,0000044//+0,0000005 Wp) , A5)
где СО2 и СО—объёмные проценты этих газов
в сухих продуктах горения; Cps Нр и Wp —
весовые проценты углерода, водорода и влаги
в топливе.
Из формулы A3) определяется теоретиче-
ская температура горения в °С:
— M
2N
A6)
Температура горения без учёта потерь
So. гср
где а — коэфициент избытка воздуха; Lo — тео-
ретическое количество воздуха в кг, приходя-
щееся на 1 кг топлива; (юс
св—теплоёмкость воз- я
духа в ккал/кг °С;
te — температура воз-
духа в "С.
Характер измене-
Ч
2200
ния tz в зависимости
от а приведён на
фиг. 3.
Средняя темпера-
тура газа в топке без
учёта лучеиспускания
t=-
гооо
f800
/600
/ш
1200
W00
800
ч
\;
V
ч
\
,3
к
или приближённо
, A8) КО 12 /,* 1,6 1,8 ОС
Фиг. 3. Характер изменения
1г в зависимости от а: / —
нефть; 2— уголь; 3— дрова.
tx ig-t\Tt A9)
где Tjy — к. п. д. топки, равный 0,93 — 0,98 для
нефтяного отопления и 0,75—0,9 для уголь-
ного.
Средняя температура газа в топке с учё-
том лучеиспускания
tx = t{\ — <s), B0)
где о — коэфициент прямой отдачи в топке.
Коэфициент а равен 0,30 для топки без
свода, 0,20 для топки с 50%-ным сводом, 0,15
для топки с 650/0-ным сводом.
Средняя температура газа в топке может
быть проверена по эмпирическим формулам,
полученным при испытании паровозов:
для угольного отопления
11820
tx = 1450
B1)
+ 90800
для нефтяного отопления
-^~^ + 11 170
tx = 1536 -J-
-jj-Z- + 80 900
tiT
Здесь Нт — поверхность нагрева топки в л&;
100-?*
100
— коэфициент механической пол-
ноты сгорания (для нефти р. = 1).
Характер изменения t\ в зависимости от
условного теплового напряжения топки
I \
— —« ккал/л&час для угольного
и нефтяного отопления приведён на фиг. 4 и 5.

ГЛ.IX]
ТЕПЛОПЕРЕДАЧА
249
Температура газа у задней трубчатой ре-
шётки определяется по формулам для нефтя-
ного отопления
t2 = 1600
^+11500
B2)
= 1600
B3)
qT + 153 000
и для угольного отопления
qT + 25 400
97T212000'
При различных рабочих режимах котла t%
изменяется от 900 до 1300° С и зависит прежде
t,°C
1300
то
900
100
5000 200 ШТоТ8001г_
1000 м}час
Фиг. А. Характер изменения t,
в зависимости от теплового на
пряжения топки (при угольном
отоплении).
Тепловое напряжение топки превышает
в несколько раз теплонапряжение трубчатой
части котла. Топка производит 40—60% пара
всей паропроизводительности котла. В сред-
нем 1 л2 поверхности нагрева топки воспри-
нимает тепла от газов и передаёт его воде
и пару в 10—12 раз больше, чем трубчатая
часть. Коафициент теплопередачи зависит от
ряда факторов; главнейшие из них — харак-
тер и скорость движения газового потока,
конфигурация газового тракта, чистота и шеро-
ховатость повеохности, свойства и параметры
"
/
1
7
——
/
¦ -
Фиг. 5. Характер изменения tx
в зависимости от теплового на-
пряжения топки (при нефтяном
отоплении).
200 Ш 600 800 ЮООЧт
Фиг. 6. Характер изменения Са в зависимости от
теплового напряжения топки (угольное отопление).
всего от качества топлива, размеров, конструк-
ции и устройства топки. Характер изменения^
Яг
для угольного отопления в зависимости от
приведён на фиг. 6.
Температура газа у передней трубчатой
решётки ^з для нефтяного отопления равна
(»- /200+
383 000
^0,177/ /Г<+1150Л
^o,oiO5^ I QJr>p ;B4)
'+153 000 /
—
для угольного отопления
г 40,177/ Н
¦+1О80О
—~+Ш 000
п
;B5)
Здесь Н = Нисп + Нп — поверхность нагрева
в л*2; L — длина труб в м; г— гидравлический
радиус труб в м, причём
"ж + пд
м,
B6)
где пж, tiq — число жаровых и дымогарных
труб; гж, г$ — гидравлические радиусы соот-
ветственных труб в м.
ТЕПЛОПЕРЕДАЧА
Передача тепла в котле осуществляется
одновременно лучеиспусканием, теплопровод-
ностью и конвекцией. Переход тепла в топке
от газов и слоя топлива к поверхности на-
грева происходит преимущественно лучеиспу-
сканием, а в трубчатой части котла — кон-
векцией.
рабочей жидкости, качества металла. Загряз-
нённость поверхности нагрева сажей, накипью
и маслом значительно уменьшает .коэфициент
теплопередачи: при толщине слоя сажи 1 мм
величина коэфициента теплопередачи умень-
шается на 15—200/0. Примерно так же сни-
жает коэфициент теплопередачи наличие слоя
масла на поверхности нагрева. Слой накипи
2 мм уменьшает величину коэфициента на 1%;
одновременно накипь вызывает повышение
температуры стенки. Кривизна стенки и каче-
ство металла на величину коэфициента тепло-
передачи влияют незначительно.
Теплопередача в топке. Тепло, передан-
ное в топке газами поверхности нагрева кон-
векцией определяется по формуле
q? = kT Нт (ti — tK) ккал/час, B7)
где kj—коэфициент теплопередачи в топке
конвекцией равен
\0,6
kT =-- 0,0035
0 I i I
"t I
ккал\мЧас °С; B8)
tK — температура воды и пара в котле в "С.
Тепло, переданное в топке лучеиспуска-
нием, определяется по формулам
ккал/час; B9)
100
Нл = Е ¦ Нт - A — Е) ?'?/? м\ C0)
Здесь а0 — коэфициент излучения в ккал/м2
час °К; Нл — поверхность нагрева, воспри-
нимающая теплоту лучеиспускания, в м%\
Т\ и Тст — температура газов и стенки в °К;

250
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
(РАЗД. IV
V?—площадь колосниковой решётки в м2;
?=0,4-i-u,45 (угольное отопление), ?=0,55-^0,7
{нефтяное отопление); ?'=1,0 (угольное ото-
пление); ?'=0,и (нефтяное отопление); <р =
=0.7-1-0,85 (со сводом); <р = 1,0 (без свода).
Теплопередача в трубчатой части котла
без перегревателя. Уравнение теплопередачи
дымогарных труб на полной длине
Выражение весовой скорости
3600Q
кг/мЧек, C7)
до
где &ж — живое сечение жаровых труб
перегревателя в м.
При проектировании котла задаются сред-
кдНд = (М + 2NtK) In
При проектировании новых котлов по фор-
муле C1) определяют поверхность нагрева Hq,
выбрав предварительно температуру уходящих
газов t% и найдя по формуле C3Y коэфициент
теплопередачи k$. При исследовании суще-
+ 2N(t —t). C1) ней длиной жаровой трубы Ьж до начала пе
регревательных элементов (фиг. 7) и находят
Нж. Решая совместно уравнения C5) —C7),
определяют температуру газа С.
Газы
-4*-
Фиг. 7. Схема жаровой трубы и перегревательного элемента.
ствующих котлов по формуле C1) определяют
коэфициент теплопередачи kg.
Теплопередача в трубчатой части котла
с перегревателем. Уравнение теплопередачи
дымогарных труб
rh-t -]
Уравнение теплопередачи жаровых труб
в области расположения перегревательных
элементов
Эмпирическое выражение коэфициента те-
плопередачи
A0^H214 шал^час'С. C3)
Эмпирическое выражение коэфициеата те-
плопередачи
нкал1мНас 'С. C9)
Выражение весовой скорости в дымогар-
ных трубах
C4J
где 0^ — живое сечение дымогарных труб в м%;
Р — коэфициент разделения газового потока
(см. стр, 253).
При проектировании котлов задаются то-
пливом, коэфициентом избытка воздуха, фор-
сировкой котла, размерами и сечением труб,
предполагаемыми температурами /2, tK и вычи-
сляют химический состав газов. Решая со-
вместно уравнения C2) — C4), определяют тем-
пературу уходящих газов из дымогарных труб /|*
Уравнение теплопередачи жаровых труб до
расположения перегревательных элементов
Выражение весовой скорости
363CQ,
кг1лРсек, D0)
где пж — живое сечение жаровых труб в зоне
перегревателя в м2.
Уравнение теплопередачи перегревательной
поверхности
Qn
kntin =
D1)
tn-
"¦эк" ж
Эмпирическое выражение коэфициента те-
плопередачи
/ пппе \ п «ид
ккал\мНас °С. C6)
Тепло, переданное перегревательной по-
верхности,
Qe=p?' [M[t'2-t6)+N(t22-tl)\ кшл/час. D2)
Эмпирическое выражение для коэфициента
теплопередачи перегревательной поверхности
Аг„ =
«1 + «2
ккал/м2час
D3)

ГЛ. IX]
ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС КОТЛА
251
Здесь коэфициент теплоперехода от газа
к стенкам труб
коэфициент теплоперехода от стенок к пару
7,573 -iP*
а2 =
причём
где ая = п
^0,054,^0,146
*-л
ккал/мЧас "С, D4)
D5)
n = yGK кг!час.
от 100 000 до 250 000 кк^л/мЧас; тепловое на-
пряжение трубчатой части
Q
p
-тр
от 10 000 до 40 000 ккал/м^час; тепловое на-
пряжение перегревателя
qn = j? ккал\яРчас
от 15 000 до 50 000 ккал/лРчас.
Тепловое напряжение колосниковой ре-
шётки
В формулах D4) — D5) приняты следую-
щие обозначения: / — длина секции перегре-
вательного элемента в м; d — эквивалентный
диаметр перегревательного элемента в м;
Gn — часовой расход перегретого пара в кг/час,
<j> — коэфициент, учитывающий количество пе-
регретого пара; i — число ответвлений у пере-
гревательного элемента в жаровой трубе;
пж~ число жаровых труб; Qn —живое сече-
ние парового тракта перегревательных эле-
ментов в м2; dn — внутренний диаметр трубок
перегревателя в м.
При определении температуры перегретого
пара tn применяют следующий порядок под-
счётов: по заданным и найденным QT, LQ, p, а,
Э, пж определяют иж по формуле D0); по
формулам C9) и D3) находят коэфициенты
*w и *л> задавшись предварительно t3, решают
сравнение C8) и из него определяют 0';
подставив значения (Г и tb в формулу D2), нахо-
дят Qn; далее, по заданному расходу пара маши-
ной GnM определяют M=in—ix = , п , откуда
^п.м
находят теплосодержание перегретого пара /„,
задавшись предварительно влажностью пара
в котле A—л:); наконец, из /^-диаграммы
по найденному /„ и заданному рк, определяют tn.
Полученный результат проверяется по фор-
муле D1) путём подстановки значений с{'ж,
Qn, кж, tn, tK и kn< а также сравнения число-
вых значений правой и левой частей уравне-
ния. Если различие этих частей не превы-
шает 2%, задачу считают решённой, в про-
тивном случае расчёт производят вновь, за-
даваясь новым значением t$ (см. стр. 254).
ТЕПЛОВЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ КОТЛА
Тепловым напряжением котла называется
количество тепла, отнесённое к 1 м2 поверх-
ности нагрева, к 1 а& колосниковой решётки
или к 1 мэ топочного пространства. Тепловые
напряжения зависят от режима работы котла,
качества топлива, метода отопления, степени
чистоты поверхности нагрева, конструкции и
размеров котла.
В диапазоне рабочих форсировок изме-
няются поверхностные тепловые напряжения:
тепловое напряжение топки
Qr
Qr = тг ккал/мЧас
от 1000-103 до 5000-103 ккал/м-час. Объёмное
тепловое напряжение топки
GTQpHf\T
Что = —г? ккал1м*час
от 500«108 до 3000-103 ккал\мЧас, где VT —
объём топки в л3.
ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС КОТЛА
В обычных условиях работы паровоза и
при отсутствии воздухоподогрева физическим
теплом топлива и теплом воздуха пренебре-
гают.
Уравнение баланса тепла, отнесённого к.
1 кг топлива,
QPH = Япол + Qox+ Qyx+Qx+Ом ккал\час, D6)
1"Де Qox — потеря тепла в окружающую среду
в ккал/час, Qyx — потеря тепла с уходящими
газами в ккаЛ/Час; Qx— потеря тепла от хими-
ческой неполноты сгорания в ккал/час; QM —
потеря тепла от механической неполноты сго-
рания в ккал/час; Qucn — тепло, затраченное
на подогрев и испарение воды, в ккал/час;
Qnep ~~ тепл°» затраченное на перегрев пара,
в ккал/час.
D7)
D8)
где QCA — тепло, затрачиваемое на служебные
нужды, в ккал/час.
К. п. д. котла зависит от режима его ра-
боты, качества топлива, метода отопления,
типа, конструкции и размеров топки и котла.
В диапазоне рабочих форсировок котла ч\кр
для дровяного отопления равняется 0,50—0,65,
для угольного 0,60—0,70, для нефтяного
0,70-0,80.
На фиг. 8 приведён тепловой баланс и
характер изменения rff и тепловых потерь от
К.
к.
QllOA — ?
п. д. котла
бр Qno
Ор
п, д. котла
к
2исп + Q
брутто
л °х
нетто
_ QnOA '
пер ккал:
(при ср =
('я — at
Qh
-Qca
час.
= 1)
r.e)

252
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
интенсивности горения ук при угольном ото-
плении. Здесь qK = ^! Ю0%.
Потеря qox определяется по эмпирической
формуле
qoX = <?H0 B,2+0,21 v0'7) X
4/. ЮО
%» D9)
Потеря qM, зависящая от качества топлива
(его размерной характеристики, спекаемости
и т. д.), метода отопления, форсировки котла,
количества воздуха, степени перемешивания
воздуха с топливом и продуктами сгорания, а
также от размеров и соотношений топки, для
нефти равняется 0—1%, для спекающихся
углей 5—15%, для неспекающихся углей
10—30%, для ручного отопления 5—20%, для
стокерного отопления 10—30% и более.
где <р равняется 1,0 для неизолированного
котла, 0,48 — для котла, изолированного сте-
клянной ватой, 0,40 — для котла, изолирован-
ного асбестом или бумагой, 0,25 — для котла,
Ц
%
90
80
10
60
50
W
30
го
Л,
к
PI
—1
1
с
п
г
d
С
1
*
на
i
—
го ios
1/
1
a/i
Фиг. 8. К. п. д. и тепловые потери котла при угольном
отоплении в зависимости от у (паровоз серии ЭР):
тРР - к. п. д. котла брутто (а ); q , q , ? , ff -
/v fv У-* •* у л I*
тепловые потери.
изолированного вулканитовои изоляцией; v—
скорость паровоза в км/час, Но — наружная
поверхность котла, принимаемая равной 0,2—
0,3 Н, в мг (полной поверхности нагрева).
Потеря qyx, зависящая от температуры
уходящих газов, коэфициента избытка воз-
духа, качества топлива, метода отопления и
форсировки котла, изменяется в диапазоне
рабочих форсировок от 10 до 18%.
Яух ¦—
MtB+Nt23 юр
GT QpH
E0)
Потеря qx зависит от содержания в про-
дуктах сгорания СО, Н2, СН4 и т. д., от коли-
чества воздуха, подводимого в топку, от сте-
пени перемешивания воздуха с топливом и
газами (продуктами сгорания), от темпера
туры газа в топке, объёма топки, устойчи-
вости и равномерности топочного процесса,
от качества топлива, форсировки котла, ме-
тода отопления и устройства топки.
qx изменяется в диапазоне 0—7% (иногда
более) и определяется по формуле
9.v = 56,9
СО
Ям =
4,
1000
%.
где А и Б — опытные коэфициенты ; у — фор-
сировка колосниковой решётки в кг/м^час.
Коэфициент А равен 120 для смеси углей
марок ПЖ и ПС с антрацитом, 80 для
углей марок Д и Г, 35—40 для углей марок
Г и ПЖ.
Коэфициент Б при стокерном отоплении
равен 2,75 для смеси углей марок ПЖ и ПС
с антрацитом, 2,10 — для углей марок Г и Д;
при ручном отоплении — 1,8—2,0 для смеси до-
нецких углей с антрацитами.
СОПРОТИВЛЕНИЕ ГАЗОВОГО ТРАКТА
Сопротивление газового тракта котла за-
висит от характера движения газового потока,
конфигурации сечений, качества поверхности,
размеров и соотношений газового тракта
и режима работы котла. Сопротивление газо-
вого тракта современных паровозных котлов
иногда превосходит 500 мм вод ст. Для пре-
одоления этого сопротивления необходимо
дымовытяжное устройство, мощность которого
достигает 500 л. с. при малом к. п. д. (в среднем
7—12%). Исследования показывают, что дви-
жение газа в паровозном котле происходит в
турбулентной области с числами Рейнольдса,
достигающими порядка 100 000 и выше.
Сопротивление газового тракта котла Д5
слагается из сопротивлений зольника Д^ ко-
лосниковой решётки и слоя топлива Д2 ~~ ^1»
топки и свода Д3 ~ ^2> трубчатой части котла
Д4— Дз. дымовой коробки Д5—Д4(фиг. 9),
co2-f-co
Фиг. 9. Схема замеров разрежений в котле.
Общее газовое сопротивление котла изме-
ряется величиной разрежения Д5 в дымовой ко-
робке.
На фиг. 10 представлен характер изменения
разрежений в зависимости от ук.
Сопротивление зольника Д] слагается из
местных сопротивлений, трения воздуха о
стенки зольника и межмолекулярного трения.
Местное сопротивление образуется при про-
ходе воздушного потока через клапаны золь-

ГЛ. IX]
СОПРОТИВЛЕНИЕ ГАЗОВОГО ТРАКТА
253
ника и от поворота воздушного
зольнике.
Л и30Л
Д, = а мм вод. ст.,
потока в
Узол
E3)
гДе изол — весовая скорость воздуха в кг/л12сек;
*130Л — удельный вес воздуха в зольнике
в кг/м3; а — коэфициент пропорциональности
(для зольника с передним и задним клапа-
нами а = 2,0, для зольника с боковыми кла-
панами а = 7,0).
изол определяется по формуле
кг^2сек E4)
гДе ®зол — живое сечение клапанов зольника
в мг.
Сопротивление зольника Дг изменяется от
4 до 14 мм вод. ст.* Основное требование от
йМН
Sodcm
200
160
по
80
!
{
!
f ^5
С
! /-
/>-'
.
Р-
О 510s 1010s 1510s 20.10s 2510s 3010s
Фиг. 10. Разрежения в котле в зависимости от у
зольника - равномерный подвод и распре-
деление воздуха по всей колосниковой ре-
шётке, что может быть достигнуто правиль-
ной регулировкой клапанов зольника.
Сопротивление колосниковой решётки и
слоя топлива
Д2 — Д-! = b — мм вод. ст., E5)
Тел
где
Чел
10 330
кг\м*\
29,27 (<! + 273)
где Йкол — живое сечение решётки в Л?2; Ь =
—4-г-6 при стокерном отоплении донецким то-
пливом; b = 8 -*•• 10 при ручном отоплении до-
нецким топливом. Числовое значение Д2 — Д]
изменяется от 20 до 60 мм вод. ст.
Сопротивление свода Д3— Д2 включает соб-
ственно сопротивление свода и сопротивление
топки при движении газо-воздушного потока,
начиная от верхнего уровня слоя топлива и
кончая задней трубчатой решёткой:
QCfl — живое сечение у козырька свода в м-\
с = 4,5 для средних условий работы.
Сопротивление топки и свода изменяется
от 10 до 40 мм вод. ст.
Сопротивление трубчатой части котла
1'85
- 43 = k
г'
Утр
мм вод. ст.,
E7)
где
3600 Q
кг/л&сек.
Утр —
тр
10 330
29.27 (tcp + 273)
&тр — живое сечение трубчатой части в м"-\
k = 1,4 для средних условий работы; tcp =
= —г)—2— средняя температура газа в труб-
чатой части котла в °С; L и г см. формулу B6).
Сопротивление трубчатой части изменяется
от 30 до 150 мм вод. ст.
Сопротивление дымовой коробки Д5 — Д4.
включающее сопротивление самой дымовой
коробки и искроуловительного устройства,
определяется по формуле
Д5 — Д4 = т -с— мм вод. ст., E8)
где
и,—
кг'мсек]
1с =
10 330
29,27 (/3 +273)
кг/л/3;
т = 0,2 для искроудержательных сеток паро-
возов серий ФД и ИС.
Сопротивление дымовой коробки изме-
няется рт 5 до 20 мм вод. ст., а при загряз-
нённой сетке — до значительно больших пре-
делов. Сопротивлением дымовой трубы обычно
пренебрегают.
Полное сопротивление газового тракта
котла определяется как сумма сопротивлений
его отдельных элементов и достигает иногда
до 500 мм вод. ст. и более.
Распределение газового потока по тру-
бам. Уравнение весового баланса газового
потока
Д„ — До = с ¦
мм вод. ст.,
E6)
где
10 330
29,27 (/, + 273)
* Изменения сопротивлений газового тракта котла
указаны для диапазона рабочих форсировок.
где Ог — вес газов в кг,ч.ас; G<j — вес газов
в кг\час, проходящих через дымогарные трубы;
GM — вес газов в кг\час, проходящих через
жаровые трубы; % — коэфициент разделения
газового потока, определяющий долю газов,
проходящих по жаровым трубам.
Опытами установлено, что давления газов
у жаровых и дымогарных труб практически
могут быть приняты одинаковыми. Удельные

254
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
сопротивления жаровых и дымогарных труб
принимаются равными между собой:
При этом
г\м1\
•Ь -„.о Ъ
'ж
L
Ж
где Lg, гд, wd, -\д — длина, гидравлический ра-
диус, скорость и удельный вес газа в дымо-
гарных трубах; Ьж, г'ж, -шж, ч'ж— то же для
жаровых труб до перегревательных элементов»
1"ж< г'ж> т"ж> Чж — то же Для жаровых труб
в зоне расположения перегревательных эле-
ментов.
Скорости газа определяются по фор-
мулам:
Рг
1_I—!!_ J_Z_J -f 273 -•- м/сек;
2_. 3600 V 2 ' Л
«^ = Ртг»
«Lo / f2
36UO
+ 273 J ^ >w/ce«r, F1)
' Рг
где /?e газовая постоянная; />г — давление газа
в кг/м2.
По опытным данным [24] принимается
h
ч
Г t + td
+ 273 = 0,96 [ 2^ 3 + 273J ;
+ 273 - 1,33 I 2,, 3 + 273 J •
2 ' "— L 2
Подстановка полученных значений в равенство
при
ж гж
дает
отсюда
а A — pjs = A,33 Ъ + 0,96 с) Э3,
4- 0,96 с)
а —A,33 6-т-0,96 с)
или приближённо
~ а— Уа(Ь -^ с)
ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЁТА КОТЛА
ПАРОВОЗА 2-4-2
Исходные данные: вес поезда Q = 500 т;
вес паровоза Рп= 150 т\ вес паровоза и тен-
дера Ро = 270 т; сцепной вес паровоза Рс =
= 8П т; скорость на площадке v = 130 км/час,
скорость на подъёме г>=100 км\члс\ давле-
ние пара в котле рк= Nата; предполагаемая
температура перегретого пара tn =f= 340э С,
питательной воды tn д ¦= 80° С, воздуха te =
= 10° С; уголь марки Г (Q^==6587 ккал(кг)
состава С*7 = 69,17О/О; //р = 4,500/0> Ор' =
= 7,03'J'o, Л^=1,18'/0, 5^ = 2,76%; W? =
= 5,67'Vo ^^ ^ 9.Ь9%; широкотрубный пере-
греватель Чусова; свод 65%; стокерное ото-
пление; инжектор мятого пара; котёл изоли-
рован (ср •--- 0,5).
Предварительное определение мощности,
силы ТЯ.ГИ, расходов пара и топлива Удель-
ное сопротивление паровоза принимается [24]
при v = 130 км\час w0 -- 6,3 кг/'т.
Удельное сопротивление пассажирских че-
тырёхосных вагонов на площадке по фор-
муле B7) (стр. 227)
w'o = 1,4 + 0,012w + 0,0003w2 =1,4 -J-
+ 0,012 • 130 + 0,0003 • 1302=.- 8,03 кг/т.
Сила тяги поезда на площадке
Fк = Wn = PqWq + QwQ =
= 270 • 6,3 + 500 • 8,03 = 5716 кг.
Мощность паровоза на площадке
F--V 5716-130
к~~ 270 ~"
270
2760 л. с.
Это значение будет максимальным, так как
подсчитанная таким же образом мощность на
подъёме оценивается 2650 л. с. (при FK =
= 7170 кг и v= 100 км/час).
По формуле A3) гл. VII
1
3,8 + 0,035 • 100
= 0,137,
поэтому Fк (по сцеплению) согласно фор-
муле A2) гл. VII будет
FK ~ 100(% • Рс = 1000 X
X 0,137 • 80= 10950 кг,
т. е. достаточно для реализации найденной
касательной силы тяги 5716 кг.
Ориентировочный расход пара машиной
GntM = NK-ga = 2760 • 8 = 22 100 кг\чаь
где gn — 8 кг\л.с. час [24].
Паропроизводительность котла
= 22 100 A + 0,05) = 23 200 кг/час,
F3) где х — расход пара на служебные нужды^
равный 5°/о.

ГЛ. IX]
ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЁТА КОТЛА ПАРОВОЗА 2-4-2
255
Предварительное определение основных
размеров котла. Площадь колосниковой ре-
шётки
i\L 9760
о * 7 9fi м2
/V^ 380
где N^ = 250 -f- 500 л. с./л<2 — удельная мощ-
ность решётки [24].
Значение R — 7,26 м2 проверяется по услов-
ной интенсивности парообразования 1 м2 ко-
лосниковой решётки. Согласно опытным дан-
ным z% =2000 -f- 4u00 кг/мНас, поэтому
П ПО С\Г\Г\
= 3200 кг/мЧас,
R
7,26
что вполне допустимо.
Полная поверхность нагрева котла
Н = k Pn = 2,8 • 150 = 420 лР,
где k = 2,6 -^3,0 — строительный коэфициент.
Испаряющая поверхность котла
Hucn = b-R= 36 • 7,26 = 260 лР,
где Ь = 30 -г- 45 — опытный коэфициент.
Поверхность нагрева перегревателя
it
-г~- — Ъп; Ьп = 0,5 -г 0,6 для широкотрубного
перегревателя
Н„ = 0,56 • 260 = 145 м\
Поверхность нагрева топки
Нт= Ьт • R = 4,5 • 7,26 = 32,7 лР,
где ^^- = 3,5 4- 5,0—'Опытный коэфициент.
Объём топки
VT= aT'R=\,8- 7,26 = 13,1 м*,
где fly= 1,6-f-2,0 — опытный коэфициент.
Имея эти размеры и зная габарит, делают
эскиз топки с учётом возможной постановки
камеры догорания.
Число и поверхность жаровых труб.
Длина труб выбирается в соответствии с ти-
пом, мощностью, длиной колёсной базы, ти-
пом перегревателя, камерой догорания. Для
современных паровозов длина труб изменяется
от 4 до 7 M.t
Принимаем расстояние между решётками
L=b,S м; диаметр перегревательных элемен-
тов dn = 24/30 мм (берётся по ОСТ и нормати-
вам); число ветвей-направлений потока пара
в жаровой трубе iK = 6; длину жаровой трубы,
где отсутствует перегревательный элемент,
l!M = 0,4 м; диаметр жаровой трубы йж =
= 143/152 мм.
последовательно определяются
143
[3,14 ¦ 0,03 E,8
- 0,4) 6]
L = 47X
= 47;
r _
ж
0,1432 — в • 0,032
4@,143 + 6 • 0,03)
Н'ж = пж'1''ж' *<*ж
= 47 .0,4.3,14-0,138 =
" lKdn)
= 0,0116 м;
*1Ж -
^ " пж —
ndt
3,14.0,1383
4
0,138
47 = 0,703
4-rzcii
= 0,0345 м;
Число и поверхность дымогарных труб.
Принимая d$ — 51/57 мм, последовательно*
определяются
Нд = Нисп - (Нт + Нж) =
= 260 - C2,7 + 122) = 105,3 м^\
Н* 105,3
¦KddLd 3,14 • 0,051 • 5,8
= 114;
dl
Qd = ndtz~-= 114- 3,14-
=-- 0,233
^ = -^- = ^=0.0127^.
Дымовая коробка. Диаметр и длину ко-
робки выбирают по конструктивным сообра-
жениям с учётом размещения котла над эки-
пажем.
На основании вышеприведённых данных
приступают к разработке эскиза котла.
Определение расхода топлива, воздуха»
веса продуктов сгорания и к. п. д. топки.
Максимальный часовой расход топлива
23 200
= 4640 кг/час,
где ик — испарительность топлива в кг/кг.
Максимальная форсировка колосниковой
решётки
От 4640
7,26
= 640 кг/м2час.
ХЗД4 • 0,143 • 5,8= 122 л2;
Обычно тепловой расчёт паровозного котла
производится на несколько режимов (форси-
ровок). В данном случае он может быть про-
ведён для у — 2иО; 4иО;б00; ьсО кг\м%час. При-
водим примерный расчёт для у =400 кг/м2час.

256
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Расход топлива по расчётной форсировке
GT= у • R = 400 • 7,26 = 2900 кг/час.
Теоретический и действительный расход
воздуха
4- 0,0276 — 0,070з1 = 9,2
кг воздуха
кг топлива
Полагая а—1,3 при форсировке 400 кг/мЧас,
, г 1 -з о о ю кг возДУха
будем иметь aL0 = 1,3 • 9,2 = 12
J " кг топлива
Согласно формуле E2)
4,6 + У у
1000
80
/400 ¦ 1,3-9,2^
4,6 + /400 \ 1000 '
поэтому коэфициент механической полноты
горения будет
100 — qM 100- 17,05
100
100
= 0,83.
Объёмные содержания в дымовых газах О2
и СО2 вычисляются по формулам
(к - 1) G9 + 100fl)+CO A.4Я5 • a + 1,882a+(\395) .
О5 =
3,76а + а D 76а - 1)
B1 — 02) — СО @,605 + а)
\+а
где
hPW 4,5-If
а = 2,37 j^ = 2,37 ДП17 = 0,124;
69,17
полагая содержание окиси углерода СО=1,2о/0
(при у = 400 кг/лРчас и а = 1,3), соответ-
ственно находят О2 = 2,92<у0, СО2 == 15,4<>/0.
Тогда по формуле E1)
Температура газового потока. Темпера-
тура у задней трубчатой решётки определяется
следующим образом. Так как
0,83 • 2900 • 6587
4 Г Ит 32,7
= 485 000 ккал/м^час,
то согласно формуле B3)
дт + 25 400
/2 .= 1600
1600
г +212 000
485 000 + 25 400
485000+212 000
= 1170° С.
Температура уходящих газов у передней
решётки определяется методом последова-
тельных попыток, причём предварительно на-
ходят коэфициенты М и N из уравнения A3).
По формуле A4)
М = GT {х @.55 с ^ со -f 0.0021CP +
+0,0406^ -f 0.0045 WP) =
= 2900-0,83 @,55 ^'^ 2 + 0,0021 • 69,17 +
+0,0403.4,50+0,0045.5,67) = 5610.
По формуле A5)
+ 0,0000013a7 +0,0000044№+0,0000005 WP) =
= 2900-0,83 @,0000455 69^7
+0,0000013 • 69,17+0,0000044 . 4,5 +
+0,0000005 • 5,67) = 0,722.
Коэфициент разделения газового потока
в трубчаток части котла
а — у а A,33ft+0,96с)
Чх = 56,9 ±-
СО
qph со2 + со
69.17 1.2
100 =
8420 — |/"8420 A,33.23,5+0,96-1520)
= 8420~- A,33 • 23,5 + 0,96 • 1520) ~ = °*7'
где
поэтому к. п. д. топки будет равен
т1г = 1 - (qM + qx) = 1 - @,17 4- 0,036) = 0,794.
Вес продуктов сгорания
Go г = GTi>.a • Lo = 2900 • 0,83 • 1,3 • 9,2 =
= 28 900 кг!час.
а--Ь 2=—^ = 8420,
rdQ2d 0.0127.0.2332
I = ,L',a = °'4 = 23,5;
r^l 0,0345-0,7032
с =
L"
5,4
гж^ж 0,0116-0,553»
= 1520.

ГЛ. IX]
ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЁТА КОТЛА ПАРОВОЗА 2-4-2
257
Весовая скорость газа в дымогарных тру-
бах определяется из формулы C4)
_ 2900-0,83 A,3-9,2+1) По_119
0,233 - 3600 Utd ~ П'2
Коэфициент теплопередачи в дымогарных
трубах по формуле C3)
кд = 6,2и°д&{-
— 47,6 ккал/лРчас °С.
Температура газов у передней решётки при
выходе их из дымогарных труб по фор-
муле C2)
[(ill + Шя) In
kdHd =
47,6 -105,3 = 0,3 [E610
+2 • 0,722 • 200) 2,3 lg
- 200
+ 2-0,722 A170 —
Решение этого уравнения (прирк = 16 ата
Весовая скорость газов в жаровых трубах
до расположения перегревательных диаметров
по формуле C7)
п_ 2900-0,83 A,3-9,2+1)
= °'7 бте = 8'65 кг/мсек-
Коэфициент теплопередачи в жаровых тру-
бах на этом же участке по формуле C6)
= 6,2 • 8,650-85 (°
Температура газов в жаровых трубах у на-
чала перегревательных элементов по " форму-
ле C5)
Ьж"ж=* [{М + 2Шк) 2'3 J2 JFLT~ +
*2 — *к
+2N(t2-t2));
30,4-8 = 0,7 [E610 +
+2 • 0,722 - 200J,3lg 117°-2C0 +
f2-200
+2-0,722A170—4)]-
Решение этого уравнения определяет
L =1125° С.
17 Том 13
Весовая скорость газа в жаровых трубах
в области расположения перегревательных
элементов по формуле D0)
=0,7
3600 Q"
2900.0,83A.3-9,2+1)
1) 11П, ,_
-^ = 11,05 кг мЧек.
Коэфициент теплопередачи в жаровых
трубах на этом же участке по формуле C9)
b- fi q-0,85 /0,0115 \с'214
V Гж I
- 46,5 ккал/л&час "С.
Для определения температуры отходящих
газов у передней решётки при выходе их из
жаровых труб следует применить уравнение
C8):
— U
-+2ЛГD-'ГI-
tf-t
В это уравнение входят два неизвестных
0' и t™. Обычно задаются 1Ж и определяют
3'. По найденному Р' подсчитывают темпера-
туру перегретого пара, и по уравнению D1)
контролируют предварительно принятое зна-
чение 1Ж.
Положив гж = 295° С и подставив это зна-
чение в формулу C8), находят
46,5-114 = 0,7 A — 3') [E610+
+2.0,722-200J,31RL_|_ii +
+ 2-0,722A125 — 295)],
откуда 3' = 0,483.
Тепло, переданное на перегрев пара, по
формуле D2)
Qn = рр' \М (t2 - t?)+N (t2 - if)] =
= 0,7 • 0,483 [5610 A125 — 295) +
+ 0,722 A1253 - 2953)] = 1 865 000 ккал/час.
Тепло, потерянное котлом в окружающую
среду, по формуле D9)
Чох = ? Яо B,2+0,21t;0'7) AЯ - ф -1°L =.
= 0,5 - 0,21 • 420 B,2+0,21 • 1000'7) B00 -
,^*L ЮО
= °-2Шм2>? = 0,5; v = 100км/чае,

258
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Потеря тепла с уходящими газами по фор- чениями левой и правой частей уравнения D1)
не должна превышать 2%.
муле E0), считая tz « Ьж,
Чух~
100
7)Р'
5610-295 — 0,722-2952
100=8,35%.
2900 • 6587
К. п. д. котла
4Р = ЮО - (Ях + Чох+Чм+Чух) = 1°0 -
- C,6 + 17,05 + 1,90 + 8,35) » вЭДО/©.
Паропроизводительность котла
2900-6587- 0,691—1 865 000
644 - 80
= 20 100 кг/час,
где ix = 644 ккал\кг — теплосодержание пара
при х = 0,95 и рк = 16 ата; Чп.в~
= 80 ккал\кг — теплосодержание питательной
воды.
Количество перегретого пара
Оп.м = Оп.к С1 ~ Чел) = 20 100 A - 0,05) =
= 19 100 кг\час
при 5°/о расхода влажного пара на служебные
нужды.
Температура перегретого пара ta. Тепло-
содержание пара при 16 ата
in = 644 + Мп - 644 + -^5- = 644 -f
ип.м
. 1865 000 _„
+ 19100 = 74
Соответственная температура пара по is-
диаграмме будет tn =- 335° С.
Контрольное уравнение. Если принятая
tM = 295° С и полученная, исходя из этого,
tп = 335Э С правильны, то разница между зна-
^ж.э ta — tH
где
Lzlln °-517
= 2000 000 шал/час.
Определяем
^./^ = 46,5-114 =
tn-t* _ 335-200
—2~ - ^
а.-аа 46,5-394
так как
ai ~ Ь'ж = 46,5 ккал/мНас;
7,573- и0* 7,573-83.30'8
^,054 %
io,80'054 .0.0240'146
= 394 ккал\мгчас
19 100
"л~3600-/я 3600-0,0638
= 83,3 кг\мЧек.
fn = пз
М4-ЦИ4.
Подстановка в контрольное уравнение дае>
1865000
41,6-145 =
2 000 000
5300
-67,5
откуда 6030 = 6020.
Определяем степень соответствия левой и
правой части уравнения:
.00 = -0,17./.
поэтому поставленную задачу следует считать
решённой.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ КОТЛА
ТОПКА
Форма топок. При узких колосниковых
решётках (площадь до 3—4 мЦ, расположен-
ных между листами рамы или колёсами
(фиг. 11, а — в), боковые стенки топки для
увеличения её объёма выполняются с накло-
ном наружу. Для выемки огневой коробки
требуется снять лобовой лист. При широких
колосниковых решётках (площадь свыше 4 -и2),
расположенных над колёсами (фиг. 11, ж — и),
наклон боковых стенок осуществляют обычно
внутрь по габаритным соображениям и для
улучшения парообразования. Баковые стенки
типа, изображённого на фиг. 11, г — е, приме-
няются относительно редко.
Потолки кожуха и огневой коробки выпол-
няют обычно либо оба плоскими (фиг. 11, б,
г — з),либо оба радиальными (фиг. 11, и); ком-
бинированное сочетание потолков (радиаль-
ного — у кожуха и плоского — у огневой ко-
робки) (фиг. 11, а, в) встречается реже. При
радиальном потолке, имеющем большую эла-
стичность и прочность, топка имеет относи-
тельно меньше крепящих деталей. Плоские
потолки дают возможность легче получить
большее паровое пространство. В продольном
направлении потолок огневой коробки делается
наклонным @,012—0,018 в СССР, 0,03—0,04
в США) для предохранения его от поджога
при езде по уклону или при торможении. Для
сохранения одинаковой длины анкерных бол-
тов тот же уклон делают иногда и у потолка
кожуха. В некоторых конструкциях (фиг. 11, а)
верхняя часть кожуха представляет собой про-
должение цилиндрической части котла. В дру-
гих случаях (фиг. 11, г — е) потолок кожуха
для увеличения парового пространства' при-

ГЛ. IX]
ТОПКА
259
поднимается и через смычной лист соединяется
с цилиндрической частью котла. Для улучше-
ния размещения задней спаренной оси и увели-
чения объёма топки нижнюю часть ухватного
ршста и огневой решётки часто делают наклон-
ной (фиг. 11, г, е, ж).
При значительной длине колосниковой ре-
шётки лобовой лист выполняют наклонным.
Этим облегчается вес топки, увеличивается
полезный объём будки машиниста и улуч-
шаются условия размещения арматуры на ло-
бовом листе. Наклон лобового листа неизбежен
Соединение листов топки. Листы топки
соединяются заклёпочными или сварными
швами; последние имеют в СССР преимуще-
ственное распространение. Заклёпочные швы
огневой коробки делаются однорядными вна-
хлёстку. Потолочный лист кожуха обычно со-
единяется с боковыми листами встык с одной
или (чаще) с двумя накладками, остальные
листы кожуха соединяются внахлёстку двух-
рядным швом.
Сварные швы огневой коробки для раз-
грузки от изгиба помещают между рядами
Фиг. 11. Геометрические формы топок паровозов: а— 0-4-0, серии 0BJ6 — 1-4-0, серии Щ;
в — 2-3-0, серии КУ. г — 1-3-1, серии С; д — 0-5-0, серии Э; е—1-3-1, серии СУ; ж — 2-3-1,
серии Л ;: 3 — 2-4-0, серии М; а—1-5-0, серии Е .
также при топках с наклонным ухватным листом
или камерой догорания (фиг. 13) для возмож-
ности выемки огневой коробки без разъедине-
ния листов кожуха. Применение камеры до-
горания позволяет переместить центр тяжести
котла вперёд, укоротить длину котельных труб
и увеличить объём топки. В целях увеличения
подсводного пространства (для топлив с боль-
шим выходом летучих) и высоты задней листо-
вой опоры топки нижний обрез топки по гря-
зевому кольцу иногда делается наклонным
(фиг. 11, ж, з). В случае невозможности высоко
поднять котёл переднюю узкую часть топки
помещают между листами рамы, а заднюю
делают широкой над поддерживающей осью.
Наибольшее применение на современных па-
ровозах получили топки коробчатые (фиг. 12)
и радиальные (фиг. 13). Для улучшения цир-
куляции и поддержания свода применяют ки-
пятильные трубы (фиг. 13), термосифоны
(фиг. 14), поперечные циркуляторы совмещён-
ного потока (фиг. 15, а) и поперечные цирку-
ляторы раздельного потока (фиг. .15, б); уста-
новка их в огневой коробке влияет на форму
топки.
связей. Образцы сварных швов огневой ко-
робки показаны на фиг. 16, кожуха топки —
на фиг. 17.
Для укрепления нижней части трубной
решётки ставятся лапчатые связи (см. фиг. 13),
соединяющие решётку с барабаном котла. Для
укрепления верхнего участка лобрвого листа
применяются продольные связи (тяжи), со-
единяющие лобовой лист с потолком кожуха
или барабаном котла. В коробчатых топках
(см. фиг. 12) для крепления стенок кожуха
на участках между анкерными болтами и бо-
ковыми связями устанавливаются поперечные
связи 1. Для усиления верхней части лобового
и боковых листов в топках этогр типа при-
меняют коцтрфорсы 2, раскосные листы 3,
продольные связи 4 и йнргда-^для усиления
кожуха в плоскости трубной > решётки —
угловые связи 5 (ем; также фиг. 18). ;
Соединение огневой коробки с кожухом.
Листы кожуха и огневой коробки связаны по
нижнему обрезу топочной рамой с приклёп-
кой двухрядным или однорядным Швом. Рама
делается стальной литой или кованой, сварен-
ной из нескольких кусков. Для обеспечения

-3l5f
no Яд
¦2721
¦1833-
•2358-
2 3
-_ IIUI
Фиг. 12. Коробчатая топка: / — поперечные связи; 2— контрфорсы; 3 — раскосные
листы; 4 — продольные связи; 5 — угловые связи.

~2№
Фиг. 13. Радиальная топка: / — лапчатые связи; 2 — продольные
связи; 3— камера догорания; 4 — кипятильная труба.

Фиг. 14. Термосифон.

ГЛ. IX]
ТОПКА
263
Фиг, 18. Угловая связь: а — нарезная; б— с фланцами.
Фиг. 15. Поперечные циркуляторы: а — совмещенного
потока; б— раздельного потока.
Фиг. 19. Способы соединения топочных листов
у шуровочного отверстия.
Фиг. 16. сварные швы огневой коробки.
Стенка. Стенка
б*2 y//v/огневой коЖцха
0 * Y//y коробки у
Вырубка контр, канавки
"Г
-п
Подрубка кромок для
плавного перехода угла
разделки ^,
Фиг. 20. Связь жёсткая: а — вварная; б — резьбовая.

264
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
1РАЗД. IV
плотности прилегания листов топочная рама
обрабатывается.
В новейших конструкциях применяются то-
почные рамы, штампованные из листа и при-
варенные встык к листам кожуха и огневой
коробки. У шуровочного отверстия кожух и
коробка соединяются заклёпочным швом, с по-
мощью жёсткого кольца или сварным швом.
В связи с переходом на стальные огневые
коробки второй способ (фиг. 19) получил ши-
рокое распространение. Преимущества этого
способа — простота, эластичность, прочность
соединения. В других местах кожух и огневая
коробка соединяются связями и анкерными
болтами.
Связи и анкерные болты делятся по кон-
струкции на жёсткие и подвижные, по спо-
собу закрепления — на резьбовые (фиг. 20, б)
и вварные (фиг. 20, а), последние имеют пре-
имущественное распространение в СССР.
и Германии некоторым распространением поль-
зуются полые штампованные связи (фиг. 22).
Размеры по
фиг. 20, а
dx . . . . 2о±о,5
Жёсткая вв ар-
ная связь
Вварные анкерные
болты
2О±О,5 32±О,5
Подвижные связи обычно располагаются
в зонах наибольших деформаций топок. Для
камеры догорания применяются только подвиж-
ные связи и болты. Подвижная связь (фиг. 21)
имеет шаровую головку, которая часто во
избежание порчи листа опирается на прива-
ренную к нему втулку. Шаровая головка и
опорная поверхность для устранения заедания
тщательно обрабатываются. Противоположная
сторона связи ставится на резьбе, расклёпы-
вается и имеет контрольное отверстие. В США
3 2
Фиг. 21. Подвижная связь* / — прокладное кольцо,
2 — втулка приварная; 3— крышка; 4 — связь.
Конструкции жёстких (резьбовых и ввар-
ных) и подвижных анкерных болтов (фиг. 23—
25, а) в основном ана-
логичны связям. Для
коробчатых топок
иногда применяются
подвижные анкерные
болты подвесного и
фонарного типов (фиг.
25, бив). фиг>
Материалы. 6
СССР детали топки
котла изготовляются из материалов, указанных
в табл. 2.
Связи и анкерные болты изготовляются из
стали Ст. 1, Ст. 2 и Ст. 3, заклёпки — из
стали Ст. 2 и Ст. 3. Механические свойства
см. ЭСМ, т. 3, стр. 368. Кипятильные трубы
изготовляются из стали 10 и 20 (ГОСТ 301-44);
для увеличения ползучеустойчивости жела-
тельно применение стали, легированной молиб-
деном @,25—0,50/с).
В табл. 3 приведена техническая характе-
ристика вариантов стали, применяемой в США
для изготовления топки котла [4, 6, 37].
полая штампован-
ная связь.
Таблица 2
Техническая характеристика материалов, употребляемых для изготовления деталей топки, котла
Наименование
детали
Листы огне-
вой коробки и
задняя решётка
Листы ко-
жуха
Топочная ра-
ма (литая)
Марка
стали
Ст.-ЗТ
Ст.-ЗК
25 4518
ГОСТ
399-4'
39941
977-4*
в кг1ммй
36 -38
Св з8—4°
. 4°-42
. 42—4б
38—40
Св. 4°—4а
. 42—44
СВ. 44
45
не ме-
нее
2б
25
24
23
24
23
22
21
-
S.B %
не ме-
нее
1 I I I
МП
18
Ударная
вязкость
при +25°С
не менее
кгм\см?
8
8
7
7
7
1
б
-
Химический состав в %
С
0,12—O.22
0,13—О,22
-
S
не более
о,о4
о,о5
-
Р
не более
о,о4
«,С5
-
Таблица 3
Техническая характеристика стали для изготовления топки котла
Вари-
анты
I
11
Химический состав в %
С
О,2Э—О,27
Мп
0,64—0,67
о,44—о,49
Si
0,18—0,21
0,021—0,026
Р
<О,О2
S
<о,оз5
«?0,036
Си
Следы
Ni
Следы
Механические свойства
°Ь
в кг\мм*
5°
3»
81Ов %
2б
в кгм/см*
7.4-9.8
15-18

ГЛ. 1X1
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ КОТЛА
265
Особенностью стали обоих вариантов
является мелкозернистость и большая ударная
вязкость.
Расчётные и размерные данные. Размеры
листов топки устанавливаются на основе много-
Фиг. 23. Жёсткий анкерный Фиг. 24. Вварной анкерный
болт с резьбой на цилиндр болт,
и на конус.
/ = 50 мм, для листов кожуха d—23 мм,
t = 55 мм (при однорядном шве). Для опре-
деления диаметра заклёпок и шага специаль-
ных расчётов не производят, а пользуются
нормами, основанными на опытных данных.
Размеры топочных связей и болтов назна-
чаются по опытным данным и лишь иногда
проверяются условными расчётами [23, 28, 29].
Диаметр топочных связей при 12—17 ати
колеблется от 19 до 23 мм, а диаметр анкер-
ных болтов — на 3—4 мм более Продольные
связи (тяжи) топки рассчитываются в пред-
положении, что давление пара на плоскую не-
укреплённую стенку лобового листа воспри-
нимается связями полностью. Грузовая пло-
щадка F мм* ограничена снизу линией, отстоя-
щей на 50 мм от центров связей, сверху — ли-
нией начала закругления листа. Условное на-
пряжение допускается <; 6,3 кг/ммг и опре-
деляется по формуле
•Рк \
lOOsina/
кг/мм2.
F4)
где а — угол между осью тяжа и вертикаль-
ной стенкой; /—площадь расчётного сечения
всех тяжей в мм2; рк — давление пара в кг1см2
[23, 28, 29].
летнего опыта паровозостроения. Для котлов
давлением 12—20 ати нормальная толщина
стального листа огневой коробки составляет
10 мм. Разница в
давлениях у паро-
возов предопреде-
. ляет разбивку свя-
зей и их размеры.
Для компенсации
утяжки и утонения
штампованных ли-
стов огневой ко-
робки (шуровоч-
8)
Фиг. 25. Анкерные болты: а — подвижной; б — фонар-
ного типа; в — подвесного типа.
ный и ухватный листы, трубная решётка) тол-
щина их назначается 13—14 мм; лобовой и
боковые листы кожуха берутся толщиной
12—14 мм; потолок кожуха для надёжной по-
становки анкерных болтов назначается толщи-
ной 15 — 19 мм (на мощных паровозах 18—22 мм).
Толщина ухватного листа кожуха берётся
обычно равной толщине листа заднего бара-
бана (компенсация штамповки).
Заклёпки чаще всего применяются для
клёпки листов огневой коробки d — 20 мм,
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ КОТЛА
Барабаны и передняя решётка. Располо-
жение барабанов (фиг. 26) может быть теле-
скопическое (а, б), шахматное (в, г) и после-
довательное (д) при одинаковых диаметрах.
Выбор расположения барабанов в основном
предопределяется весовыми и технологиче-
скими соображениями, условиями установки
камеры перегревателя в дымовой коробке, под-
водом дымогарных труб к передней решётке
и объёмом паро-
Й
вого пространства.
С топкой сварная
1
ь
1
1
1
1
Ь)
1
Фиг. 26. Расположение бара-
банов.
Фиг. 27. Сварной шов
цилиндрической части
котла паровоза ФД»

266
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
цилиндрическая часть котла со-
единяется заклёпочным мон-
тажным швом. Иногда монтаж-
ный шов располагают между по-
следним и предпоследним бара-
банами. При наличии камеры
догорания задний или предпо-
следний барабан нередко де-
лается коническим или полуко-
ническим (фиг. 26, е). Кониче-
ский барабан применяется так-
же для увеличения парового
пространства в задней части
котла. При шахматном и теле-
скопическом расположении ба-
рабаны соединяются заклёпоч-
ным швом. Клёпаные попереч-
ные швы барабанов выполня-
ются двух- и трёхрядными (с
ухватным листом) внахлёстку,
с шахматным расположением
заклёпок и иногда с примене-
нием накладок. Продольные за-
клёпочные швы у барабанов
осуществляют встык с двумя
накладками вразбежку. При
одинаковых диаметрах бара-
банов в последнее время при-
меняют сварные швы. Образец
сварного шва цилиндрической
части котла паровоза ФД при-
ведён на фиг. 27. Передняя
решётка соединяется с цилин-
дрической частью котла одно-
рядным клёпаным или сварным
швом. Плоскость решётки над
дымогарными и жаровыми тру-
бами укрепляется контрфор-
сами и тяжами.
Материалы. В СССР бара-
баны и передняя решётка из-
готовляются из стали Ст. ЗК
по ГОСТ 399-41 (см. табл. 2).
Механические свойства аме-
риканских легированных ко-
тельных сталей указаны в
табл. 4.
Расчётные и размерные
данные. Толщина листов для
сварных барабанов определяет-
ся по формуле
Таблица 4
Механические свойства американских легированных котельных
сталей
мм, F5)
где D — внутренний диаметр
барабана в мм; по правилам
Котлонадзора ^г
Определение толщины ли-
стов для клёпаных барабанов
производится по изменённой
формуле F5) с добавлением
в знаменатель её множителя
t — d
<f = , где «у — коэфициент
прочности шва по первому
ряду заклёпок; t—шагзаклёнок
первого ряда; d — диаметр от-
верстия под заклёпку.
Механические
свойства
Предел прочности
Си в кг/мм3
Предел текучести
ag в кг.'мм3 . . .
Удлинение в °/„ 88 .
Кремнистая
сталь (сили-
коновая)
54
32
25 ,
Кремнистая
сталь паро-
воза серии
ТА
5°-55
27—30
Котельная
сталь Ка-
надских же-
лезных до-
рог
49-58
27—32
19—23
Никелевая
сталь
54
33
26
18
Фиг. 28.
Таблица 5
ь
8
IO
11
13
16
17
»9
21
22
A
21
21
24
=4
27
a7
30
33
33
36
в
57
57
67
67
73
73
83
89
89
93
С
67
67
79
79
89'
89
9^
ю8
108
117
D
29
29
33
33
38
38
43
48
48
52
E
'25
125
45
146
165
165
184
204
204
321
F
190
190
219
219
244
244
267
295
295
321
0
248
248
285
285
330
320
353
391
391
425
M
96
96
no
110
124
124
140
¦56
156
171
N
53
58
66
66
76
t
96
96
104
i
6
8
10
11
11
13
13
4
16
17
К
38
38
44
44
48
48
lo
60
67
L
60
60
67
67.
76
76
89
95
95
102
P
5i
51
57
6
63
70
76
76
82
г%
82
82
82
82
8t
81
82
81
81
81
Таблица 6
s
IO
ii
13
14
16
17
31
93
24
25
A
21
24
24
27
27
30
33
33
37
38
40
В
83
89
89
95
95
IO2
ii4
134
137
133
С
67
79
79
89
89
95
108
108
117
124
127
D
29
33
33
38
38
43
48
48
52
56
57
E
207
23З
233
261
261
289
324
324
355
37°
381
F
273
308
308
340
34O
378
416
416
454
470
486
G
33*
374
374
416
416
464
512
512
558
582
600
i
8
10
11
11
13
13
14
16
16
17
19
J
4i
44
44
48
48
54
60
60
67
67
70
К
38
44
44
48
48
54
6P
60
67
67
70
L
60
67
67
76
76
89
95
95
102
108
114
M
96
110
no
124
124
140
156
156
171
179
184
N
58
66
66
76
76
86
96
96
104
112
114
P
51
57
57
63
63
70
76
76
83
86
89
ZH
87
87
87
86
86
85
85
85
85
85
85

ГЛ. IX]
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ КОТЛА
267
Толщина передней решётки обычно назначается 15—Ш мм,
реже 19—22 мм (на самых мощных котлах). Размеры ли-
стов см. ЭСМ т. 3, стр. 393
Для выбора типа заклёпочного шва можно пользоваться
нормами, указанными в табл. 5—8 и соответственно на фиг.
28—31. На паровозах Э и Су применены продольные швы
типа, указанного на фиг. 29, на паровозах ФД — типа, ука-
занного на фиг. 31. При подсчёте коэфициентов ослабления
а% приняты следующие величины допускаемых напряжений:
*vt:rtTcS3=r +
Таблица 7
s
9
IO
ii
12
13
14
15
l6
17
I8
*9
so
21
32
23
24
25
21
21
24
24
24
27
27
27
3°
3°
33
33
33
37
38
38
40
В
6o
60
67
67
67
73
73
73
83
83
89
89
89
98
102
102
108
С
67
67
79
79
79
89
89
89
98
98
108
108
108
117
124
124
127
D
29
29
33
33
33
38
38
38
43
43
48
48
48
52
56
56
57
E
125
125
'45
145
145
«65
¦65
165
184
184
204
204
204
221
236
236
241
F
190
190
ai9
219
219
244
244
244
267
267
295
295
295
321
337
337
346
G
368
368
419
419
4i9
466
466
466
525
525
575
575
575
621
659
659
682
i
8
8
10
11
11
13
14
14
16
16
17
17
'7
19
21
21
22
J
60
60
67
67
67
73
73
73
86
86
92
93
92
98
105
105
in
К
38
38
44
44
44
48
48
48
54
54
6o
60
60
67
67
67
70
L
60
60
67
67
67
76
76
76
8?
89
95
95
93
102
108
108
114
M
96
96
no
no
no
124
124
124
140
140
156
156
156
171
179
179
225
N
58
58
66
66
66
76
76-
76
86
86
96
96
96
104
112
112
114
P
51
51
57
57
57
63
63
63
70
70
76
76
76
83
86
86
89
Z%
9i
9i
9i
91
9i
9i
91
91
9i
9i
9i
9i
9i
9i
9'
9i
9i
Фиг. 31.
Таблица 8
г
13
14
15
i6
17
18
19
20
2a
23
24
25
26
a7
A
24
27
27
27
3°
3°
33
33
37
38
38
40
40
40
В
95
IO2
IO2
IO2
IO8
IO8
114
114
124
127
I27
133
14О
I4O
С
79
89
89
89
98
98
io8
108
117
124
124
127
127
127
D
33
38
38
38
43
43
48
48
52
5°
56
57
57
57
E
233
261
261
261
292
292
324
334
355
37O
37°
33i
381
33i
F
308
З40
34O
34O
378
378
416
416
454
470
470
486
486
486
G
520
574
574
574
630
636
702
702
768
804
804
828
828
8*?
i
и
11
r3
13
14
14
16
16
17
19
»9
19
19
19
J
44
48
48
48
54
54
60
60
67
67
67
70
70
70
К
44
48
48
48
54
54
бо
бо
67
67
67
7°
7о
7°
L
67
76
76
76
89
69
95
93
IO2
io8
io8
io8
io8
ю8
М
по
134
124
124
140
14о
156
156
171
179
179
184
184
184
N
66
76
76
76
86
86
96
96
164
112
на
П4
П4
П4
Р
57
бз
63
63
67
67
76
тб
83
86
86
89
89
89
/г
73
79
79
11
86
95
95
'°5
ш
ш
П4
П4
П4
г%
94
93
93
93
93
93
93
93
93
93
93
92
91
91
на растяжение /?г=38,5 кг/ммй,
на лобовое давление Rd =
= 67 кг/мм2 и на срез Rc —
=30,8 кг/мм2. Практически для
заклёпочных швов допускают-
ся Rc и 0,75/?г и Rdx \,lbRz.
Сварные швы рассчитыва-
ются по формулам:
для поперечных швов встык
F6)
1U2-4S
для продольных швов встык
^=-щш кг/мм2- F7)
При сваривании ручным
методом электродами с тол-
стыми покрытиями, предназна-
ченными для малоуглеродистых
и низколегированных сталей,
аш < 0,8/?2 в целом месте. При
сваривании автоматическим ме-
тодом подслоем флюса иш<0,9/?г
в основном металле [21].
По правилам Котлонадзора
аш < 0,8Rz, где Rz — допускае-
мое напряжение для листов,
при расчёте сечение шва при-
нимается равным сечению ли-
ста.
Разбивка заклёпок на топоч-
ной раме показана на фиг. 32
и в табл. 9.
Фиг. 32. Заклёпочное соединение
топочной рамы: а — паровоза серий
ФД и Су; б — паровоза серии Л.
Таблица 9
Серия
паровоза
ФД . . .
СУ . . .
Л ....
А
аз
26
23
В
34
36
4°
С
32
33
D
23
25
Е
95
98
9°
F
6
1
25
/
7а
88
бо
k
6
1
29
Сухопарник, лазы, люки.
Сухопарник рекомендуется рас-
полагать по середине зеркала
испарения, так как в этом
случае наименее вероятно за-
хлёстывание его водой при езде
по уклону или же при резком
торможении. На паровозах ФД,

268
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
ИС и последующих выпусков применяют свар-
ной или цельноштампованный сухопарник со
штампованной выпуклой крышкой. Крышка
ставится на притирке или медном проволочном
кольце.
Напряжение в шпильках крышки опреде-
ляется с учётом первоначальной затяжки гаек,
для чего расчётное усилие принимается рав-
ным двойному давлению пара на крышку. На-
пряжение в шпильках допускается до 8 ksjmm2.
В целях избежания деформации фланца крышки
между шпильками последняя делается жёст-
кой, а расстояние между осями шпилек назна-
чается не более 80 мм.
Вырезы в барабане котла для сухопарника и
лаза усиливаются подклёпками. Площадь по-
Фиг. 33. Усиление вырезов в барабане котла.
перечного сечения подклёпок должна быть не
менее площади поперечного сечения выреза
(фиг. 33, а).
2&j (a — 2d) ^ Db. F8)
Для приваренных усилений (фиг. 33, б я в)
F9)
При расчёте усилений под приварные
штампованные колпаки учитывают сопроти-
вление стенок последнего:
2S2 e ^ Db.
G0)
Величина е условно принимается равной
толщине наружного сварочного шва, увели-
ченной в 2—3 раза.
Промывательные
люки подразделяются
на круглые (наклад-
ные) и овальные (за-
кладные). Люки стан-
дартизованы (ГОСТ
2755-44) для давлений
Рк^ЗОкг/см*. Размеры
круглых люков: диа-
метр в свету 110, 150
и 300 мм, овальных —
50 X 65 и 60 X 75 мм.
Широко распростра-
нены люки-пробки (фиг. 34), имеющие в сравне-
нии с закладными люками преимущество в
быстроте постановки и простоте ухода за ними.
Люки-пробки имеют диаметр в свету 50 и 75 мм
(ГОСТ 2755-44). Люки-лазы (ГОСТ 2592-44)
делаются круглыми; диаметр отверстия в свету
390 мм.
ДЫМОГАРНЫЕ И ЖАРОВЫЕ ТРУБЫ
Материал. Жаровые (цельнокатанные) и
дымогарные (цельнотянутые) бесшовные трубы
изготовляются из стали марки 10 по ГОСТ
301-44 (табл. 2).
Трубы в стальной задней решётке ставятся
на уплотняющих кольцах из красной меди тол-
щиной 2—3 мм, развальцовываются, отбурто-
вываются и обвариваются. Размеры уплотняю-
щих колец выбираются по ОСТ/НКПС 6Э53/93.
Для лучшего закрепления в решётках иногда
применяют трубы с двойной подкаткой.
В передней решётке трубы ставятся без
уплотняющих колец, развальцовываются, раз-
даются или отбуртовываются. Отбуртовка или
раздача обязательны при тонких передних
решётках толщиной до 15—16 мм. При решёт-
ках толщиной 19—22 мм можно
ограничиться одной разваль-
цовкой. Обварка труб в перед-
ней решётке не производится.
Разбивку труб в решётках осу-
ществляют по следующим схе-
мам (фиг. 35): 1) по углам пря-
моугольников или квадратов
с горизонтальным расположе-
нием одной из сторон (а, б);
2) по углам квадратов с гори-
зонтальным расположением
одной из диагоналей (в); 3) по
углам параллелограмов или ромбов с верти-
кальным расположением одной из сторон (г, д);
4) по углам параллелограма или ромбов с го-
ризонтальным расположением одной из сторон
(е, ж); 5) в точках пересечения двух дуг —
циркульная (з).
Разбивка жаровых труб при широкотруб-
ных пароперегревателях производится по пер-
вой схеме, при мелкотрубных — по третьей.
Разбивку дымогарных труб предпочтительно
осуществлять по первой или третьей схемам,
дающим более широкие вертикальные проходы
для пара. Разбивка по треугольникам допу-
скает возможность увеличить количество труб.
Иногда часть дымогарных труб размещают
между жаровыми (фиг. 35, и).
Размеры водяных промежутков между тру-
бами принимаются от 15 до 25 мм в зависи-
мости от качества воды. При увеличении
водяных промежутков улучшается паропроиз-
водительность котла. Ориентировочные раз-
меры мостиков труб приведены в табл. 10.
Таблица 10
Ориентировочные размеры мостиков труб в мм
Фиг. 34. Люк-пробка: / —
пробка; 2 — прокладное
кольцо; 3 — втулка; 4 —
контрольная приварка.
Наименование труб
Дымогарные трубы
Жаровые трубы малых диаме-
тров до 100 мм
Вертикальные
Жаровые тру-
бы больших
диаметров
мостики
Горизонтальные
мостики
Размеры мостиков
на задней
решётке
27—32
а7-за
45-5°
5о—6о
на перед-
ней ре-
шётке
14—18
17—si
33-36

ГЛ. IX]
ДЫМОВАЯ КОРОБкА
269
Jf-4-f
Фиг. 35. Разбивка труб в решётках.
В табл. 11 и 1'2 указаны размер и вес жаро-
вых и дымогарных труб.
Таблица И
Размер в
мм
Диаметр
наружный
89
121
137
133
140
152
внутрен-
ний
82
ИЗ
и9
«5
i3i
ИЗ
раздачи
124
136
43
'55
подкатки
io8

и8
'25
обжатия
96
96
ГО4
на
и вес в кг жаровых труб
Толщина стенки
труб
3.5
4,о
4,о
4.о
4.5
4.5
Ориентировочный
вес 1 пог. м
7.38
».5
12,13
12,7
15.°
i6,4
Расстояние между
решётками
Меньше
45°°
45°°-555°
45°°— 7°*>
бооо—тооо
№
стандарта
ГОСТ
3099-46
ОСТ 6951
НК11С 91/2
ГОСТ
3099-46 г
ОСТ 6951
НКПС 91/2
ОСТ 6951
НКПС 91/2
ОС Г 6951
НКПС 91/2
Отношение длины трубы между решётками
к наружному диаметру для предупреждения
провисания и вибрации труб не должно пре-
вышать ПО.
При давлениях 12—18 ати расчёт труб не
производится, так как их толщина C—4 мм)
обеспечивает достаточный запас прочности,
колеблющийся для большинства паровозов
между 6,5—13 [28].
Таблица 12
Размер в мм и вес в кг дымогарных труб
ОСТ 6949
НКПС "90/2
Диаметр
наруж-
ный
44,5
51
57
вну-
трен-
ний
39.5
4б
51
раз-
дачи
47
54
6о
обжа-
тия
38
38
42
Толщина
стенки
труб
а.5
2,5
3
Ориенти-
ровочный
вес
1 пог. м
2,59
2,99
3.68
Расстояние
между
решётками
Меньше
48х>
4800—57 эо
Больше
57°°
ДЫМОВАЯ КОРОБКА
Барабан коробки представляет собой свар-
ную конструкцию из двух или трёх частой
толщиной стенок 12—14 мм в верхней и 13-
17 мм в нижней части. Толщина предохрани-
тельного листа против коррозии колеблется

270
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
в пределах 7—17 мм. Материалом листов
служит сталь марок Ст. 0, Ст. 2 (ГОСТ 380-41).
Присоединение коробки к переднему барабану
производится непосредственно приваркой,
а также приклёпкой внахлёстку или при по-
ра6ана1598
Фиг. 36. Дымовая коробка с приставным кольцом.
мощи прокладного кольца (на заклёпках или
сваркой), чем достигается увеличение объёма
коробки, устранение коррозии нижней части
листовых — как исключение). Крепление дымо-
вой коробки жёсткое. Коробка крепится при-
зонными болтами к опоре (литая, сварная или
клёпаная конструкция), которая в свою очередь
приклёпана или приболчена к раме. При бру-
сковых рамах опора составляет одно целое
с цилиндрами (исключение—паровоз серии Л).
Иногда для уменьшения напряжений в перед-
нем вылете рамы при подъёмке крепление
дымовой коробки к раме усиливается двумя
укосинами.
Крепление топки спереди — скользящее или
реже гибкое, сзади — гибкое. Наиболее рас-
пространённая скользящая конструкция кре-
пления показана на фиг. 38. Два литых сталь-
ных башмака 2, присоединённых к топочной
раме 1, лежат на прокладках 4 (бронза, чугун),
скользящих в направляющих междурамного
крепления 5. Планки 3 поддерживают раму
при подъёмке. Удельное давление не должно
превосходить 0,4 кг/лш2, полагая, что полный
вес топки приходится только на переднюю
Фиг. 37. Фронтонный лист.
трубчатой решётки и размещение обшивки
заподлицо с коробкой (фиг. 36). Наиболее
рациональная конструкция фронтонного листа
показана на фиг. 37.
КРЕПЛЕНИЕ КОТЛА К РАМЕ
У несочленённых паровозов к раме кре-
пятся дымовая коробка, топка и барабаны
(при брусковых рамах — как правило, при
опору. Гибкое крепление топки представляет
собой вертикально поставленный лист (Ст. 2,
Ст. 3) толщиной 10—13 мм. Крепление бара-
банов гибкое, аналогичное гибкому креплению
топки. Гибкие опоры барабанов применяются
для уменьшения напряжений в брусковой
раме при подъёмке или движении паровоза.
Высота Н гибких опор должна обеспечивать
им достаточную гибкость для свободного
удлинения котла при нагревании (например,
3 ' Г
^-305/
Фиг. 38. Подвижное крепление топки.

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОТОПЛЕНИЯ
271
на паровозах серий ИС и ФД в среднем
И = 650-7-700 мм). Для снижения напряжения
в гибких опорах рекомендуется давать им
(во время сборки) предварительный изгиб
вперёд.
На сочленённых паровозах Маллет котёл
жёстко крепится к опоре задних цилиндров;
под топкой имеются скользящие и гибкие
опоры; передняя часть котла (обычно бара-
секциях сопловой камеры. Винты вращает па-
ровая машина, установленная на тендере. Вра-
щение вала машины передаётся с помощью
привода Гука к двухколёсному зубчатому ре-
дуктору 9 (на задней стенке корыта /) и далее
к большому винту 2, на задний квадратный ко-
нец которого жёстко насажено большое колесо
редуктора. Конструкция, показанная на фиг. 39,.
имеет непрерывную винтовую подачу угля да.
бан) покоится на скользящей опоре, допускаю-
щей удлинение котла и обеспечивающей от-
клонение рамы передней машины при следо-
вании паровоза в кривой.
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОТОПЛЕНИЯ
Стокер применяется на паровозах, имею-
щих площадь колосниковой решётки обычно
свыше 5 м2 (предел ручного отопления). Одна
из применяемых в СССР систем стокера по-
казана на фиг. 39. Уголь, поступающий из
угольного ящика тендера в корыто стокера /,
подаётся большим винтом 2 к передней части
корыта, где расположен дробитель 3, размель-
чающий крупные куски угля до размера, не
превышающего 70—80 мм. Из корыта уголь
поступает в сочленённую трубу 4, по которой
транспортируется малым винтом 5 и выжи-
мается в головку 6 и далее на распредели-
тельную плиту 7. С плиты уголь сдувается па-
ром на колосниковую решётку. Паровое дутьё
производится из сопловой камеры, вмонтиро-
ванной между головкой 6 и плитой 7. Сопловая
камера имеет пять отделений и такое же число
трубок, подводящих пар от пароразборной
колонки 8, закреплённой на лобовом листе
топки. Колонка 8 имеет шесть вентилей, из
которых один общезапорный, а остальные регу-
лирующие давление пара в соответствующих
Фиг. 39- Стокер Рачкова.
самой головки и двухрядное расположение
сопел в камере для регулирования дутья в за-
висимости от состава угля.
Фиг. 40. Головка стокера.
Головка стокера системы В. А. Гаври-
ленко, принятого на испытание, показана*
на фиг. 40. Главные особенности этого сто-

272
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
кера — защитительный козырёк с паровым
дутьём и рассредоточенное дутьё из сопел
паровой камеры.
Распределительная плита и сопловая камера
делаются из чугуна СЧ 15-32 по ГОСТ В 1412-42,
стокерная головка — из МСЧ 38-60 (см. т. 4,
стр. 89) или из стального литья, стокерные
винты— из стального литья.
Машина стокера двухцилиндровая, простого
действия, реверсивная, работает на перегре-
том паре при эксплоатационном давлении 2—
5 am и. Отсечка постоянная 90%; мощность
максимальная 25 л. с, эксплоатационная 6—
10 л. с. при 60—200 об/мин; расход пара на
машину 1 — 2% от паропроизводительности
котла. Дутьё осуществляется перегретым па-
ром при давлении2—Зато. Расход пара на дутьё
составляет 1—2% паропроизводитель-
ности котла. Передаточное число
редуктора 6,75. Часовая подача вин-
тов стокера колеблется в пределах
2000—80U0 кг угля. Малый винт
вых наружных стенках кожуха топки. Назна-
чение сажесдувателей — очистка поверхности
жаровых, дымогарных труб и элементов пере-
гревателя от отложений продуктов сгорания.
Очистка производится паровой продувкой на
ходу паровоза через 1—2 часа. Устройство
сажесдувателя изображено на фиг. 41. Сопло 1
вводится внутрь огневой коробки через
трубку 2, ввальцованную в листы огневой ко-
робки и кожуха. Пар, подводимый через от-
верстие 3, расходится в двух направлениях:
большая часть через отверстие 4 поступает
в сопло 1 для дутья, меньшая через канал (не
показан) в теле кожуха 5 направляется на
лопатки турбинного колеса 6. Вращение ко-
Фиг. 41. Сажесдуватель.
леса 6 преобразуется передаточным меха-
низмом (детали 7—10) во вращательно-воз-
вратное движение сопла / вокруг своей оси.
имеет диаметр витка 220. мм, шаг 230 мм и Такое движение сопла 1 необходимо для обеспе-
диаметр вала 80 мм [7, 8, 40]. чения паровой обдувкой возможно большей пло-
Сажесдуватель. Котлы при стокерном щади трубчатой решётки топки. Трубки И и 12
отоплении, как правило, снабжаются двумя отводят конденсат. Во время работы сажесду-
сажесдувателями, устанавливаемыми на боко- вателя охлаждение сопла производится про-

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОТОПЛЕНИЯ
273
дувочным паром. В нерабочем состоянии сопло
охлаждается воздухом, подводимым клапаном 13.
Топочные дверцы. Конструкция топочных
дверец тесно увязывается со способом отопле-
ния, величиной периметра и конфигурацией
топочного отверстия. Размер топочного отвер-
согласно ГОСТ 963-41 и ГОСТ В 1412-42,
Механические свойства этого чугуна не нор-
мированы; он дёшев, но не достаточно жаро-
устойчив при высоких температурах, поэтому
иногда применяются легированные чугуны,
указанные в табл. 13.
Таблица 13
Наименование чугуна
Химический состав в °/0
С
До з,1
а, 75—а,8
Si
1,2—1,4
1,3—1,5
Мп
0,43—0,38
Сг
о,33—о,35
1.3—а>°
N1
13,5—4.5
Си
6,5
в к г\мм?
25°—35°
133-175
стия должен обеспечить проникновение чело-
века в топку и, кроме того, при стокерном
отоплении место для размещения головки. Для
проникновения человека при круглом отверстии
необходим диаметр 380 мм, при прямо-
угольном отверстии — не менее 350 X 500 мм.
На современных паровозах обычно применя-
ются прямоугольные отверстия (при стокерном
Свод. В топках угольного отопления своды
могут опираться: а) на боковые стенки кладки;
б) на специальные связи боковых стенок топки;
в) на кипятильные трубы, термосифоны, попе-
речные циркуляторы. На современных паро-
возах применяется последний способ. Длина
свода обычно берётся равной 50% длины
колосниковой решётки. Площадь для прохода
газов над сводом не должна быть менее жи-
вого сечения дымогарных и жаровых труб.
Фиг. 42. Топочные дверцы.
отоплении они применяются как правило),
причём размер отверстия в свету увеличи-
вается против указанного выше в зависимости
от величины головки стокера. Наиболее целе-
сообразной конструкцией при прямоугольных
отверстиях (особенно при стокерном отопле-
нии) является тип двухстворчатых дверец
с ручным и пневматическим приводом (фиг. 42).
Колосниковая решётка. На фиг. 43 пред-
ставлена одна из распространённых конструк-
ций качающейся колосниковой решётки. На-
клон колосников при качании обычно достигает
30—40". По площади прохода воздуха решётки
выполняются большого живого сечения —
от 30 до 45°/0 (для спекающихся углей) и
малого живого сечения — от 8 до 25% (Для
слабо спекающихся углей и антрацита). В СССР
введена стандартная колосниковая решётка
живым сечением 20%. Эта решётка имеет
качающиеся плитчатые колосники длиной 640
и 840 мм (ГОСТ 2305-43), отлитые из чугуна
18 Том 13
Форма и размеры огнеупорных изделий преду-
смотрены ГОСТ 389-41. На фиг. 44 указаны
габаритные размеры шамотового кирпича для
сводов без кипятильных труб.
Для сводов с кипятильными трубами при
расстоянии между осями труб 460 мм раз-
меры и форма кирпичей приведены на фиг. 45
и в табл. 14.
Раствором для свода служит смесь из 70%
по весу или объёму шамотного порошка и 30%
молотой просеянной глины (или готового су-
хого мергеля), для остальной части кладки из
50% шамотного порошка и 50% глины. Для
обмазки сводов применяется один из следу-
ющих составов: а) огнеупорной молотой
глины 50%, мелкого сеяного песка или
толчёного огнеупорного кирпича 50% (смесь
замешивается в растворе соли в воде из рас-
чёта 10 кг соли на 30—35 кг смеси глины и
песка); б) огнеупорной молотой глины 70%,
мелкого сеяного песка 30% (смесь заме-

—1010-
поДВ
Фиг. 43. Колосниковая решётка: 1 — балке
средняя; 2 — балка боковая задняя; 3 —
балка боковая передняя; 4 — кронштейн;
5— плита неподвижная; 6 — плитэ откид-
ная, 7 колосник.

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОТОПЛЕНИЯ
275
Таблица 14
№ кир-
пича
(боковой)
Б1
Б2
БЗ
Б4
Б5
Б6
Б7
L
435
385
335
З^э
3°5
290
275
А
53
56
6о
6i
6а
63
64
Теорети-
ческий
вес в кг
i6,4
Н,5
12,6
12
«,5
ю,9
го.З
№ кир-
пича
(боковой)
Б8
Б9
Б10
Б11
Б12
Б13
Б14
L
»бо
245
23O
215
2ОО
i85
170
h
бб
67
68
69
7о
71
72
Теорети-
ческий
вес в кг
9.8
9.2
8,6
8,1
7.5
7.°
6,4
№ кир-
пича
(боковой)
Б15
Б16
Б17
С1
(средний)
С2
(средний)
-
L
153
140
I2O
h
73
74
76
С ОКНОМ
Без
окна
Теорети-
ческий
вес в кг
5.8
5,3
4.5
'5.5
17,о
-
шивается водой и к ней добавляется жидкое
стекло плотностью 51° по Боме из расчёта
Фиг. 44. Кирпич для сводов без кипятильных труб:
а — прямой; б— клиновой односторонний; в — клиново„й
двухсторонний; г — фасонный пятовой.
1,5 кг на 35—40 кг раствора); в) огнеупорной
молотой глины 7О°/о, мелкого сеяного
песка 30%.
Воздухоподогреватели. На паровозах
применяют газовые и паровые воздухоподо-
греватели. Схема применяемого на отечествен-
ных паровозах парового воздухоподогревателя
показана на фиг. 47. Батареи из эллиптических
ребристых трубок, ввальцованных в решётки
коллектора, размещаются вдоль зольника. Для
регулирования притока воздуха имеются за-
слонки. Отбор пара на подогрев производится
из конуса. Температура воздуха достигает
60—70° С. В СССР испытывались газовые
воздухоподогреватели с горизонтальными
(фиг. 48) и вертикальными (фиг. 49) трубами.
Последние менее засоряются и не затрудняют
доступа рабочего в дымовую коробку. Тем-
пература подогретого воздуха при этих систе-
Расположение арочных сводов
йг\
Фиг. 45. Кирпич для сводов с кипятильными трубами.
Зольник. На фиг. 46 представлен наи-
более распространённый тип бункерного
зольника с нижними откидными днищами для
удаления золы и боковым подводом воз-
духа. Зольник делается сварным. Нижняя
часть его укрепляется на болтах для возмож-
ности смены без съёма котла. Живое сечение
клапанов для воздуха делается не менее 20°/0
площади колосниковой решётки. Толщина
листов от 4 до 7 мм; материал — сталь марки
Ст. 0 по ГОСТ 380-41.
Внутри зольника размещаются трубы для
заливки золы. При отоплении антрацитом и
тощими углями в зольнике устан1вливают
трубы шлакоувлажнителя. Привод к клапанам
зольника выводится в будку машиниста.
мах воздухоподогревателей достигает 140 —
150° С. Паровые воздухоподогреватели меньше
повышают к. п. д. котла, чем газовые. Однако
они удобнее в эксплоатации и создают меньшее
сопротивление проходу газов. Применение
воздухоподогревателей даёт экономию топлива
в пределах 3—7%.
Конструкция воздухоподогревателей, под-
вергавшихся испытанию, ещё недостаточно
совершенна [20, 32]. ,
Нефтяное отопление. Распыление нефти
на паровозах обычно осуществляется паром.
По конструкции паровые форсунки делятся
на круглые и щелевые (плоские). Стандартной
является круглая форсунка Данилина с расши-
ряющимся соплом диаметром 5 мм (в узком

Фиг. 46. Бункерный зольник.

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОТОПЛЕНИЯ
277
сечении) и с добавочным подводом воздуха
(фиг. 50). В двухрежимной круглой форсунке
Пирина нефть распыливается на стоянках
Фиг. 47. Схема парового воздухоподогревателя.
соплом d = 2 мм, при больших форсировках
соплом d = 5-*-6 мм. В случае расположения
Воздух
Фиг. 48. Газовый воздухоподогреватель с горизонталь- Фиг. 49. Газовый воздухоподогреватель с вертикальными
ными трубами. трубами.
по ЯВС
77//Х///Х///////////А///////Л '/AV//, У///////,
22 \22
Фиг. 50. Форсунка.
форсунки у лобовой стенки необходим свод
порядка 60%- При расположении форсунки в
передней части топки (в зоне ухватного листа)
можно ограничиться коротким сводом около
шуровочного отверстия или обмуровкой зад-
ней стенки огневой коробки. По системе
Твардовского устанавливаются две щелевые
форсунки: одна — в передней стенке топки,
другая — в задней; свода не делается. При неф-
тяном отоплении зольник используется для
размещения кирпичной кладки. На фиг. 51 по-
казана кирпичная кладка со сводом при фор-
сунке в задней стенке топки. Толщина кир-
пичной кладки передней стенки — в один кир-
пич подлине B30мм), для остальных стенок —
в половину кирпича A13 мм), для зольника —
в четверть кирпича F5 мм), для задней стен-
ки - в зависимости от конфигурации топки. Свод
\i
230 230
Фиг. 51. Кирпичная
кладка при нефтяном
отоплении (паровоз
су).

278
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
|РАЗД. IV
W
опирается на опорные пятовые кирпичи,
уложенные на боковые стенки кладки [5,
17, 33].
Пылеугольное отопление. Применение
пылеугольного отопления имеет ряд преи-
муществ: высокое значение к. п. д. котла за
счёт отсутствия уноса топлива, реализация
больших форсировок на низкосортных углях,
увеличение пробега паровоза между чистками
топки и уменьшение
времени заправки, ре-
гулирование отопле-
ния, не уступающее
по своей гибкости не-
фтяному. Эффектив-
ность пылесжигания
на паровозах иллю-
стрируется данными
фиг. 52 и 53. Упразд-
нение уноса топлива
обусловливается пол-
ным сгоранием частиц
его в объёме топки.
Оценку этой возмож-
ности характеризуют
данные фиг. 54 и 55. Определяя по фиг. 55
время пребывания частиц топлива в топке t
(паровозов ФД и Э) по расчётной форснров-
ке zKH, выраженной в нормальном паре, нахо-
дят предельный диаметр частиц по фиг. 54. На-
О 20 40 60 Zm kz/ifiac
Фиг. 52. Зависимость к.п.д.
^д. паровоза ФД, работаю-
щего на угле марки Г, от
форсировки гКН, выражен-
ной в нормальном паре:/—
пылеугольное отопление;
2 — стокерное отопление.
5105 Ю /О51510s 20 Ю% к кал/м*юе
Фиг. 53. Зависимость к. п. д. котла т\к и фор-'
сировки котла гкн от теплового напряжения ко-
лосниковой решётки ук при пылеугольном ото-
плении паровоза ФД: 1 — форсировка котла;
2 — к. п. д. котла.
пример, для паровоза Э при расчетном zKH =
= 65 кг!м? диаметр частиц не должен превы-
шать 0,14 мм
б г 23
На фиг. 56 изображена схема опытной
установки пылеугольного оборудования на
М
паровозе Э . Уголь, транспортируемый шне-
ком 15, падает на паровое сопло 20 и увле-
кается струёй перегретого пара (* = 300°С)
в диффузор 21 и далее на отбойную плиту 22.
Здесь частицы угля разбиваются, и проис-
ходит первичный отсев крупных фракций.
Газо-воздушная струя (t = 275-f-300° С) увле-
кает частицы угля к сепаратору 23 для даль-
нейшего отсева, заставляя проходить их через
tcek
12
08
0,2
*-*
¦т
/
)
/
\
\
-
—
— - ,
__
0 Ofib 0,08 0,12 0,16 с/»м о 20 к' 602Кнкг/м>чос
Фиг. 54. Зависимость вре-
мени t горения частицы
пыли от её диаметра d.
Фиг. S5. Зависимость вре-
мени t от форсировки
котла гкн.
лопатки к пылеотводящей трубе 2. На фиг. 57
изображена топка паровоза ФД, оборудован-
ная для пылеугольного отопления [34].
Испытывавшиеся пылеугольные паровозы
были недостаточно совершенны (большой рас-
ход энергии на пылеприготовление, забивание
шлаком труб и т. д.),
Дымовытяжное устройство. У паровозов
с выхлопом в атмосферу дымовытяжное
устройство обычно состоит из конуса, дымо-
вой трубы, сифона и искроудержателя. У паро-
возов с конденсацией пара, а также у паро-
возов С , СО , работающих с выпуском пара
в атмосферу, применяется вентиляторная тяга.
Конус. Известны конусы (чугунная от-
ливка) с постоянным или переменным сече-
нием выпуска; последние вследствие слож-
ности и ненадёжности в работе в СССР не
применяются. Выпускные отверстия у кону-
сов постоянного сечения выполняются круг-
лыми или фасонными (звёздочка, крест) для
увеличения поверхности соприкосновения
струи пара с газами. На новейших отече-
ственных паровозах применяется четырёхдыр-
ный конус с раздельным выпуском пара из
\
10 18
Фиг. 56. Схема установки пылеугольного оборудования на паровозе серии Эм : / — пылеугольная мельница; 2 — пыле-
отводяшая труба; 3 — циклон для сепарирования угольной пыли; 4— пылеугольный бункер; 5 — пылеугольный шнек;
6 — пылепровод; 7 — форсунка; 8— паропровод перегретого пара к соплу мельницы; 9 — дополнительная паропере-
гревательная коробка; 10 — топка паровоза; // —газосмесительная головка; 12 — воздушная заслонка; 13 — газо-
воздухопровод; 14 — турбовентилятор; 15—угольный шнек; 16 — редуктор; 17 — стокерное корыто; 18 — передний
клапан для подвода воздуха в топку; 19 — задний клапан для подвода воздуха в топку; 20 -- паровое сопло мель-
ницы; 21 - диффузор; 22— отбойная плита; 23 — сепаратор.

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОТОПЛЕНИЯ
279
цилиндров (фиг. 58). Отверстия в конусе
накрест и попарно соединяются общим ка-
налом. Такое устройство уменьшает противо-
состоит из собственно трубы J, раструба 2
и седалища 3. Труба и раструб чугунные, се-
далище — литое стальное. К седалищу, прива-
8 9 Ю
Фиг. 57, Топка паровоза ФД (пылеугольное отопление): / — обмуровка задней стенки топки; 2 — обму-
ровка боковых стенок топки; 3 — зольник; 4 — клапаны бункера зольш ка; 5 — привод клапанов бун-
кера зольника; 6 — обмуровка зольника; 7 — порог; 8 — привод переднего клапана; 9 — клапан вто-
ричного подвода воздуха (передний клапан); 10 — свод.
давление на нерабочую сторону поршня. Из-
менение сечения отверстий достигается встав-
кой колец.
Для понижения противодавления на не-
рабочую сторону поршня путём использования
эжектирующего действия струи пара другого
—, 0f2O
риваемому к дымовой коробке, болтами
прикрепляется дымовая труба. Раструб при-
соединяется болтами к нижней части трубы,
обеспечивая плавное и плотное вписывание
паровой струи в её периметр.
Расчёт конусной тяги газов по
методу акад. С. П. Сыромятникова произво-
дится на базе результатов теплового расчёта
по CD
Фиг. 58. Четырё'хдырный конус с раздельным выхлопом. Фиг. 59. Конус с расширительной камерон.
цилиндра конус иногда выполняется с рас- котла для различных напряжений колосни-
ширительной камерой С (фиг. 59). ковой решётки [32]. Суммарное газовое со-
Дымовая труба. На новейших оте- противление котла (вход в зольник, колосни-
чественных паровозах дымовая труба (фиг. 60) ковая решётка и слой, огневая коробка.

280
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
включая свод, дымовая коробка, трубчатая
часть котла) определяется по формуле
=@,85 а'
Здесь а' —6—8 — для зольников с боковыми
в л*2; г—средний гидравлический радиус труб
в мм, вычисляемый по формуле
G2)
4 [йдпд
«А)У '¦
где uq и йж — внутренние диаметры дымо-
гарных и жаровых труб в мм; dn — наруж-
ный диаметр пароперегревательных трубок
в мм; п$ и пж — число дымогарных и жа-
б б
клапанами; a' = lO-J-15 — для зольников с ровых труб; пп— число трубок пароперегре-
клапанами в поддувале; Ь' = 10-1-20 — для вателя в одной жаровой трубе.
углей марок Г и Д при стокерном отоплении;
V = 15-=-25 — для смесей ПЖ и ПС с антра-
цитами и тощими углями без мелочи при сто-
керном отоплении; 6' = 20-f-35 — то же, но
при наличии в смеси углей марок АРШ, БР
или им подобных; Ъ' = 30-f-50 — для смеси ка-
менных углей с антрацитами при ручном
отоплении; с' = lO-f-20 (для нормального кир-
пичного свода в угольной топке с' — 15); е' =
= 5-|-13 (в среднем для обычных дымовых
коробок можно брать е' = 10.0); В' = 1,6-=-4,8
(в зависимости от состояния внутренней по-
верхности трубок); В'= 2,5 — для паровозов
угольного отопления; 8'= 3,5 — для паровозов
нефтяного отопления; gz — секундный выход
газов в кгкен\ R — площадь колосниковой ре-
шётки в мГ-\ I — длина труб в м; ш — площадь
живого сечения дымогарных и жаровых труб
Фиг. 60. Дымовая труба.
Для определения суммарного газового
сопротивления котла можно также пользо-
ваться приближённой формулой
,73)
Потребная работа выталкивания на 1 кг
выхлопного пара
п - g' ¦ '" ,74>
где Sn — секундный вес пара в kzjcpk; ^д к —
удельный вес газов в дымовой коробке
в кг\м*.
Весовую скорость выхлопного пара ив
в кг/м2 сек и давление выхлопного пара в
головке конуса рв в ата находят из сле-
дующих уравнений:
для конуса круглого сечения пт= 0,067 а *'7;
для четырёхдырного конуса раздельного
выпуска пт = 0,0915 и1/; пт = 1428(р,—IH'8

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОТОПЛЕНИЯ
28!
Величины ие и рв могут быть взяты также
по графикам [32].
Площадь сечения конуса fK в м2 находят
из выражения
¦~ 3600fK '
где Gn — часовой расход пара в кг.
Коэфициенты с' и %' определяют в зависи-
мостях, выражающих потребное и реализу-
емое разрежения в дымовой коробке, при-
нимая ^c = ^к•.
При найденных размерах конуса Дк = Дс«
При иных размерах это равенство нарушается,'
и работа котла будет протекать с иным из-
бытком воздуха. Меняя размер конуса, опре-
деляют соответственные величины иа и &с.
По указанной схеме производят подсчёты для
Фиг. 62. Наинизшее
A—2) и наивысшее
B—2) расположение
конуса.
Фиг. 61. Компоновка дымовой
трубы с конусом: 1—1 — линия
габарита; 2—2 — линия верх-
него обреза дымовой трубы;
3—3— плоскость расположения
горловины дымовой трубы;
4 — плоскость расположения
устья конуса.
ряда комбинаций напря-
жения площади колосни-
ковой решётки у и коэ-
фициента избытка воз-
духа а, принимая вычис-
ленные выше значения
с' и х'. Для каждого варианта находят Ак и Дс,
реализуемые струёй при различных размерах
конуса. Размеры конуса устанавливают соот-
ветственно наивыгоднейшим режимам работы
паровоза.
На фиг. 61 приведена компоновка дымовой
трубы с конусом. Устье конуса располагается
возможно ниже [а = 30 ч- 40 мм; h
= D,0 ¦+• 4,5) dK ].
Струя пара, вытекающая из конуса, пред-
ставляет коническую поверхность (фиг. 62)
с углом между образующими, равным о до
отметки 510 мм, oj — выше отметки 510 мм.
При ЭТОМ tg a = 7з И tgotj ^ 1/б.
Минимальный диаметр горловины
G6)
к =
Диаметр выходного сечения трубы
G7)
где [J — угол между образующими
трубы. Для цилиндрических труб tg Э
конических tg ?J = !/ V
—6tgP).
0, для
; G8)
G9)
(80)
Расчёт конусно-вытяжной системы, при-
менявшийся на отечественных заводах, бази-
ровался на формулах Штраля с поправками
А. А. Чиркова и М. Н. Щукина [23, 28].
Диаметр круглого конуса определяется по
формуле
200 YW
ак=—4Г7^—мм- (81>
Для четырёхдырных конусов с раздельным
выпуском диаметр одного круглого отверстия
<*«=
110 l/~R
/R
~ мм,
(82)
где R — площадь колосниковой решётки в м2.
В формулах (81) и (82) гидравлический коэ-
фициент сопротивления котла
н = 0,2 ( j-J + 27 + (о.О4 + 0,0025 g -j-\ X
R у
X
(
+0,35/?2.
(83V
где ? — коэфициент, характеризующий кон-
струкцию перегревателя, равен
2
• (84)
е
•/
nndn)
В формулах (83) и (84) f3 — живая пло-
щадь клапанов зольника в м9; L — длина труб
в мм; uq и 4Ж — внутренние диаметры труб
в мм; х — —— — отношение живых сечений
труб; dn — наружный диаметр труб перегре-
вателя в мм; пп — число труб перегревателя
в одной жаровой трубе.
Ввиду того что получаемые по фор-
мулам (81) и (82) размеры насадок не могут
учесть всех условий работы проектируемого
паровоза и не являются абсолютно точными,
для нового паровоза изготовляются три-четыре
насадки разнящихся сечений (на 10—20%),
по которым подбирается наилучший размер dK
при первых же обкатках паровоза.
Соотношения между размерами трубы и
конуса (фиг. 63) определяются следующими
формулами:
D = Z,\du мм; (85)
,1/г = D
"-^ h мм; (86)
do=dK + а мм,
(87)
где а = 200 — 220 мм для четырёхдырного и
звездчатого конуса; dK — диаметр круглого

282
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
конуса, эквивалентного проектируемому по
площади.
Для определения площади конуса при-
меняют простую эмпирическую формулу
(88)
ориентировочных подсчётов площади
сечения конуса применима
формула
/= 40-f0,62 Иисп CAP, (89)
где Иигп — испаряющая по-
верхность нагрева котла
в л/2.
При круглых конусах
взаимное положение конуса
и дымовой трубы может
быть проверено по следую-
щим соотношениям (фиг. 54):
Фиг. 63. Установка
конуса и трубы.
= x (Do -
где х = 6 — для круглого конуса без рас-
6(dK — S'\
секателя, х — — — для круглого ко-
"к
нуса с рассекателем шириной S' [3, 15, 30,
32, 35, 38, 41].
¦Фиг. 64. Взаимное положение конуса и дымовой трубы.
Конусность для трубы равна
для
струи пара —~j .
"min
При устройстве дымовой коробки по
схеме, указанной на фиг. 65, высота конуса
зависит от площади сечения Е, которая
должна быть равна 0,95—1,1 газового про-
хода со дымогарных и жаровых труб. В соот-
ветствии с этим установлены следующие вели-
чины проходов в ряде сечений: А — @.23 -г-
--0,27) со; В = A,1 ¦+¦ 1,4) ш; Q = @,8-^0,95) со;
D — @,65н-0,8) со; F> D.
Размеры должны быть: а >¦ 750 мм; b =
— 380 ~ 400 мм; с ~ 300 мм\ d — возможно
малым. Если а не может быть больше
750 мм, отбойный лист рекомендуется делать
с наклоном 15° (фиг. 66) при условии, что
Ь < 370 мм. Если а больше 900 мм, то рекомен-
дуется ставить второй отбойный лист на рас-
стоянии 900 мм от трубной решётки (фиг. 67).
Для уменьшения объёма дымовой камеры про-
странство между листами делается непрони-
Фиг. 65. Дымовая коробка.
цаемым. Дымовая труба должна иметь в са-
мом узком месте площадь ;> 23и/0 от о. Вы-
сота раструба назначается в зависимости от
размера b (фиг. 65). Диаметр нижнего обреза
раструба берётся в
пределах 700—800 мм,
радиусы закругле-
ния — не менее 450 мм.
Сифон обычно
представляет собой
кольцевую трубку
диаметром около 25
мм в свету с рядом
A5 — 30) отверстий
диаметром 3—6 мм.
Расход пара на си-
фон составляет 7—9
KZJMUH. Для увеличе-
ния к. п. д. сифона
А. Н.Шелест предложил средний диаметр сифо-
на делать 0,5—0,58 диаметра узкого места трубы
Фиг. 66. Наклонный от-
бойный лист: а < 750 мм.
1
-1 ~~\
- — а —
—b —

•¦
L
2.
-i
1
1/
и 1 /
Фиг. 67. Двойной отбойный лист:
а > 900 мм\ 6-900 мм.
(фиг. 68). Сифон должен иметь шесть расши-
ряющихся сопел диаметром 5 1/ —^ мм>
где NK—касательная мощность паровоза в л. с,
и располагаться на расстоянии 1,6—1,9/) от
узкого сечения трубы. Сифонное кольцо
целесообразно делать литым. Кольцо должно

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА, УЛУЧШАЮЩИЕ КАЧЕСТВО ПАРА
283
быть установлено концентрично сечению трубы
и быть перпендикулярно оси трубы. Указанное
расположение сопел обеспечивает лучшее за-
полнение паром сечения трубы в одной пло-
Фиг. 68. Сифон.
скости, вследствие чего эффективность сифона
повышается в 2—3 раза [35].
Искроудержатели. Борьба с искре-
нием ведётся улавливанием уноса в дымовой
коробке и его тушением или размельчением
уноса и его дожиганием в дымовой коробке,
дымовой трубе и частично непосредственно за
устьем трубы. В первом случае применяются
сетки для удержания крупных частиц или
специальные приспособления (например, из-
гареуловитель Судакова), во втором — устрой-
ство дымовой коробки, при котором кусочки
уноса, ударяясь о вертикальную стенку и
сетку, размельчаются и успевают сгорать
в дымовой коробке или по выходе из дымо-
вой трубы (фиг. 65). Размеры искроудержа-
тельных сеток регламентированы ОСТ НКТП
3743* [17]. '
УСТРОЙСТВА, УЛУЧШАЮЩИЕ
КАЧЕСТВО ПАРА
Пароперегреватели. На современных па-
ровозах применяются только жаротрубные
перегреватели. Пароперегреватели делятся по
диаметру жаровых труб на широкотрубные и
мелкотрубные, по схеме соединения тру-
бок—на паропере-
греватели с после- Jj
довательным, па- << ¦ ¦ z
раллельным и сме- а—* =
К
а)
//
6)
Фиг. 69. Схемы элементов
пароперегревателей.
шанным током.
В СССР при-
меняются паропе-
регреватели: эле-
мент четырёхтруб-
ный двухоборот-
ный (фиг. 6Э, а);
элемент шести-
трубный однообо-
ротный Чусова и
Л-40 (фиг. 69, б);
элемент восьми-
трубный двухсбо-
ротный, располо-
женный в четы-
рёх жаровых тру-
бах небольшого диаметра (мелкотрубный)
(фиг. 69, в). Конструкции элементов перегре-
вателей соответственно показаны на фиг. 70—
72. Элементы изготовляются из бесшовных
цельнотянутых труб из стали марки 10 (ГОСТ
301-44). Размеры и веса труб указаны в табл. 15.
Таблица 15
Диаметры и веса стальных труб пароперегревателей
Диаметр в мм
Наружный
24
29
35
38
4=
Внутренний
i8
23
28
31
34
Вес 1 пог. м в кг
i,55
1,92
2,72
з,98
3,75
¦ Вентиляторная тяга, см. гл. II.
По тепловому эффекту на первом месте
стоит элемент Чусова (трубы 18/24), за-
тем Л-40 (трубы 23/29), типа а (трубы 28/35)
и, наконец типа в (трубы 24/30). Недостатком
перегревателя Чусова является быстрое за-
растание накипью и прогорание его элементов,
поэтому на новейших паровозах применяются
перегреватели Л-40. Во Франции некоторое
распространение имеет перегреватель Хюлле
(фиг. 73), в центре кольцеобразных трубок
которого G4/81 и 90/97) проходят круглые
пароотводящие трубы C1/38). Недостатками
перегревателя этого типа являются высокая
его стоимость и сложность ремонта.
В СССР применяются два типа крепления
труб элементов перегревателя: шаровое
(фиг. 74, а и 6) и конусное (фиг. 75). При-
жатие производится болтом, притягивающим
колодку (скобу) к коробке. Болт своей голов-
кой входит в прямоугольный или трапециевид-

no ?F
±
\ 8шт , длина
\8шт., длина U620
8шт., длина 4790
8 шт., длина U97 О
-Ме>кду решетками 4660
Фиг. 70. Четырёхтрубный двухоборотный пароперегреватель.

Фиг. 71. Пароперегреватель Чусова.

286
КОТЕЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
ный паз нижней плиты коробки. Иногда болт
проходит через всю коробку и опирается на
верхнюю- стенку. Во избежание ползучести
болт желательно делать из легированной
стали.
Трубы элементов пароперегревателей со-
единяются между собой приварными колпач-
ками или кузнечной сваркой. Перегреватель-
ные коробки выполняются стальными литыми
я
¦Сечения
по ад nocd noef nogk oot,mt по1гппг по по nopq
Фиг. 73. Пароперегреватель Хюлле.
(фиг. 76) или сварными (фиг. 77). Чугунные
перегревательные коробки выходят из упо-
требления вследствие ненадёжности в экспло-
атации (появление трещин и трудность
ремонта). Перегревательные коробки жела-
тельно изготовлять из хромомолибденовой
стали примерно следующего состава (в о/о):
С-0,24-0,35, Мо —0,15—0,25, Мп-0,4-0,7,
Сг —0,8—1,2, Ni<0A Si < 0,35, P<0,03,
S < 0,03.
Толщина стенки у чугунных перегрева-
тельных коробок берётся 15—20 мм, для
стальных 12—15 мм и больше. Размеры ко-
робки определяются расчётными сечениями,
необходимыми для прохода пара, которые
предусматриваются несколько большими, чем
суммарная площадь прохода по трубкам эле-
ментов. В подводящей и отводящей трубах
перегревательнои коробки расчётную скорость
пара следует назначать не выше 20 м/сек
при форсировках 60—70 кг/м2. При много-
клапанном регуляторе корпус его отливается
совместно с перегревательнои коробкой
(фиг. 78).
Паросушители применяют для уменьшения
влажности пара* A»/0 отсепарированной влаги
повышает температуру перегрева пара на 8° С
и увеличивает экономичность паровоза на 10/0).
Наиболее простым паросушителем является
сетка с отбойным листом, одним из совер-
шенных — паросушитель Шелеста (фиг. 79),
состоящий из воронки /, колпака 2, пароот-
водной трубы 5 и дренажной трубки 6, со-
единяющей сборник 3 с водой котла. Поверх-
ность 4, наклонённая к оси воронки под не-
которым углом, служит для отражения частиц
пара, вследствие этого повышается давление
пара в сборнике 3 и понижается уровень воды
в трубке 6. Таким образом устраняется воз-
можность уноса отсепарированной воды пуль-
сирующим потоком пара и понижения давле-
ния в сборнике 3, связанного с подсосом воды
* Уменьшение влажности пара, кроме того, дости-
гается увеличением объёма парового пространства и зер-
кала испарения котла, а также забором пара из наи-
высшей точки котла.

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА, УЛУЧШАЮЩИЕ КАЧЕСТВО ПАРА
287
через дренажную трубку 6. Скорость пара
в воронке 1
где z — наибольшая форсировка котла
в KZJM1 час; Нк — испаряющая поверхность
нагрева котла в м\ f — удельный вес насы-
щенного пара в кг/л&; f— площадь сече-
мическая высота), подсчитывается по фор-
муле
/1 i » wn2 ЮОО
"d = Т U 4" ?) "н— * мм вод. ст., (92)
zs Те
где $ — коэфициент сопротивления входа и
протекания по воронке простой формы, рав-
ный 0,2—0,25 *; 7« — удельный вес воды в
котле в кг/м*; 100J кг л*з — удельный вес во-
ды при 4° С; #•—.ускорение свободного падения.
Статический напор
hs, потребный для пере-
текания воды по трубке
в случае мгновенного
броска, выбирается рав-
ным примерно 100 мм
вод. ст.
Сумма мгновенных
высот воды в дренажной
трубке будет
Ло = Ид -j- hs мм,
а скорость воды в трубке
wa — 9 V 2g hs, (93)
где -f — скоростной коэ-
фициент; hs — статиче-
ский напор, выраженный
в м вод. ст.
Секундный объём от-
сепарированной воды
_гНA-х)
' в
Фиг. 74. Два способа шарового крепления элементов пароперегревателя: 1 — шаро-
вая головка элемента; 2 — скоба; 3 — шайба с шаровой поверхностью 4 — шарояая
шайба.
ния в if2, которая находится из формулы (91)
при условии wn^L\b м/сек
Высота столба воды в трубке 6, обусло-
вленная протеканием пара по воронке / (дина-
где х — сухость пара.
Диаметр d дренажной
трубки определяется из
уравнения
в
При отводе воды из котла дренажная
трубка имеет сопло Лаваля с отверстием,
определяемым по формулам
я
nd
w\1e
у, = 100 \f
2g (P"—
ie
(96)
м/сек, (97)
где Ge — максимальный вес отсепарирован-
ной воды в кг/сек; р. = 0,95 — коэфициент
истечения; d\ —диаметр сопла в м; о/, —ско-
рость истечения воды в м/сек; рк и р0 — да-
вления в котле и в той среде, куда проис-
ходит истечение жидкости, в кг/см^. Секунд-
ный расход пара через минимальное отвер-
стие сопла при отсутствии расхода воды
определится из формул
100
Л/ 28-ь+\Рк*к-ЮЗу
Pkvk
(93)
(99)
Фиг. 75. Конусное крепление элементов пароперегрева.
теля.
* Коэфициент ? зависит от формы, длины и состоя-
ния поверхности канала.

288
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
/7ош> постановки
квадраты срезаны
Фиг. 76. Литая перегревательная коробка.
Фиг. 77. Сварная перегревательная коробка.

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ПИТАНИЯ И ПОДОГРЕВА ВОДЫ
289
410-
Фиг. 78. Перегревательная коробка с многоклапанным регулятором: А — камера перегретого пара; Г — камера насы-
щенного пара; Д — канал камеры насыщенного пара;?—канал камеры перегретого пара; Ж—просветы между каналами.
где k =1,135 для сухого насыщенного пара;
Gn' — секундный расход пара в кг; vK — удель-
ный объём насыщенного пара при давле*
НИИ рк.
Фиг. 79. Паросушитель Шелеста.
Расход пара не должен превышать 3%. Его
теплота может быть использована на подо-
грев питательной воды [36].
19 Том 13
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ПИТАНИЯ
И ПОДОГРЕВА ВОДЫ
Инжекторы свежего пара различают
по высотному расположению — всасывающие
и невсасывающие, по расположению оси ко-
нусов — вертикальные и горизонтальные. Вса-
сывающие инжекторы располагаются в
будке, невсасывающие — под будкой маши-
ниста [14].
На отечественных паровозах применяют
всасывающие инжекторы вертикальные № 11 *
(фиг. 80), горизонтальные № 9 (на старых
паровозах) и невсасывающие вертикальные
(фиг. 81). Максимальная допускаемая темпе-
ратура воды в тендере в зависимости от давле-
ния пара приведена в табл. 16.
Таблица 16
Зависимость максимальной допускаемой
температуры воды от давления пара
Давление пара в ати
Максималь-
ная темпера-
тура воды в
тендере в °С
Для всасывающих
инжекторов (при вы-
соте присасывания от
1,2 до 1,8 м) . . . .
Для невсасывающих
инжекторов (при вы-
соте притока воды от
1,2 до 1,5 л)
14
37.5°
4+°
13
4°>°г
46°
12
42-5с
48°
* Номер инжектора указывает наименьший диаметр
нагнетательного сопла в мм.

CDEF
-1С
Фиг. 80. Всасывающий вертикальный инжектор м? 11:1 — корпус инжектора; 2 — центральное сопло; В — кольцеобразное сопло; 4 — заборное сопло; 5 — проме-
жуточное сопло; 6 — нагнетательное сопло; 7—клапан дополнительного питания; 8 — вестовой клапан; 9 — напорный клапан; 10 — питательный клапан; 11 —
пробка водоприёмного крана; 12 — паровпускной клапан; 13 — сетка; 14 — гайка пожарного рукава.

Пар из пароразборнои
/ колонки
ВестоВая труба
б будки машиниста
Фиг. 81. Невсасываюший вертикальный инжектор.

292
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Габаритные размеры инжекторов, их
производительность и рабочее давление пара
указаны в табл. 17.
Таблица 17
Габаритные размеры и производительность
инжекторов
Тип и № инжектора
Вертикальный № 11 .
Горизонтальный № 9
Невсасывающий вер
тикальный
Горизонтальный № 6
(для узкоколейных па-
ровозов)
Габаритный
размер в мм
70оХ37°ХЗ°°
650X290X360
7ООХ5°°ХЗО°
6ооХ35°Х23°
Количество
подаваемой
в 1 мин.
воды в л
250—270
i6o—180
350—400
60—7°
Необходи-
мое давле-
ние пара
в ати
li—13
li—13
13—15
II —12
Инжекторы мятого пара. В инжекторах
мятого пара обычно подача воды в котёл
производится отработавшим паром и частично
свежим. При небольших давлениях в котле
Фиг. 82. Всасывающий вертикальный инжектор НИИЖТ II:
1 — пусковой шток-клапан; 2 — клапан свежего пара;
3 — конус свежего пара; 4 — большой конус мятого пара;
> — водяной конус; 6 — малый конус мятого пара; 7 —
конденсационный конус; 8 — нагнетательный конус; 9 —
клапан мятого пара; 10—эксцентрик; 11—делительная
водяная пробка; 12 — водоочистительная сетка; 13 — кла-
пан свежего пара; 14 — пусковая рукоятка.
(менее 8—10 ата) инжектор может работать
одним отработавшим паром. При обычных
давлениях пара добавление свежего пара со-
ставляет 2—4°/0 от общего веса поданной в
котёл воды. Инжекторы мятого пара дают
эксплоатационную экономию топлива до
4—5°/0, воды до 7%. По сравнению с насос-
ными водоподогревателями инжекторы при
меньшем весе имеют меньшую стоимость,
малые расходы на содержание и ремонт.
На фиг. 82 изображён всасывающий вер-
тикальный инжектор НИИЖТ II системы
Трофимова. Для пуска инжектора в действие
делают небольшой подъём пускового клапана 1
рукояткой 14. Пар при этом из камеры А
через отверстия в клапане проходит по кону-
сам и выходит через вестовую камеру Ж и
вестовую трубу наружу, создавая разрежение
в камере Е для присоса воды из трубы Д.
Когда произойдёт присос, рукоятку 14 подни-
мают вверх до отказа. Клапан 2 при этом
подымается, давая доступ пару из камеры А
в камеру отработавшего пара В через канал Б
и клапан 13. Вода по выходе из конуса 8
через питательный клапан поступает в котёл.
Одновременно под влиянием давления в ка-
мере 3 автоматически закрывается вестовой
клапан. Переход на работу мятым паром
совершается вручную поворотом эксцен-
трика 10 с помощью рукоятки. Эксцентрик 10
открывает клапан отработавшего пара 9, со-
единяя трубу отработавшего пара Г с каме-
рой В, и закрывает клапан свежего пара 13.
Фиг. 83. Произво-
дительность инжек-
тора НИИЖТ II с
большими конуса-
ми: рм — давление
мятого пара в ата;
G — производитель-
ность инжектора в
кг/час; tm — тем-
пература тендерной
воды в °С.
1,1 U <5 1,7 Рм ата
Фиг. 84. Температура
питательной воды ин-
жектора НИИЖТ II
с большими конусами:
Рм — давление мятого
пара вата; t—темпера-
тура воды, подаваемой в
котёл, в °С при различ-
ном давлении пара в
котле рк и наименьшей
и наибольшей произво-
дительности инжектора
°min и Gmax.
110
100
90
80
70
60
5?
ь
4а
Wan
\А
та
ч
7*3
I
у)
Bmin
А
Y
XL
~&
у*
Smax
1
у
У
А
У
у
IU-Г
ill
\
/
/
*
/
агг
/
/
\
/
/
К
\
/
У
s
Л
/
W
К
1
Cenin
5^
V)
V
7
\,«
V
'/
ата
—
J
'У
)
'/
\
1
0,9 1,1 1,3 1,5 1.7 Рната
Фиг. 85. Экономия топлива
от инжектора НИИЖТ II с
большими конусами: рм —
давление мятого пара в ата;
е — экономия топлива в %
при различном давлении
пара в котле рк и наи-
меньшей и наибольшей
производительности инжек-
тора Gmin и Gmax-
OS 1.1 U 13 1.7 Рм ата
На фиг. 83—85 приведены данные, харак-
теризующие работу инжектора НИИЖТ II си-
стемы Трофимова с большими конусами. Кри-

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ПИТАНИЯ И ПОДОГРЕВА ВОЛЫ
293
19
19
Фиг. 86. Всасывающий вертикальный инжек-
тор мятого пара (тип MF): / — сопло для пара
высокого давления; 2 — большое сопло для
отработавшего пара; 3 — кольцевое сопло;
4 — всасывающее (водяное) сопло; 5—малое
сопло для отработавшего пара; 6 — смеши-
вающее сопло; 7—нагнетательное сопло; 8—
впускной клапан; 9 — клапан для мятого
пара; 10 — пробка регулирующего воду крана;
11 — вестовой клапан; 12 — плунжер механиз-
ма для принудительного закрывания вестового
клапана; 13 — контрольный кран; 14 — вспо-
могательный паровой клапан;15 —сигнальный
клапан; 16— нагнетательный клапан; 17—сетка;
18 — ручка регулирующего воду крана; 19 -г
ручка эксцентрика для открытия клапана мя-
того пара; 20—ручка впускного клапана; 21—
спускной клапан.

294
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
вые даны для двух положений делительной
пробки: Gmax соответствует полному, a Gmjn
наименьшему открытию, при котором инжек-
тор работает устойчиво. Температура тендер-
ной воды tj = -f-10° С. Экономия топлива под-
считана по методу проф. Белоконь. Новые ин-
жекторы ЦНИИ системы Трофимовых эко-
номичнее инжектора Фридмана типа MF.
За границей наибольшее распространение
имеют инжекторы всасывающие (Фридман) —
вертикальный MF (фиг. 86) и горизонталь-
ный HF, невсасывающие — Элеско (фиг. 87),
Меткальф и др. Производительность инжекто-
ров этих типов указана в табл. 18.
Инжектор типа Элеско (паровоз серии ТБ)
работает следующим образом (фиг. 88 и 89).
Свежий пар постоянно поступает тремя пото-
ками: 1) по трубе 1 в сопло 2 (фиг. 88); 2) по
трубе 3 для открытия водяного клапана 4;
3) через отверстие а к автомату 5 для регу-
Таблица 18
Производительность инжекторов типа Фридман,
Элеско и Меткальф
СО
О.
8
9
ю
и
12
14
1C
J
Мет-
кальф
6 ооо
7 5°°
9 35°
II 2ОО
13 5°°
15000
а3 5°°
Производительность
Максимум
Фридман
HF
б 4°°
8 ioo
го ооо
13 IOO
—
—
MF
6400
8 ioo
юооо
12 IOO
—
—
в л\час
Минимум
Мет-
кальф
3060
3 9°°
4 85°
6 оэо
7 ioo
9 35°
хазэо
Фридман
HF
42OO
51оо
6300
7630
—
—
MF
42OO
51оо
бзоо
7620
—
—
СКО
От 4 ооо
ДО45°°°
Фиг. 87. Невсасывающий горизонтальный инжектор мятого пара (тип SFX): ? — сопло свежего пара, 2 — большое
сопло мятого пара; 3 — кольцевое сопло; 4 — водяное сопло; 5 — малое сопло мятого пара; 5 — конденсационное сопло;
7—нагнетательное сопло; 8 — нагнетательный обратный клапан; 9 — спускной кран; 10 — клапан мятого пара;
// — поршень управления впуском мятого пара; 12 — шпиндель механизма для регулирования подачи воды; 13 —
фланец вестовой трубы; 14 — фланец питательной трубы; 75 — вестовой клапан; 16 — плунжер механизма автома-
тического закрытия вестового клапана; 17 — ручной привод для закрытия вестового клапана; 18 — фланец водяной
трубы; 19 — поршень устройства для открытия водяного клапана; 20— водяной клапан; 21 — предохранительная
сетка; 22 — водоочистительная сетка.

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ПИТАНИЯ И ПОДОГРЕВА ВОДЫ
295
лирования впуска отработавшего пара через
клапан 6.
Случай I {машина выключена). Свежий
пар проходит через отверстие а (фиг. 88) под
клапан 7 автомата 5, не поднимая его, далее
через отверстие б по трубкам 8 и 9 в ка-
Поверхностные водоподогреватели. По
относительному расположению агрегатов разли-
чают подогреватели высокого и низкого да-
влений; у первых батарея расположена на
нагнетательной линии питательного прибора,
у вторых — на всасывающей. Преимуществен-
ное распространение имеют водоподо-
греватели высокого давления (фиг. 90
и 91) с батареями, вода в которых
течёт внутри трубок. На фиг. 92 и 93
соответственно показаны двухкамер-
Фиг. 88. Схема инжектора мятого пара.
меру в. Повышенное давление в камерах в
и д (см. фиг. 89) поднимает клапан 10 вспомо-
гательного свежего пара, который, поступая
в камеру в, является основным рабочим аген-
том инжектора.
Случай II (машина включена). Свежий
пар, проходя через отверстие а, поднимает
клапан 7, так как свободный проход пара по
трубкам 8 и 9 закрыт диафрагменным клапа-
ном 11 вследствие подпора мятого пара в
трубке 12. Поднятый клапан 7 открывает про-
ход свежего пара в трубку 13 и далее к
поршню 17 клапана отработавшего пара 6,
открывая его для доступа отработавшего
пара из трубы г. Управление вестовым кла-
паном производится рычагом 14. Нагнета-
тельный клапан обозначен цифрой 15. Рычаг 16
перемещает второе сопло для увеличения
притока воды в инжектор [2, 9, 25].
ная и однокамерная батареи. Двух-
камерная система проще, но вызывает
расстройство соединений труб с ре-
шётками вследствие различия коэ-
фициента удлинения медных трубок и кожуха.
Батареи строятся преимущественно со следу-
ющими наружными поверхностями нагрева:
2,5, 4,4, 9,2 и 13,4 м\
Фиг. 89. Автомат для перехода с мятого
пара на свежий и обратно.
Насос типа „Борец", применяемый при по-
верхностных водоподогревателях, имеет еле-

295
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
дующие параметры: диаметр парового ци-
линдра 203,2 мм, диаметр водяного цилиндра
140 мм, ход поршней 233 мм, число двойных
ходов поршней 40 в минуту, подача насоса
250 л/мин.
Паровая часть питательного насоса паро-
возов СОВ и СОК сконструирована по прин-
ципу тандем-компаунд. Для возможности за-
сасывания горячей воды (90° С и выше) на-
сосы снабжены водоструйными эжекторами,
Отсек 2 разделяется перегородкой и филь-
трами 4 от малого отсека 3, имеющего объём
около 1 ms. Из отсека 3 фильтрованная горя-
чая вода поступает к турбонасосу 9; паро-
смеситель 11 свежего пара дополнительно
подогревает воду на стоянках. Водогоны в
перекачивают холодную воду из отсека 1 в
отсек 2 во время работы паровоза; вентиль 25
перепускает воду из отсека 1 в отсек 2 для
обеспечения полного наполнения тендера водой
Фиг. 90. Расположение на паровозе водоподогревателя типа „Борец*.
создающими подпор на всасывающей линии.
Основные параметры насоса: диаметр цилиндра
высокого давления 130 мм, диаметр цилиндра
низкого давления 225 мм, диаметр водяного
цилиндра 125 мм, ход поршней 250 мм, число
двойных ходов 60 в минуту, производитель-
ность насоса при температуре конденсата 90° С
и при 60 двойных ходах в минуту 235 л)мин,
вес насоса (без эжекторов и труб) 500 кг.
Водоподогреватели смешения. В водопо-
догревателях этого типа подогрев воды произ-
водится путём смешения её с отработавшим
паром.
I i
во время набора. Вода подогревается до 85—
90° С.
Широкое распространение в США имеют
водоподогреватели смешения типов SA и BL.
Водоподогреватель типа SA содержит три
отдельных агрегата: а) центробежный насос
для подачи холодной воды из тендера в ка-
меру смешения (расположен под будкой ма-
Фиг. 91. Схема водоподогревателя „Борец": /— труба отработавшею пара; 2 — поверхност-
ный водоподогреватель; 3 — спуск конденсата; 4 — всасывающая труба; 5 - паровой ци-
линдр; 6 — подвод холодной воды в подогревателе; 7—отвод нагретой воды в котёл; 8 ~ водя-
ной цилиндр; 9 — продувательный кран; 10 — воздушный колпак; // — клапанная коробка;
12 — автоматический клапан свежего пара; 13 — паровая труба из золотниковой коробки;
14 — паропровод к насосу; 15 — труба отработавшего пара от насоса; 16 — питательный
клапан; 17 — пробный кран; 18 — запорный клапан тендера.
В СССР распространены тендерные водо-
подогреватели (фиг. 94), имеющие следующее
устройство: отработавший пар из клапана 26
поступает к заслонке 7, откуда он напра-
вляется или к паросмесителям 5, или к водо-
гонам 6, либо в оба места одновременно; от-
работавший пар от турбонасоса 9 и турбоге-
нератора 15 направляется в общую магистраль.
шиниста, приводится во вращение паровой
турбиной, автоматически включающейся при
понижении уровня воды в камере смешения);
б) камеру смешения для подогрева холодной
воды за счёт мятого пара паровозной машины
(расположена на дымовой коробке перед тру-
бой, снабжена поплавком, действующим на
механизм подачи пара к турбине центробеж-

Выход питательной.
Фиг. 92. Двухкамерная батарея водоподогревателя.
Фиг 93. Однокамерная батарея водоподогревателя.
20 18 15 22 24 12
\ I I
17
21
/
СвеЖий пар
ШШШ Отработавший пар
Холодная вода
Горячая бода
1
Фиг. 94. Тендерный водоподогреватель: /—отсек холодной воды; 2 — отсек горячей воды; 3—малый отсек горячей фильтрованной воды; 4 — фильтры; 5— паросмесители; 6 —
водогоны; 7 — переключательная заслонка; 8 — водоприёмный рукав турбонасоса; 9 — турбонасос; 10 — всасывающая труба правого инжектора; 11 — паросмеситель свежего пара;
12 — пароразборная колонка; 13 — подвод свежего пара к турбонасосу; 14 — отработавший пар от турбонасоса; 15— турбогенератор электрического освещения; 16—трёхходовой кран;
17 — трубка для поливки угля; 18 — трубка для заливки изгари в дымовой коробке; 19 — трубка для заливки в зольнике; 20— нагнетательная труба; 21 — циркуляционная трубка;
22 — пульсирующий манометр; 23 — гильза аэротермометра; 24 - аэротермометр; 25 — перепускной вентиль; 26 - клапан-байпас.

298
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
(РАЗД. IV
ного насоса); в) поршневой насос для подачи
горячей воды из камеры смешения в котёл
(расположен под котлом, управляется паро-
возной бригадой, отработавший пар напра-
вляется в камеру смешения).
5 ю
Фиг. 95. Схема установки водоподогревателя смешения типа BL: / — обрат-
ный клапан; 2 — труба для отбора мятого пара; 3— маслоотделитель;
4 — водоподогреватель; 5 — подогревательная трубка; 6— манометр насоса;
7 — лубрикатор; 8 — пароразборная колонка; 9 — паровой вентиль насоса;
10—водяной бак тендера; // — питательный клапан котла; 12— труба отрабо-
тавшего пара насоса водоподогревателя; 13 — труба отработавшего пара
из цилиндров машины.
бинированные водоподогреватели (поверхност-
ный подогрев, дополненный смешением) приме-
няются редко.
На фиг. 96 приведён турбонасос типа 1-ТН
представляющий собой комбинацию односту-
пенчатой активной турбины и
одноступенчатого центробеж-
ного насоса, насаженных на
одном валу. Основные пара-
метры турбонасоса 1-ТН: да-
вление пара в котле и перед
турбиной 15 ата, давление пара
за турбиной 1,2 ата, мощность
турбины 55 л. с, расход пара
(на 1 т воды) 28 кг/т, нор-
мальное число оборотов 6000 в
минуту, напор за насосом
191 м вод. ст., температура во-
ды около 95° С, подача воды
в котёл 34,7 т/час.
Для паровозов средней мощ-
ности применяется турбона-
сос РТН-М, имеющий подачу
16,5—18,0 т/час [10, 13, 16,
18, 26].
Водоподогреватель типа SA рассчитан на
производительность 18 000—61 000 л /час [13].
У водоподогревателя типа BL (фиг. 95)
камера смешения и оба насоса соединены в
одно целое [11]. Насос имеет три цилиндра:
верхний паровой, средний, подающий холод-
ную воду в подогреватель, и нижний, нагне-
КОНТРОЛЬНЫЕ И ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ
УСТРОЙСТВА
Манометры. Для паровозных котлов при-
меняются манометры с одним и двумя цифер-
блатами; последние получили преимуществен-
Усповный разрез
про/тщной части
Фит. 96. Турбонасос типа 1-ТН: / — возвратно-направляющий аппарат; 2 — диск
турбины; 3 — графитовые кольца; 4 — корпус регулятора; 5—лабиринтовые
кольца; С—лабиринтовые уплотнения; 7 — колесо насоса; 8 — сальник; 9 — сма-
зывающее кольцо; 10—паровой клапан.
тающий горячую воду в котёл. Производи-
тельность насоса колеблется в пределах 9000 —
20000 л/час.
Водоподогреватели смешения по сравне-
нию с поверхностными дают более высокий
подогрев, экономят воду и не теряют своей
эффективности при образовании накипи. Ком-
ное распространение. Манометры устанавли-
ваются в плоскости, перпендикулярной ло-
бовому листу, и дают возможность машинисту
и его помощнику, не сходя с места, наблюдать
за давлением пара в котле. Кроме котельных
манометров, на паровозах ставятся манометры
золотниковой коробки, тормоза, стокера.

ГЛ. IX]
УСТРОЙСТВО ОБШЕГО ОБСЛУЖИВАНИЯ
299
Водоуказательные приборы. Паровозный
котёл должен иметь не менее двух водоука-
зательных приборов: один в виде трёх водо-
пробных краников, другой в виде водомерных
стёкол [27]. На фиг. 97 дано расположение
водоуказательных приборов на лобовом листе
котлов паровозов средней мощности. В котлах
Фиг. 97. Схема расположения водоуказательных приборов
на лобовом листе топки: / — водопробные краны; 2 — ука-
затель наинизшего уровня воды; 3 —указатель неба топки;
4 — водомерное стекло.
мощных паровозов низший уровень воды пре-
вышает наивысшую точку огневой коробки
на 110—125 мм, а расстояние между водо-
пробными кранами по
вертикали достигает
75—90 мм. Нижний
кран водомерного сте-
кла устанавливается
на уровне неба топки.
На паровозах с
циркуляторами водо-
указательные прибо-
ры помещают на во-
дяной колонке, при-
соединённой к котлу,
чем устраняются ис-
кажения в показаниях
этих приборов (фиг.-
98).
На новейших оте-
чественных паровозах
ставятся призматиче-
Фиг. 98. Водяная колонка с ские Водомерные Стё-
еодоуказательными прибо- кла. Для обеспечения
Рами- хорошей видимости
применяют двухсто-
ронние призматические стёкла.
Предохранительные пробки. Паровоз-
ный котёл должен иметь не менее двух
предо хранительных
пробок по ГОСТ 3477-
46, установленных в
передней и задней ча-
Фиг. 99. Предохранитель
ная пробка: 1 — пробка;
2 — вставка; 3 — заливка.
Фиг. 100. Предохранитель-
ная пробка: / — пробка;
2 — залнэка.
стях потолка огневой коробки (фиг. 99). Сплав
для заливки пробки содержит 90% свинца и 10%
олова и плавится при температуре 240—310° С.
По ГОСТ предусмотрены легкоплавкие
пробки, которые имеют деталь 2, выпадающую
при расплавлении
заливки. Применя- д-
ются пробки раз-
мерами d = 34, 37,
40, 43, 46 мм. Пер-
вый размер при-
меняется для но-
вых паровозов, а
остальные—для ре-
монта при увели-
ченныхотверстиях.
Резьба — 12 ниток
на 1". Конусность
1 :6. Для вновь
строящихся паро-
возов размер d =
= 34 мм. До вве-
дения ГОСТ 34/7-
46 применялись
пробки по фиг. 100.
Предохрани-
тельные клапа-
ны. Котёл должен
иметьне менее двух
предохранитель-
н ы х клапанов с
приспособлениями,
не допускающими
изменения нагруз-
ки на клапане. Кла-
паны регулируются
так, чтобы один из
них начинал выпу-
скать пар при пре-
вышении давления
на 0,2 am, а вто-
рой — на 0,4 am.
Приналичии треть-
его клапана он
регулируется так-
же на 0,4 am. Срыв
клапана не должен
снижать давления
пара в котле более
чем на 0,5 am. Кон-
струкция клапана
паровозов ФД и ИС показана на фиг. 101 [27J.
УСТРОЙСТВО ОБЩЕГО ОБСЛУЖИВАНИЯ
Регуляторы клапанные. На современных
паровозах плоские регуляторы не приме-
няются. Наиболее распространённый клапан-
ный регулятор для паровозов небольшой
мощности показан на фиг. 102. В целях про-
пуска пара, необходимого для уравнения да-
вления по обе стороны большого клапана,
разгрузочный клапан ^открывается раньше за-
порного /. Сечения обоих клапанов подбира-
ются из расчёта усилий на рукоятке 25 кг и
скорости прохода пара не выше 25 м/сек.
Аналогичной конструкции выполняется запор-
ный клапан котла, применяемый для пропуска
пара в перегреватель.
Многоклапанные регуляторы. Трудность
открытия регулятора на мощных паровозах
и коробление клапанов привели к создания*
Фиг. 101. Предохранительный
клапан паровоза ФД: 1 — кор-
пус клапана; 2 —- кольцо; 3 —
штуцер; 4 — клапан; 5 — седло
клапана; 6 — стержень клапа-
на; 7 — опорная шайба; 8 —
болт нажимной; 9 — болт уста-
новочный; 10 — винт-пломба;
11 — пружина; 12 — прокладка;
13—гайка низкая; 14—труба;
15 — шарик диаметром 8 мм.

300
КОТЁЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
многоклапанного регулятора. На фиг. 103
показан многоклапанный регулятор, соединён-
ный с пароперегревательной коробкой. На
фиг. 104 даны рабочие и разгрузочный кла-
паны регулятора. При полном открытии регу-
лятора на паровозах ФД и ИС подъём малого
Фиг. 102. Клапанный регулятор.
(разгрузочного) клапана составляет 50 мм,
больших — соответственно 40, 35, 30 и 25 мм.
Порядок открытия клапанов на паровозах ФД
первого выпуска 1, 2, 3, 4, на паровозах по-
следующих выпусков этой серии 4, 1, 3. 2.
Фиг. 103. Многоклапанный регулятор: А—верхняя камера;
Б — средняя камера; В — нижняя разгрузочная камера;
/ —разгрузочный клапан; 2 и 3 — большие рабочие кла-
паны с разгрузочными поршнями; 4 — седло разгрузоч-
ного клапана; 5—седло рабочего клапана; 6 — крышка
разгрузочного клапана; 7 — крышка рабочего клапана;
8 — ре гуляторный вал; 9 — хвостовик; 10 — опорные пробки;
11 — пробка смазочного отверстия; 12 — концевая опора
вала.
Диаметры d и число I клапанов опреде-
ляются по формулам (поднятие 0,25 d)
rf =
Qa
ем:
A00)
A01)
где Q — усилие на рукоятке регулятора в кг;
а — перемещение рукоятки при полном под-
нятии в см; г\м — механический к. п. д. @,75—
0,80); v — удельный объём пара в м5/нг; wn —
Фнг. 104. Рабочие и разгрузочный клапаны регулятора:
1 — первый рабочий клапан; 2 —второй, третий и чет-
вёртый рабочие клапаны; 3 —хвостовик; 4 — штифт;
*5 — седло; 6 — разгрузочный клапан; а — разгрузочный
поршень; б—вертикальные канавки; в — нижние запле-
чики хвостовиков; г — верхние заплечики хвостовиков.
скорость пара в м/сек B0—30 м\сек)\ d<i —
внутренний диаметр седла клапана в м [28].
Материалом для клапанов служит нержа-
веющая сталь марки ЭЖ-2 (см. ЭСМ, т. 3,
гл. X).
Фиг. 105. Продувательный кран: 1 ~— корпус крана;
2 — крышка крана; 3 — заслонка; 4 — штуцер; 5 — рычаг
заслонки; 6 — стержень; 7—пружина; 8 — пружина
заслонки; 9— опора пружины; 10 — наплавка; 11 — про-
кладка.
Сталь марки ЭЖ-2 требует тщательной
обработки, так как незначительные риски на
её поверхности вызывают коррозию. Приме-
няется также сталь марки Ст. 5 и сильхро-
мовая сталь марки ЭСХ8.

ГЛ. IX]
УКАЗАНИЯ ДЛЯ КОНСТРУИРОВАНИЯ КОТЛА
301
Сёдла клапанов чугунные. Расчёт вала ве-
дётся на проверку сложного напряжения из-
гиба и кручения; расчётное напряжение бе-
рётся 3—4 кг/мм"* для стали Ст. 5.
Спускные и продувательные краны (проб-
ковые краны для этой цели в СССР не при-
меняются) выполняются с заслонками (фиг. 105).
На топках мощных паровозов ставится не
менее четырёх кранов: по два с каждой сто-
роны. На паровозах средней мощности можно
ограничиться тремя кранами: на боковых стен-
ках и на ухватном листе. Для безопасности
при продувке на ходу краны снабжаются глу-
шителями.
Для тёплой промывки паровоз должен иметь
вентиль для спуска пара в промежуточный
или наполнительный водяной бак, циркуля-
ционный кран на цилиндрической части котла
(сбоку), два циркуляционных крана внизу, на
шинельном листе кожуха топки (этими кра-
нами служат продувательные краны котла).
Это же оборудование может быть использо-
вано для безогневой заправки.
Пароразборная колонка. Колонки для на-
сыщенного пара ставят на паровозах неболь-
шой мощности в будке машиниста, на мощных
паровозах — впереди будки под особым кожу-
хом. Колонка для перегретого пара устана-
вливается снаружи дымовой коробки и соеди-
няется с камерой перегретого пара паропере-
гревательной коробки. Колонки выполняются
стальными (литьё) и снабжаются вентилями,
позволяющими отключить их от котла.
Паропроводы. Паровые трубы различного
назначения для установки на паровозах бе-
рутся по ГОСТ 301-44 (бесшовные трубы
общего назначения).
Изоляция и обшивка котла
Для изоляции применяются совелитовые п
вулканитовые плиты, смесь асбеста с инфу-
зорной землей (вес 1300—1500 кг/л*3), асбесто-
вые матрацы и стеклянная вата. Совелит
состоит из 15% асбеста и 85% магнезии; вес
его 300—400 кг/м5. Состав вулканита: 15% из-
вести-пушонки, 45% трепела, 20% диатомита
и 20% асбестовых отходов. Размер плит: тол-
щина 30—45 мм, ширина 150—500 мм, длина
700—1000 мм. Вес плит около 500 кг/л$. Наи-
более лёгким видом изоляции является алю-
миниевая фольга, наиболее простой— обмазка
горячего котла массой из смеси асбеста с ин-
фузорной землёй (толщина слоя 15 — 40 мм).
Для предохранения от обвала обмазка обма-
тывается проволокой. Наилучшей изоляцией
являются плиты, прикрепляемые железными
крючками к проволоке, опоясывающей котёл.
Снаружи плиты стягиваются ободом из поло-
сового железа сечением около 25 X 1 мм.
При использовании войлока последний под-
клеивается к внутренней поверхности листов
обшивки.
Обшивка котла выполняется железными
листами толщиной 1,25—2 мм (Ст. 0). Для
предохранения от коррозии листы с внутрен-
ней стороны покрываются суриком с олифой,
а с наружной стороны окрашиваются. За гра-
ницей применяются воронёные листы без
окраски. Обшивка цилиндрической части котла
опирается на обручи, укреплённые на котле,
и прижимается к ним при помощи бандажей,
охватывающих обшивку снаружи. Обшивка
плоских стенок топки укрепляется шурупами,
ввёртываемыми в стойки или в специальный
каркас. Подходы к люкам и выступающие
детали (пробки, лазы, краны и т. п.) обши-
ваются специальными воронками. Против кон-
трольных отверстий связей в обшивке топки
должны быть сделаны отверстия.
УКАЗАНИЯ ДЛЯ КОНСТРУИРОВАНИЯ
КОТЛА
Очертания котла и колёсная формула
поровоза. При определении очертания котла
следует придерживаться установленных пра-
вил. Ось дымовой трубы, ось конуса и се-
редина цилиндров должны лежать в одной
Фиг. 106. Расположение оси трубы
и цилиндров.
вертикальной плоскости (фиг. 106). Размер ь
должен быть достаточен для размещения па-
роперегревательной коробки, величина кото-
рой зависит от числа рядов элементов паро-
перегревателя. Размер а зависит от типа
паровоза и распределения нагрузок по осям.
Для паровозов с поддерживающими осями
размеры п] и #2 ПРИ эскизной установке котла
на раме ориентировочно могут быть приняты
согласно данным табл. 19 и фиг. 107 [28].
Таблица 19
Осевая
формула
1-3-1
1-4-1
1-5-1
2-3-1
2-4-1
2-5-1
1-4-2
1-5-2
2-3-2
2-4-2
а,
0,15—0,25 /,
0,15-0,25/,
O.IO—О,2О /,
о,5—о,6 /,
о,5—о,б 1{
о.5'.
±o,i U
¦±o,i г,
0,20—О,35 ll
0,20—0,30 /,
а3
0,20—0,30 /a
0,20—0,25 'a
0,10—0,25 1я
о,ю—о,15 la
0,10—0,25 i'a
0,20 lt
O.5 h
0,5/5
°>5h
0.5 h
Для паровозов с топкой, расположенной
над спаренными осями, координаты передней
трубной решётки и середины колосниковой
решётки могут изменяться в широких пре-
делах. Длина колосниковой решётки опреде-
ляется по расчётной её площади и ширине.
Для получения наклона боковых стенок огне-
вой коробки ширина решётки должна быть
несколько больше диаметра заднего барабана.
При длинной колёсной базе для уменьшения
длины труб и для переноса центра тяжести

302
КОТЕЛ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
котла вперёд применяют камеру догорания.
Наклон колосниковой решётки увязывается с
условиями установки опор топки и родом то-
плива; чем больше летучих элементов, тем
1— </—I
Фиг. 107. Координаты передней решётки и середины ко-
лосниковой решётки: а — ¦ типе 1-N-1; б~ в типе 2-N-1;
в— в типе 1-N-2; г —в типе 2-N-2 (N-=3+5).
больше глубина топки. Намеченная длина труб
позволяет определить число жаровых и дымо-
гарных труб согласно расчётным поверхно-
стям (перегревательной и испарительной). По-
следующая разбивка трубных решёток даёт
возможность установить диаметр котла, наме-
тить очертание топки в поперечном сечении
и проверить принятую ширину её. При на-
метке очертания топки обязательна проверка
на выемку огневой коробки без разъединения
листов кожуха и на постановку рессоры (при
верхнем подвешивании), расположенной возле
ухватного листа. Очертание котла и его поло-
жение на раме можно считать окончательно
установленными после проверки развески па-
ровоза по осям.
Зеркало испарения и объём парового
пространства. С увеличением зеркала испа-
рения ЗИ и объёма парового пространства
ОП уменьшается унос влаги. Критерием для
оценки размеров ЗИ и ОП служат величины
их отношений к испаряющей поверхности котла
Насп и к площади колосниковой решётки R
(табл. 20).
Определение веса и центра тяжести
котла. При наличии рабочих чертежей вес
каждой детали и положение её центра тяжести
находятся теоретически. Координату центра
тяжести котла определяют из уравнения мо-
ментов весов деталей относительно оси, лежа-
щей в любом поперечном сечении. Расчётные
данные сводятся в весовую ведомость. При
постройке первых паровозов новых серий веса
деталей, рассчитанные теоретическим путём,
проверяются взвешиванием готовых деталей.
При составлении эскизного и технического
проектов котла пользуются одним из следую-
щих способов.
1) Определение веса деталей по эмпири-
ческим формулам, приводимым в руковод-
ствах по проектированию паровозов. Этот
способ прост, но требует знания областей
применения тех или иных формул.
2) Определение веса деталей на основании
ввсовых ведомостей паровозов аналогичной
конструкции и близких по размерам к проект-
ному (центры тяжести узлов находят визуаль-
ным методом). Этот способ имеет ограничен-
ное применение и требует опытных исполни-
телей.
3) Теоретическое определение весов и ко-
ординат центров тяжести деталей, размеры
которых выяснены в эскизном проекте; веса
остальных деталей берутся по аналогии с су-
ществующими (центры тяжести определяются
визуальным методом). При опытном конструк-
Таблица 20
Отно-
шение
ОП
Насп
ЗИ
Иисп
ОП
R
ЗИ
R
Серии паровозов
К
°,О153
о.одбз
O.957
3.53
кУ
0,0163
O.O57
0,925
З.зз
Э
О,О227
о,об!
°,99
3,66
ел
O.OI39
0,0472
°.5О
1,9о
су
0,0242
0,0658
1,О
2,71
лп
0,0189
0,0507
i,i
2.95
У
0,0143
о,о53а
о,8з
3.12
М
O.OI93
о.°5э5
O.835
2,18
O.OI75
0.0495
о,8и
2,29
ТА
0,0178
°.О475
0,845
2,2б
ФД
0,0209
о,°597
о,88
з,5О
2-3-2
Э.О25
0,0665
о,93
2,45
Л
0,0341
о,об34
э.893
2,35

ГЛ. IX)
УКАЗАНИЯ ДЛЯ КОНСТРУИРОВАНИЯ КОТЛА
303
торе этот имеющий широкое применение спо-
соб даёт относительно точные результаты. Не-
достаток этого способа — его значительная
трудоёмкость.
4) Определение весов деталей по весовой
ведомости аналогичного паровоза с внесением
поправки, которая находится упрощённым
подсчётом весов деталей проектируемого па-
ровоза и его аналога. Разница весов доба-
вляется к фактическому весу деталей исход-
ного паровоза.
5) Метод пропорционального изменения
весов (применяется для предварительных под-
счётов). Например, если длина связей у про-
ектного и исходного паровозов примерно оди-
накова, вес связей принимают пропорциональ-
ным поверхности нагрева котла. Вес цилин-
дрической части котла берут по исходному
паровозу, умножив его на отношение произ-
ведений толщины стенки, диаметра и длины
цилиндрической части.
6) При сугубо ориентировочных расчётах
принимают вес 1 м2 испарительной поверх-
ности нагрева котла равным 100 кг, уменьшая
эту цифру на 10—20% для больших котлов и
увеличивая на 15—20% для малых. Вес об-
шивки и изоляции составляет примерно 10%, а
обслуживающий вес (вода, уголь, песок) —
около 50% веса котла; вес пароперегревателя
подсчитывается по его поверхности нагрева;
вес различного оборудования берётся по исход-
ному паровозу. Центр тяжести котла намечают
посередине между передней решёткой и сере-
диной лобового листа [11, 22, 23, 28, 29, 31].
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Б е л о к о н ь Н. И., Рабочий процесс поверхности
нагрева, „Локомотивостроение" № 3/12, 1935.
2. Белоконь Н. И., Методика испытаний инжекторов
мятого пара, „Транспортное машиностроение- № 2, 1936.
3. Белоконь Н. И., Основы теории конусной тяги,
.Техника железных дорог" № 1, 1946.
4. Б у л а е в А. А., Исследование американского металла
для топок паровозов, .Транспортное машиностроение"
№ 5, 1936.
5. Винокуров М. В., Новый тип оборудования для
паровозов с нефтяным отоплением, „Техника железных
дорог" № 9, 19*3.
6. Владимирский Т. А., Гранат Б. Г., Сталь
повышенного качества для топок паровозов, „Транс-
портное машиностроение" № 14, 1938.
7. Гавриленко В. А., Теория стокера, „Локомоти-
востроение" № 8, 1934.
8. Гавриленко В. А., Механика движения элемен-
тов топлива при стокерном отоплении в топках паро-
возов, МВТУ, 1У41.
9. Дмитриевский М. М., Астахов П. Н., Со-
ветский инжектор мятого пара и его испытание, .Труды
НИИЖТ\ вып. 59, 1938.
10. Ж и р и ц к и й И. С, Подогрев питательной воды на
паровозах, .Вестник инженеров" № 17—22, 1917.
11. К а р т а ш о в Н. И., Курс паровозов, ч. 1-я, Транс-
желдориздат, 1941.
12. К и р ш К. В., Котельные установки (альбом), ВТИ,
М. 1928.
13. Кон а ков П. К.. Паровозные водоподогреватели,
.Техника железных дорог" № 9, 1945.
14. Крылов А. М., Теория и расчёт инжектора, Томск
1908.
15. Л а д ы ж е н с к и й И. А., Конусы, дымовые трубы
и поддувала паровозов, Исполбюро КПИ, Киев 1927.
16. Лугинин Н. Г., Прозоровский М. И., Па-
ровозы с подогревом воды в тендерном баке, Гостранс-
желдориздат, 1940.
17. М а ц н е в Н. И., Я н у ш Л. Б., Конструкция парово-
зов железных дорог СССР, Гострансиздят, вып. 2, 1932.
18. Мейлихов М. Е., Дмитриевский М. М.,
Новый турбонасос РТНМ для паровозов, «Техника же-
лезных дорог1' № 1, 1948.
19. МолярчукВ. С, НеверовичА. М., Стокеры
с верхней подачей, их испытание, работа и расчёт.
Трансжелдориздат, 1940.
20. М о л я р ч у к В. С, Первые итоги испытаний и экс-
плоатации паровозных воздухоподогревателей системы
НИИЖТ, .Паровозное и вагонное хозяйство" Л$ 1,
1941.
21. Н и к о л а е в Г. А., О допускаемых напряжениях в
сварных конструкциях, „Вестник машиностроения"
№ 11—12, 1943.
22. Н и к о л а е в И. И., Вопросы проектирования паро-
возов, .Труды МЭМИИТ", вып. 51, 1945.
23. Паровоз Феликс Дзержинский, Редбюро Локомотиво-
проекта, 1934.
24. Паспорты паровозов серий ФД, Э, СУ, СО.
25. П а х о м о в Г. Т., Инжекторы мятого пара парово-
зов, Л. 1934.
26. П и в о в а р о в Л. А., Опыт эксплоатации совет-
ского водоподогревателя, Трансжелдориздат, 1941.
27. Правила технической эксплоатации железных дорог
СССР, Трансжелдориздат, 1941.
28. Сломянский А. В. и Чирков А. А., Проекти-
рование паровозов, Машгиз, 1940.
29. Струженцов И. М., Конструкции паровозов,
Трансжелдориздат, 1937.
30. Сыромятников С. П., «Труды МЭМИИТ",
вып. 51, 1945.
31. Сыромятников С. П., Новый метод определе-
ния основных размеров проектируемых паровозов,
„Труды МЭМИИТ", вып. 52, 1945.
32. С ыпомятников С. П., Тепловой процесс паро-
воза, Трансжелдориздат, 1947.
33. Цыганков А. 3., Испытание форсунок и кладок
для паровозов, Гострансиздат, 1931.
34. Цыганков А. 3., Паровозы с пыледгольным ото-
плением, Трансжелдориздат, 1941.
35. Ш е л е с т А. Н., Работа свободно истекающей струи,
.Локомотивостроение" № 6, 1934.
36. Ill е л е с т А. Н., Паросушитель, Машгиз, 1943.
37. Щапов Н. П., проф., Владимирский Т. А.,
инж., Американская котельная сталь паровозов Т^ ,
.Транспортное машиностроение" № 3, 1936.
38. Юнг Э. И., Исследование конусно-вытяжного устрой-
ства, Трансжелдориздат, 1939.
39. Front-End Arrangement, .Railway Mechanical Engi-
neer", август 1936.
40. Locomotive Cyclopedia, 1938, 1944.
41. S t r a h 1, Untersuchung und Berechnujj der Blasrobr
und Schornstelne von Lokomotive», 1912-

Глава X
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
ПАРАМЕТРЫ И РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ПАРОВОЙ МАШИНЫ *
ДИАМЕТР ЦИЛИНДРА
Высокое качество машины определяется
умеренным значением удельного расхода пара
и веса деталей, приходящимися на 1 л. с. при
заданной мощности. Практикой выработан сле-
дующий приём для удовлетворения этих усло-
вий. Для товарных паровозов диаметры ци-
линдра и движущих колёс выбираются так,
чтобы на пределе сцепления при максимальной
форсировке величина наполнения е была равна
0,5—0,55. Соответственно для пассажирских
паровозов при максимальной скорости и ра-
бочей форсировке е = 0,2-1-0,35.
Диаметр цилиндра равен
0,97 zriMSPi
-V
см.
A)
Число цилиндров z определяется мощностью
паровоза. Простейшее решение — двухцилин-
дровая машина однократного расширения.
Однако у паровозов большой мощности при-
ходится применять многоцилиндровые машины
однократного и двукратного расширения для
беспрепятственного размещения деталей ма-
шины в пределах габарита и улучшения к. п. д.
При выборе диаметра D движущих колёс
следует руководствоваться стандартом на ко-
лёсные центры (ОСТ НКТП 2717), возмож-
ностью размещения противовесов в центрах
колёс, условиями вписывания в габарит го-
ловки поршневого дышла с контркривошипом,
работой трения буксовых подшипников.
Работа трения ограничивается числом
оборотов колёс, которое для товарных и пас-
сажирских паровозов соответственно равно
300-400 в минуту.
Выбранный диаметр колеса проверяется
на условное удельное давление по формуле
q = ~- < 4-ь8 кг!мм,
где Q — статическая нагрузка на колесо. Для
пассажирских паровозов q ;> 4, а для товарных
^8
При определении хода поршня 5 следует
учитывать габаритные условия и среднюю
скорость поршня, которая при конструкцион-
ной скорости паровоза не должна превышать
9 м/сек для товарных и 12 м/сек для пасса-
жирских паровозов. Труднейшим моментом
при решении уравнения A) является предва-
рительное определение среднего индикатор-
ного давления /?,¦ (или ?), которое зависит от
диаметра золотника, элементов парораспреде-
ления и условий работы пара в цилиндре
[7, 12, 13].
ДИАМЕТР ЗОЛОТНИКА
Диаметр золотника d3 выбирается в зависи-
мости от диаметра цилиндра </ч. Практика
паровозостроения прочно установила наи-
лучшее соотношением
rf3 = 0,4-r-0,5rf4. B)
Величина p-t находится в прямой зависимо-
сти от диаметра золотника, поэтому его же-
лательно увеличивать, однако при этом воз-
растают утечки пара и действующие усилия
в звеньях парораспределительного механизма
[7, 12].
ЭЛЕМЕНТЫ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Среднее индикаторное давление pi зависит
от перекрыши впуска е, линейного предваре-
ния впуска v, перекрыши выпуска /, линей-
ного предварения выпуска Ъ и ширины ка-
нала uq. Следует выбирать эти элементы так,
чтобы получить наилучшие значения />,-, т. е.
обеспечить главным образом минимальное
мятие пара при впуске в цилиндр (фиг. 1).
Максимальное открытие окна при данной
отсечке равняется
C)
= е ( 1 - COS -2~) + -?- — ММ,
cos-k-
•Б этой главе рассматриваются паровые машины
только однократного расширения, работающие перегре-
тым паром.
где <о — угол отсечки.
Увеличение перекрыши впуска е вызывает
возрастание атга, т. е. уменьшение мятия пара.
Ограничением для е и ашах является наиболь-
ший возможный ход золотника 2 (е + аюах).
Практические размеры кулисных механизмов

ГЛ. X)
ЭЛЕМЕНТЫ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
305
допускают максимальный ход золотника не
более 200—210 мм.
При заданном максимальном ходе золот-
ника и принятых значениях линейного пред-
варения впуска v и наибольшего наполне-
ния етах величины е и ятах определяются по
золотниковой диаграмме Цейнера. Целесо-
образно предусматривать е — 50 -4- 55 мм
и етах = 0,65 -i- 0,7 (для двухцилиндровых ма-
шин простого действия при условии трогания
Фиг. 1. Диаграмма Цейнера и индикаторная диаграмма.
паровоза с места при любом положении кри-
вошипов). Если значение ешах берётся меньше
указанного, т. е. применяется ограниченная
отсечка, то для обеспечения трогания с места
в золотниковой втулке устраиваются допол-
нительные окна.
С увеличением линейного предварения
впуска v увеличивается максимальное откры-
тие окна атм [см. формулу C)]. Относитель-
ное увеличение яшах особенно заметно при
малых наполнениях. Поэтому для пассажир-
ских паровозов, работающих с малыми на-
полнениями (на больших скоростях), преду-
сматриваются большие значения г, при кото-
рых период сжатия уменьшается и создаются
лучшие ^условия для заполнения вредного про-
странства.
Однако максимальные значения v ограни-
чиваются допустимой величиной противопар-
20 Том 13
ного хода. При угле предварения впуска
больше 15° ход паровоза получается „тяжё-
лым", так как давление пара в цилиндре до-
стигает той же величины, что и в золотнико-
вой коробке, ещ2 до прихода поршня в мёрт-
вое положение. У паровозов СССР величина»
колеблется в пределах 4 — 5 мм\ целесообразно
для вновь строящихся паровозов предусма-
тривать у = 6т9 мм (большее значение для
пассажирских паровозов).
Величину перекрыши выпуска / следует
выбирать исходя из того, что максимальная
полнота индикаторной диаграммы (без вну-
тренних потерь и дросселирования пара в ма-
шине) получается в том случае, когда тепло-
перепад расширения равен теплоперепаду
сжатия.
В теплонепроницаемом цилиндре, не имею-
щем потерь на внутренний теплообмен, удель-
ные объёмы пара относятся как действитель-
ные объёмы при соответствующих давлениях,
откуда, полагая предварение впуска d = 0,
следуют соотношения (см. фиг. 1):
e = (l+S0-6)-^--S0; D)
где fj — удельный объём пара в начале рас-
ширения по параметрам золотниковой коробки
в мг\кг\ v2 — удельный объём пара в начале
сжатия в м3кг; v9 — удельный объём пара
в конце расширения в л*3/кг; v4 — удельный
объём пара в конце сжатия в л/3/«г; So— вред-
ное пространство в долях хода поршня S;
е — наполнение в долях хода поршня; с — сжа-
тие в долях хода поршня; b — линейное пред-
варение выпуска в долях хода поршня.
Величины b и с при известных /, е, V и е
определяются из золотниковой диаграммы
(фиг. 1) или по формулам
cos Ь
F)
sin* Ь —
Ь = 0,5 [l —
-cos5j/l-(—^-slnoj,
где sin 5 =
cos S =
причём радиус результирующего эксцентрика
г = -^ т/ е2 + (е + иJ—2е (e-\-v) cos o>. (8)
Так как cos u> = 1 — 2г, то
sin со = 2 У е — е2.
Для определения величины перекрыши
выпуска I необходимо знать b и с. Однако со-
гласно формуле G) b не может быть найдено,

306
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
если неизвестно значение L Это затруднение
устраняется, если положить 2 = 0. Такое допу-
щение приводит к малой ошибке. Тогда
b = 0,5 A — cos 8) = 0,5 1 — l/ 1 - д-
-f v)a —
Далее по формуле D) определяется f3 при
расчётном наполнении е. По vs, пользуясь
i — s - диаграммой (фиг. 2), находят тепло-
перепад расширения hp. Откладывая hc = hp
(вверх от точки 2), определяют v±, значение
Фиг. 2.
которого подставляют в формулу E) и нахо-
дят с. Эта величина позволяет, наконец, по
формуле F) определить /.
При выбранных значениях е, v и / соотно-
шение между с и с, обеспечивающее равен-
ство теплоперепадов расширения и сжатия
при кулисных парораспределительных меха-
низмах, возможно только для одного значе-
ния е, поэтому при выборе е, v и / следует
требуемое соотношение между е и с пред-
усматривать для того наполнения, с которым
будет преимущественно работать проектный
паровоз. Для товарных и пассажирских паро-
возов соответственно преимущественное на-
полнение равно 0.4 и 0,3. Построением инди-
каторной диаграммы необходимо проверить,
чтобы при выбранном значении / и малых
наполнениях (е = 0,2) давление пара в конце
сжатия не превышало 0,9 давления в золот-
никовой коробке.
Ширина золотникового канала а0 выби-
рается из условия выпуска пара. При приня-
том / и при расчётном наполнении (которое
можно принять е = 0,4 -ь 0,45) из равенства
торным диаграммам. При построении индика-
торных диаграмм учитывается мятие пара при
впуске и выпуске. Мятие пара при впуске
_ . в цилиндр проис-
ходит в регулято-
ре, перегревателе.
—в)
—2e)J *
(9)
определяется ширина канала, где
53 — ход золотника при расчётном наполнении.
УСЛОВИЯ РАБОТЫ ПАРА В ЦИЛИНДРЕ
Величина p-t окончательно определяется из
рассмотрения условий работы пара в цилиндре
по построенным предположительным индика-
лотниковои
торе равно
в подводящем тру-
бопроводе и в зо-
коробке. Мятие пара в регуля-
Рк ~Рр =
10* •
кг/см2,
где рр — давление пара за регулятором в кг/см2;
ир — весовая скорость пара при проходе
через регулятор в кг/м2сек; t^ —удельный
объём пара перед регулятором в м?1кг;
С — коэфициент сопротивления (для тарельча-
того клапана без нижней направляющей, для
конического вентиля с плоским дном и для
клапана паровоза ФД коэфициент сопро-
тивления С соответственно равен 3 0, 1,6
и 2,0).
Мятие пара при проходе через паропере-
греватель равно
Ln u2n vn
где X = 0,0373 — приведённый коэфициент со-
противления пароперегревателя; р3 — среднее
давление в золотниковой коробке в кг\см2;
Ln = L + 1,1л — приведённая длина пути пара
в пароперегревателе в м {L — длина всего
пути пара в элементе пароперегревателя, вклю-
чая также длину колен, в м); с/а — внутрен-
ний диаметр трубок пароперегревателя в м\
п — число колен с поворотом на 180°, причём
два колена с углами по 90° считаются за
одно; 1,1—коэфициент, учитывающий со-
противление колена; vn — удельный объём
пара в лФ/кг (при средней температуре пере-
q . 4
гретого пара); ин — —^ кг/мЧек — ве-
совая скорость пара в трубке элемента
пароперегревателя, где Gn — расход перегре-
того пара в кг/сек; п — число элементов, iK —
число параллельных витков в одном эле-
менте.
Суммарный перепад давления между кот-
лом и золотниковой коробкой равен
ulv,r Ln ui vn
где а = 0,4 -f- 0,5 — коэфициент, учитывающий
сопротивление от запорного клапана, подво-
дящего трубопровода и коллектора.
Построить линию впуска с учётом мятия
пара при втекании его в переменный объём
цилиндра через переменную площадь откры
тия окна в золотниковой коробке и при на-
личии вредного пространства и теплообмена
очень сложно, поэтому на диаграмме действи-
тельную линию впуска заменяют прямой, со-
ответствующей среднему давлению наполне-
ния рц за весь период впуска (фиг. 3). Для
определения ри предварительно находят да-

ГЛ. XJ
УСЛОВИЯ РАБОТЫ ПАРА В ЦИЛИНДРЕ
307
вление пара в конце наполнения
на фиг. 3) по уравнению
Рз ~~ Pd Ьрл
(точка d Линии политропы расширения и сжатия
строятся по способу, указанному на фиг. 3.
2еA-е)
Рз
Рз
где v3 — удельный объём пара в золотниковой
коробке в м^/кг; /^ — площадь поршня в м2;
сп — средняя скорость поршня в м/сек; р=
= 0,7 ч- 0,8 — коэфициент сужения площади
Фиг, 3.
прохода золотниковых окон от простенков;
(а — коэфициент истечения.
По опытным данным
ц = Ъ + 0,01сл, A4)
причём для паровозов серий СО, Су, Э b =
= 0,35, а серий ФД, ИС и 2-3-2 b = 0,4.
Значение -^ легко определять по номо-
Рз
грамме фиг. 4. Среднее давление наполне-
ния рц определяется по формуле
Таким образом заменяется действительная
линия впуска bayd прямой byz (фиг. 3) так,
чтобы площадь индикаторной диаграммы
оставалась неизменной (т. е площадь bay x
^zyzd). Точка г получается при продолжении
линии расширения до среднего давления р
Следовательно, вид действительной диаграммы
по линии впуска приводится к виду теорети-
ческой диаграммы со средним давлением на-
полнения рц и приведённым наполнением zq
(дроссельным наполнением).
Приведённое наполнение определяется по
формуле
Ч = (е + So)
1-0,5
в которой щ — показатель политропы расши-
рения, равный
л, = 1,035 + 7-10" 4 М, A7)
где М = t3 — tK — перегрев пара
A3)
Давление в начале сжатия (точка g)
равно 1,15/72. Показатель политропы сжатия п2
определяется эмпирическим выражением
i
A8)
Среднее давление выпуска р2 находится
из уравнения
0,00241 (у - ср0) Урс vc fap _ A
-±r- + -±-
где рс — давление пара в конце расширения
в кг/см2; vc — удельный объём пара в конце
расширения в мЦкг\ ср. <р0 — углы поворота
кривошипа (в градусах), соответствующие на-
чалу предварения выпуска и конца выпуска
(определяются по диаграмме Цейнера);
у.пр — приведённый коэфициент истечения
всего выхлопного тракта (золотниковая ко-
робка, выхлопной трубопровод, конус); b — ли-
нейное предварение выпуска; /3 — площадь;
прохода пара в золотниковой коробке в мл;
fK = проходное сечение конуса, прихо-
дящееся на один цилиндр, в м2', а — приведён-
ный коэфициент среднего времени — сечения
окна золотника; <|> — расчётный коэфициент.
Значения отдельных членов уравнения A9)
Определяются следующим образом:
а) Давление пара в конце расширения
145-
B1)
(мало зависит от давления и температуры).
б) Разность углов поворота кривошипа
f - ?о = 180° B2)
(для средних значений).
в) Площадь прохода пара в золотниковой
коробке
f3 = ud3 рд0 л*2. B3)
г) Проходное сечение конуса, приходя-
щееся на один цилиндр,
ftc =
z-\
B4)
д) Приведённый коэфициент выхлопного
тракта
*ар \f 4. / ( ^а*3 + ^к^) •
UJ 3 I J к
где ilk — коэфициент истечения конусного на-
садка, равный при раздельном выхлопе 0,8 и

FL
0,0/
Q06
0.05
0,01,
ОД
ОД.
-
-
—
-
i
-
>_
-
o,s~J
¦0,6
о,вЛ
/
/
1
1
1
\
\
\
1
1
\
1
I
7_
\
(У
\
I
\
\ 1
к
3.3S-
Фиг. 4. Ном
Пример пользования н
d
Дано: -
огра
пмог
~Ц
!
/
р3
п
й-
1
?~
/
V--
1
1
i
1
i
-о,'
-1
\
>0,9
\
V
\
1
о,
\
х
\
\
\
\
V
——-
— лТ
'¦
и
\
V
Л
E)
/
\
-0,6
-0,5
-а-
65-:
0,6-
0,55
Si
\
\
0,5 А
¦
¦г-
Л
\
\
г
п
? -А
\
о,*-
\
А
\
(J)
з
2—
......л
ч
/
в
$¦
-/
?
/
/
р
с
//? —I
91
1
L
1 /
/
К
/
/
п
1
1
мма для определения относительного падения давления пара в цилиндре в конце наполнения
раммой.
- 0,039; A-0,46; «-0.4; сл-4,55; 50-0,13; е-6; р-0,5; р3 vg-2,b. Находим
1
I
\
Рз
7
/
/
Т °
' U
',2
2оч
/о,
А
05
0 7,
з
V
¦ е
42 ,
1
-
—
—
—
—
-
-
?-0,265.
0,6
9,5
0.3
0,25
0,2
0,15
V
Фиг. 4. Номограмма для определения относительного падения давления пара в цилиндре в конце наполнения ——.
ра
Пример пользования номограммой.
d Р« .
Дано: -|—- 0,039; A-0,46; «-0.4; с -4,55; 50-0,13; е-6; о-0,5; ра »о-2,8. Находим:—^-0,265.
Гц " 3 3 р3

ГЛ. XI
УСЛОВИЯ РАБОТЫ ПАРА В ЦИЛИНДРЕ
309
нераздельном выхлопе 0,6; р3 — коэфициент
истечения для золотниковых окон при вы-
пуске, приравниваемый к среднему значению
действительных коэфицнентов при впуске, для
паровозов серий СУ, Э и СО и серий ФД
и 2-3-2 коэфициент р.3 соответственно равен
0,39 и 0,44.
е) Приведённый коэфидиент среднего вре-
мени—сечения окна золотника
\+SB-b
вий выпуска. Значение его будет более точ-
ным, если определять его отдельно для исте-
чения пара из цилиндра в пароотводшцую
трубу и отдельно для истечения из трубы
через конус в атмосферу. В обоих случаях
расчёт производится также по формуле B8),
но для первого .случая в формулу подста-
вляется средний перепад давлении —
Ръ
а для
где Л и В — составляющие результирующего
эксцентрика парораспределительного меха-
низма (см. фиг. 1); ^ и <р0 —углы начала и
второго —,9 . Здесь р' — среднее давление вы-
U
12 1.3 1.U 1.5 1,6 1,7 1,8 1,9 2,0
Фиг. 5. Номограмма для определения среднего давления выпуска р2.
конца выпуска в радианах. Произведённые
подсчёты для ряда паровозов позволяют пред-
ставить величину а следующей приближённой
зависимостью:
0,77еЧ
а =0,4
ж) Расчётный коэфициент
B7)
где k = 1,3 — показатель адиабаты для пере-
гретого пара; р0 — атмосферное давление.
Но коэфициент ф, определенный по фор-
муле B8), не отражает действительных усло-
пуска в пароотводящей трубе, определяемое
по формуле
Pi = (Л - 1) Н п Э у + 1 кг/cAfi. B9)
Такое решение сложно, поэтому в уравне-
ние A9) значение коэфициента ф, полученное
по формуле B8) с перепадом давлений —.
вводится с коэфициентом 0,3, вносящим по-
правку на неточность расчёта по формуле B8),
Среднее давление выпуска р-2 легко опре-
делить, пользуясь номограммой фиг. 5, на
которой величина А:сп уравнения A9), отло-
женная по оси ординат, для данного паровоза
и наполнения есть величина постоянная. Сред-

310
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
нее индикаторное давление р-х можно найти
аналитически по формуле
ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС МАШИНЫ
Различают два вида теплового баланса —
внешний и внутренний [7, 8].
Внешний тепловой баланс
,, . . 632 .
(ig-i-a) = j^~ ккал/кг,
C1)
или графически по номограмме фиг. б (см.
вклейку).
Зная pi для различных еик, определяются
Fi = ?М =г / (з, v), не прибегая к перестройке
с кривых паровоза-образца (см. гл. VII).
Подсчитанные по изложенному выше спо-
собу значения ? (Pi) для современных паро-
возов СССР совпадают с опытными данными,
представленными на фиг. 7.
где (фиг. 8) ip — теплосодержание пара перед
машиной в ккал/кг; ig— теплосодержание пара
за машиной в ккал/кг; -—^ — расход пара в
кг/л. с. ч; а — потеря тепла от рассеивания
в ккал/кг.
Внешний тепловой баланс даёт предста-
вление лишь о величине суммарной потери
ig-{-G и для целей исследования машин не
пригоден.
Для исследования процесса может служить
внутренний тепловой баланс, дающий возмож-
5 об/мин 0 12 3 4 5 об/мин '0173
б) в)
п?гтл i i i i i 0,9
5 об/мин
0.6
05
\
\
\
\
\
\
1
1
ш
Ш
\\
\\
\
\
|-
\
V
щ
б,*
сл
зк
3.J
0"
ж
Е*
"С
щ"
,м
ОС
0 1 ? 3 U 5 об/мин ' 0 / 2 3
д)
\
\
\
\\
\\
-%
со
Q8
0,7
0,6
5об/мин°'50 J 2 3 4 5оЫмин
Фиг. 7. Значение коэфициента индикаторного давления & для отечествен-
ных паровозов при различных наполнениях:
а— «=0.1: б— е-0.2; в — »-0,3; г — е«=0,4; д — «=0,5; е — е=0,6.
Фиг. 8.
ность выделить потери тепла по
отдельным фазам работы пара
в цилиндре.
Для определения потерь исполь-
зуется представление В. И. Грине-
вецкого о частично идеальных про-
цессах [7] и определяется работа
вспомогательных циклов.
Внутренний баланс
C2)
где Qp — тепло, эквивалентное
работе пара в идеальном цикле;

Номограмма №1
ног
0,75-
0,70-
0.65-.
0,6(h.
ass-
0,50-
0А0
$0,35-
0,30-
0,29-
0,28
0,27
0,26-
0,25-
0,23-
0,22-
0.21-
0,20-
0.J9-
0,18-
Q/7
Номогранмъ №2
Дано: е
Промер пользования номограммой. Из формулы C0) р, ^atp — а2р,.
Обозначая х - So + е^; у - 1 + 50 — О; г — с + 50; и = d + 5„, полу
чаем эначения коэфициентов Й! и aj, которые определяются по номогр.шмам
Гх \п> b ix \n> d
0,20-
Ь20± -XSO
-8.00
Фиг. б. Номограмма для определения среднего индикаторного давления р..
0,4; 50-0,13; л, - 1.2; яа •= 1.5; Ь = 0,2; d в 0,002; с = 0,2; д: - 0,13 + 0,4 = 0,53; ^-1 + 0.13-0,2-0,93; г
Определение а,:
+
„7=1 - ^31 (f)"' + т{уГ ~ Т '
- =¦ 2,65 (по номограмме № 1)
— 0,051 (по номограмме № 2)
по номограмме № 1, умножение на
(х \ni \
—) — по номограмме J* 2 I
У d
— 2 ¦ = °-001
1.11
ПО f
L ( - ) = 2.351
3,101 - 2,351 «= 0,75.
Примечания: 1. Определение коэфициента fli показано сплошными линиями, а коэфициента аа — пунктирными.
2. Значения—i— , ——-?{%:) • *'15 „ __ ^ (j) и I>1S ^TTi слеДует определять особенно тщательно, так как они имеют решающее зи
3. Значением —, если оно меньше 0,003. практически можно пренебрегать.
Том 13. гл X

017
\016
0.015
0.01U
0,013
0,012
0.011
0.01
0.0095
09
0,00в
Q0075
4007
0,0065
0,006
0,0055
0.005
:ния среднего индикаторного давления р..
<¦= 0,13 + 0,4 = 0,53; у » 1 + 0,13 — 0,2 - 0,93; г « 0,2 + 0,13 = 0,33; и - 0.002 + П.13 - 0,132.
№1)
я,-1 V Z-iD' \ я,-1 -
по номограмме № 1, умножение на
Определение аа:
A с) - 0,8
- 1,1.:
пй—1 \у
[—J — по номограмме № 2
У d
~2~
0.001
й у ) 2
по номограмме № 1, умножение
на — - по номограмме ла 2
и ! /
1Ло о' \т,- ¦
—. = _ 0.76 <по
-5--0.1
0.86
0,004
L ( + ) - 2,004
L ( - ) = 2.351
101 - 2.351 - 0,75.
ициента а,А — пунктирными.
енно тшательно. так как они имеют рсшаюшее значение при определении коэфициектов а, и <а,.

ГЛ. X]
ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС МАШИНЫ
311
ф_ тепло, эквивалентное индикаторной ра-
боте; С?! — потери о.1 мятия и охлаждения пара
на подводящем паропроводе (перегреватель,
регулятор, подводящая труба); Q2 — потери
от мятия пара на пути от золотниковой
коробки до полости цилиндра; (?з~потери
от неполноты расширения; С?4 = <?4 + ^4 ~
потери от мятия при выпуске (Q'4 — потери
от мятия в парораспределительном ор-
гане; Ql — потери от мятия в конусе); Q5 —
потери от утечки пара через сальники и от
внешнего охлаждения цилиндров; Q6 — потери
от теплообмена пара со стенками цилиндра
и внутренние утечки пара через неплотности
золотниковых и поршневых колец; Q7 ~ потери
от вредного пространства (от неадиабатич-
ности смешения остаточного и свежего пара
и, подъёма давления в период предварения
впуска).
Для облегчения составления баланса по-
следние два члена рассматриваются как оста-
точный член теплового баланса, считая Q\
}Q7l26 за условную потерю от тепло-
обмена.
Отдельные слагаемые баланса определяются
следующим образом.
а) Тепло, эквивалентное работе пара в иде-
альном цикле,
Qr = *в~*в' = квв< = hR «кал/к? C3)
находится по /—s-диаграмме (фиг. 8) по за-
данным параметрам пара без учёта работы
нагнетательного насоса.
б) Тепло, эквивалентное индикаторной ра-
боте,
,#•10 003
'А27и
C4)
где уц _ полезный объём цилиндра в м'д] и —
расход пара в кг на ход поршня.
в) Потери от мятия и охлаждения пара на
подводящем паропроводе Qj и от мятия пара
на пути от золотниковой коробки до полоста
цилиндра Q2 согласно фиг. 8:
Qi = hBB' — hFF' ккал1кг> <35)
Q2 = hPF,— hss. ккал/кг. C6)
г) Потеря от неполноты расширения
1 +) (а
Рс 0
На p—v-диаграмме (см. фиг. 3) (?3 изобра-
жается площадью сс'птс.
д%
90
<tn
70
60
50
in
j
1
iq+q
,
9*
Яз
Яг
Я!
\—-
—I
3 < 5
7 сом/сек
q
too
90
80
70
60
50
>
/fa
^^
>^
,^—¦•
.—'
=^—¦
"^
Я/
* —
^ / 2 3 t> 5 cnM/ceh
90 —
80
70
60
50
40,
i'
wm
1
Я<+9в
—
Яз
41
¦
0)
4 с„м/ееА
Фиг. 9. Тепловой баланс машины паровоза серии ФД
(рк - 18 ата): а — е=0,3; б — s=0,4; а — е=0,5.

312
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
(РАЗД. IV
В формуле C7) а =
Pi ^0>8. деляются по остаточному члену внешнего те-
—) , плового баланса
величина k~K:S находится по индикаторной Q = aY) = [(/ _t) _л, яка4/кг D0)
диаграмме (см. фиг. 3); теплоперепад Лсс, J s *' '* ' v
(фиг. 8) определяется по величине давления где ig*— теплосодержание отработавшего пара
при р2 и t2', hi = Q[ >— те-
плоперепад, эквивалентный
индикаторной работе; t\t —
термический к. п. д. цикла;
ф 8
ЮО
—"
я
.—-
Чз
**•
5 *Я&
^-"
1=
—
3 4 5 6 7 с „я/сек
о)
f.—¦
_
5 'Я
*-^
.
¦ч-
9
17
Я:
V 2
б)
5 6 7спм/сек
q%
ЮО
90
Фиг. 10. Тепловой баланс машины паровоза серии С' :а—а=0,3; б—в— 0,4.
д%
90
80
70
60
50
40,
1
Чз*9б
Яз
3-
:
60
50 -
4 с„м/сек 0
Фиг» 11, Тепловой баланс машины паровоза 2-3-2 К: а—•—0,3; б—в—0,4.
\
45
<
Яз
Я;
р
о — см. фиг. 8.
Баланс в процентах к
располагаемому теплопере-
паду hц
100 =
100
in.
На фиг. 9—11 предста-
влены сводные тепловые ба-
лансы машин некоторых
паровозов, подсчитанные из-
ложенным методом. _
Величины потерь q5 и q6
для вновь проектируемых
паровозов подсчитываются
по эмпирическим зависимо-
стям:
О.0С2Д*
Яъ =
— 18 — 0,042^,
D2)
; D3)
пара в конце расширения рс [формула B0)]
и удельному объёму пара vc в точке с:
vuk -4- 6'
vc = —ч -.. -—
м* кг,
C8)
где и = l,25YW4e^8 ; щ = аи — остаточный
пар во вредном пространстве. Удельный вес у
вычисляется при рц и ?3.
д) Потери от мятия при выпуске
C9)
На фиг. 3 Q4 изображается площадью
mgg'tvn.
е) Потери от утечки пара через сальники
и от внешнего охлаждения цилиндров Q6oape-
— Po)vc~h-jz-ir ккалкг.
в этих формулах &t — перегрев пара.
Индикат о рн ы и
Q/ 1гВп!/ск
К. П. Д. Y1; = -~- ДЛЯ
Qr
машины паровоза ко-
леблется в пределах
0,5—0,7. Относитель-
но низкие значения
Y); объясняются малой
степенью расширения
пара и большим мя-
тием его при впуске
и выпуске из
линдра.
Повышение тем-
пературы перегрева
пара на 100° С увели-
чивает т|,- на 8'-*/с.
Удельный расход пара машиной паровоза
д.- при известных Q#*j/ = Qi определяется по
формуле C4).
ци- &/Ъс*2'Расширмце
Фиг. 12. Индикаторные диа-
граммы рабочего (I) и бес-
парного 1.11) хода.

ГЛ, X]
ЗОЛОТНИКОВОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
31S
БЕСПАРНЫЙ ХОД
При движении паровоза с закрытым регу-
лятором обе полости цилиндров попеременно
соединяются через паровыпускной канал и ко-
нус с дымовой коробкой и через парорабочую
трубу с котлом. Теоретическая индикаторная
диаграмма для этого случая представлена на
фиг. 12, //. На участке 1'2' происходит засасы-
вание в цилиндр содержимого в золотниковой
коробке и паропроводе. На участке 2'3' в ци-
линдре создаётся разрежение. Начиная сточки
Зг, вследствие образовавшегося в цилиндре
значительного разрежения из дымовой ко-
робки засасываются газы. На участке 4'5'Г
происходит отрицательная работа сжатия га-
зов. В цилиндры вместе с газами попадают
зола и сажа, вызывая задиры колец и втулок.
Повышение температуры газов при сжатии
способствует образованию нагара.
ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
ЗОЛОТНИКОВОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
Золотниковое парораспределение осуще-
ствляется кулисными или бескулисными меха-
низмами. Плоские золотники при перегретом
паре не употребляются вследствие больших
утечек пара при короблении. Исключительное
распространение получили поршневые золот-
ники с внутренним впуском для изоляции
сальников от воздействия пара высокого да-
вления (утечки).
Перемещение золотника из среднего поло-
жения с точностью первого приближения бу-
дет равно (см. фиг. 1)
ОС = Г sin (а + 8) = A COS a + В sin а, D4)
где А — г sin 8; В = г cos о.
Движение осуществляется эксцентриком,
эксцентриситет которого г = 1/ А* -\- Вг и lg 8
А
лись только на некоторых паровозах постройки
прошлого века, а механизмы Маршалла, Юнга
встречаются весьма редко [7, 12). Из беску-
лисных следует отметить механизм ЛПЗ
(Ворошиловградский завод) и близкий к нему
механизм Беккера. получивший некоторое рас-
пространение в США.
Кулисный механизм Вельсхарта. Основы
теории и проектирования механизма Вельс-
харта следующие. В общем случае (дезаксиаль-
ный механизм) перемещение, пропорциональ-
ное cos а (фиг. 1 и 13), золотник получает от
крейцкопфа. При а = 0 (или 180°) оно равно [5]
А = е -\- v =
2/о
MM
D5>
и определяет собой величину так называемого
эксцентрика опережения. Здесь S — ход
поршня, который находится по формуле
(угол опережения) равен ^ . В способах обра- s = V(L +Rp- й» — /(L—/?J — h? мм, D6)
ft реверсу
где L — длина шатуна; R —радиус кривошипа;
h — превышение оси цилиндра над осью дви-
жущих колёс (фиг. 13).
, / УдДД золотнику
Фиг. 13. Схема механизма Вельсхарта.
зования составных движений А и В, их сло-
жения и передачи движения золотнику состоит
различие кулисных и бескулисных парорас-
пределительных механизмов между собой.
Из кулисных золотниковых механизмов
большим распространением пользуется меха-
низм Вельсхарта. Механизмы Гуча и Аллана
имеют только исторический интерес. Меха-
низмы Джоя и Стефенсона в основном оста-
Второе перемещение золотника, пропорцио-
нальное sin а (фиг. 1), осуществляется кулисой
и при а = 90° B70°) равно (фиг. 13)
В = г0--1-^~^- мм D7)
С /
и определяет собой величину так называемого
эксцентрика отсечки. Если механизм при пе-
реднем ходе паровоза имеет камень в нижней

3-14
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
части кулисы, то контркривошип при внутрен-
нем впуске пара будет отстающим, а при
внешнем впуске — опережающим кривошип в
своём движении. При внутреннем впуске'пара
точка соединения золотникового штока и ма-
ятника лежит ниже точки соединения маятника
с кулисной тягой, а при внешнем впуске на-
оборот. Основное требование, которое предъ-
является к парораспределительному механизму,
заключается в том, чтобы среднее положение
золотника было неизменно при любых отсеч-
ках. Это означает, что точка Р должна оста-
ваться неподвижной при перемещении камня
по кулисе DD' (фиг. 13).
Для неизменности линейного предварения
впуска v необходимо, чтобы отклонения маят-
ника были симметричны относительно верти-
кали РР'. Желательно, чтобы они не превос-
ходили 30е, с тем чтобы траектории точек Sj
п М возможно ближе приближались к прямым
иниям.
Симметричность этих отклонений зависит
от наклона (конечной длины) шатуна, эксцен-
триковой тяги, местоположения точки Oit пе-
реводного вала и длины рычага ОгЕ.
Для смягчения влияния наклона шатуна
длину серьги TSi подбирают такой, чтобы при
угол между кривошипом и контркривошипом
D9)
E0)
2
длина контркривошипа (конструктивная)
АВ =
= "(/
ОА*+ОВ* ±20 A-sin
В этих формулах верхний знак в подко-
ренном выражении относится к отстающему
кривошипу, а нижний — к опережающему. Для
обеспечения размаха кулисы на одинаковые
углы от её среднего положения точку за-
хвата D смещают на расстояние х (фиг. 13),
равное
А E1)
ОВ?,
координаты точки подвеса ку-
где а и Ъ
лисы /.
Расстояние от точки захвата D кулисы до
её точки подвеса / (размер с) на современных
Р'
г
б
/г*
Фиг. 14.
вертикальном положении кривошипа серьга
занимала горизонтальное положение и разность
между её длиной и длиной её проекции в
крайних положениях крейцкопфа равнялась
L (\ — cos P). Применяют и другие методы [5,
7, 12]. Для устранения влияния конечной длины
эксцентриковой тяги нужно, чтобы в мёртвых
точках контркривошип ОВ был перпендику-
лярен линии, соединяющей центр оси О с точ-
кой захвата D (BO±OD и прямая 1P\\OD).
Точку подвеса кулисы / следует стремиться
располагать на середине расстояния ОР'.
Исходя из этих положений, длина эксцентри-
ковой тяги (фиг.ДЗ) принимается равной
BD
; D8)
паровозах не превосходит 650л*.ю. Величина ОВ
не превышает 0,5 — 0,65/?, а отклонение кулисы
от среднего положения — 22,5°. Эти устано-
вленные практикой ориентировочные нормы
не вызывают большой игры камня, серьёзных
погрешностей в парораспределении и значи-
тельных угловых ускорений кулисы. Для облег-
чения перевода камня в кулисе следует точку
соединения С располагать по возможности
ближе к кулисе. Наконец, важнейшая задача
рационального расположения точки Ох пере-
водного вала и нахождение длины рычага (JtE
в общей системе парораспределительного ме-
ханизма решается следующим образом (фиг. 14).
Предварительно в некотором масштабе вы-
черчивается механизм по найденным (или за-
данным) размерам его отдельных звеньев
(фиг. 14, а). Ход ползуна делится на п ча-

ГЛ. X]
ЗОЛОТНИКОВОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
315
-Выпуск——.
СЖагпие
Лредв. впуска
Фиг. 15. Эллиптическая д
грамма.
стей (Го, Тъ...,Тп), и для каждого его поло-
жения при движении вперёд и назад находится
соответствующее положение кривошипа (Ап,
Аи...,Ап), контркривошипа (Во, &ь...,Вп),
точки захвата кулисы (Do, D\, ...,Dn). Оче-
видно, что центр кривизны кулисы при всех
её положениях будет на дуге Z—Z, описан-
ной из точки / радиусом IP. Так как тре-
угольник ЮР жёсткий, легко найти положе-
ние центра кривизны кулисы на дуге Z — Z
(засечки из точек?>0. Db ...Dn радиусом D0P).
По найденным центрам кривизны и радиусу IP
определяются положения дуги кулисы. При
Предв. выпуска мёртвых подоже-
Раыиирение / ниях поршня ве-
""ii -*— /-¦ I'— дущая точка М
сдвинута от сред-
него положения на
величину е -f- v
(точки N' и N"),
а в момент отсе-
чек — на величину
е (точки М' иМ").
Нижний конец
маятника S нахо-
дится для хода
поршня вперёд на
пересечении дуги
п' — п и для хода
поршня назад -
дуги п" — п" с ду-
гами, описанными из точек Го, 7\, ...,Тп
радиусом TS. Дуги п' — п' и п" — п чертятся
радиусом MS из точек М' и М". Поло-
жение верхнего конца маятника (точки
/«о,... ,пгп) находится на пересечении точки Р
плеча маятника с дугами тп' — тп' и тп" — тп'\
описанными из М' и М" радиусом, равным
длине верхнего плеча маятника. Положение
камня К. в кулисе определяется из условия, что
один конец кулисной тяги находится в точках
/% Щ> • • *mrf a второй — на соответствующих
ранее найденных дугах кулисы. Задаваясь по-
ложением точки С на кулисной тяге, вычер-
чивают геометрическое место этих точек (кри-
вые 7' — т) ПРИ различных отсечках для обоих
отклонений кулисы от своего среднего поло-
жения при переднем и заднем ходах паровоза.
Для каждсй отсечки из точек С, соответству-
ющих двум отклонениям кулисы от среднего по-
ложения, радиусом, равным длине подвески ЕС,
делают засечку. Соединяя плавной линией все
засечки для переднего и заднего ходов, полу-
чают кривые (}—р и Р'~-fJ', определяющие
геометрическое место точки Е подвески при
условии равенства отсечек при переднем и
заднем ходах поршня. Точка Е может дви-
гаться только по дуге окружности а —а, поэтому
плечи рычага FOXF. и месторасположение цен-
тра вращения переводного вала О\ выбирается
таким образом, чтобы эта окружность возможно
ближе подходила к обеим кривым. На харак-
тер и положение кривых 0— р и f—p' оказы-
вают влияние размеры и форма отдельных
звеньев парораспределительного механизма.
Путём повторных построений механизма с из-
менёнными размерами можно добиться удо-
влетворительного расположения кривых |3—р,
ориентируясь в первую очередь на обеспече-
ние равенства наполнений для переднего хода
паровоза при расчётной • отсечке. Оценку за-
проектированного или действующего на паро-
возе парораспределительного механизма удобно
производить по эллиптической диаграмме.
Эта диаграмма показывает зависимость хода
золотника и величину открытия окон от
пути, пройденного поршнем. Эллиптическая
Фиг. 16. Эллиптическая диаграмма паровоза серии ФД.
диаграмма показана на фиг. 15. Линия АВ
представляет ход поршня. Из каждого деления
этой линии по ординатам откладываются ве-
личины отклонения золотника от своего сред-
него положения (для хода поршня вперёд —
выше АВ, назад — ниже) для некоторой от-
сечки. Конечные точки ординат соединяются
в эллиптическую кривую. Параллельно АВ
проводят две линии: на расстоянии перекрыши
впуска е и выпуска /. Тогда ординаты в пре-
делах заштрихованной части диаграммы соот-
ветствуют величинам открытия окон. При ле-
вом мёртвом положении поршня окно открыто
на е + v, что определяет точку а. Соответ-
ственно при правом положении поршня окно от-
крыто на величину / 4- *'о, чем определяется
точка аг. Для других отсечек эллипсы будут дру-
гие, но так как v и г0 постоянны, все эллипсы
коснутся в общих точках а и аг (фиг. 16). Кри-

316
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
вые на диаграммах, получаемых на практике,
могут отличаться от эллиптической кривой
вследствие неправильностей в устройстве и из-
носа механизма, причём для разных отсечек
точки а и а\ могут не совпасть. Построение эл-
липтической диаграммы для вычерченного ме-
ханизма можно произвести при помощи при-
бора, схематически показанного на фиг. 14, б.
Для этого ставят прибор на нужную отсечку.
Это означает, что точку Е прибора закрепляют
на дуге а — а в точке пересечения с дугой,
описанной радиусом СЕ из точки С кулисной
тяги. Положение кулисной тяги определяется
позицией точки К на кулисе согласно иссле-
дуемой отсечке и положению поршня. Точку М
прибора располагают на линии движения зо-
лотника, точку S — на дуге п — п (илип —в')
соответственно данному положению поршня.
После установки прибора отмечают позиции
точек М и К. Так же поступают и для после-
дующих положений поршня. Перемещение
точки М будет характеризовать отклонение
золотника, а точки К — игру камня в кулисе.
Эллиптическую диаграмму можно построить
теоретически, пользуясь уравнением эллипса
#2у« + /-2Л-2 - IRrxy sin 8 — /?V2 cos 8 = 0, E2)
где х и у — текущие координаты точек эл-
липса в системе, центр которой совпадает с
центром эллипса. Большая ось этого эллипса
наклонна к оси Х-оъ под углом <р, равным
2rR sin 8
E3)
Зависимости E2) и E3) справедливы при
длине шатуна L = со. Искажение эллипса бу-
дет тем больше, чем больше отношение R:L
[5, 7, 12].
Бескулисный механизм Беккера (фиг. 17)
относится подобно механизму Вельсхарта к
ортогональному двухэксцентриковому типу.
Действительно, золотник получает сложное
движение — от ползуна А через серьгу BE
и маятник ECD [эксцентрик опережения) и от
контркривошипа
01 через тяги IH
и GH, двуплечий
рычаг GOjF и тягу
FD (эксцентрик
отсечки). Около
середины тяги GH
от шарнира К
Фиг. 17. Бескулисный механизм
Беккера.
идёт звено KGit
шарнирно связан-
ное с рычагом Оф-[, вращающимся вокруг не-
подвижной точки 0%. Положение рычага Оф\,
передвигаемого реверсом из будки машиниста,
определяет величину отсечки и направление
движения. Механизм Беккера конструктивно
сложен. Многошарнирность вызывает относи-
тельно быстрое расстройство механизма.
БескулисныЙ механизм ЛПЗ. Ворошилов-
градским заводом (ЛПЗ; был предложен луч-
ший вариант бескулисного механизма. В нём
конечная точка // тяги GH непосредственно
связана с реверсивным рычагом G\O%, причём
GH — G\H. Это приводит к тому, что при
среднем положении реверса шарнир G совпа-
дает с шарниром G\, и подвесная тяга GH не
вызывает перемещения рычага GO^F. Здесь
эксцентрики опережения и отсечки соответ-
ственно равны
Л = ОМ ?
В =01
СЕ
DE
где (S — угол отклонения HG\ от среднего по-
ложения [7].
Парораспределение многоцилиндровых па-
ровозов почти всегда осуществляется от двух
внешних механизмов (обычно кулисных) с до-
полнительным рычажным устройством для пе-
редачи движения внутренним золотникам.
Применять независимое парораспределение
для каждого цилиндра в отдельности практика
избегает (из-за сложности).
Для трёхцилиндровых паровозов передача
движения внутреннему золотнику осуще-
ствляется чаще всего по схемам фиг. 18—
Фиг. 18.
Фиг. 19.
20. В схеме по фиг. 18 маленький рычаг с
отношением плеч с : Ь=2 :1 сообщает движение
внутреннему золотнику, обратное внешним;
точка т в схеме по
фиг. 19 получает пере-
с
мещение, равное г -^х
хтг; в схеме пофиг. ъ
In
20 передвижение вну-
треннего золотника
d b-\- a
равно г — • —-—.
г с а
Для четырёхцилин-
дровых паровозов так-
же применяется си-
стема рычагов для пе-
редвижения внутренних золотников (фиг. 21).
Иногда каждая пара цилиндров обслуживается
Фиг. 20.
Фиг. 21.
одним кулисным механизмом с двойным зо-
лотником (фиг. 22), в котором впуск вну-

ГЛ. X]
КЛАПАННОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
317
тренний для каждого золотника в отдельно-
сти, выпуск — через внутренний промежуток
т и каналы п.
о старопу кривошипа
Мятош пар от
uu/iuntjpa
К пару*
цилиндру
К бнугпр
цилиндру
К Внутр
цилиндру
Кнарум __
цилиндру ~~
Пятый пар am
наруЖ цилиндра
В сторону крышки
Фиг. 22. Двойной золотник.
КЛАПАННОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
Этот вид парораспределения на паровозах
имеет пока ограниченное распространение
вследствие относительной сложности имею-
щихся систем. Клапаны по сравнению с золот-
никами обладают следующими главнейшими
преимуществами: 1) незначительная утечка
пара (хорошая притирка к седлу); 2) мень-
шее мятие пара вследствие быстрого откры-
тия и закрытия окон; 3) очень малый рас-
ход смазки. Внешние механизмы, приводящие
клапаны в движение, можно разбить на три
группы: обычные кулисные, рычажные и зуб-
чатые (Капротти). Последние выгодно отли-
чаются своей компактностью и отсутствием
возвратно движущихся деталей, что имеет осо-
бое значение для быстроходных паровозов.
Посадка клапана осуществляется давле-
нием пара из котла или посредством пружин.
При золотниковых механизмах все фазы
парораспределения взаимно связаны. Клапан-
ное распределение лишено этого только в том
Фиг. 23.
случае, если привод к клапанам иной, чем к
золотникам (например, кулисный).
Наибольшее распространение получили
механизмы с зубчатым приводом (система
Капроттн), устройство которой показано
фиг. 23-27.
Каждый цилиндр обслуживают четыре кла-
пана (из них два впускных и два выпускных),
расположенные в отдельных камерах (двухка-
мерная „система). Каждый клапан приводится
в движение своим коленчатым рычагом и за-
крывается пружиной. На валу / (фиг. 24),
приводимом во вращение зубчатой пере-
дачей и имеющим в средней части винто-
вую нарезку, свободно сидят три кулачка:
2—поднимающий впускные клапаны, 3—закры-
5" 13 з 1 г 13 б
Фиг. 24.
вающий их и 4 — закрывающий и открывающий
выпускной клапан (фиг. 25). Движение от ку-
лачков к рычагам клапанов передаётся через
ролики 5 и 6. Между кулачками 2, 3 и 4 нет
Фиг. 26.
жёсткого соединения, поэтому степень напол-
нения и направление движения паровоза мо-
гут быть изменены относительным поворотом
кулачков парораспределения. Для этой цели

318
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
на винтовой части вала / сидят гайки 7 и 8 с
закраинами для упора хомутов 9 и 10. Хо-
муты, будучи связаны с переводным колен-
чатым валом //, могут с помощью закраин
передвигать гайки 7 и 8 вдоль вала 1, сбли-
жая или раздвигая их отно-
сительно друг друга. При
передвижении гайки 7 и 8
совершают винтообразное
движение, т. е. поступатель-
ное (вдоль вала 1) и вра-
щательное. Поступательное
движение гаек не исполь-
зуется, напротив, враща-
тельное через две пары
пальцев 12 и 13 передаёт-
ся кулачкам 2, 3 и 4. Два
пальца 12 туго закреплены
в кулачке 3 и далее сво-
бодно проходят через дуго-
вые щели в гайке 8 и че-
рез круглые отверстия в
гайке 7, причём короткий
палец 12 заканчивается в
отверстии гайки 7, а длин-
ный — в дуговой щели кулачка 4. Два пальца 13
туго закреплены в кулачке 2 и далее сво-
бодно проходят дуговые щели кулачка 3,
- по CD
Фиг. 27.
некоторый угол по направлению стрелки,
(фиг. 26). При этом гайка 7 начнёт двигаться,
поворачиваясь по часовой стрелке, и при по-
мощи пальцев 12 повернёт умеете с собой
впускной кулачок 3 (фиг 27). Гайка в в это
время движения- не имеет, так как хомут 10
движется по гайке, не упираясь ни в одну из
закраин. При дальнейшем вращении перевод-
ного вала отсечка уменьшается, но предва-
рение впуска остаётся неизменным до тех пор,
пока не начнёт двигаться гайка 8. Таким об-
разом до этого момента вращается только
кулачок 3 при неподвижном кулачке 2. Если
вращать переводной вал // далее в том же
направлении, то явление будет обратное:
кулачок 3 станет неподвижным, а кулачок 2
начнёт вращаться.
Установка кулачка 4 в его рабочее поло-
жение для двух ходов паровоза достигается с
помощью пальцев 12 и 13, скреплённых соот-
ветственно с кулачками 3 и 2.
Всё устройство (кулачковый вал, колен-
чатые рычаги и т. д.) помещается в плотно
закрытой коробке, заполненной до известного
уровня маслом.
Система с кулисным приводом, применён-
ная на паровозе серии Су, состоит из четы-
рёх горизонтальных клапанов (фиг. 28): двух
пойВ
Фиг. 28. Клапанное парораспределение паровоза
круглые отверстия гайки 8 и дуговые щели
гайки 7, причём короткий палец 13 закан-
чивается в отверстии гайки 7, а длинный —
в дуговой щели кулачка 4.
Для уменьшения, например, отсечки цере-
водной коленчатый вал // поворачивают на
впускных и двух выпускных. Клапаны приво-
дятся в движение от поперечного профиль-
ного вала /. Распределительный вал получает
возвратно-вращательное движение от криво-
шипа 2, который тягой 3 соединён с маятни-
ком механизма Вельсхарта.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ПАРОВОЙ МАШИНЫ
ЦИЛИНДРЫ
Конструкция. На современных паровозах
цилиндры делаются индивидуальными (обычно
чугунными) или блочными добычно стальными);
блочные цилиндры как более прочные приме-
няются предпочтительно на мощных паровозах.
Индивидуальные цилиндры (фиг. 29) устанавли-
ваются на листовых рамах, а блочные (фиг. 30
и 31) на брусковых. В обоих случаях они
представляют собой сложные литые детали.
В США цилиндры паровозов часто отливаются
за одно целое с рамой.
За последнее десятилетие делались опыт-
ные сварные цилиндры (Ворошиловградский
завод, с 1934 г.).

ГЛ. X]
ЦИЛИНДРЫ
319
Цилиндры того и другого типа на двухци-
линдровых паровозах почти всегда конструи-
руются наружными, обычно взаимозамене
мыми, и очень редко внутренними, что хотя и
способствует более спокойному ходу паровоза,
но создаёт неудобство в эксплоатации. Для
многоцилиндровых паровозов осуществляется
сложная конструкция (фиг. 32), состоящая или
из наружных и внутренних -цилиндров, или
только из наружных в двух блоках (паро-
возы очень большой мощности, сочленённые).
При применении индивидуальных цилин-
дров предусматривается межцилиндровое кре-
пление (оно же и междурамное) и отдельная
опора для котла. Цилиндры приваливаются к
Фиг. 29. Индивидуальный чугунный цилиндр.
раме и крепятся к ней болтами. Для разгрузки
болтов от усилий пара применяют клинья, а
для разгрузки от веса цилиндров на прива-
лочных плоскостях предусматриваются за-
плечики, которые опираются на верхний
обрез рамного листа. Диаметры болтов выби-
раются по толщине стягиваемых фланцев.
Золотниковую коробку стремятся делать
более длинной, чем поршневой барабан, для
спрямления паровых каналов, что улучшает
условия протекания пара. В золотниковую ко-
робку запрессовывается чугунная втулка,
имеющая кольцеобразно расположенные па-
ровые окна. При ограниченной отсечке во
втулках предусматриваются дополнительные
окна A00—160 мм*).
В новые чугунные. поршневые барабаны
втулки обычно не впрессовываются (за исклю-
чением паровозов США), а ставятся только
после износа рабочих поверхностей и после-
дующих расточек. В индивидуальных цилин-
драх выхлопные каналы размещают внутри
отливки, что усложняет отливку их, но зато
даёт выигрыш в весе и габарите и упрощает
монтаж.
Типичная конструкция блочных цилиндров
представляет собой две симметричные сталь-
ные (редко чугунные) отливки, стянутые бол-
тами по наружным вертикальным фланцам. Ци-
линдровый блок крепится болтами на срав-
нительно узкой полосе рамы, у которой преду-
сматривается для этого особое посадочное
гнездо. Таким образом блочные цилиндры сажа-
ются на раму, а не приваливаются к ней.
В этом случае болты разгружаются путём по-
становки подтягивающих клиньев и по.;ледую-
щей приварки их к фланцу цилиндра и раме
В золотниковые и поршневые барабаны
запрессовываются чугунные цилиндрические
втулки. Положение золотниковой втулки в
барабане обычно фиксируется упором бурти-
ков на наружной поверхности втулки в за-
точки на золотниковом барабане. Кроме за-
прессовки, золотниковые втулки в барабанах;
крепятся иногда шурупами, а поршневые —
чугунными пробками, что исключает возмож-
ность проворачивания их при расточках. При-
меняется также конусная расточка A:200)
поршневых втулок, реже — ступенчатая для
уменьшения хода пресса. В блочных цилин-
драх паровыпускные каналы иногда выпол-
няются наружными в виде отъёмных труб
(литых или сварных). Такое устройство упро-
щает отливку цилиндров. Однако для умень-
шения веса блочные цилиндры также выпол-
няют и с внутренними выхлопными каналами
(например, паровозы серий Л, 2-3-2).
Конструкция крышек поршневых бараба-
нов в основном обусловливается конструк-
цией и очертанием поршня и должна отвечать
условиям прочности и получения требуемого
вредного пространства A0—12%). Крышки
золотниковых коробок выполняются в зави-
симости от устройства выпускных труб и
типа золотника. Задние крышки золотнико-
вых коробок часто отливаются заодно с
кронштейном для прессмаслёнки и напра-
вляющими золотникового кулачка. В зави-
симости от конструкции поршня и золотника,
в крышках отливаются гнёзда для сальников;
крышки усиливаются рёбрами и притягива-
ются к цилиндрам шпильками (на притирке),
У цилиндров с наружными трубами роль
крышки выполняет выхлопная труба.
Крепление цилиндров на раме, как правило,,
производят горизонтально, иногда (при малых^
диаметрах движущих колёс) наклонно. При
горизонтальном расположении цилиндров ось
поршневого барабана должна находиться в го-
ризонтальной плоскости осей ведущих колёс
Однако по условиям эксплоатации и вписы-
вания в габарит иногда цилиндры ставятся
так, что ось поршневого барабана располагается
несколько выше осей ведущих колёсных
пар (у паровоза ИС, например, на 50 мм).
Материал. Изготовление цилиндров и их
частей в СССР производится согласно техниче-
ским условиям по ГОСТ 432-41 из материалов,
указанных в табл. 1.
Таблица Г
Наименование деталей
Цилиндры, крышка, втулки . .
Цилиндры, крышки
ГОСТ
В-1412-42 *
977-41
Марка
СЧ 21-40
25-4522
35-4518
Пределы прочности в кгмл2
при рас-
тяжении
21
45
45
при из-
гибе
¦ -
при сжа-
тии
75
-
А
-
22
18
В°/0
-
23
Твёрдость по
Бринелю На
1"]э - 233
-
* Состав шихты по ГОСТ 2250-43.

320
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Фиг. SO, Стальной блок с наружными выхлопными каналами.
Фиг. 31. Стальной блок с внутренними выхлопными каналами.

ГЛ. X]
ПОРШЕНЬ И ШТОК
321
Для изготовления сварных цилиндров выби-
рается мягкая малоуглеродистая сталь (напри-
мер, марки Ст. 3 по ГОСТ 380-41).
Применяют также для цилиндров и втулок
легированный чугун (присадка никеля, вана-
Фиг. 32. Многоцилиндровый блок.
дия). В СССР испытывался природно легиро-
ванный чугун (уфалейский, орско-халилов-
ский) [6, 16]..
Расчётные н размерные данные. Сечения
паровых каналов в различных местах назна-
чаются исходя из условия неразрывности паро-
вого потока, двигающегося со средней ско-
ростью, не превышающей 100—130 м/сек, по
формуле
l
= 0,14
vSdl
Dw
где w — скорость пара в м/сек', v — скорость
паровоза в км/час; S — ход поршня в м;
d4 — диаметр цилиндра в м; D — диаметр
движущих колёс в м.
Расчёт на прочность цилиндров для паро-
возов нормального давления A2—20 ати)
имеет второстепенное значение, так как основ-
ные размеры обычно выбираются по образ-
цам, зарекомендовавшим себя на практике, с
учётом технологии изготовления (литьё) и
условий эксплоатации (переточки). Стенки
барабанов стальных цилиндров проверяются
на сложное воздействие пара и давление за-
прессовки [13, 19].
При назначении размеров стальных блоч-
ных цилиндров можно руководствоваться сле-
дующими данными:
Толщина поршневого барабана после
" обработки 35-30 мм
Толщина золотникового барабана после
обработки 20—35 я
Толщина вертикальной стенки опоры
котла 35—30 »
Толщина посадочного рамного фланца
(чистая) 45—5° ¦
Толщина котельного фланца 40—50 »
Толщины менее 20 мм в литых стальных
цилиндрах следует избегать. Толщина чугун-
ных втулок с учётом износа и расточки со-
ответственно: поршневых — 20—25 мм и
золотниковых — 15—20 мм. Расстояние по оси
поршневого барабана между крышкой и порш-
нем должно быть не менее 1E—12 мм. Число
и диаметр шпилек, крепящих цилиндровые
крышки, определяется на разрыв от полного
котлового давления пара с затяжкой 25%;
допускаются при этом напряжения, равные
500—600 кг\см\
21 Том 13
Шаг между шпильками поршневого бара-
бана подсчитывается по формуле
/ = Зч-3,5 d см,
где d — диаметр шпильки в см.
Золотниковые шпильки без расчёта при-
меняются диаметром 20—25 мм при шаге не
более 150 мм. По литейным соображениям
толщина чугунных и стальных крышек для
поршневых барабанов назначается равной
20—25 мм, а для золотниковых — 15—20 мм.
ПОРШЕНЬ И ШТОК
Конструкция. На современных паровозах
применяются два основных типа поршня: с
контрштоком (фиг. 33) и без контрштока
(фиг. 34). Поршни без контрштоков относи-
тельно легче (условия уравновешивания луч-
ше), но зато требуют применения более слож-
ной конструкции уплотняющих колец и хо-
рошо развитых опорных поверхностей парал-
лели и кулака. Стальной диск поршня, плоский
или конический (последняя форма лучше, так
как уменьшает изгибающие напряжения),
надевается под прессом на цилиндрическую
или коническую A:15) заточку стального
штока. Поршень удерживается на месте за
счёт натяга при запрессовке, буртом штока и
навёрнутой гайкой, закрепляемой сквозным
шплинтом или расклёпкой. Z-образные или с
косым обрезом замки прямоугольных колец
сдвигаются относительно друг друга на 120°,
чтобы уменьшить односторонний износ ци-
линдра и достичь лучшей герметичности.
Кольца выполняются самопружинящими, хотя
встречаются конструкции, где нажатие дости-
гается при помощи пружин.
Основным отличием конструкции поршня
без контрштока является устройство поршне-
вых колец. В каждый ручей закладывается по
два кольца, имеющих при совместном приле-
гании поперечное сечение в виде буквы Т.
Оба кольца прилегают друг к другу и к стенке
ручья своими шлифованными поверхностями.
Каждое кольцо по окружности разрезано
обычно на пять равных частей (секций). Стыки
секций одного кольца расположены против
середины соответствующей секции парного с
ним кольца (условие герметичности). Кольца
прижимаются к стенкам цилиндра пружиной
круглого сечения диаметром обычно 10 мм,
расположенной во внутренней канавке колец.
Пружина имеет приваренный штифт (замок),
концы которого закладываются в отверстия в
одной из секций каждого кольца для со-
хранения расположения стыков отдельных
секций.
В одной из отечественных конструкций
поршня A936 г.) предусмотрена напрессовка
диска на цилиндрическую посадочную поверх-
ность штока с натягом 0,3 мм до упора в
бурт штока. Резьбовая посадка употребляется
для поршней малого диаметра. Хвостовик
штока выполняется коническим A:15); посадку
тумбы кулака (крейцкопфа) выполняют с не-
доводом на 2 мм до упора в бурт штока
(запас на подтяжку клином). На пассажир-
ских паровозах (серий ИС, 2-3-2) шток для
облегчения делают полым с отверстием диа-
метром, примерно равным половине диаметра

322
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
штока. Длина штока назначается исходя из
возможности выдвигать поршень из цилиндра
(осмотр, смена колец) без разъединения штока
от кулака (паровозы серий ФД, ИС, Л).
Расчётные и размерные данные. Диски
поршней растачиваются по диаметру на 1,5—
3 мм меньше диаметра поршневого барабана
(обычно 0,977—0,997 диаметра барабана). Раз-
Фиг. 33. Поршень с контрштоком.
Материал. Поршневые диски всех типов
обычно выполняются стальными литыми; для
быстроходных паровозов (серии 2-3-2 Коло-
менского завода) диски иногда изготовляются
из углеродистой или легированной стальной
поковки с последующей механической обра-
боткой; не исключена также возможность изго-
товления поршневых дисков и путём штам-
повки. При применении втулок из легирован-
ного чугуна кольца изготовляются из того же
материала. В табл. 2 указаны материалы для
меры поршневых дисков, рекомендуемых
ARA [26], показаны в табл. 3.
Толщина плоских дисков должна быть
больше конических:
см,
где Ьк — толщина конического диска в см
(угол о см. на фиг. 35).
Фиг. 34. Поршень без контрштока.
изготовления деталей поршня и штока, при-
меняемые в СССР.
Фиг. 35.
Толщина конических дисков диаметром
600—800 мм при а = 35—45° с достаточной

ГЛ. X]
ПОРШЕНЬ И ШТОК
323
Наимено-
вание
детали
Диск ли-
той
Диск ко-
ваный
Шток
Шток ле-
гированный
Кольцо
уплотняю-
щее
Пружина
для колец
гост
997-4'
380-41
380-41
7124
В 1412-42
Техниче-
ские усло-
вия
ЦТ НКПС
Марка
25-4522
Ст. 5
Ст. 5
I2XH3A
СЧ 2I-4O
4оХФА
E0ХФА)
Предел прочности при
растяжении в кг/мм*
не менее
45
50 —62
95
31 *
9°
Предел пропорциональ-
ности в кг/мм* не менее
-
7о
75
а>
а»
X
V
а>
о
3"
РЗ
-
19
ю
II
0)
01
S
1)
а)
а
¦ее
в
-
9
8
Относительное сужение ф
в °/0 не менее
-
5°
5°
Таблица 2 практической точностью находится по эмпири-
ческой формуле
см, E4)
* Предел прочности при изгибе 40 кг/мм1, твёрдость
по Бринелю Hq — 170 -*¦ 241.
Таблица 3
2R
в мм
584,2
6о9,б
635.°
66о,4
685,8
7ii,a
73б,6
763,0
707,4
в мм
171.5
'77.8
19°, 5
203,5
h
в мм
127,0
139.7
V
в мм
31.75
Зб,5
39.7
В ММ
«5.4
Примечание. Обозначения см. на эскизе к рас*
чёту дисков (фиг. 36).
где ^ — толщина диска в см, образующие
которого условно продолжены до оси диска
(согласно фиг. 35). Толщина диска у обода
80 = 0,5 Ьк см; диаметр ступицы dcm =
= A,74-1,9) dmm см, где йшт — наибольший
диаметр конической части штока в см.
Смятие конической поверхности сопри-
косновения ступицы диска со штоком про-
веряется по формуле
1 9е; р
1400
где р — полное давление пара на поршень
в кг; Т7! — проекция поверхности усечённого
конуса на плоскость, перпендикулярную оси
штока, в см%; /^ — проекция на ту же пло-
скость бурта штока в см2.
Более точный расчёт конических дисков
производится следующим образом (фиг. 36).
Напряжения в сече-
ниях, перпендикулярных
образующей конуса,
I-— b
X
0 =
х 2 sin а
/?3—
X
кг/см*. E6)
Напряжения в сече-
ниях, параллельных об-
разующей конуса,
кг/см*. E7)
Фиг. 86.
Напряжение во втулке
2гн \\ — (—У I Л Cos a sin а
кг1см\ E8)
В этих формулах рк — котловое давление
в кг/см*.
Таблица 4
Серия
паровоза
ТА
ел
ИС и ФД
•рБ
X
в см
14,5
3°>°
13.9
24,8
14,о
27>5
14,5
3°,°
h
в см
12,7
11,4
'2,75
12,7
R
в см
35,0
ЗЬ75
33.5
35,°
а
3i°45'
33°15'
31°3о'
3i°45'
В СМ
3,2
2,9
3.2
3,2
So
в См
2,3
э,о
2.5
2,2
гн
в см
9,75
8,57
9f2j
9,75
Г
в см
6,О4
4.8
5.8
6,04
в кг/сма
324*
112**
2JO
иб
296
75
2б1
93
в кг/см*
155 L
414**
125
342
126
317
123
341
в кг{см?-
4о6
237
3°°
334
Примечание. Обозначения см. на эскизе к расчёту дисков (фиг. 36).
• Напряжение у втулки. ** Напряжение у обода.

324
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД.-IV
При расчете по формулам E6) — E8) до-
пускаются следующие значения напряжений: <зх,
Oj, и авт для литых дисков 300—500 кг!см?,
для поковки из стали Ст. 5 — 500 кг/см2, для
поковки из легированной стали до 900 кг/см%.
Напряжения в дисках для некоторых парово-
зов приведены в табл. 4.
Ширина обода диска у современных паро-
возов колеблется в больших пределах
— оо.\8 см] и назначается в зависи-
мости от типа поршня, конструкции и количе-
ства колец. Вес поршней и штоков для не-
которых паровозов указан в табл. 5.
Таблица 5
—
Серия
паровоза
<|>Д (второй
заказ)
ИС . ....
су
Вес в кг
порш-
ня
2I7.O
«69.9
пз,4
диска
173.0
>45.о
1°5.4
Серия
паровоза
эу. . . .
ТА . . . .
>рБ
Вес в кг
порш-
ня
132,6
!57.5
Г57.о
диска
.°
128,0
12О,О
Удельное давление самопружинящих ко-
лец на стенку цилиндра допускается в пре-
делах 0,2—0,3 кг/см*, а для секционных —
0,05 кг/см*.
Напряжение в пружине, определяющее ве-
личину удельного давления колец, допускается
до 5000—5500 кг/см*.
Диаметр штока поршня (из условия ра-
боты на сжатие и растяжение) рассчиты-
вается по формуле
dmm-
см.
E9)
В этом случае соответственно
Ркр = -РЗЗбО(л -0,00185 -~\ кг
1—0,0049 -L\
кг.
F1)
F2)
В формулах F1) и F2) F — поперечное
сечение штока в см2.
Запас устойчивости п = —— (гдеР— сила,
действующая на шток при полном давлении
пара) при расчёте по Тетмайеру не должен
быть ниже 4,5, а при расчёте по Эйлеру должен
быть более 12 для новых штоков и более 8
для изношенных (на 12<у0).
Конец штока в кулаке рассчитывается на
разрыв от полного усилия пара по сечению
FF (фиг. 42) по формуле :
р
где /—площадь одного сегментовидного уча-
стка сечения штока в см?.
Яг < 800 кг/см* для стали Ст. 5; для ле-
гированных сталей /?г^1000 ~ 1200 кг/см2.
Учитывая наличие знакопеременной на-
грузки, Rz для новых штоков из стали Ст. 5
принимается 500 кг\см\ для изношенных
(до 12°/о) штоков — 600 — 650 кг /см*, для што-
ков из легированных сталей — 700—900 кг/см?.
Штоки проверяются на продольный изгиб.
Для расчёта принимают: / — длина штока в см;
rj—радиус инерции в см.
Если —>86 для легированной стали (Ni
fi
не более 5%) и — >100 для углеродистой
стали, то расчёт производится по формуле
Эйлера
/2
кг,
F0)
где Е—модуль упругости в кг/см2 (для стали
Ст. 5 ? = 2,2-106 кг/см^У, J—момент инер-
ции в см*.
Если же для углеродистой стали (предел
текучести 2400 — 3000 кг/см*) — < 100, а для
легированной стали (N1 не более 5%) — < 86,
то для расчёта применяется формула Тет-
майера.
Длина конической части штока опреде-
ляется из условия смятия (фиг. 37):
*' -
0,785
150°
- (в3>
Размер С находится по формуле
Р
C =
см,
*cjt>
где dcp — средний диаметр в см; размер В =
= А + 15 мм.
Диаметр контрштока обычно берётся
КУЛАК
Конструкция. Основными типами являются
двухсторонний (фиг. 38) и односторонний
(фиг. 40) кулаки. Двухсторонний удобен при
ремонте опорных поверхностей и обладает хо-
рошей устойчивостью (центр тяжести распо-
ложен почти в центре валика), но тяжелее
одностороннего и конструктивно сложнее его.
На современных паровозах часто применяются
односторонние кулаки многоярусного типа
(фиг. 39). Особенностью их является сильно
развитая опорная поверхность, позволяющая

ГЛ. X]
КУЛАК
325
применять поршни без контрштоков при не-
больших удельных давлениях B—3 кг/см2) на
этих поверхностях. Малые удельные давления
Фиг. 38. Двухсторонний кулак.
улучшают условия смазывания, позволяют от-
казаться от бронзовых накладок и ограни-
читься только баббитовой заливкой C мм)
на трущихся поверхностях, что облегчает вес
кулака. На трущиеся поверхности смазка по-
даётся под давлением через штуцер, устано-
ной шайбе, по радиальным отверстиям по-
даётся к подшипнику поршневого дышла.
Кулак паровоза серии Л последней постройки
(фиг. 41) сварной, что
облегчает механиче-
скую обработку его.
В США приме-
няется кулак Лэрда
(фиг. 42), работающий
при двухъярусной
параллели и позво-
ляющий сравнительно
легко путём установ-
ки прокладок регули-
ровать износ трущих-
ся поверхностей. Он
легче многоярусного
кулака, может рабо-
тать на баббитовой
заливке и на бронзо-
вых накладках, но
разборка его слож-
нее. Для уменьшения
иногда отковывается
(фиг. 43).
Фиг. 40. Односторонний
кулак.
веса корпус кулака
заодно со штоком
За последнее время стали приме-
няться кулаки с отъёмными трущимися поверх-
ностями, а также с роликовыми подшипни-
ками (фиг. 44).
Материал. В большинстве случаев кулаки
отливаются из стали марки 25-4522 или 15-4024
(ОСТ 977-41). Однако для быстроходных паро-
возов предпочтительно применять поковку
(прочность, снижение веса). На паровозах се-
рии 2-3-2 установлен кованый кулак из стали
марки Ст. 5 с приваренными к корпусу опор-
ными трущимися поверхностями. Для валика
-600
-uw
Фиг. 39. Односторонний многоярусный кулак.
вленный на верхней грани параллели. Валик
кулака, имеет внутри канал, через который
смазка из маслёнки, укреплённой на нажим-
употребляется сталь марки Ст. Ь
или реже марки Ст. 2 с после-
дующей цементацией поверхности.
Для особых случаев можно реко-
мендовать сталь 12ХНЗА (ОСТ
7124). Поползушки (накладки)
кулака выполняются либо из
подшипниковой . бронзы марки
Бр. ОЦС 5-5-5 (ГОСТ 613-41).
либо из чугуна марки СЧ 21-40
(ОСТ В 1412-42). Для баббитовой
заливки употребляется оловяни-
стый баббит марки Б16 (ГОСТ 1320-41).
Расчётные и размерные данные. Расчёт
трущихся поверхностей кулака проводится
по нормальной слагающей N от разложения
полного усилия пара Р на два направления:

326
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
-380±
Фиг. 41. Кулак паровоза серии Л-
368 Н
¦3U3-
Фиг. 42. Кулак Лэрда (США).
Фиг. 43. Кулак с откованным заодно с ним штоком. Фиг. 44. Кулак с роликовыми подшипниками.

ГЛ. X]
КУЛАК
327
по шатуну и по перпендикуляру к оси порш-
невого штока. Расчётная сила N для простого
кривошипно-шатунного механизма равна
~PjKZ, F4)
кривошипно-шатунного
для дезаксиального
механизма
R + e
кг.
F5)
В этих формулах R — радиус кривошипа
в см; L — длина шатуна в см; а — наибольший
угол отклонения шатуна от направления дви-
жения поршня; е — дезаксиал в см.
Величина трущихся поверхностей назна-
чается соответственно удельному давлению р,
которое принимается для плоскостей, залитых
баббитом, 2 — 4,5 кг/см2, для чугунных по-
ползушек (накладок) — 5—8 кг/см2, для брон-
зовых поползушек — 8 — 16 кг/см2.
Кроме того, производится проверка на
удельную секундную работу трения
рс„ кгм/смЧек, где сп — средняя скорость
поршня в м/сек при наибольшей скорости па-
ровоза. Для баббитовой заливки работа тре-
ния принимается равной 20—25 кгм}смЧек, а
для чугунных и бронзовых поползушек со-
ответственно 35—40 и 55—70 кгм/смЧек.
Ширина трущихся поверхностей кулака
назначается соответственно длине валика ку-
лака, размеры которого находятся из расчёта
на удельное давление и изгиб от полной силы
давления пара.
Изгибающий момент определяется (фиг. 45)
по формуле
напряжение изгиба
M,
кгсм;
F6)
где для валика с внутренним каналом W
0,1
см\
Допускаемое напряжение Ra для стали
Ст. 2 (с цементацией) — 800 — 1000 кг/см2, для
стали Ст. 5 — 1000 — 1500
кг/см2, для легированной
стали A2ХНЗА) - 1500 —
2000 кг/см2.
Удельное давление ме-
жду дышловым подшипни-
ком и валиком проверяется
(фиг. 45) по формуле
= ^ кг/см\ F7)
Фиг. 45.
Оно не должно превос-
ходить 400 кг/см2.
Удельное давление между валиком и ще-
ками корпуса кулака определяется (фиг. 45)
по формуле
кг/см\ F8)
более 300—350 кг/см2, а для поковок — 400—
500 кг\см*.
Клиновое соединение штока с крейцкоп-
фом проверяется следующим образом (фиг. 46).
Напряжение среза в тумбе кулака (стальное
литьё) от действия клина определяется по фор-
муле
< 50°
F9)
Напряжение среза клина (сталь Ст. 5) по
двум плоскостям
R<p=Wh<m кг1смК G0)
Напряжение изгиба клина (сталь Ст. 5)
Напряжение смятия клина в штоке
R
<72>
Напряжение смятия клина в тумбе кулака
Rd =
d - U - ca)}
< 1500 кг\см\ G3)
s
где о — наклон клина.
В табл. 6 приведены размеры и вес, а в
табл. 7 — возникающие напряжения в деталях
кулаков некоторых паровозов.
Таблица 6
о——J
Серия
паровоза
Л
СУ
ФД, ИС . .
эм, эр,
со, сок .
. El ....
Размеры в мм
а
З8о
3*°
418
Збб
355.6
b
ЗЮ
Зоо
Зоо
с
ago
Я85
Зоо
або
здз
d
340 •
150
376*
235
266,7
Вес
в кг
3S3.7
87.4
4б*.5
»5.о
13б,о
причём для стального литья р допускается не
До верхней опоры кулака.

328
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
(РАЗД. IV
Таблица 7
Тип
и серия
паровоза
1-3-1
&
1-4-2
ИС
1-5-1
ТБ
1-5-2
ТА
1-5-1
ФД (второй
заказ)
2-3-2
Напряжение
изгиба валика
в кг/см3
сосредото-
ченной на-
грузкой
[формула
F6)]
И73
IIOO
i3'5
79°
1085
1280
распре-
делён-
ной на-
грузкой
628
6ю
715
483
597
7о8
Удельное давление
в кг/см?
между дыш-
ловым под-
шипником
и валиком
[формула
F7I
Зб8
339
327
338
339
За8
между ва-
ликом и
щеками
кулака
[формула
F8)]
251
234
218
!76
234
2ОО
Характеристика трениа
трущихся плоскостей
•кулака
в кгм1см3сек
ДЛЯ
переднего
хода
54»°
i7>5
- i6,7
31,3
16,3
-
ДЛЯ
заднего
хода
54.°
32,9
3=>5
38,8
31, °
-
Напряжение среза в
тумбе крейцкопфа от
клина в hzjcm2 [фор-
мула F9)]
391
39°
395
51°
39°
-
Напряжение среза
клина скалкой по
двум плоскостям в
кг1см" [формула G0)]
93O
-
-
-
790
1058
Напряжение смя-
тия клина
в кг/см*
в штоке
[форму-
ла G2)]
1710
-
-
-
IS75
i66o
в тумбе
кулака
[формула
G3)]
1545
-
-
-
1378
'775
ПАРАЛЛЕЛЬ И ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ РАМА
Конструкция. Параллели на паровозах
выполняются двойными и одиночными в зави-
симости от конструкции кулака. В свою оче-
редь кулак, параллель и параллельная рама
оформляются в общий
узел, конструктивно
увязанный с особен-
\М--~-\ ностями рамы паро-
воза, колёсной фор-
мулой, размерами ко-
лёс и элементами
внешнего парорас-
пределения.
Параллели пред-
ставляют собой бру-
ски, имеющие прямо-
угольное или двута-
вровое сечение с не-
которым утолщением
в местах соприкосновения с поползушками
кулака. Более сложную конструкцию пред-
ставляет собой одиночная параллель для ку-
.М36
Фиг. 47.
лака многоярусного типа. Эта параллель
(фиг. 47 и 48) имеет сильно развитую, за-
щищенную от пыли поверхность соприкосно-
вения с кулаком, вследствие чего снижается
износ при эксплоатации за счёт малых удель-
ных давлений и тем самым уменьшаются за-
траты на ремонт как параллели, так и кулака
и сальников.
Параллель состоит из двух половин, туго
стянутых призонными болтами (на паровозах
ИС и ФД конус 1:800, диаметр резьбы 7/8").
На внутренней стороне каждой половины по
всей длине простроганы пазы для поползушки
кулака, что позволяет просто отделять ку-
лак от параллели. Длина параллели выпол-
няется с учётом необходимости выдвигать
поршень из цилиндра, не разъединяя его с ку-
лаком. Для смазки трущихся поверхностей
на верхней грани параллели устанавливаются
фитильная маслёнка (запасная) и штуцер для
трубки смазочного пресса. Параллели спереди
укрепляются болтами к приливу задней ци-
линдровой крышки, а сзади — к параллель-
НаруЖная сторона
Фиг. 48. Параллель.

ГЛ. X]
ПОРШНЕВЫЕ И СЦЕПНЫЕ ДЫШЛА
329
ной раме. Для регулировки параллели относи-
тельно оси цилиндра в местах крепления преду-
сматриваются съёмные прокладки. Параллель-
ные рамы представляют собой сложные литые
конструкции, иногда отливаемые совместно с
паровозной рамой.
Материал. Параллели и болты к ним изго-
товляются из стали марки Ст. 5, параллели мо-
гут изготовляться также из стали марки Ст. 2
с последующей цементацией. Параллельные
рамы отливаются из стали марки 15-4024.
Расчётные и размерные данные. Расчёт
параллели обычного типа ведётся по дей-
ствующей от кулака нормальной сосредото-
ченной силе N, приложенной в середине ра-
бочей части параллели. Иногда дополнительно
учитывается вес кулака, '/г веса штока и 2/5
веса ведущего дышла.
Проверка на изгиб (для стали Ст. 5) про-
изводится по формуле
Ra = 1L. hh ^ looo kzjcm*
G4)
где W — момент сопротивления расчётного
сечения в см*\ I — длина параллели между
болтами в см; li и 1% — расстояния болтов до
места приложения силы N в см.
Прогиб параллели определяется по фор-
муле
f —
7
ЪЕЛ
см
G5)
где Е — модуль упругости (для стали Ст. 5
?=г 2,2-106 кг/см2)', J — момент инерции рас-
чётного сечения в см4.
Величина прогиба допускается в пределах
0,05—0,1 см. Болты параллелей расчитываются
на разрыв с предварительной затяжкой 25°/0;
Rz==500 кг/см'[21].
Расчёт многоярусной параллели [13] произ-
водится по формуле
<800 кг\см\
G6)
см
где /—расчётная длина параллели в
(остальные величины см. на фиг. 47).
Диаметр болтов определяется по формуле
1500 кг\см\
G7)
где / — число болтов; d — диаметр болта в на-
резке. Болты устанавливаются в отверстие
параллели из-под развёртки с натягом по
длине 15—20 мм.
Напряжения аи и прогибы / параллелей
для некоторых паровозов приведены в табл. 8.
Таблица 8
Серия
паровоза
ФД
ТБ
ТА
ИС
су , . . . .
эУ
F
в см1
»53 >'
«54.6
178,0
182,9
86,3
103,0
J
В СМ*
3221
37"
3384
4854
358
1448
W
в см3
419
47а
484
548
IOO
=51
в кг/см*
6i6
564
720
483
935
786
/
в см
о,об
°,О5
°>°9
о,об
о,об
o,ia
ПОРШНЕВЫЕ И СЦЕПНЫЕ ДЫШЛА
Конструкция. Ведущее дышло (фиг. 49)
состоит из штанги и двух головок, сцепные
дышла — также из штанги и двух головок или
из штанги с одной головкой и вилкой (фиг. 50).
Штанги выполняются прямоугольного или дву-
таврового сечения. Первые имеют применение
в основном только на сцепных дышлах, вто-
рые — на поршневых дышлах и в меньшей
мере на сцепных. Штанги поршневого дышла
выполняются обычно с убывающим сечением
в сторону головки кулака.
Прямоугольные штанги дешевле и проще
в изготовлении, но относительно тяжелее, что
затрудняет уравновешивание паровоза. На бы-
строходных паровозах штанги для всех дышел
выполняются обычно двутавровыми как бо-
лее легкие и вместе с тем не менее прочные.
Размеры противовесов и других деталей
заставляют иногда головки и вилки сцепных
дышел проектировать со сбивкой относительно
продольной оси штанги.
Головки бывают двух типов — открытые и
закрытые. Открытые головки (фиг. 51) выпол-
няются прямоугольной формы. В них закла-
дывается разрезной бронзовый подшипник, за-
крепляемый скобой-клином (уклон 1:5). Этот
тип применяется на задних головках поршне-
вых дышел. Головки подшипника кулака
(фиг. 49) и сцепных дышел (фиг. 52) вы-
полняются закрытыми также прямоугольной
формы, с разрезным бронзовым подшипником,
подтягиваемым клином через сухарь.
Соединение сцепных дышел шарнирное,
на валиках. Одно дышло имеет хвостовик,
а смежное—вилку, в которую входит хвостовик
первого дышла (фиг.50 и 52). Для устранения из-
носа дышел в отверстия для валиков на хвостови-
ках вставляются цельные цилиндрические, а в
отверстия на развилках — конические разрез-
ные (Эу, Су) или неразрезные (ФД, ИС)
втулки. На некоторых паровозах (Су) при-
меняются и более сложные соединения между
сцепными дышлами.
На современных паровозах широкое рас-
пространение получили закрытые головки
круглой формы с втулочными подшипниками.
Преимущество этой конструкции головок за-
ключается в том, что она уменьшает вес дышла,
упрощает уход за подшипниками и хорошо
вписывается в габарит, что особенно суще-
ственно для задней головки поршневого дышла
мошного паровоза. Устройство такой головки
в основном следующее (фиг. 49, 53). В круглое
отверстие головки для предотвращения износа
головки впрессовывается стальная втулка.
В неё свободно вставляется втулочный брон-
зовый подшипник (плавающий), внутренняя и
внешняя поверхности которого притачиваются
к пальцам кривошипов и стальным втулкам с
зазором 0,3—0,8 мм по диаметру (в эксплоа-
тации зазор не должен превышать 3 мм).
Бронзовый подшипник может вращаться отно-
сительно пальца и дышла, обеспечивая тем са-
мым равномерный износ своей поверхности по
всей окружности. Он имеет радиально просвер-
лённые отверстия для пропуска твёрдой смазки
из внешнего кольцевого зазора к внутрен-
нему. Такое устройство позволяет ему рабо-
тать как бы в масляной ванне. Надёжная ра-

330
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Фиг. 49. Ведущее дышло.
аНЗб-
Фиг. 50. Сцепное дышло.

Наружная сторона
Фиг. 51. Поршневое дышдо.

332
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
{РАЗД. IV
бота таких подшипников обусловливается при- Для заливки подшипников применяется
менением твёрдой смазки, подаваемой под да- кальциевый баббит марки БК (ГОСТ 1209-41).
влением прессом через маслёнки. Производились опыты по применению для
В новейших конструкциях, главным образом изготовления дышел лёгких сплавов, в част-
на ведущем дышле, стали применяться роли- ности алюминиевых [22].
НаруЖная сторона
Фиг. 52. Центровое дышло.
Ь
Фиг. S3. Сцепное дышло с втулочной головкой.
ковые или игольчатые (вариант на серии Л)
подшипники (фиг. 54 и 55), чем в значитель-
ной мере улучшается слаженность работы
дышлового механизма, снижаются расходы по
ремонту и смазке подшипников и упрощается
уход за ними (паровозы серий Л и 2-3-2). На
сочленённых паровозах (например, типа 2-4-0-
0-4-2) применяются у сцепных дышел сфери-
ческие плавающие подшипники [28].
Материал. В табл. 9 указаны материалы,
идущие на изготовление дышел.
Расчётные и размерные данные. Штанга
поршневого дышла рассчитывается на сум-
марное напряжение <зс = а2-\- аи кг/см2, где <зг —
напряжение сжатия или растяжения от пол-
ной- силы пара, ои — напряжение изгиба от сил
инерции при максимальной скорости парово-
зов; кроме того, штанга дополнительно про-
веряется на продольный изгиб.
Существует несколько способов расчёта
штанги на изгиб (аналитических и графиче-
ских); простейшие из них являются спо-

ГЛ. X]
ПОРШНЕВЫЕ И СЦЕПНЫЕ ДЫШЛА
333
¦3225-
собами условными [11, 13, 19, 21]. Так, при
наиболее распространённом аналитическом спо-
собе расчёта условно принимается, что сила
инерции нагружает штангу одинакового сече-
ния по всей длине по закону прямоугольного
треугольника (фиг. 56), в котором высота про-
порциональна нормальному ускорению центра
задней головки дышла, основание — массе
штанги, а площадь — суммарной силе инерции.
При этих условиях суммарная сила инер-
ции будет равна
C=^coV^, G8)
где ю — угловая скорость кривошипа в 1/сек;
г — радиус кривошипа в см; "i — удельный вес
стали, равный 0,00785 кг\см*\ g — ускорение
свободного падения (981 см/сек2); F — расчёт-
ное сечение штанги в см2; L — расчётная
длина штанги в см.
Изгибающий момент в любом сечении, уда-
лённом на 1Х, равен
w Г.
Фиг. 54. Головка дышла паровоза типа 2-3-2.
«»J П.Ч ~— г\ * Г \ * ~~"
кгсм,
G9)
а максимальный изгибающий момент при
1Х = см
М.
« 0.13CZ. кгсм.
(80)
Суммарное напряжение в штанге подсчиты-
вается по формуле
0.13С1 , ,
—\р~ кг1см%<
(81)
Фиг. 55. Ведущее дышло паровоза Л с игольчатым
подшипником-ГОСТ 8200-40. Размеры игл 5X50 мм.
где Wx — момент сопротивления поперечного
сечения штанги относительно горизонтальной
Материалы для дышел
Таблица 9
Наимено-
вание
детали
Дышла
Шатун
(паровоз
ИС)
Плавающие
втулки
(вариант)
паровоза Л
Подшипни-
ки и втулки
Соедини-
тельные
валики и
конические
втулки
Плава-
ющие и
крейцкопф-
ные под-
шипники
паровозов
ИС, ФД, СО
ГОС1
380-41
—
613-41
613-41
380-41
_
Марка
Ст. 5
—
Бр. ОЦС
4-4-17
Бр. ОЦС
5-5-5
Ст. 2*
с цемен-
тацией
Бр. ОС
7-17
5
Л
5O-62
57—бо
15
18
34-42
Не ме-
нее 17
в ко-
киль,
15
в зем-
лю
3"*
19
23-33
5
4
аб—31
Не ме-
нее 7
в ко-
киль,
5
в зем-
лю
С
О,28-
о,37
О,2—
0,27
—
о,оо—
0,15
_
Мп
о,5°—
о,8о
о,8—
!,°
—
O.35—
о,5о
Химический состав в °/0
S
°.°55
Не
более
о^о45
—
о,о55
Si
0,17—
о,35
0,15-
0,25
—
—
—
Ni
2,5-3
_
—
—
_
Р
0,050
Не более
O.O45
Цинк
а,о—6,о
Цинк
4-6
0,050
о,1±о,о5
Sn
_
—
3.5-5.5
4,0—6,0
—
7±i,o
Pb
_
—
14,0—
20,0
4>о-
6, о
—
17 ±2,0
Си
_
. —
Осталь-
ное
То же
—
Осталь-
ное
о 05
А
52
о ч
л
я о,
—
бо
бо
литьё в
землю и
кокиль
-
65-8о
В КО-
КИЛЬ,
55-7O
в землю
• Из стали Ст. 2 при больших давлениях изготовляются цилиндрические втулки.

334
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
поперечной оси х, проходящей через центр тя-
жести сечения, в см8; <sc допускается для
стали Ст. 5 не более 1000 кг/см*, для легиро-
ванной стали — не более 1500 кг/см2.
Приведённый расчёт производится обычно
для сечений в месте перехода к передней го-
ловке и в месте действия максимального изги-
бающего момента, находящегося на расстоя-
L
нии 1Х = —— см от центра валика кулака.
"|/3
причём
lx -
|
Если штанга имеет убывающее сечение по
обе стороны, то проверку производят для
сечения и у задней го-
ловки, считая силу инер-
ции по максимальному
сечению штанги. Графи-
ческий (более точный)
способ определения на-
пряжений изгиба от сил
инерции основан на ме-
тоде построения верё-
вочного многоугольника
[21].
Проверка штанги ды-
шла на продольный из-
гиб производится по
наименьшему моменту
инерции поперечного се-
чения относительно вер-
тикальной оси у по фор-
муле F0). Допускаемый
запас устойчивости я=
= 2,2 -г- 2.5. Проверка
штанги на продольный
изгиб по моменту инер-
ции, взятому относительно поперечной оси
х сечения, производится по формулам F1)
и F2), так как отношение — в этом случае
обычно меньше 100. Точное определение за-
паса устойчивости на продольный изгиб для
штанги переменного сечения см. [23].
Расчёт штанг сцепных дышел условно про-
изводится по силе сцепления R = 0.3Q кг,
где 0,3 — коэфициент сцепления, Q кг— на-
грузка на ось. Если сцепное дышло приводит
в движение п колёсных пар, то
2г
кг,
(82)
где D — диаметр колеса в см; г — радиус кри-
вошипа в см.
Зная /?„, напряжение разрыва определяют
обычно по формуле
°г = ^у кг\см\
где F— сечение штанги в см\
Напряжения от изгиба силами инерции при
условии, что последние равномерно распреде-
лены по штанге постоянного сечения, выра-
зятся:
для сечения по середине штанги
(83)
для любого сечения на расстоянии 1Х от
центра головки
Mr
*ь— w~ кг/см*,
W X
1% кгем; (84)
Wx — момент сопротивления поперечного се-
чения штанги относительно поперечной оси х,
перпендикулярной направлению действия сил
инерции, в смв.
Суммарное напряжение в вертикальной
плоскости выразится
R М
°с = °z + °и = -р + |г кг\см%. (85)
В случае, если сцепные дышла имеют
сбивку величиной е см, то следует учесть до-
полнительное напряжение в горизонтальной
плоскости штанги от момента Ме =
= 0,5еЛя кгем для головок (сбивка условно
берётся в половинном размере) и Ме =
= Впе кгем — для вилок. Всегда под е следует
иметь в виду наибольшую сбивку из двух воз-
можных (на обоих концах штанги) [3.0].
Суммарное напряжение от всех факторов
будет
*с = °л -Н °а + <*в = -р + пт + \гГ "г1см*' (8б)
г wx wy
причём для стали Ст. 5 ас^1000 кг/см*.-
Веса ведущих дышел без подшипников и
валиков в кг:
Паровоз ФД
Вес з10
ИС 2-3-2 СУ
373 244 256
Расчёт прямоугольных головок дышел (от-
крытых и закрытых) производится по фиг. 57.
Расчётное усилие — полное давление пара.
2
В месте перехода головки к утолщённому
сечению B—2) предполагается жёсткая за-
делка.
Момент в заделке
М2 / * , и. кгем, (87)
где /0 — длина соприкосновения подшипника
с внутренней стенкой головки в см; /t — рас-
стояние между нейтральными волокнами боко-
вых горизонтальных сторон головки дышла
в см] /j и 72 — моменты инерции в см*.
Распирающая сила
Р C/?-/2)
МА«• (88)
Изгибающий момент в сечении 1 — 1
Mx = Qh — Мо кгем. (89)
Изгибающий момент в сечении 0 — 0
~- + Ма- -2^ кгем. (90)
4 о

ГЛ. X]
ПОРШНЕВЫЕ И СЦЕПНЫЕ ДЫШЛА
335
Напряжения:
i t p
в сечении / — 1 ох = ^г
1Г\
¦W- кг1см<г
(знак + относится к внутренним и наружным
волокнам);
в сечении 2—2 аа = =дг + -^- кг/см*;
в сечении 0 — 0 <т0 =
кг/слР.
Для стали Ст. 5 а0 < 1700 кг/сл2, a
1300 кг/сл^.
Расчёт круглых головок производится по
приближённому способу согласно фиг. 58 [13].
М,
Фиг. 58.
Предполагается, что радиус нейтрального слоя
г„ = ¦ * ~]~- 2 см, Г\ и г2 — радиусы нейтраль-
Li
ного слоя в сечениях / и 2; /t = const в пре-
делах угла ср = 0 ч- 45°, /2 = const в пределах
угла <р = 45-7-90°. Тогда изгибающий момент
в сечении 1 — 1
Рг0 @,082 +0,43-^)
2-0,785 (l
\
/2
(91)
где /j и /2 — моменты инерции в см4 в сече-
ниях 1 — 1 и 2—2.
Изгибающий момент в любом сечении
в пределах изменения угла ср от 0 до 70°
Ml0" = ;— A — cos <p) + Mi кгем (92)
и в пределах изменения ср от 70 до 90°
Л/?°о = jp- A — cos 70°) -f- Мх кгем. (93)
Для определения напряжений пользуются
формулами, справедливыми для прямого бруса
с введением поправочных коэфициентов а'
и о", учитывающих кривизну. На фиг. 59 пред-
ставлен график этих коэфициентов в функции
—г~, где А — высота сечения; а' относится
п
к растянутым волокнам, а а' — к сжатым.
Тогда для сечения 2—2
zbpacmz
М,
W,
сЬсж=а
2 рост
Мо
кг/см*;
W,
2 сак
кг/см2
(94)
и для сечения / — / с учётом чистого растя-
жения
кг/см2;
кг/cjfl. (95)
W
1 еж
В формулах (94) и (95) для соответствую-
щих сечений Wpacin — момент сопротивления
для растягиваемых, a WC3IC — для сжимаемых
волокон в см3.
По этим же формулам определяют напря-
жения в других сечениях под любым углом <р,
подставляя в них соответствующие значения
моментов. В частности, при <р = 45° напряже-
ния невелики, поэтому целесообразно именно
под этим углом осуществлять в головках
сверление для маслёнок. Напряжение для стали
марки Ст. 5 в сечении 1—1 допускается до
1200 кг/см3, а в сечении 2—2 — до 1800 кг/см*
[13]. Более точные способы расчёта см. [15]. По-
вышение напряжений в круглых головках от за-
прессовки стальной втулки, как показывают
расчёты и опыт, незначительны [14], и поэтому
ими можно пренебречь. Натяг для запрессовки
берётся равным 0,00025 диаметра.
Расчёт центровых головок сцепных дышел
из-за их более сложной формы несколько
отличается от приведённых расчётов, но всё же
в основном производится по той же схеме [13].
Расчёт остальных круглых головок сцепных
дышел производится по формуле (91).
Проушины вилок проверяются на простой
разрыв; допускается пониженное напряжение
а'
а"
1,6
1Л
1,2
1,0
0.8
0.6
ОМ
0,2
0 ОМ 0,8 1.2 1.6 2,0 2М 2,8 3.2 3,6 k0 U,k ft
Фиг. 59. График определения коэфициентов о' и а"
300—350 kzjcm2. Удельные давления на валиках
назначаются не более ЗОЭ кг/см2. Плавающие
втулки специально не рассчитываются; тол-
щина их берётся 15—20 мм, а диаметр и
длина — в соответствии с размером пальца;
толщина запрессованной стальной втулки на-
значается 15—20 мм [11, 13, 19, 21].
В табл. 10—13 указаны размеры, напря-
жения, запас устойчивости штанг ведущих
и сцепных дышел, а также головок веду-
щих и сцепных дышел для некоторых паро-
возов СССР.
\
ч
¦
J
-- <
а'
Ъ"

336
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Данные по поршневым дышлам
Таблица 10
Тип и серия
паровоза
1-4-2
ИС
1-5-1
ФД (второй
заказ)
1-5-0
ЕФ
1-5-2
ТА
1-5-1
ТБ
0-5-О
3
1-3-1
С
вз
о
а
о
ч
О
53,9
52,9
40,2
65,4
57,6
39,8
33,75
S
и
1
2
3
1
2
1
2
1
2
1
2
1
2
1
2
1
ь 1
и,8
ю
9i5
ii
IO
8
7.5
i
p
,, J
-
Размеры в
1
d | a
1,3
1,5
',9
1,5
2
2
1,2
i5.о
13,о
8,25
9,1
12,0
13.3
ю,э
6,4
6,4
о
:
i
ел
1.8
2,5
2,0
2.3
2,7
2,85
4
3,65
2,3
1,8
з,8
h
i8,6
2О,О
i9,o
17,6
18,4
19,95
14,8
20,0
21,3
'7.5
11,0
13,0
10,0
12,0
\
m
(Я
IS
в* ¦
и
л
ч
с
бо,5
77,о
65,2
65,5
73,5
6д,б
71,2
10б,О
to8,o
93,о
49.6
65,6
34.7
49.7
и
pa
а
ч
а
3
ша
ч
З85.о
ЗО2.5
327,6
3°3,о
3°4,о
273, о
235.O
Суммарное
напряже-
ние
в кг\см*
971
1058
юо4
868
885
659
780
664
77°
695
838
861
831
1056
9бо
Запас
устойчи-
1.9
2.ОЗ
2,Об
3.21
2,5
2,О
1.9
* Сечение 1 — наименьшее при переходе штанги в переднюю головку; сечение 2 — на расстоянии —— от крейц-
копфного валика; сечение 3 — наименьшее у задней головки.
—
Тип
и серия
паровоза
1-4-2
ИС
1-5-1
ФД
1-5-2 ТА
1-5-1
•г/Б
Тип
А
Б
А
А
Б
Б
А
Б
А
Б
Б
HWtt:
D
2O.5
31
18
18
31
18
20,5
33.5
17.5
31
J7.5
и
2а
8,5
12
8
7
и
8
ПО СО
у///////-
г1
ь
Размеры в см
14,о
8,8
12
8,8
ю,4
12,5
го
9,4
12,5
9.3
7.О
и.4
9.5
14
13
Данные
\т&
^^
J fcii
d
II
II
—
19
13
5.9
7.4
6,3
6,4
по головкам
b
5
5
5
5.9
5,9
7.4
6,2
6,4

ГЛ. XJ
ПОРШНЕВЫЕ И СЦЕПНЫЕ ДЫШЛА
337
Таблица 11
данные по штангам сцепных дышел
Тип и
серия
паровоза
1-4-2
ИС
1-5-1
ФД
1-3-1
°У
1-5-2
ТА
1-5-1
ТБ
№
дыш-
ла**
i
2
4
i; 4
2
3
i; 4
2
• х;з; 4
2
I» 4
3
3
ft
135
17
13
и
14
i4
9.5
Ю,2
Н,8
«8,5
13-5
16,5
16,5
f-_-Й-
/Ж
Размерь
с
9
12
9
и
14
14
6,4
6,4
14,8
18,5
13,5
1б,5
i6,5
1
t 1
1
I B'CM
b
7,5
9,°
7.5
4
5
5
6
6
3.5
4,5
3.5
4.5
4-5
d
I О
1.2
I, О
4
5
5
i,5
i,6
3.5
4.5
3.5
4.5
4-5
Площадь
сечения
в см1
42,8
59.4
39
44
7°
7о
28,2
32,7
49. о
83.25
47,2
74,2
74,а
Длина
в см
i68
195
«59
138
162,5
126,5
163,0
192.5
133.5
160,0
136
160
'23.5
Сбивка
дышел в см *
а =о
b = —г,4
bt = —0,2
/;, = +0,625
а = о
а — +о,6
Ь I о
Л. ¦= —1.575
&3 = -О,2^5
а = +о,4
t> = —i,575
0
0
а =о
й - +i,2j
Ьх = + 1,625
Й,= —O.625
а-о
Ь=— о,825
Й,= —2,2
Суммар-
ное
напряже-
ние
в кг/см3
87
86
83,5
12O

87,5

136
13L5
123,5
134.5
123
95
Запас
устойчиво-
сти (по
Эйлеру)
8,45
б,О5
8,42
5,75
5.18
8,55
3,38
2,72
4,57
4,25
4,58
4,33
5,85
* Знак минус показывает сбивку в сторону рамы; а—сбивка в вилке дышла, имеющего вилку и головку; Ь — сбивка
в головке дышла, имеющего вилку и головку; 6, и Ь3 — сбивки в головках дышла, имеющего две головки.
** 1 — переднее дышло; 2 — центровое; 3 — третье; 4 — заднее.
Таблица 12
г ввлкам сцепных дышел
2а
2Ь
d
2fl
h
13,5
13,5
И.45
«4.5
14.5
,2,5
12,3
18,8
5
5
5
5.9
59
4.8
4.8
5-8
11.5
и,5
9,55
4.5
12,5
10,7
10,2
4,2
i3,5
z~5
12,5
17,0
5
5
4.8
0T4
6,0
Суммарное
напряжение
в головке
в кг1см*
1262
1222
1083
1140
1414
752
962
674
729
Удельное
давление на
валик
по хвостовику
в кг/см11
2б2
2б2
358
ЗЗО
234
233
ig3
Напряжение на
разрыв в кг/см3
в вилке
214
214
272
268
23O
2ОЗ
225
В
хвостовике
218
452
217
225
'95
Напряжение
на смятие
в кг/см2
252
252
245
272
312
266
251
293
22 Том 13

338
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Таблица 13
Тип и
серия
паро-
воза
1-4-2
ИС
1-6-1
ФД
1-5-2
ТА
1-Ы
f Б
Головка
Передняя
Задняя
Передняя
Задняя
Передняя
Задняя
Передняя
Задняя
{
Тип
головки
А
В
А
В
А
В
А
В
"V.
Данные по головкам
я И
1
Л -
1V
J
d I
Размеры в см
а
2О,7
29
2О,7
29
28,4
32
19
27,5
ь \с\а
15,5
3,5
15.5
6.5
17,8
5.5
¦3,5
5,5
24.5
7,5
24,5
8,5
28,4
8
23.5
7,25
7
0
7
0
7.5
0
6.5
О
Сече-
ние
II-II
t-'n
t-'u
I—I
II-II
I—I
II-II
II-II
,TJu
ведущих дышел
1
E
11,8
18
it,8
18
»,3
'9
".5
18
a:-
L
Wi
-R-
1
1
Размеры в см
H\K
о
-.5
0
12,5
0
0
9.5
0
0
10
0
3
5
0
З.25
5,5
0
0
3
0
0
S'
7
4,5
2,5
7
4,5
3
7.5
5,3
5,5
5
6,5
5
55
5-25
R
7
4,5
5,5
7,5
7
4,5
в
0,0
7.5
5-3
5.5
6.0
5
5,5
7,23
Пло-
щадь
сечения
в см*
82.5
53,5
79.8
82,5
53.2
89,2
92,5
65
104,2
123,5
75
57,5
99
114.5
Суммарное
напряжение в кг/см1
Внутренняя
поверх-
нос 1 ь
1645
1225
2OJO
1790
1225
1685
158о
I97O
'997
1275
1875
i85i
>5о5
Внешняя
поверх-
ность
1645
230
1065
I44O
1^45
ззо
855
1970
433
Ю73
1850
1875
365
949
1475
ОБОРУДОВАНИЕ ПАРОВОЙ МАШИНЫ
Сальники. Принятое в СССР устройство
поршневого сальника представлено на фиг. 60.
Уплотнение по штоку создаёт кольцо 9, сде-
ланное из безоловянистой бронзы марки Бр.
СН 60-2,5 (ГОСТ 493-41). Косым разрезом
оно делится на две части. Кольцо 9 воспри-
нимает нажимное усилие от чугунного разрез-
ного кольца 8, вставленного в стальную обе-
чайку. Кольца 9, 8 и обечайка 5 размещены
в чугунной направляющей втулке 6, притёр-
той к обечайке. Между крышкой и кольцом 9
вставлено на притирке чугунное разрезное
установочное кольцо 4. В глубине гнезда
сальника помещена пружина из стали марки
40ХФА (или 50ХФА) для сохранения плотного
контакта, предотвращающего ударную работу
деталей сальника. Основное нажимное уси-
лие осуществляет давление пара (частично
пружина), передавая его через кольцо 8
на уплотняющее кольцо 9 и заставляя послед-
нее плотно обжимать шток. Смазка подаётся
от пресса по косому каналу в крышке саль-
ника, в которой сделано углубление для мяг-
кой набивки 2, служащей для очистки штока
от грязи.
Определение удельного давления уплотняю-
щего кольца 9 по штоку производится по
формуле
О
t
t COS (а — cpj — cp3) COS <f>2
Фиг. 60. Поршневой сальник: 1 — фланец сальник-а;
2 — асбестовая набивка, 3 пружина; 4 —упорное кольцо;
6 — обечайка; б — направляющая втулка; 7 — пружина;
* — нажимное кольцо; 9 — уплотняющее кольцо; 10 — про-
кладное проволочное кольцо; 11 — шайбы; 12 — крышка;
IS — канал для подвода смазки.
где F — поверхность прилегания кольца 9
к штоку в см3; Q — нажимное усилие в кг;
а — угол конусной расточки; «^ — угол трения
между кольцами 9 и 8; <р2 — угол трения между
кольцом 9 и шгоком; <^3 — угол трения между
кольцом 8 и обечайкой 5. Конструкция золот*

ГЛ. X]
ОБОРУДОВАНИЕ ПАРОВОЙ МАШИНЫ
339
никовых сальников проще, но того же типа.
Материал уплотняющего кольца — баббит.
Цилиндровые клапаны. Для спуска кон-
денсата и продувки цилиндров на современ-
ных паровозах применяются паро-воздушные
продувательные клапаны (фиг. 61). Литой
чугунный корпус клапана с помощью штуцера
крепится к цилиндру. Камера корпуса, в ко-
торой помещён стальной шарик, сообщается
с паровым пространством цилиндра (золотни-
ковой коробки); камера, в которой находится
поршень с пружиной (Ст. 7), сообщается с воз-
духопроводом.
При работе машины пар прижимает шарик
к его правому гнезду у выходного отверстия,
преграждая тем самым себе выход наружу.
Для продувки впускается воздух под поршень,
который скалкой отжимает шарик от гнезда
и даёт проход пару. Для окончания продувки
поршня 4 всегда сообщается с цилиндром че-
рез канал 7 и канавку 8. При парном ходе
давление пара справа от клапана больше, чем
слева, и он плотно прижимается к притироч-
ному седлу, разобщая каналы 6 и 7. При бес-
Фиг. 61. Продувательный клапан цилиндра.
камера, где находится поршень, сообщается
с атмосферой, и поршень под действием пру-
жины возвращается в прежнее положение.
Шарик опять закрывает проход. Когда в ци-
линдрах нет пара (на стоянке), шарик не за-
крывает прохода, и конденсат вытекает наружу.
При беспарном ходе шарик прижимается
к противоположному гнезду и препятствует
засасыванию воздуха в цилиндр.
Предохранительный клапан. Типичная
конструкция клапана для ослабления действия
гидравлического удара показана на фиг. 62.
Штуцер 1, гайка 3, контргайка 4 и стержень 6
выполнены из стали марки Ст. 2, клапан
с рёбрами — из стали Ст. 5.
Прибор беспарного хода. Для уменьше-
ния вредного влияния газов, засасываемых
в цилиндры из дымовой коробки во время
беспарного хода паровоза, применяются спе-
циальные приборы или золотники Трофимова.
На паровозах СССР применялся перепускной
клапан, представленный на фиг. 63. Действие
клапана основано на перекачивании одного и
того же объёма смеси воздуха и пара из
одной полости цилиндра в другую. Внутри
корпуса 1 помещён клапан 2 с двумя поршнями
4 и 5. Пространство внутри поршня 5 всегда
сообщается с золотниковой коробкой через
канал 6 и отверстия 10. Пространство внутри
3 6
Фиг. 62. Предохранительный клапан:
/ — штуцер; 2 — корпус клапана; 3 — ре-
гулирующая гайка; 4—контргайка; 5—кла-
пан; б — стержень; 7 — стопорный шуруп;
* — пружина; 9 — камень.
парном ходе давления на клапан меняются, и
он отодвигается вправо до упора в крыш-
ку 3 и открывает сообщение между кана-
лами 6 и 7. Корпус клапана литой стальной
марки 25-4518, клапан — сталь Ст. 5.
1 12 1 W 5 3
9 8 7 ' Ю 6 11 13
Фиг. 63. Перепускной клапан: 1 — корпус; 2 — клапан;
3 — крышка; 4 и 5 — поршни клапана; 6 — канал, соеди-
нённый с золотниковой коробкой: 7 — канал, соединённый
с паровым каналом цилиндра; 8 — канавка; 9 — пробка
малого поршни клапана; 10 — отверстия в поршне 5 кла-
пана 2; 11— канавка для спуска конденсата; 12 — от-
верстие для штыря; 13 — кольцо.
Смазочный пресс (фиг. 64) применяется
для смазки поршней, золотников, сальников, ку-
лисы и параллели. Эксцентрично оси валика 1 в
углубление 2 входит шар 3, укреплённый на
валу 4. При вращении валика 1 распредели-
тельный вал 4 получает два движения: воз-
вратно-поступательное (вдоль своей оси) и
вращательно-колебательное (вокруг своей
оси). В нём запрессованы восемь кулачков 5.
Головки кулачков входят в прорезы плунже-
ров 6 и сообщают последним два движения:
вдоль (вверх и вниз) и вокруг своей оси.
Этими движениями путём перекрытия или со-
единения всасывающего 7 и нагнетательных 8
и 15 (фиг. C6) каналов в теле цилиндра 10
осуществляется подача масла. На боковых
поверхностях плунжеров 6 сделаны для этого
две канавки 11 и 12, которые соединяются
с продольным каналом 13 плунжера 6. Масло из
резервуара 9 поступает по всасывающему ка-
налу 7 через нагнетательные каналы 8, 15
в канал 14 и далее наружу.
На фиг. 65 и 66 показаны последовательно
положения плунжеров и распределительного
вала при работе пресса.

340
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
по тсв
9 3 7 14
Фиг. 64. Смазочный пресс: / — валик; 2 — углубление в головке валика; 3— шар; 4— кулачковый вал; 5 —ку-
лачок; б — плунжер; 7 — всасывающий канал; 8 — нагнетательный канал; 9 — резервуар; 10 — цилиндр;
11 и 12 — канавки плунжеров; 13 —продольный канал в поршне; 14 — нагнетательный канал.
Г позиция
Епозиция
I позиция
Епозиция
ЕТпозиция
Фиг. 65. Рабочие положения кулачкового вала
смазочного пресса (обозначения см. на фиг. 64).
Фиг. 66. Положения плунжера при работе пресса, соот-
ветствующие положениям кулачка вала по фиг. 65.
Обозначения те же, что и на фиг. 64.15 — нагнетательный
канал.
Фиг. 67. Воздушная песочница: 1 — форсунки; 2 — кран управления песочницей; 3 — воздухоразборная коробка.

ГЛ. XI
ДЕТАЛИ ПАРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА
341
Песочница (воздушная) (фиг. 67) имеет
преимущественное применение на новейших
паровозах СССР. Два резервуара её на паро-
возе ИС вмещают около 0,5 м3 песка. В резер-
вуарах имеется разрыхлитель (трубка с от-
верстиями), который сжатым воздухом разби-
увлекает песок по трубам. Винт 2 с кони-
ческим концом позволяет регулировать приток
воздуха в форсунку. Работа песочницы упра-
вляется краном (фиг. 69) из будки машиниста.
ДЕТАЛИ ПАРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО
МЕХАНИЗМА
Золотники новейших конструкций изобра-
жены на фиг. 70—72. На фиг. 70 показан
золотник, работающий при значительной пере-
крыше и имеющий поэтому большую ширину
дисков. Это позволило отказаться от контр-
штока и передать вес золотника на специаль-
ные опорные кольца 5. Средняя часть золот-
ника представляет собой трубу 6, позволяю-
щую отработавшему пару одновременно выхо-
Фиг. 68. Форсунка песочницы: 1 — пробка;
2 — регулирующий винт; 3 — воздушная
труба; 4 — пробка; 5 — воздушный канал;
6 —сопло; 7 — корпус; S — песочная труба,
подводящая песок под колесо; 9—песочная
труба от песочного резервуара; 10—пробка.
Фиг. 69. Кран управления песочницей; 1 — отросток для
присоединения трубы от воздухоразборной коробки;
2 — золотничок; 3 — пробка для смазки золотничка;
4 — б — отростки для труб к форсункам и рыхлителю.
вает слежавшийся песок. Воздух увлекает
иесок вдоль наклонного днища резервуара
к форсункам. Форсунка (фиг. 68), имея колено,
препятствует самотёку песка. Воздух в фор-
дить через обе выпускные трубы золотниковой
коробки.
На фиг. 71 представлен золотник без контр-
штока паровоза серии Л (вариант). Из тех же
Для смазки
Фиг. 70. Золотник: 1 — задний диск; 2 —передний диск; 3 — раструб; 4 — пружинящие кольца;
5 — опорное кольцо; 6 — внутренняя труба; 7 — наружная труба; 8—шпонка; 9—штырь, удер-
живающий кольца; 10 — стопорный винт; 11 — добавочное окно в золотниковой втулке.
сунку поступает по каналам 5 и 6, Воздух,
выходящий из канала 5, выбирает песок из
колена форсунки, а проходящий через сопло 6
соображений здесь применены секционные
кольца, служащие одновременно опорой золот-
нику и средством уплотнения.

342
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Фиг. 71. Золотник паровоза серии Л,
Фиг. 72. Золотник Трофимова

ГЛ. XJ
ДЕТАЛИ ПАРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА
343
На фиг. 72 показан золотник Трофимова
как второй вариант для паровоза серии Л. Ма-
териалы для золотника аналогичны применяе-
мым для поршней (см. табл. 10).
S — ширина кольца в см; d3 — диаметр золот-
ника в см.
Некоторые авторы [19] рекомендуют вели-
чину р определять, полагая для впускных
Расчётные и размерные данные. Полное
усилие на шток золотника определяется по
формуле
P3=—J3 + qfixd3SKZ, (97)
где G — вес золотника в кг\ j3 — ускорение
золотника в м/сек'-; д — удельное давление колец
на втулку в кг/см2; i — число колец на обоих
дисках; /—коэфициент трения скольжения;
колец р = Рк-, а Для выпускных учитывать
только давление, обусловленное пружинящими
свойствами кольца, без учёта влияния пара.
При определении размеров сечения кольца
допускают удельное давление золотника на
втулку до 0,2—0,3 кг\смгх а при повышенной
твёрдости материала — до 0,6 — 0,7 кг/см2.
Кулисный механизм. На фиг. 73 показана
кулиса новейшей конструкции паровоза серии Л
с игольчатыми подшипниками.

344
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
1РАЗД. IV
На мощных паровозах для перевода камня
в кулисе употребляют воздушный (или паро-
воздушный) реверс (фиг. 74). Из будки маши-
ниста тягой ) перемещается рычаг 2, который
поворачивает золотничок 3. Тем самым нару-
шается равенство давлений воздуха по обе сто-
роны поршня 4 (впуск воздуха в одну полость
и выпуск из другой), и поршень 4 с крейцкоп-
фом 5 начинают перемещаться, передвигая ка-
на схему правильно, остальные — произвольно.
Силе (вектору) присваивается номер того звена,
на которое она действует. Решение задачи на-
чинается с предположения, что силы Р3 и Q6
известны: Р3 — полное усилие пара на поршень,
a Q6 = qfndsiS кг. Известна также динамиче-
ская сила любого звена (результирующая всех
внешних сил, действующих на данное звено)
D = mjs, где js — ускорение центра тяжести
5 6
Фиг. 74. Реверс: 1 — тяга; 2 — рычаг; 3 — золотничок, I — поршень; 5 — крейцкопф;б — рычаг.
мень в кулисе, и тянуть рычаг 6. Остановка
поршня возможна только после прекращения
впуска и выпуска воздуха из цилиндра. Это
осуществляется в тот момент, когда крейцкопф
посредством рычагов 6 а 2 поставит золотник
вновь в среднее положение.
Материалы, идущие обычно на изготовле-
ние механизма, следующие: сталь 45 или
сталь Ст. 5 для кулис; сталь Ст. 5 — для тяг
и маятника; сталь Ст. 2 с цементацией —
для втулок (возможно применение бронзы
Бр. ОЦС 5-5-5 по ГОСТ 613-41).
Расчётные и размерные данные. Усилия
в кинематических парах кулисного механизма
определяются графо-аналитическим способом
в следующем порядке (предложение К. А. Бого-
любского):
1. Определяют размеры, веса и положения
центров качания, инерции, тяжести и моментов
инерции (относительно центров тяжести) для _ft
всех звеньев механизма.
звена. Тогда уравнение моментов сил для
звеньев 4, 5 и 6 относительно Sx * будет
(а)
Далее
Так как точки С и5, лежат на одной пря-
мой,
Фиг. 75. Схема силового нагружения парораспределительного механизма (сила G, не показана)
2. Исходя из заданного числа оборотов
кривошипа и углового ускорения, строят обыч-
ным способом по теории механизмов и машин
планы скоростей и ускорений для всех точек
механизма; см. фиг. 75.
3. Строят векторную схему места действия
всех сил (как показано на фиг. 75) для облег-
чения составления уравнений. Величины векто-
ров чертятся произвольно. Известные напра-
вления векторов сил (заданных, динамических,
весовых и реакции от плоских опор) наносят
Подстановка уравнения (б) в уравнение(а)
даёт
г 5
(в)
j и S3 — особые точки, см. ЭСМ, т. 2, стр. 18.

ГЛ. X]
ВСПОМОГАТЕЛЬНАЯ ПАРОВАЯ МАШИНА
345
Уравнение моментов сил относительно
точки 52 для звеньев 7 и 8
Но
поэтому
Уравнение моментов сил,' действующих на
звено 9, относительно точки Ок будет
поэтому
Окончательно
Также и для
ч:
Таким образом
= А и
В, что
позволяет графически определить Р5 по вели-
чине и направлению согласно построению
фиг. 76, где StX : S2X = A • B = a:b.
Далее из уравнения моментов сил для
звеньев 5 и 6 относительно точки С опре-
деляется R6:
Сила Ръ (— Q4) находится из геометри-
ческого уравнения (план сил)
Соответственно силы Q'3 (— P4) и Q5(
из уравнений (весом Gq пренебрегаем)
^ ^ и Рб
Для нахождения силы Q7 предварительно
вычисляются моменты этой силы относительно
точек 1(иМ
Плечо
и далее графическим приёмом по фиг. 76.
Зная Qj (— P8), легко определяются Р7 и /?8
построением планов сил для звеньев 7 и 8.
Сила P9(-Qio) на-
ходится по плану
сил для камня 9.
Точка приложения
сил Р9(— Qt0) mo-
жет не совпадать с
точкой К, поэтому,
строго говоря, про-
изводится предва-
рительное опреде-
ление её местопо-
ложения. Однако,
принимая во внима-
ние её незначитель-
ное удаление от
точки К по сравне-
нию с размерами
звеньев механизма,
этим несовпадением точек можно прене-
бречь. Наконец, направление и величина
Qu (— Pl0) определяются графически с по-
мощью двух моментов этой силы относительно
точек L и М (по фиг. 76). Знание Qn (— Я]П)
позволяет легко определить из планов сил для
звеньев 10 и 11 усилия в точках L и М.
После этого переходят к расчёту на кре-
пость штанг, проушин и валиков звеньев ме-
ханизма по способам, аналогичным для сцеп-
ных и ведущих дышел, руководствуясь при-
мерно теми же допускаемыми напряжениями.
Фиг. 7в.
ВСПОМОГАТЕЛЬНАЯ ПАРОВАЯ МАШИНА (БУСТЕР)
Вспомогательная паровая машина (бустер)
служит для временного увеличения силы тяги
паровоза при трогании с места или при дви-
жении по подъёмам. Устанавливается бустер
на задней тележке паровоза либо на одной
или на всех тележках тендера. Это позволяет
использовать нагрузку на рельс от тендера
(или задней тележки паровоза) для периоди-
ческого повышения силы тяги паровоза по
сцеплению без увеличения нагрузки на рельс
от спаренных осей.
Для работы машины применяется насыщен-
ный или перегретый пар. Парораспределе-
ние — золотниковое, с постоянной или пере-
менной отсечкой. Расход пара колеблется от
10 до 24 кг/л. с. ч. О расходе пара в зависи-
мости от скорости и силы тяги вспомогатель-
ной машины см. гл. VII.
Включение вспомогательной машины про-
изводится: 1) вручную в зависимости от воли,
машиниста, 2) автоматически при постановке
реверса на наибольшую отсечку, 3) автомати-

346
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Основные данные вспомогательных паровых машин
Таблица 14
Наименование
вспомогательной
паровой машины
Паровоза типа
1-5-0 серии Ел
N> 605
Паровоза типа
1-5-0 серии Еф
М> 77, тендер Еф
№ 197 системы
В. В. Рышкова и
П. Г. Потаюк
Паровоза типа
2-3-2 № 1 Коломен-
ского завода
Паровозов типа
1-5-2 серии ТА
и 1-5-1 серии ТБ
системы Бетлехем
Системы Стоун
Системы Франк-
лина тип Е *
Системы Шкода
Место
установки
На задней двух-
осной тендерной те-
лежке
То же
На задней двух-
осной . паровозной
тележке
На передней
трёхосной тендер-
ной тележке
На задней двух-
осной тележке па-
ровоза
На двухосной
тендерной тележке
Число осей, при-
водимых в дви-
жение
2
а
i
2
а
Предельная ско-
рость в км'час
15
эо
5о
1б
48
40
48
5б
2О
Давление пара
в котле в кг/см3
13,7
13,7
15
TA-i7
ТБ-14
14,об
и.95
'9
13,6
Отсечка
в %
7°
7°
64,4***
74,5****
7°
7°
35
45—65
Диаметр цилин-
дров в мм
Зоо
Зоо
з8о
3°5
2бО
з67
2б7
254 B73)
Зоо
Ход поршня в мм
250
250
25°
254
ЗУ>
30
3°о
ЗО5
s8o
Диаметр колёс
тележки в мм
94
914
1050
94
ш8
94
Передаточное от-
ношение зубчатого
редуктора
з,25
2,25
1.905
2,35
I
а,71
2,35
2,ОО
2,l8
Вес машины
с тележкой в т
i6
10,7
3,27**
18
ЗА**
8,1
Качество пара
Пере-
гретый
Касательная сила
тяги при трогании
с места в кг
5235
4зоо
б5°о
бооо
23^О
227O
20а°
7070
590О
5260
45OO
* Реверсивность имеется. ** Без тележки. *** Со стороны отбойного вала. •*** Со стороны крышки.
-Фиг. 77. Расположение арматуры и трубопроводов вспомогательной паровой машины на паровозе Е-^ № 605:
I и 2 — трубы для отбора свежего пара от правого и левого цилиндров; 3 — тройник; 4 — регулятор;
давления (редукционный клапан); 5 — запорный вентиль для включения паропровода; в — регулирующий клапан;
7 — привод регулирующего клапана; 8 — механизм регулирующего клапана; 9 — лубрикатор; 10 — манометр;
II — 13 — шаровые гибкие соединения паропровода между паровозом и тендером, 14 — 16 — то же между тен-
дером и тележкой; 17, 18 —трубы для отработавшего пара из бустера; 19 — кран пневматического привода
к продувательным кранам вспомогательной машины; 20 —трубы от крана 19; 21—23 — шаровые соединения
воздухопровода от крана 19 между паровозом и тендером, 24—26— то же между тендером и тележкой; 27 — при-
вод запорного клапана; 25 — запорный клапан; 29 — горизонтальный обратный клапан.

ГЛ. X]
ВСПОМОГАТЕЛЬНАЯ ПАРОВАЯ МАШИНА
347
чески при постановке реверса на заданную
отсечку и больше заданной. Для включения
используется пневматический или паровой
привод.
Основные характеристики некоторых вспо- -
могательных паровых машин приведены в
габл. 14.
Общее расположение оборудования вспо-
могательной паровой машины на паровозе
шпа 1-5-0 серии Ел № 605 [2] дано на фиг. 77.
Вспомогательная паровая машина размещается
на задней двухосной тележке тендера. При
таком расположении облегчается монтаж и
уход за машиной, но удлиняется паропровод.
Отбор пара производится из паровпускных
труб правого и левого цилиндров. Для удале-
ния конденсата в низких местах паропровода
ставятся автоматические водоспускные кла-
паны. Отработавший пар вспомогательной ма-
шины удаляется в атмосферу через трубу,
проходящую сквозь водяной бак в задней
части тендера, частично подогревая воду
в нём.
В будке машиниста расположен кран пнев-
матического привода к продувательным кра-
нам вспомогательной машины.
Вспомогательная паровая машина — одно-
кратного расширения, имеет два цилиндра
с кривошипами под углом 90°. Станина литой
стали двумя подшипниками опирается на веду-
щую ось и сзади подвешена к раме тележки.
Парораспределение производится двумя ци-
линдрическими золотниками, расположенными
между паровыми цилиндрами и получающими
движение от контркривошипов, закреплён-
«чх на пальцах кривошипов главного вала ма-
шины. Машина работает только на передний
ход. Диаметр золотников 114 мм. ход золотни-
ков 82,5 мм, линейное опережение 0,8 мм,
перекрыши впуска 22 мм, выпуска — 0.
Конструкция механизма включения вспо-
могательной паровой машины показана на
фиг. 78. Шестерня 7, откованная за одно це-
лое с кривошипным валом паровой машины,
находится в постоянном зацеплении с проме-
жуточной шестерней 2, сидящей в вилке 3,
4 i 3 6
2 5
Фиг. 78. Механизм включения вспомогательной
паровой машины.
могущей поворачиваться вокруг вала машины.
На вилку воздействует отпускная пружина 4,
препятствующая сцеплению шестерён 2 и 5.
В нерабочем положении промежуточная ше-
стерня 2 одним из зубьев упирается в левый
зуб .собачки 6, укреплённой на кронштейне
станины вспомогательной паровой машины.
При впуске пара в цилиндры вспомогатель-
ной машины шестерня / вращается по часо-
вой стрелке и поворачивает шестерню 2 про-
тив часовой стрелки. Однако упор зуба ше-
стерни 2 в левый зуб собачки заставляет вилку
занять промежуточное положение и затем под
давлением правого зуба собачки — рабочее
положение. При выключении бустера отпускная
пружина ставит вилку и промежуточную ше-
стерню в нерабочее положение.
Вспомогательная паровая машина распо-
ложена на двухосной тендерной тележке
(фиг. 79) между её осями. Вращение пере-
-619
Фиг, 79, Тендерная тележка для вспомогательной паровой
машины.
даётся передней оси через шестерню, задней —
через кривошипы и дышла.
Вспомогательная паровая машина системы
В. В. Рышкова и П. Г. Потаюка [1, 17, 20],
поставленная на паровоз© типа 1-5-0 серии
Еф № 77, тендер № 197, отличается от опи-
санной машины системой автоматического
включения, листовым сварным картером, раз-
мерами и конструкцией деталей и облегчён-
ным весом. Главнейшие размеры в мм (кроме
приведённых в табл. 14): расстояние между
осями тележки — 2000, радиус кривошипов
тележки — 150, линейное вредное пространство
цилиндров —9, диаметр золотников (круглые,
с внутренним впуском)— 119, ход золотни-
ков— 107, линейное опережение впуска — 1,0,
перекрыша впуска — 22, перекрыша вы-
пуска — 0.
Веса отдельных деталей в кг: рама те-
лежки с рессорами и балансирами — 3490,
задняя колёсная пара— 1979, паровая машина
вместе с передней колёсной парой — 4784, ко-
жух цилиндров — 18, крышка картера— 112;
два сцепных дышла — 202, четыре буксовых
клина — 52, четыре буксовые струнки — 66,
колено пароподводящей трубы —21, выпуск-
ная труба — 11.
Схема общего расположения оборудования
вспомогательной паровой машины Коломен-
ского завода [13] на паровозе типа 2-3-2 № 1
дана на фиг. 80.
Машина расположена на задней тележке
паровоза.

348
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Выпускной паропровод при переходе с те-
лежки на паровоз имеет шарнирные соедине-
ния и в промежутке между ними на наиболее
низкой части паропровода — автоматический
водоспускной клапан. Присоединяется паро-
провод к выхлопному кольцу. Отработавший
пар используется для усиления тяги.
Система управления выполнена пневмати-
ческой. Воздух для этой цели берётся из глав-
ного резервуара. Управление осуществляется
при помощи пневматического регулятора.
Имеется четыре положения ручки регулятора.
На паровозах серий ТА и ТБ вспомога-
тельная паровая машина системы Бетлехем
размещена на передней тележке тендера [3,
.9, 24]. Общее устройство аналогично описан-
ному выше для паровоза Ел. Механизм вклю-
чения дан на фиг. 81. При вращении криво-
шипного вала 1 вспомогательная шестерёнка 2
поворачивает вспомогательный вал 3, кото-
рый благодаря наличию дисков 4, шарнирного
механизма 5, кулачков и прочих деталей пе-
реводит вспомогательную шестерёнку на вра-
25
17 JO 16 15
Фиг. 80. Схема общего расположения оборудования вспомогательной паровой машины Коломенского завода: 1 —
цилиндры; 2 — паропроводные трубы; 3 — запорный вентиль; 4 — паровой регулятор (паровой питательный кла-
пан) с пневматическим приводом; 5 - паровой манометр в будке машиниста; б — шарнирные соединения при пере-
ходе труоопровода с паровоза на тележку; 7 — автоматический спускной клапан; 8 — цилиндры вспомогатель-
ной паровой машины; 9 — труба отработавшего пара; 10— выхлопное кольцо; 11 — главный воздушный резер-
вуар; 12 - редукционный клапан; 13 - воздушный резервуар; U — пылеловка; 15 — кран; 16 — пневматический
регулятор; 17 — контрольный клапан реверса; 18 — гибкие рукава; 19 — клапан муфты включения; 20 — воздуш-
ный манометр; 21 — воздушный цилиндр аппарата включения; 22 — четырёхходовой кран; 23 — золотник паро-
вого регулятора; 24 — воздушный резервуар для управления продувкой цилиндров; 25 - продувательные краны;
26— масленка; 27 — обратный клапан; 28 — змеевик прогрева маслёнки; 29 — запорный вентиль прогрева;
30 — цилиндр защёлки.
При первых трёх положениях проводятся под-
готовительные операции, в основном проду-
ваются цилиндры и включаются шестерни
вспомогательной машины. При четвёртом по-
ложении ручки закрыты продувательные кла-
паны и полностью открыт паровой регулятор.
Воздух в пневматический регулятор посту-
пает через контрольный клапан, расположен-
ный на приводе реверса главной машины па-
ровоза. Клапан пропускает воздух к распре-
делительному золотнику пневматического регу-
лятора только при положении ручки реверса па-
ровоза на центре или на передний ход. В будке
машиниста установлен манометр с двумя стрел-
ками воздушной сети вспомогательной ма-
шины. Стрелки этого манометра совпадают,
когда шестерня вспомогательной машины вклю-
чилась.
Основное отличие вспомогательной паро
вой машины Коломенского завода заключается
в устройстве аппарата включения, состоящего
из кронштейна включения, промежуточной
шестерни, оттягивающей пружины, муфты
включения и ряда шестерён. Промежуточная
шестерня входит в зацепление при любой ско-
рости паровоза.
щение вхолостую и поворачивает каретку 6
на 8°, вводя в соприкосновение зубья шесте-
рёнки включения 7 и главной шестерни 8,
Фиг. 81. Схема включения вспомогательной
паровой машины на паровозах серий Т^ и Т^
закреплённой на тендерной оси 9. При воз-
растании количества оборотов главной ше-
стерни 8 (при скорости поезда свыше 16км/час)
шестерёнка включения 7 выходит из заце-
пления. Стук зубьев указывает на необхо-
димость остановки вспомогательной машины.

ГЛ. XI
ВСПОМОГАТЕЛЬНАЯ ПАРОВАЯ МАШИНА
349
При выключении машины пружина 10 выво-
дит шестерни из зацепления.
Ход золотника — 82,5 мм, предварение
впуска — 0,8 мм, перекрыша впуска — 22,2 мм,
перекрыша выпуска —0.
Вспомогательная паровая машина Стоун
(фиг. 82) имеет много общего по конструк-
ции с машиной Франклина. Схема располо-
Фиг. 83. Схема расположе-
ния шестерён реверсивной
вспомогательной машины.
Фиг. 82. Вспомогательная паровая машина Стоун: / —
паровпускное колено; 2 — кронштейн механизма золот-
ника; 3—каретка промежуточной шестерни; 4 — проме-
жуточная шестерня; 5—крышка подшипника коленча-
того вала; б — паровыпускное колено; 7— механизм ци-
линдровых продувательных клапанов; 8 — воздухопровод;
9 — поршневой шток; 10 — привод золотника; 11 — кулак;
12 — щека кривошипа; 13 — эксцентриковая тяга; 14 — ша-
тун; 15 — контркривошип; 16 — спускной кран; 17 — осе-
вой подшипник.
жения шестерён реверсивной вспомогатель-
ной машины Франклина [9] дана на фиг. 83.
Верхняя промежуточная шестерня служит для
переднего хода, нижняя — для заднего. Вклю-
чение производится посредством парового или
воздушного цилиндра с поршнем, работаю-
щим в обоих направлениях.
В модели Е вспомогательной машины
Франклина [25] в целях уменьшения расхода
пара осуществлена отсечка 35%. Для обеспе-
чения трогания с места предусмотрены до-
полнительные окна. Машина рассчитана на
применение пара давлением до 24,6 кг/см2
Для того чтобы можно было приспособить
ее к различным условиям по нагрузке на
ось, давлению пара и диаметру колёс, пере-
дача от машины выполняется в трёх вариан-
тах*. 2:1, 2,25 : 1 и 2,71 : 1. Кроме того, вместо
нормального диаметра расточки цилиндра
273 можно выпол-
нить расточку диа-
метром 254 за счёт
утолщения втулок.
Число оборотов
машины может быть
доведено до 540 в ми-
нуту. Коленчатый вал
выполнен из терми-
чески обработанной
стали с пределом
прочности 140 кг/мм2, поршни — стальные
литые, с секционными кольцами, ползун —
стальной литой, с бронзовыми накладками.
Схема расположения вспомогательной ма-
шины Шкода показана на фиг. 84. Главная
шестерня свободно сидит на оси колёсной
пары и находится в постоянном зацеплении
с шестерней, соединённой с валом вспомога-
тельной паровой машины. Вращающий момент
от главной шестерни передаётся колёсной паре
через зубчатую муфту, включающуюся при
помощи фрикционной муфты. Для пуска не-
обходимо открыть вентиль 22. При этом пар
предварительно подогревает машину и обес-
печивает работу машины с малым числом обо-
ротов. Открытием трёхходового воздушного
крана 20 в систему управления включается
22
15 29 19 27
Фиг. 84. Вспомогательная машина Шкода: 1 — ось коленчатого вала машины; 2 — шестерня; 3 —главная ше-
стерня; 4 — ось колёсной пары; 5 — фрикционная муфта;6 — зубчатая муфта; 7 — 9 — водоспускные клапаны;
10 — кулачковая планка для управления водоспускными клапанами; 11 — поршень воздушного цилиндра, управля-
ющего открытием водоспускных клапанов; 12 — цилиндр сервомотора; 13 — пружина; 14 — главный паровой вен-
тиль вспомогательной машины; 15 — ручной привод главного вентиля; 16 — кран для продувки цилиндров во
время рабочего хода; 17 — гибкий воздухопровод к тележке; 18 — гибкий паропровод к тележке; 19 — мано-
метр главного паропровода к вспомогательной машине; 20 — пусковой воздушный кран; 21 — дополнительный
воздушный резервуар; 22 — эентиль для прогрева машины и пуска вхолостую; 23 и 24 — воздушные цилиндры
для включения соответственно фрикционной и'зубчатой муфт; 25 — воздухораспределитель для регулирования
включения зубчатой муфты; 26 — краны воздухораспределителя; 27 — воздушный манометр; 28—автоматический
паровпускной вентиль; 29 — манометр, показывающий положение вентиля 28.

350
ПАРОВАЯ МАШИНА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
воздух. При этом воздушными цилиндрами через обратный клапан и вспомогательный
23 и 24 осуществляется включение зубчатой резервуар 21.
и фрикционной муфт, соединяющих главную Д
й П
ф уф у
шестерню с осью колёсной пары. После сое-
й й
рур
Для использования машины в разных усло-
виях возможно изменение наполнения цилин-
р р
динения вспомогательной машины с колёсной дров в пределах 45—65% путём замены контр-
парой открывается главный паровой вентиль 14 кривошипов.
и выключается вентиль 22. Материалы, применяемые для изготовления
Воздух для привода управления подво- деталей вспомогательной паровой машины,
б 15
у р ур
дится из главного воздушного резервуара приведены в табл. 15.
Материалы деталей вспомогательных паровых машин
Таблица 15
Наименование
детали
Цилиндры
паровые
Крышки па-
ровых цилин-
дров
Втулки зо-
лотниковые
Поршни
Поршневые
штоки
Поршневые
кольца
Материал
Чугун серый
или стальное
литьё
Чугун серый
Сталь угле-
родистая
Чугун серый
•
Марка
СЧ 21-40
25-4518
СЧ 21-40
Ст. 4, Ст. 5
Ст. 5
СЧ 21-40
ГОСТ
1412-43
977-4»
1412-42
380-41
1413-42
Золотники | Бронза или алюминиевый сплав (Шкода)
Корпус про-
дув я тельного
клап.'Н i
Чугун серый
СЧ 15-32
1412-42
Наименование
детали
Кулак
Шатуны
Механизм
парораспреде-
лительный
Вал паровой
машины
Шестерни,
вал машины с
шестерней
Картер (ста-
нина) вспомога-
тельной маши-
ны
Материал
Сталь угле-
родистая или
стальное литьё
Сталь угле-
родистая
Сталь угле-
родистая
Легированная
сталь
Углеродистая
сталь
Стальное
литьё
Марка
Ст. 3, Ст. 4
25-4518
Ст. 5
Ст. 5
Ст. 5
25-4518
ГОСТ
380-41
977-41
38о-4"
380-41
*
38°-41
977-41
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Беликов А., Первый советский бустер, „В бой за
технику" № 9. 10. 1932.
2 БережепкийН. М., Описание устройства бу-
стера и опытных с ним поездок на Китайско-Восточной
ж.-д.. Труды XXXVI съезда инженеров подвижного со-
става и тя1и железных дорог СССР, состоявшегося в
Москве в 1928 г. Транспечать 1930.
3. ГавриленкоВ. А., Мощные паровозы серии Т
и Т . изд. .Гудок", М. 1932.
4. Гриневецкий В. И., Паровые машины, Гостех-
издат, М. 1926.
5. Евтушенко А. И., Исследование дезаксиального
кулисного механизма Вельсхерта с непрямолинейным
маятником, „Труды МИЭИТ", вып. IX, Трансжелдориэ-
дат, М. 1940.
6. Иньшаков Н. Н., Применение природно легиро-
ванною чугуна в транспортном машиностроении, .Транс-
портное машиностроение" № 5. 1936.
7. К а р т а ш о в Н. И., Курс паровозов, ч. II, изд. 4-е,
Транежелдориздат, М. 1941.
8. Кустов И. С, тепловой баланс паровой машины,
Энергоиздат, М. Л. 1940.
9. Кучеренко С. М. и Сологубов В. Н., При-
менение бустеров на американских железных дорогах,
Гострансиздат. 1932.
10. М у ч к и н И. Н., Графоаналитическое исследование
динамики паровозного механизма, Трансжелдориздат.
М. 1947.
П. М е й н е к е, Краткий курс паровозостроения, Транс-
желдориздат, М. 1938.
12. Николаев И. И., Теория и конструкция паро-
возов, ч. П. р;*зд. 3-й, Машгиз, М. 1939.
13. Паровоз .Феликс Дзержинский". Расчёты, конструиро-
вание, основные моменты и испытания товарных паро-
возов типа 1-5-1 серии ФД, изд. Редбюро Локомотиво-
проекта, М. 1934.
14. Попов А. А., Исследование влияния запрессовки
втулки на напряжения в головке, „Транспортное ма-
шиностроение* № 14, 1938.
15. Попов А. А., Определение напряжений в головках
шатунов, „Транспортное машиностроение" № 8, 1937.
16. Ро'зенель Д. А., Борьба с износом цилиндровых в
золотниковых втулок, .Локомотивостроение" № I A0),
1935.
17. Р ы щ к о в В., Советский бустер, .Подвижной со-
став" № 4, 1933.
18. X р ы ч и к о в А. М., Первый советский быстроходный
бустер, „В бой за технику" №4, 1939.
19. Сломянский А. К. и Чирков А. А., Проекти-
рование пяровозов, т. II, Машгиз. М. —Л. 1940.
20. Советский бустер системы В. В. Рышкова и П. Г. По-
таюк. „Изобретательство на железнодорожном транс-
порте", вып. II, Тяга. Госжелдориздат, 1933.
21. Струженцов И. М., Конструкции паровозов.
Трансжелдориздат, М. 1937.
22. .Транспортов машиностроение" № 9, 1938.
23. .Транспортное машиностроение" № 4, 1933.
24. Труды Центрального научно-исследовательского инсти-
тута реконструкции тяги, сб. 10. Бустер — описание
устройства и работы вспомогательного локомотива и
методов по управлению и уходу за ним, ОГИЗ, Гостранс-
издат, 1932.
25. D.namometer Test Plant Results on The Tipe E Booster,
.Railway Age", т. 117. № 8, 1944.
26. Locomotive Cyclopedia, 1944.
27. .Railway G^zeite", 1938.
28. .Railway Mechanical 1 ngineer" № 11, 1941.
29. .Railway Mechanical Engineer" №5, 1943.
30. „VDI" № 23, 1933.

Глава XI
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА
РАМА
Конструкция. Различают три основных
типа паровозных рам: листовые, брусковые и
литые. Отличительным признаком листовой
рамы (фиг. 1) является большая величина отно-
шения высоты полотнища рамы * к её тол-
щине =- = 10 -г- 15, что обеспечивает значи-
о
тельную жёсткость рамы в вертикальной
плоскости. В горизонтальной плоскости ли-
стовая рама имеет относительно небольшую
жёсткость, вследствие чего необходимо при-
менение большого числа междурамных кре-
плений.
Листовая рама состоит из двух про-
дольных полотнищ толщиной 15—40 мм, со-
единённых между собой литыми, клёпаными
или сварными поперечными креплениями.
Спереди продольные полотнища соединяются
буферным брусом (штампованная или литая
деталь), а сзади стяжным ящиком (литая де-
таль). Продольные полотнища имеют буксовые
плоскости и сравнительно незначительную в
вертикальной. Для увеличения жёсткости в
вертикальной плоскости в общую систему
рамы включён котёл путём соединения его с
рамой подбрюшными листами. Брусковая рама
состоит также из двух продольных полотнищ
(из проката или литых) толщиной 70—150 мм.
Спереди полотнища соединяются цилиндровым
блоком и буферным брусом (массивная сталь-
ная отливка), а сзади — стальным литым стяж-
ным ящиком. В промежутках размещены литые
(редко из проката) межрамные крепления.
Иногда для уменьшения длины основных по-
лотнищ рамы (связанной с размещением золь-
ника, задней поддерживающей тележки и т. д.)
доводят их только до топки, а в подтопочной
части наращивается хвостовик, состоящий из
двух брусьев толщиной меньшей, чем основ-
ное полотно рамы.
Передние концы полотнищ в местах при-
соединения буферного бруса также утончаются
примерно на половинную толщину. В основ-
ной части полотнища имеют буксовые вырезы:
го° 15
Фиг. 1. Листовая рама.
вырезы, а часто и облегчающие окна. Для
увеличения жёсткости буксовые вырезы усили-
ваются путём приварки или приклёпки бук-
совых челюстей из литой стали. В местах
соприкосновения с буксами буксовые .челюсти
имеют направляющие толщиной 90—100 мм,
1
одна из которых делается с наклоном -я
о
1
-~- для постановки клина, регулирующего
разбег буксы Внизу буксового выреза кре-
пится с натягом буксовая струнка (литая или
кованая)
Болты для крепления применяются ци-
линдрические точеные с натягом по диаметру
0,05—0,1 мм.
Брусковая рама (фиг. 2) имеет отно-
шение -к-=l,5-f-2, обеспечивающее доста-
6
точную жёсткость рамы в горизонтальной
• В буксовом вырезе»
с наклоном на одной стороне для клина, но-
без буксовых челюстей, так как большая тол-
щина полотна обеспечивает надёжное напра-
вление для букс. Между буксовыми вырезами
размещаются облегчающие окна, которые
обычно используются для установки рессор-
ных балансиров. Снизу к буксовым вырезам
крепятся струнки толщиной, равной толщине
полотна рамы. Для соединения деталей бру-
сковой рамы применяются призонные шлифо-
ванные болты с коничностью 1:100—1 :200 с
натягом по длине 15—20 мм и по диаметру
0,075 — 0,1 мм. Брусковые рамы очень удобны
для размещения верхнего рессорного подвеши-
вания.
Литая рама (фиг. 3) позволяет отка-
заться от большого количества скрепляющих
деталей не в ущерб общей жёсткости. Приме-
нение её сокращает механические работы осо-
бенно по обработке и сверлению отверстий.
Всё чаще стали появляться на паровозах
цельнолитые рамы, которые включают в об-
щую отливку межрамные крепления, брусья,.

1625
Фиг. 2. Брусковая рама

ГЛ. X1J
РАМА
353
цилиндры, кронштейны для тормоза, паро-
распределительного механизма и т. д. Обычно
такие отливки подвергаются термообработке,
после которой достигается <ц, = 55 нг/мм2.
Фиг. 3. Литая рама.
На новейших сочленённых паровозах (США)
цельнолитыми выполняются рамы обеих теле-
жек движущих осей. Пример соединения та-
ких тележек показан на фиг. 4. В передней
Фиг. 4. Соединение тележек на новейших
сочленённых паровозах.
части рамы / задней тележки (цилиндрический
блок) имеется ниша, в которую входит хво-
стовик 2 задней части передней тележки и
Таблица 1
Наименование
детали
Полотнища и
струнки листовой
рамы
Полотнища и
струнки бруско-
вой рамы ....
Междурамные
крепления,буфер-
ный брус, стяж-
ной яшик ....
Болты
Подбрюшники .
Рама литая. . .
Буксовые на-
кладки
Материал
Сталь
Стальное
литьё
Сталь
Стальное
литьё
Чугун **
Марка
Ст. 3 (Ст. 2)
Ст. 5
25-45'8
Ст.2*,°Ст. 5
Ст. 2
20-4522
СЧ 2I-4O
ГОСТ
380-41
По спец. ТУ
| 977-41
380-41
380-41
977-41
В 1412-42
* С цементацией.
** Лучше бронза Бр. ОЦС 5-5-5.
соединяется шкворнем 3, имеющим зазор по
диаметру около 1 мм- Под шкворень в рамы
запрессованы стальные втулки с цементован-
ными поверхностями. В местах соприкоснове-
ния рам приварены
стальные шайбы 4. Верх-
ние шайбы соприкаса-
ются, а нижние имеют
зазор около 2 мм. Смаз-
ка подаётся на шкворень
и шайбы.
Материалы, идущие
на изготовление рам и
деталей крепления к ним, указаны в табл. 1,
а в табл. 2 приведены механические свой-
ства и химический состав американских леги-
рованных сталей, применяемых для изгото-
вления литых паровозных рам.
Расчётные и размерные данные. Для
упрощения расчётов, связанных с учётом
сложного силового нагружения рамы при дви-
жении паровоза, обычно ограничиваются услов-
ным подсчётом напряжений, возникающих в
раме от действия пара в цилиндрах и от ста-
тических весовых нагрузок.
Согласно фиг. 5 уравнение моментов отно-
сительно оси, проходящей через точку О вдоль
левого листа, будет
») =
,2Ь,
откуда
где Rnp — реакция от оси колёсной пары,
нагружающая правый лист рамы вследствие
Фиг. 5. К уравнению моментов.
влияния полного давления пара Р в правом
цилиндре в кг.
Влияние левого цилиндра на тот же лист
определится
= Р (а — Ь),
Таблица 2
Сталь
Ванадиевая . .
Никелевая . . .
"ь
в кг/мм"
56
—
в кг/мм3
35
35
9%
22
?8
Химический состав в %
С
°,3-°,37
0,2
Мп
о,75—I.о
о,б—о,9
Р
°.°5
°.°45
S
°,°5
°.°45
V | Ni
0,15—0,18
-
-
2.0
Si
0,25—0,45
°.«5
23 Том 13

354
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
откуда
R» —¦
Р (а — Ь)
кг,
где Rji~-реакция оси колёсной пары, нагру-
жающая правый лист рамы вследствие влия-
ния давления пара левого цилиндра в кг.
Совокупное воздействие
did п а
Отсюда напряжение в сечении надбуксового
выреза
причём Rz для стали Ст. 3 равно 450 кг/см2 и
для стали Ст. 5 — 500 кг\смг.
При ослаблении струнок учитывается,
кроме того, изгиб, причём принимается в
расчёт сила Р, а не R, так как предпола-
гается некоторое влияние струнок. В таком
случае суммарное напряжение
Р 6Р1
°сум = °г + Ч = -щ- + JTh кфмУ C)
В формулах B) и C) h — высота рамы
над вырезом в см; 8 — толщина рамного листа
в см; I—расстояние от центра оси колеса до
центра тяжести сечения рамы над вырезом
в см.
Суммарное напряжение оСуМ допускается
не более 1800 кг/см2.
Брусковые рамы рассчитывают только на
разрыв, учитывая надёжную, без ослабления,
работу струнок.
Расчёт листовых и брусковых рам под
влиянием статических весовых нагрузок при-
урочивают к двум случаям подъёмки паро-
воза: 1) с надетыми струнками, буксами,
колёсами и с водой в котле, 2) без струнок,
без колёс, с порожним котлом.
При расчёте листовой рамы влияние под-
брюшников (имеются иногда) и заделочного
момента в передней опоре котла не учиты-
вается. При снятых струнках опасным является
сечение над буксовым вырезом, при наде-
тых — над облегчающим вырезом. Порядок
расчёта следующий (фиг. 6). Определяются
координаты тип центра тяжести котла С
со связанными с ним деталями. Далее под-
считываются давления в опорах котла на
раме (QR и Q"K), суммарный вес ql рамы,
¦7ft
Фиг. 6. К расчёту листовой рамы.
скатов, рессорного подвешивания, машины,
тормозного устройства, считая его равномерно
распределённым по длине рамы между цилин-
дровой и передней топочной опорами котла, и,
наконец, находят усилия домкратов Q'^ и Q"^
при их крайнем расположении.
В таком случае
где
кг;
т \-п
кг.
Затем определяются изгибающие моменты
обычными приёмами (веревочный многоуголь-
ник) и находятся моменты сопротивления в
различных сечениях рамы (Wmax я Wmia).
Получающиеся напряжения изгиба не должны
превосходить в растянутых волокнах 2(КH
кг/см* 110); в случае превышения в соответ-
ствующих сечениях ставят листовые накладки.
При расчёте на подъёмку брусковой рамы
влияние подбрюшников и передней опоры
топки учитывается, что осложняет приёмы
расчёта li2J. При проектировании можно для
расчётов пользоваться опытными данными,
приведёнными в табл. 3 и ь.
Таблица 3
Усилие
по штоку
9 з°°—12 7°°
12 7^>о— i8 too
i8 гоэ—з1 °°°
31 000—40 оэо
4о ооо- со оэо
50 ооэ—56 оэо
56000—73000
Трлщи-
на
рамы
в мм
76
89
IO2
114
127
140
Наиболь-
ший диа-
метр бол-
тов в дюй-
мах
i
i
*'/.
1я/8
1в/8
Значения коэфициента
А
148—162
162—176
176—IQO
176—190
176—190
176—190
176 — 190
В
176-197
i97-2U
211—225
211-225
211—22О
211—225
211- 22j
С
a6o-28i
281—302
302-316
302—316
302—316
302—316
Зоз—316
D
93 - И2
год—119
112 -127
112—127
.12-127
на —127
112 -127
V для
паровозов
с двухосной
тележкой
i6a—itg
169-107
ltg—107
169 —Ю7
ifc9~IO7
169—107
К для сечения
Е
6о% А
F
Значение коэ-
фициента к
для сечения
t равняется
коэфициенту
К в сечении
С*
Н
Примечание. Все данные относятся к углеродистой стали.
Вычисленная в миллиметрах высота сечения С должна быть увеличена на б мм и более, как показано на эскжзе.

ГЛ. ХЦ
БУКСЫ СЦЕПНЫХ ОСЕЙ
355
Расчёт сводится к проверке сечений в
различных местах рамы:
р _ Р_ . „2
К '
где Р — усилие по штоку поршня в кг; К —
коэфициент напряжения в кг/см*, величина
которого в зависимости от места сечения
берётся из табл. 3 (А, В, С и т. д.).
Рамные болты (фиг. 7) делают кониче-
скими [8]. Они обеспечивают лучшую при-
Фиг. 7. Рамные болты и калибры к ним: 1 — раз-
вёртка; 2 — калибр; 3, 4, 7 и 8 — болты; 5 и б — чу-
гунные болванки-калибры.
гонку и легче сдвигаются с места при ремонте.
Болты калибруются в чугунных болванках 5
и 6. Отверстия в раме должны точно соответ-
ствовать отверстиям в болванках. Натяг
(вгонка) болта осуществляется за счёт зазора
по длине 4—5 мм. Механические свойства ма-
териала болтов: а^—73,8 кг/мм2, сг5=63,3 кг\мм%,
64 = 2U°/o. Яв =225.
БУКСЫ СЦЕПНЫХ ОСЕЙ
Конструкция. Различаются три основных
типа букс. Первый тип (фиг. 8) имеет гра-
нёный бронзовый подшипник с баббитовой
заливкой и бронзовые наличники, укреплён-
ные по бокам корпуса для уменьшения трения
с буксовыми направляющими рамы. Второй
тип (фиг. 9) имеет подшипник из бронзового
епецсплава без баббитовой заливки, с цилин-
дрической внешней поверхностью; наличники
выполняются из специальной стали и,ли из
бронзы. Третий тип (фиг. 10) — с роликовым
нодшипником.
Гранёный подшипник пригоняется к буксе
вручную; грани предотвращают проворачи-
вание его в буксе. Цилиндрический подшип-
ник запрессовывается в буксу с упором ниж-
них кромок в выступы корпуса буксы, что
исключает провёртывание подшипника. У этого
типа букс на ведущей оси подшипник иногда
выполняется с боковыми вкладышами, поло-
жение которых регулируется клиньями
(фиг. 9), что предотвращает быструю боковую
местную разработку подшипника от повышен-,
ного горизонтального давления ведущей оси.
Поперечный разбег осей обеспечивается!
зазором между ступицей колёсного центра и!
корпусом буксы или зазором между буртами|
корпуса буксы и буксовой челюстью рамы.!
Иногда применяется и комбинированный спо-|
соб. На корпусе буксы для восприятия давле-|
ния от соприкасающейся с ней ступицей ко-
леса предусматривается бронзовая наделка.
Для облегчения перемещения буксы в челю-!
стях рамы у тех колёсных пар, которые)
имеют большой поперечный разбег, в месте!
упора рессорной стойки в буксу ставятся:
валики (подвижная подушка). Если передняя'
ось паровоза связана с передней тележкой, то!
обе буксы могут выполняться в виде одной!
общей отливки. i
Буксы, работающие на жидкой смазке,!
имеют в верхней части резервуар, из которого!
смазка подаётся к наличникам и подшипнику.
Нижняя подбуксовая коробка закрывает шейку
оси снизу и имеет пропитанную смазкой мяг-;
кую набивку из хлопковых и шерстяных очё-i
сов (иногда сконструированную в виде по-|
душки-польстера). На современных паро-
возах стала широко применяться твёрдая
смазка, которая в виде кирпича закладывается!
в нижнюю коробку и прижимается пружи-
нами к шейке оси. Иногда на подшипник
дополнительно подаётся жидкая смазка из
верхней части корпуса буксы или из спе-|
циальных маслёнок, приваренных к буксе. |
Однако главное назначение жидкой смазки—:'
это обслуживать направляющие буксы и тор-;
цевую поверхность корпуса, соприкасающуюся!
со ступицей колеса.
В США стали применять буксы с ролико-s
выми подшипниками, что упрощает уход в|
эксплоатации и обеспечивает длительную ра-:
боту паровозов без остановок для добавления!
смазки [1, 13,' 14]. |
Материал для букс указан в табл. 4. \
г Таблица 4\
Наименование
детали
Корпус
Подшипники:
с баббитовой за-
ливкой
без баббитовой за-
ливки
Заливка
Наличники
Мате-
риал
Сталь
Бронза
Баббит
Бронза
Марка
15-4024
25-45!»
Бр. ОЦС
5-5-5
Бр. ОС
5-25*
БК
Бр. ОЦС
5-5-5
ГОСТ
| 977-4»
613-41
Приказ
НКПС
J* 235'а от
11/V 1939 г.
1209-41
613-41
* Химический состав бронзы Бр. ОС 5-25: 5+1,0% Sn,'
25±2,0у0 РЬ, 0,05±0,02°/0 Р, остальное Си. Механические:
свойства: при литье в кокиль «^ = 14 кг/л(ла,|
Hg =• 45 -ь 50; при литье в землю а^ — 12 кг/мм*,\
Нв - 40 -г- 55. |
Размеры букс выбираются по конструк-
тивным соображениям в зависимости от вели-
чины диаметра и длины шеек осей, а также
по опытным данным. В табл. 5 и 6 даны
нормы на размеры букс, струнок и накладок
для брусковых рам [7, 9].

356
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
-400-
-165—
I
¦згь,5 -
Вес № комплекта 153,3 кг
Фиг. 8. Букса с гранёным подшипником.
по CD
Фиг. 9. Букса с подшипником, имеющим цилиндрическую внешнюю поверхность:
1 — подшипник; 2 — боковой вкладыш; 3 — натяжной клин; 4 — нижний клин;
5— бронзовая наплавка; 6 — подбуксовая коробка; 7 — верхняя смазочная
коробка; 8 — замок гаек натяжного клина; 9 — сухари вкладыша.

ГЛ. XI]
БУКСЫ СЦЕПНЫХ ОСЕЙ
357
м
по MN
уровень масла
Для спуска маспа
Фиг. 10. Букса с роликовым подшипником.
Таблица 5
Диа-
метр
оси
в мм
178
190
2ОЗ
216
229
241
254
2б7
279
392
3°5
ЗЗо
J
48
5°
5°
63
бз
«3
бз
63
7°
7°
,6
7б
19
Г9
19
'9
19
'9
25
25
25
35
25
25
L
5°
57
57
63
бз
63
64
64
64
77
77
77
О
'9
22
22
25
32
32
32
32
З2
35
35
35
р
57
63
63
7°
7°
7Э
76
76
76
9°
90
9э
Размеры
Q
63
63
63
бз
?6
7б
76
76
76
7б
76
7б
184
184
i9o
2оз
2l6
2l6
2l6
241
24Г
254
267
В ЛЖ*
197
222
222
222
241
241
254
254
254
254
292
292
Т
152
152
152
152
Г52
152
178
2ОЗ
2ОЗ
2ОЗ
2ОЗ
2ОЗ
V
279
292
ЗЗО
355
368
368
368
3*
394
406
419
444
и
159
165
184
197
203
203
210
216
229
229
235
254
W
159
168
187
203
2Гб
216
21б
222
235
238
244
аб3
Г94
2О6
225
244
251
251
252
259
273
286
292
3"
* Обозначения см. на эскизе к табл. 6.
К таблацв б
Таблица 6
Диаметр
цилиндра
в мм
508-546
539-597
610—648
>6бо
Толщина
рамы
в мм
>Ю2
>Н4
>12О
>127
а\ в
32
32
38
5О
8Q
8q
108
127
С
3
3
3
5
D
7б
Е
25
29
29
32
р
32
33
32
32
Размеры в
О
5°
63
бз
°з
н
бз
7о
То
«9
мм
М
133
140
146
152
N
121
127
133
I4O
У
32
зз
39
38
Z
76
?б
7б
89
Тип
I—Я
а
2
3

358
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
КОЛЁСНЫЕ ПАРЫ СЦЕПНЫХ ОСЕЙ
Конструкция. На современных паровозах
наибольшее распространение получили колёс-
ные пары спицевого типа (фиг. 11 и 12) и
дискового типа (фиг. 13).
Преимущество колёсных пар дискового
типа заключается в относительно меньшем
весе.
Оси по своей длине имеют сквозные свер-
лёные отверстия, назначение которых — умень-
Правый предускоряющий
кривошип
леса с торцом корпуса буксы. Отковка и об-
работка осей без буртов значительно проще.
Поверхности шейки полируются или нака-
тываются; подступичная часть оси гладко об-
тачивается. На многоцилиндровых машинах
применяются коленчатые оси, отковка которых
значительно сложнее. При отковке одноколей-
ных осей волокна только изгибаются, а двух-
коленных— изгибаются и дополнительно скру-
чиваются, что снижает надёжность работы
коленчатых осей.
Мфкду серединами пор&ш.дышл 2280
М$Жду серединами сцеп, дышел 192Q
ш
(С
^»1-Ш»| HL—МеЖду серединами буке 1160
Фиг. 11. Ведущая колёсная пара сшщевого типа.
шить вес и дать возможность контролиро- У колёсного центра колёсной пары диско-
вать качество металла (оптическими прибо- вого типа обод и ступица соединены двумя
рами). Диаметр отверстия выполняется рав- дисками, в которых образованы овальные от-
равыи кривошип
предускоряющий
Между серединами колес 1587
fie/kdy серединами шшек 1890
Фиг. 12. Колёсная пара спицевого типа.
ным или несколько больше */з диаметра оси.
Ось (фиг. 11) имеет у шеек бурт для пред-
отвращения контакта ступицы колеса с буксой
при поперечных перемещениях. В новых кон-
струкциях паровозов (колёсных пар) (фиг. 12)
бурты отсутствуют, перемещение колёсной
пары ограничивается контактом ступицы ко-
верстия для облегчения и для доступа к бу-
ксам. Отливка центров колёс производится за-
одно с противовесами, полости которых иногда
(на товарных паровозах) заливают свинцом,
что облегчает условия размещения расчётного
противовеса. Пальцы запрессовываются в тела
кривошипов. Шейки пальцев шлифуются илк

ГЛ. XI]
КОЛЁСНЫЕ ПАРЫ СЦЕПНЫХ ОСЕЙ
359
накатываются роликами для получения гладкой
трущейся поверхности. Колёсные центры за-
прессовываются на оси и дополнительно
фиксируются шпонкой.
Бандажи бывают ребордные и безреборд-
ные. Применение тех или других определяется
условиями вписывания паровоза в кривые.
Ребордный бандаж, применяемый на отече-
Фиг. 13. Ведущая колёсная пара дискового типа.
-R55
Фиг. 14. Ребордный бандаж.
ственных паровозах, представлен на фиг. 14.
Бандаж на ободе колёсного центра удержи-
вается трением, получающимся от охлаждения
(сжатие) после свободной посадки его в горя-
чем состоянии A50—200° С) на центр. Завод-
ное кольцо служит для контроля сдвига бан-
дажа на центре.
В практике паровозостроения посадка бан-
дажей на центры иногда осуществляется без
заводных колец.
Материалы, применяемые для изготовления
колёсных пар, указаны в табл. 7.
Паровозные оси в США изготовляются из
мартеновской углеродистой основной или кис-
лой стали с обязательной нормализацией и
последующим отпуском. Химический состав
этой стали: 0,4—0,55% С, 0,6—0,9в/о Мп,
0,150/0 Si, не более 0,045% Р, не более 0,05% S;
металлических включений — не более 0,15% Сг
и не более 0,25% Ni. Механические свой-
ства: аъ^59 кг/мм*, Су!>32 кг\мм\ удлине-
ние 22-230/^
Расчётные и размерные данные. В СССР
расчёт оси (определение моментов изгиба
Таблица 7
Наименование
детали
Оси
Центры
Пальцы и
контркривошип
Бандаж
ГОСТ
3281-46
977-41
3&>4i
39&-4*
Марка
Мартенов-
ская сталь;
электро-
сталь
34-4522
Ст. 5
Ml
MIV*
в кг/мм3
55-58
58.1—6i
>6i
45
50—62
75
9о
«,
в %
>
23
23
21
22
COCO 1
Химический состав в °/,
С
о,35—о,45
О,2—О,3
о,гЗ—о,37
°-5—°1б5
0,65-0,3
Мп
°.5—°,8
о,5—о,9
о,50—o,8j
о,6—0,9
о.5-°.8
Si
o,i5—o.35
o,i7-o.37
0,17-0,35
о,15—0.35
0,15—0.33
Р
Не
более
о,о5
-
°i°5
0,05
о,о5
S
Не
более
о,о5
-
о,о55
о,о5
о,о5
Ni
Не
более
о,5
_
—
-
Сг
Не
более
о,3
_
-
* Для ведущих осей товарных паровозов.

360
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА
(РАЗД. IV
шейки) производится
формулам Раевского:
для ведущей оси
по нижеприведённым
назначают равным числу дециметров диа-
метра колеса по кругу катания или на единицу
больше (нечётное число). Длину ступицы
; D)
для сцепной оси
Мсц =
; = [/ [(?/ + 0,4 ((?+1000)-|-]2 + [o,3Q/+ р|]'+ @,15<?D)« /сгс*. E)
В обеих формулах аа — напряжение из-
гиба в кг/см2; IF" «0,1 -z—- — момент со-
й
противления шейки в см3; d и dQ — диаметры
шейки и отверстия в см; т — число движущих
осей; D — диаметр колеса по кругу катания
в см; Р — усилие пара в кг; I, 1\, /2 в см — см.
на фиг. 15, а. Для новых ведущих осей
а)
Фиг. 15. К расчету оси.
/?а<1200 кг/см2, для изношенных A2% по
диаметру) /?„<2000 кг!см2, для новых сцеп-
ных осей 7?„<900 kzJcm?, для изношенных
/?в<1600 кг см2.
Длина шейки
1Ш = 1,2 -~ l,45rf№ см.
Полученные размеры проверяются на
удельное давление и нагревание. Удельное
давление не должно превышать 15 кг/см2 для
товарных и 20 кг/см2 для пассажирских паро-
возов.
Характеристика нагревания
А — --7-7— п^шпс кгм\смНек. F)
где Q — половина статической нагрузки на
ось в кг; dM — диаметр шейки в м; пс — число
оборотов колеса в секунду при конструктив-
ной скорости паровоза. Значение А должно
быть не более 70 для пассажирских парово-
зов, 60 — для быстроходных товарных и 50 —
для товарных паровозов, диаметр колёс кото-
рых менее 1400 мм.
Подступичная часть оси
@,5ч-1,5) см G)
и средняя
d1 = йш — {\,Ь+-2)см. (8)
По ОСТ НКТП 2717 предусматриваются
следующие наружные диаметры колёсных
центров в мм: 480, 630, 750, 800. 900, 1070,
1170, 1350, 1450, 1570, 1700, 1820. Число спиц
центра обычно выполняют равной 1ст = 0,8-г-
-=-O,95d' см, а диаметр dcm=\,8-i- 2,0d' см,
где d' — диаметр подступичной части оси.
Толщина ступицы берётся не менее 0,35-f-
-f- 0,4 d' см. Сечение обода рекомендуется
брать равным 0,45 сечения нового бандажа.
Размеры спиц устанавливаются по конструк-
тивным соображениям, исходя из опыта ра-
боты действующих паровозов [9, 10].
Для дисковых центров (из опыта ФД и
2-3-2) ориентировочно толщину стенок можно
принять равной 29—30 мм, а основные раз-
меры обода должны быть меньше, чем у спи-
цевых. Прессовое усилие для колёсных цен-
тров согласно заводской практике назначается
в пределах 400—700 кг на каждый миллиметр
диаметра запрессованной части, а натяг, обес-
печивающий это усилие, определяется 0,001 —
0,0015 доли того же диаметра.
Прессовое усилие и натяг для пальцев
определяются по тем же нормам, что и для
осей. Длина запрессованной части пальца /я =
= 0.8-т-1,0 </я см, где dn—диаметр запрессо-
ванной части пальца в см. При втулочных го-
ловках поршневого дышла контркривошипы
выполняются съёмными.
Пальцы рассчитываются на изгиб, удель-
ное давление и нагревание. Для новой порш-
невой шейки ведущего пальца (фиг. 15, б)
кг\см\
(9)
где № ж 0,1
см® (в случае наличия
сверлёного отверстия).
Для новой сцепной шейки ведущего паль-
ца (фиг. 15, б)
Р
¦g4<900«
A0)
где т — число сцепных осей.
Для новой шейки сцепного пальца
(фиг. 15,6)
# = - . А<90Окг/сж2. A])
т W
Для изношенных пальцев A2% по диа-
метру) Ru < 1800 кг\см\
Удельное давление допускается не свыше
130 кг\см% при жидкой смазке и 150 кг{см^
при твёрдой смазке. Характеристика нагрева-
ния [по формуле F)] допускается для сцепных
пальцев у товарных паровозов не более 115—
150, у пассажирских не более 185—240; для

Фиг. 16. Одноосная передняя тележка: 1 — рама; 2— во-
дило; 3 — шкворень водила; 4 — продольный балансир;
6 — подвеска; б—поперечный балансир; 7—камень;
8 — шкворневой стакан; 9 — люлька; 10 — сектор;
J7 — валик продольного балансира; 12— стойка валика;
13 — ограничители отклонения тележки; 14—серьга;
15 — скобы; 16— цепи; 17 — втулка хвоста водила;
18 — листовая рессора; 19 — винтовая рессора.

362
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
ведущих пальцев — у товарных паровозов не
более 300—400, у пассажирских — не более
400—480. Большие значения относятся к бы-
строходным паровозам.
Размеры бандажей принимаются по ГОСТ
3225-46. Натяг при прессовой посадке бандажа
на центр должен составлять при температуре
10—20° С 1/зЛ диаметра колёсного центра.
В табл. 8 и 9 указаны размеры осей и бан-
дажей некоторых паровозов.
Таблица 8
Ось
Ведущая . ...
Сцепная
Бегунковая ....
Поддерживающая
ФД
Диаметр шей-
ки в мм
27O
24O
I7O
2ОО
Вес в кг
78Э
6io
316
37*
ИС | Су
Диаметр шей-
ки в мм
270
249
i8o
200
Вес в кг
780
бю
335
373
Диаметр шей-
ки в мм
235
370
17°
190
Вес в кг
47о
419
272
353
со,сок
Диаметр шей-
ки в мм
23O
2ОО
I7O
Вес в кг
68о
422
3<4
Таблица 9
Серия
дофомва
9, СО.Е.
<ФД, Л . .
ИС, С . .
С* '. . ,
Внутренний
диаметр
бандажа
в мм
ибо
*34°
1б<)э
1690
Толщина
бандажа
в мм
83
2s
83
83
Ширина бандажа
в мм
с греб-
нем
143
143
143
»43
без гребня
153
153
153
ТЕЛЕЖКИ
Конструкция. Тележки различают: 1) пе-
редние, задние и по числу осей; 2) по кон-
струкции возвращающих устройств (пружин-
ные, рессорные и пр.); 3) по расположению
мест передачи веса главного строения паро-
воза; 4) по конструкции букс [6, 10, 13].
1. Передние и задние тележки могут быть
одноосными (передние — полутораосными) и
двухосными (редко трёхосными и 21/2*°сными).
Согласно современным воззрениям длятоварных
паровозов основных магистралей следует при-
менять передние одноосные и задние одноос-
ные или двухосные тележки, так как при
этих условиях обеспечивается удовлетвори-
тельная горизонтальная динамика паровоза и
достаточное развитие топочной части; для пас-
сажирских паровозов средней скорости одно-
осные или полутораосные тележки спереди и
одноосные сзади; для пассажирских парово-
зов большой скорости — спереди и сзади двух-
осные тележки.
Преимущество двухосных тележек заклю-
чается в том, что они хорошо вписываются в
кривые на больших скоростях. Кроме того,
оси этих тележек могут быть ближе располо-
жены к сцепным осям, что обеспечивает мень-
шее напряжение верхнего строения пути, и,
наконец, они имеют лучшую способность са-
моустанавливаться (отсутствие косины) отно-
сительно рельсовых ниток.
У передней одноосной тележки (типа Бис-
сель) (фиг. 16) водило с осью вращения рас-
положено сзади рамы тележки по ходу паро-
воза. У полутораосной передней тележки
(фиг. 17) водило сочленено с передней сцеп-
ной осью и имеет упругую связь посредством
возвращающего устройства со шкворнем, за-
креплённым в главной раме паровоза. У этих
тележек в восприятии бокового давления от
рельса принимает участие также и перед-
няя сцепная ось. По этому принципу ра-
ботают многие тележки, например, паровозов
серий ИС, Су и др.
У двухосных передних тележек шкворень
обычно располагается между осями. Разли-
чаются между собой эти тележки в основном
по конструкции возвращающих устройств и
рессорного подвешивания. На фиг. 18 показана
¦иг. 17. Полутораосная передняя тележка: 1 — продольный балансир; 2 —люлька; 3—шкворень водила;
4— камень шкворня; 5 — болт, соединяющий люльку со шкворневым стаканом; 6 — валик; 7— стяжки рес-
сор возвращающего устройства; 8 — шаровой вкладыш; 9 — мпслйнки; 10 — камень хвостовика водила;
11— маслёнка камня иостовика; 12 — секторы; 13 — балка шкворня; 14 — планки подсекторами; 15— болт;
IS — маслёнки для смазки валиков секторов; 17 — шкворневой стакан люльки; 18 — скоба; 19 — скобы для
подъёма тележки.

no CD
Фиг. 18. Двухосная передняя тележка.

364
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
тележка паровоза типа 2-3-2. Один из типов
одноосной задней тележки показан на фиг. 19
(паровоз серии ФД). У этих тележек водило
ную возвращающую силу, возрастающую
или убывающую в зависимости от на-
клона подвесок. Если верхний конец подвески
обычно имеетТточку вращения впереди тележки
(биссель); разновидности их определяются кон-
струкциями рам, возвращающих устройств
и пр. Тип двухосной задней тележки показан
на фиг. 20 (паровоз серии ИС). Водило с точ-
кой вращения расположе-
но впереди тележки (двух-
осный биссель); встреча-
ются конструкции и с
центрально расположенным
шкворнем. Применяемая в
США двухосная задняя те-
лежка Ляйма отличается
массивной рамой для вос-
приятия веса топки и для
передачи через шкворень
полного тягового усилия на
крюк.
2. Возвращающие уст-
ройства бывают рессор-
ными (или пружинными), на
подвесках, на секторах.
Применяются и другие кон-
струкции. В рессорных уст-
ройствах (фиг. 21) возвра-
щающая сила изменяется
от некоторой начальной
до максимальной по закону
прямой. Недостатком рес-
сорных возвращающих уст-
ройств является отсутствие
уверенности в сохранении
упругости рессор, а преиму-
ществом — трение в листах
рессор, поглощающее коле-
бания надрессорной части
паровоза.
Приборы на подвесках
(фиг. 22) дают перемен-
Фяг. 19. Одноосная задняя тележка: 1 — рама;
а — балансиры; я — шаровой сегмент шквор-
невой опоры; 4 — шкворень; 5 — междурам-
ное крепление; в — поперечина; 7 — трубка от
масляного пресса; 8 — тумба стяжного ящика
для ограничения отклонения тележки; 9 — сек-
торы; 10 — консоль сектора; 11 — подвески;
12 — выступ для ограничения отклонения
тележки; 13 — нижняя гайка шкворня;
14— плавающая шайба; 15 — сменные стальные
накладки буксовых направляющих; 16 — от-
верстия для ножей балансиров; 17 —рессоры
тележки.
выполнен на одной опоре, сила вначале имеет
нулевое значение, если же на двух А и В
(фиг. 22), то P=2Qtg^- кг, где Р — воз-
Фиг. 20. Двухосная задняя тележка: / — рама; 2— шкворневая опора;
3 — балансиры; 4 — накладки буксовых направляющих; 5 — предохранитель-
ный болт.

ГЛ. ХЦ
ТЕЛЕЖКИ
365
вращающая сила в кг; <х — угол между осями
опор; Q — нагрузка на подвеску в кг.
Недостаток конструкции на подвесках —
неприспособленность к работе при больших
боковых перемещениях (нельзя применить
отклонениях, недостаток — сравнительно сла-
бое сопротивление вилянию экипажа.
3. Передача усилия на тележку от главного
строения паровоза осуществляется по-разному.
Иногда усилие передаётся на люльку те-
<*>иг. 21. Рессорное возвращающее устройство.
большую длину подвесок); преимуществом их
является простота выполнения.
Возвращающие приборы на секторах
получили в СССР наибольшее распростране-
ние. Закон изменения возвращающей силы
может быть выполнен любым в зависимости
от очертания наклонных поверхностей. Если
последние плоски, то возвращающая сила по-
стоянна. Достоинство устройств на секторах—в
простоте изготовления, в стойкости на износ,
в способности работать при больших
лежки не от шкворня, а через продольный
балансир (фиг. 16 и 17). Двухосная передняя
тележка (фиг. 18) воспринимает усилие через
центральный шкворень. Задняя одноосная те-
лежка (фиг. 19) нагружается не через шкво-
рень, а на секторы возвращающего прибора и
непосредственно на буксы через рессорное
подвешивание; аналогичное устройство у зад-
ней тележки (фиг. 20).
4. Расположение букс бывает наружным
при наружных рамах тележки (фиг. 19 и 20)

366
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА.
[РАЗД. IV
и внутренним при внутренних рамах (фиг. 17
и 18). С эксплоатационной точки зрения
(осмотр, смена и пр.) наружные буксы более
удобны.
Наружное расположение роликовых букс
особенно желательно во избежание усложне-
ния конструкции.
Однако при применении наружных букс у
передних тележек иногда затрудняется уста-
новка параллелей с крейцкопфами и выемка
поршней во время ремонта.
Конструкция внутренних
букс, рессор и колёсных пар
у тележек в основном та же,
Фиг. 22. Возвращающее устройство на подвесках:
а — подвеска на двух ножах.
что и у сцепных колёсных пар. Конструкция
наружных букс аналогична вагонным. Следует
отметить применение у тележек иногда не спи-
цевых, а цельнокатанных колёсных центров.
Материал. Рамы тележек делаются сталь-
ными литыми (сталь 25-4518 по ГОСТ 977-41)
или листовыми стальными (по ОСТ 380-41).
В последнем случае соединение листов осу-
ществляется клёпкой или сваркой. Приме-
няют и комбинированные способы; так, рама
передней тележки паровоза ФД в основном
стальная литая, но отъёмное водило сделано
из листового материала. Выбор типа рамы
обычно диктуется технологическими возмож-
ностями завода. Материалы для рессорного
подвешивания, букс, колёсных пар регламен-
тируются ОСТ, указанными для сцепных ко-
лёсных пар.
Размерные и расчётные данные. Отно-
сительно точный расчёт рам тележек сложен
[2]. Обычно применяют условные методы [7].
Исходными для условного расчёта служат из-
вестные вертикальные нагрузки и точки их
приложения. Для расчёта продольных и попе-
речных элементов рамы строятся эпюры мо-
ментов и упрощённые эскизы для нахождения
моментов сопротивления. Напряжения под-
М
считываются по формуле св = -™ < 600-н
-Т-70Э кг/см2 (для литых рам,). В более точных
расчётах учитываются и горизонтальные силы,
действующие на раму (возвращающая сила,
тормозная и пр.).
Удельные давления на секторах, отнесён-
ные к единице длины, допускаются до 400 —
500 кг/см. Удельные давления на шаровые
опоры, плоские пяты допускаются до 25 —
40 кг/см'2. Удельные давления на единицу
длины ножей до 500 кг/см. Пружины и рес-
соры рассчитываются так же, как для сцепных
осей. Подвески и серьги рассчитываются на
растяжение при Rz ^ 250 — 400 кг/см.".
ТОРМОЗНАЯ ПЕРЕДАЧА
В СССР применяются тормозные передачи
двух типов: 1) тормозная сила, созданная да-
влением воздуха в цилиндре, распределяется
между отдельными парами тормозных колодок
(фиг. 23); 2) тормозная сила передаётся по-
следовательно отдельным парам колодок.
В первом случае величина тормозной силы
будет пропорциональной сумме сил нажатия
Тормозная передача [типа
а а а
Тормозная передача Птипа
-»_ х
рГ I
1
-/¦ г
Перемеще-
а а
а а
Фиг. 23. Схема тормозных передач I и II типа.
всех колодок, а во втором — равной силе на-
жатия одной пары колодок. Перемещение
точки А главной тяги тормозного цилиндра
в I типе равняется толщине 5 (фиг. 23) изна-
шиваемого слоя колодки за одну регулировку
плюс предварительный зазор а. Тормозные ци-
линдры должны быть большего диаметра и
могут иметь малый ход поршней. Во II типе пере-
мещение точки А главной тяги равняется сумме
всех S и а по числу пар колодок, поэтому
необходим малый диаметр цилиндра и боль-
шой ход поршня. Преимущество II типа —
меньший вес передачи, недостаток — большие
перемещения звеньев, которые не уклады-
ваются в габаритные возможности большин-
ства паровозов, поэтому II тип передачи
имеет применение преимущественно на тен-
дерах. На фиг. 24 показана тормозная система
паровоза ФД.
Выбор числа тормозных цилиндров и на-
значение изнашиваемой толщины колодок без
очередной регулировки передачи определяется
двумя формулами:
S*-'V"
A2)
A3)

ГЛ. XI]
РЕССОРНОЕ ПОДВЕШИВАНИЕ
367
где ^Х — сумма сил нажатия колодок в кг;
р — давление воздуха в цилиндре в кг/см2;
d — диаметр тормозного цилиндра в см; I —
передаточное число; 6' — ход поршня в см; 5 —
нзнашиваемая толщина колодки (без очеред-
ной регулировки) в см; г\м — механический
к. п. д. передачи.
Если 8 выбрано небольшим, то, очевидно,
передаточное число / может быть значитель-
структивное оформление подвески тормозных
колодок для перемещающейся оси показано
на фиг. 25.
РЕССОРНОЕ ПОДВЕШИВАНИЕ
Конструкция. Листовая рессора (фиг. 26, а)
представляет собой ряд полос, сложенных п-о
их толщине и стянутых в середине хсмутом.
Фиг. 24. Тормозная система паровоза серии ФД.
ным я 2^ Достигает большой величины, по- Если полосы сложить по ширине (фиг. 26,5),
этому одним цилиндром можно обслужить то они образуют трапецию, по форме прнбли-
большое число осей. Передаточное число вы-
бирается равным 4—10. Тормозной коэфициент
(отношение силы нажатия колодки к нагрузке
Примечание.
После разбивка сту-
пенчатых листов про-
верить, чтобы
Фиг. 25. Подвеска тормозной колодки.
на ось) обычно назначается 0,4—0,5, хотя для
быстроходных паровозов он повышается до
0,7. Тяги и проушины тормоза рассчитываются
на растяжение, валики, рычаги и пр. — на из- жающуюся к брусу равного сопротивления
гиб. Материал для большинства деталей — (треугольник). Витсвая рессора показана на
сталь Ст. 4 (ОСТ 380-41). Современное кон- фиг. 27 (см. также ЭСМ, т. 2, гл. IX).
Фиг. 26. Листовая рессора.

368
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Вследствие возникающего при прогибе тре- ния на угол <р. Как видно из этой фигуры
ния между листами листовая рессора хорошо
задерживает колебания надрессорного строе-
ния. В то же время она нечувствительна к
небольшим изменениям нагрузки. Поэтому
для уменьшения изгибов, перекосов и т. д.
Начало рабо-
чего витка
-D
Фиг. 27. Винтовая рессора.
смешанное подвешивание (фиг. 28) является
лучшим.
На фиг. 29 показаны соединения рессор- Фиг. 2д. Подвески на ножах,
ных подвесок с рессорами с помощью ножей.
Недостатком их является большой износ опор- присоединение подвески к раме или к балан-
ных поверхностей; в современных конструк- сиру должно располагаться приблизительно на
95С
Фиг. 28. Смешанное подвешивание: / — листовая рессора; 2 и 3 — винтовые рессоры.
циях применяют соединения с помощью вали- уровне центров колёс. Следует иметь доста-
ков (фиг. 30). точную длину опорной поверхности / и до-
На фиг. 31 приведено положение рессор- статочные зазоры для свободного поворота на
ной подвески при крене надрессорного строе- необходимый угол. При верхнем подвешива-

ГЛ. XI)
РЕССОРНОЕ ПОДВЕШИВАНИЕ
369
Фиг. 30. Подвески на валиках.
нии достаточные зазоры должны быть обес-
печены также между боковыми плоскостями
верхнего пояса рамы, с одной стороны, и под-
весками и рессорными упорками (фиг. 30) — с
другой.
Угол крена может достигать 0,03 радиана,
а при плохих показателях рессорного подве-
шивания — до 0,05 радиана.
На фиг. 32 приведены старый (а) и но-
вый (б) способы крепления хомута рессоры.
В обоих случаях хомут надевается на листы
вешивания, число кото-
рых определяет систему
подвешивания паровоза.
В этом случае переме-
щение колёсной пары,
проходящей по неровно-
сти пути, происходит
под влиянием прогиба
не только собственной
рессоры, но и рессор
всех групп подвешива-
ния. В равной мере ба-
лансиры поддерживают
постоянное соотноше-
ние между нагрузками
рессор внутри группы
независимо от наличия
неровности пути или
порчи рессор. Каждую
группу сбалансирован-
ных рессор называют
точкой подвешивания,
так как эту группу мож-
но заменить опорой в
одной точке, через кото-
рую проходит равнодей-
ствующая всех сил, дей-
ствующих на раму от
сбалансированной груп-
пы независимо от не-
ровностей пути, измене-
ния величины общей
нагрузки на данную
группу рессор и пр.
Различается трёхгрупповое подвешивание
(трёхточечное) и подвешивание с числом групп
(точек) более трёх.
Фиг. 31. Положение рессорной подвзски при крене
надрессорного строения на угол tp.
рессоры в горячем состоянии и обжимается Фиг' ^ кРепление ХОМУТОВ-
под прессом.
Для уменьшения перегрузок, возникающих При трёхгрупповом подвешивании (фиг. 33)
при прохождении колёсами неровностей пути, (паровоз ФД) рессоры передней тележки и пер-
рессоры соединяют между собой двуплечими
рычагами-балансирами, образуя группы под-
24 Том 13
вых двух сцепных осей сбразуютпервую группу
с помощью продольного балансира /, а рессоры

370
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
остальных сцепных осей и задней тележки
каждой стороны — другие две группы подве-
шивания. Трёхточечное подвешивание пред-
ставляет собой статически определимую си-
стему, и в этом заключается её основное пре-
имущество, исключающее произвольное изме-
нение нагрузок на оси паровоза при следо-
Отношение Ж = -т кг/мм называется жёст-
костью рессоры.
По ГОСТ 1425-48 для листовой рессоры
*
-ИГ
Ebh* CiK + 2ic)
см,
где Р — нагрузка в кг; I — половина длины
рессоры в свободном состоянии в см; а — ши-
рина хомута в см; Ь — модуль упругости, рав-
ный 2,05-106 кг/сж2; b — ширина листа рессоры
A4)
вании его по неровностям пути или при про-
садке (порче) рессор. При этой простой си-
стеме нагрузки отдельных колёсных пар зави-
сят только от расположения центра тяжести
паровоза, размеров плеч балансиров и распо-
ложения групп подвешивания. С этой точки
зрения трёхточечное подвешивание является
желательным, однако ради простоты кон-
струкции к нему прибегают не всегда.
При расположении рессор над буксами рес-
сорное подвешивание называется верхним, а
при расположении под буксами — нижним.
Верхнее подвешивание удобно в эксплоатаци и
легко осуществляется при брусковых рамах.
При верхнем подвешивании подвески работают
на растяжение, при нижнем — на сжатие и
продольный изгиб. Иногда по конструктивным
соображениям применяется комбинированное
расположение рессор — верхнее и нижнее од-
новременно.
В табл. 10 указаны способы подвешивания
рессор для некоторых паровозов.
Таблица 10
Фиг. 33. Трёхточечное рес-
сорное подвешивание.
в см; h — толщина листа рессоры "в см; iK —
число коренных листов; ic — число ступенча-
тых листов.
Число коренных листов может быть назна-
чено по формуле
. Р
lK~clh%
A5)
где с-<150.
Листы рессоры рассчитываются на изгиб
от статической нагрузки на рессору (за вы-
четом неподрессоренного веса).
Расчёт рессоры на изгиб производится по
формуле
ZPI
Серия паровоза
Эм
су
со
л
ФД
ис
ВПЗ и КЗ ...
Колёсная
формула
о-5-о
1-3-1
i-5-o
i-5-o
i-5-i
1-4-2
2-3-2
Число точек
подвешивания
4
6
3
3
3
3
4
для стали 55С2.
<6000 кг/см* A6)
Таблица 11
Материалы деталей рессорного подвешива-
ния указаны в табл. 11.
Расчётные и размерные данные. Рес-
соры характеризуются рабочей статической
нагрузкой Р и статическим прогибом / при
действии этой нагрузки. Следует иметь в ви-
ду, что для достижения определённого / при
данной Р рессора должна иметь соответствую-
щий объём (вес), так как произведение Р/
пропорционально ему.
Наименование
детали
Рессора:
листовая(ГОСТ
1425-48) ....
винтовая (ГОСТ
1452-42) ....
Балансир:
кованый . . .
литой
Хомут
Валики, втулки,
ножи, призмы . .
Подвески ....
Мате-
риал
Сталь
и
Марка
материала
55
55 Сз
6о, 65
55С2, боСг
Ст. з. Ст. 5
25-4518. 25-22
Ст. 3
Ст. з*
45**
ГОСТ
В 1050-41
В 3052-43
В Г050-41
В 2052-43
380-41
977-41
380-41
380-41
В 1050-41
* С цементацией.
** С поверхностной закалкой.

ГЛ. XI)
РЕССОРНОЕ ПОДВЕШИВАНИЕ
371
Остальные детали рессорного подвешива-
ния в основном рассчитываются на разрыв
или на изгиб обычными приёмами сопротивле-
ния материалов.
Напряжение в рессорных подвесках при
статической нагрузке рессоры допускается
200—300 кг/см2. Невысокие величины допу-
скаемых напряжений необходимы для компен-
сации неучитываемых напряжений от пере-
грузок рессор и изгибов подвесок, возникаю-
щих при движении паровоза. Удельное давле-
ние в валиковых соединениях допускается
100 — 150 кг\см2 и в крайних случаях 250—
350 кг,см2 (сталь Ст. 2 с цементацией или
сталь 45 с поверхностной закалкой). Напря-
жение изгиба в валиках допускается до 1000--
1200 кг/см2; напряжение на изгиб в кованых
балансирах — 1000 кг/см2.
Винтовые рессоры рассчитываются по фор-
мулам
,_ 8Р*И п7>
J — IFF с-™* К11)
для стали 55С2
8DP
A8)
где D — средний диаметр пружины в см; d —
диаметр прутка в см; i — число рабочих вит-
ков; G — модуль сдвига, принимаемый равным
800 000 кг\см2 (ГОСТ 1452-42).
Формулы A7) и A8) при т = 4000 кг/см* и
G = 800 000 кг/см2 могут быть написаны в еле
дующем более удобном для пользования виде:
Р = 1570 -
/, = 0,0157
D
D2
A9)
где fi — прогиб одного витка.
Данные по рессорным сталям (желобчатой,
гладкой и пружинной) см. ЭСМ, т. 3, гл. VII,
стр. 367.
Если (фиг. 34) qit q%. q& ... ,qn — статиче-
ские нагрузки рессор, fi,fz, fa fn -~ прогибы
Фиг. 34. К определению прогиба точки подвешивания.
рессор под действием нагрузок; /?j, R2<
/?3, ...,/?„— реакции букс; Q = ]?]/?—нагрузка
на точку подвешивания, то прогиб точки под-
вешивания
F =
см.
B0)
При прохождении колёсной парой неров-
ности пути величиной _у коэфициент перегрузки
Паровоз ФД
/
2
3
4
5
6
7
8800
8800
159
55М
182
11
8200
8200
159
51,5
50,5 мм
195
/0,25
8200
8200
159
51,5
195
10,25
6500
6500
159
Щ8
2Ь6
8,12
Паровоз П32
Паровоз СО
л
1
2
3
4
5
6
7
7000
7000
/45
48,25
tkOA
IU.25
7300
7300
IU5
50Jt
U7,7mm
135
1Ь,8
X \ у
6350
6350
1h5
4Д6
155
12.9
1
2
3
4
5
6
7
Па
\
6150
208
39,2
ровоз Е
t —iv
V. Р У
8000
77
26
7850
418
/8,8
38.8
I
ч
7850
мм
78А
25,5
7850
ив
18,8
Проектный паровоз 1-3-3-1
\ш>
6260
6260
115
206
7280
177
77U0
31,2
7870
43,8 мм
16Ц
12,2
8000
32.2
8000
8000
№
56
161
Фиг. 35. Характеристики задних групп (точек) рессорного
подвешивания. В таблицах к схемам приведены числовые
значения следующих параметров: 1 — надрессорная на-
грузка на колесо в кг; 2 — нагрузка на рессору в кг;
3 — жёсткость рессоры в кг 1мм; 4 — статический прогиб
рессоры в мм; 5 — статический прогиб точки подве-
шивания в мм; 6— статический прогиб подвешивания,
приведённый к оси. в мм; 7 — перегрузка колеса в % при
прохождении неровности пути у = 20 мм.

372
Зкйплж паровоза
ГРАЗД. IV
рессоры у принимается как отношение прира-
щения нагрузки буксы на я-ю ось к стати-
ческой реакции буксы:
tip
B1)
где F"p — прогиб, приведённый к той же оси,
равный
B2)
см.
Rn
Пример. Задняя группа рессор паровоза Е" имеет
характеристики рессор, указанные на фиг. 35, где приве-
дены данные по задним (боковым) группам подвешивания
некоторых паровозов. Определить прогиб точки подвеши-
вания и прогибы, приведённые к IV и V осям.
1. По формуле B0) прогиб точки подвешивания
F-
8150-39,2 + 2- 7850- 18,8
8000 + 7850
— 38,8 мм.
2. По формуле B2) прогиб, приведённый к IV оси,
.IV 8150 • 39.2 + 2 •• 7850 • 18,8
Р v -.-
гпр
7850
- 78,4 мм.
3. Прогиб, приведённый к V оси,
pV 8150 ¦ 39,2 + 2 - 7850 • 18,8
пр 8000
При проектировании рессорного подвешивания сле-
дует стремиться к тому, чтобы прогиб, приведённый к оси,
был порядка 150—200 мм.
В этом случае перегрузка рессор при прохождении
неровности пути, равной 20 мм, будет не более 10—13%
от статической нагрузки.
УСТОЙЧИВОСТЬ НАДРЕССОРНОГО
СТРОЕНИЯ
Под устойчивостью надрессорного строения
подразумевается его сопротивляемость опро-
кидыванию от центробежных * и других сил,
действующих в плоскостях, перпендикулярных
продольной оси экипажа. Критерием устой-
чивости надрессорного строения служат коэ-
фициенты перегрузок рессор 7 и угол крена
надрессорного строения <р при прохождении
паровозом кривой с допустимой для данной
кривой скоростью;
Наибольшая величина центробежной силы
в кривой, не имеющей возвышения наружного
рельса над внутренним, или её избыток над
горизонтальной составляющей силы веса от
возвышения1 наружного рельса допускаются
равными 5% от силы веса, т. е.
где С—величина центробежной силы или её
неуравновешенного избытка в кг; ^Р —вес
надрессорного строения в кг; v — скорость
локомотива в м/сек; g — ускорение свободного
падения в м'сек2; R — радиус кривой в м; h —
возвышение наружного рельса над внутрен-
ним в мм; А — расстояние между кругами ка-
тания в мм.
На фиг. 36 представлены допустимые ско-
Q
рости в кривых при отношении =— = 0,05.
Если паровоз имеет несколько боковых
точек подвешивания (в отличие от средних
точек, когда рессоры правой и левой сторон
паровоза сбалансированы между собой и не
могут создавать реактивных моментов, пре-
пятствующих опрокидыванию), то из фиг. 37
видно, что
IF '
Lra
Tn Fn ~2Fn >
2F ,...,
B4)
a из уравнения моментов относительно точки О
после подстановки значений у и некоторых
преобразований следует
iA
,B5)
— 1
* Применяется принцип д'Аламбера.
где уа, yb, ...,?„ — коэфициенты перегрузок
рессор точек подвешивания, Qa, Qb,.,. ,Qn ~
нагрузки на точки подвешивания; la, lb /„ —
расстояния между правыми и левыми точками
подвешивания; Fa,
F6 .... Fn-npo- *
гибы точек под- 4а
вешивания; AFa,
&Fb &Fa—допол-
нительные проги-
бы точек подвеши-
вания от перегру-
зок рессор вслед-
ствие крена над-
рессорного строе-
ния; d — расстоя-
ние от оси колёс
до центра тяже-
сти надрессорного
строения.
Выражение B5)
показывает, что
может иметь ме-
сто неустойчивое
положение надрес-
сорного строения,
когда первый член
знаменателя будет ^ 1. Это бывает, если в боко-
вые точки включено небольшое количество осей
( мало отношение ^— ], мало расстояние между
рессорами правой и левой стороны (например,
при внутренних буксах), рессоры очень мягки
и высоко расположен центр тяжести надрес-
сорного строения.
Пример. Пятиосный паровоз 0-5-0 имеет расстояние
между буксами 1,1 м, статический прогиб рессор
0,06 м, расстояние от оси колёс до центра тяжести над-
рессорного строения 1,5 м. Задаваясь количеством осей,
рессоры которых включены в боковые точки подвешива-
ния, начиная от 1 и до 5, которым соответствует отношение
110
90 —
70
50
30
—
/
/
1
7
f
/
>
—
/
/
/
/
/
/
200 600 1000
Фиг. 36. График для опреде-
ления предельной скорости на
кривых при разных А.

ГЛ. XI]
УСТОЙЧИВОСТЬ НАДРЕССОРНОГО СТРОЕНИЯ
373
¦=^— 0,1. 0,2, 0,3 в т. д., подсчитываем f и «р по форму-
лам B4) и B5). Результаты подсчёта сведены в табл. 12.
Из табл. 12 видно, что при включении в
боковые точки подвешивания рессор только
одной оси надрессорное строение находится в
неустойчивом положении, и только при вклю-
чении в боковые точки подвешивания рессор
-ipd-
J?
Количество
осей, рессоры
которых вклю-
чены в боковые
точки подве-
шивания
Одна
Две .
Три ....'.
Четыре . . .
Пять . . . .
о,а
о.З
о.4
о.5
Угол крена
в радианах
Пере-
меще-
ние
букс
в мм
Коэфи-
циент пере
гру!вк*и 'pet'
сор?
в°/0.,.,,
при
0.05
Неустойчивое положение
о, 145 I 8о | гзз
Недопустимое положение
46
о»°3
0,021
19.5
лежки). При поперечной балке формулы угла
крена и коэфициентов перегрузок будут [3]
;Bб)
фиг. 37. Схема к определению устойчивости
надрессорного строения.
четырёх или всех пяти осей показатели устой-
чивости надрессорного строения становятся
достаточно удовлетворительными.
Иногда при сопряжении рессор внутренних
букс с рессорами наружных букс применяют
поперечную балку (фиг. 38). В этом случае
при действии опрокидывающих сил рессоры
сбалансированной группы будут перегружаться
неодинаково.
Рессоры, присоединённые к большому плечу
поперечной балки Sa (на фиг. 38 рессоры
движущих колёс), будут перегружены меньше,
Та =-о-'
2
Fn '
B7)
B8)
B9)
В этих формулах для группы рессорного
подвешивания, имеющей поперечную балку,
V ось
Ш ось Ш ведущ.
ось
ЛоддерЖ. ось
Фиг. 38. Размещение поперечной балки в общей схеме подвешивания паровоза.
чем рессоры, присоединённые к меньшему 7д и 7ft — коэфициенты перегрузок рессор,
плечу Sf, (на фиг. 38 рессоры задней те- расположенных по одну и по другую сторону

374
ЭКИПАЖ ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
ot поперечной балки; Qa и Qb — равнодей-
ствующие сил воздействия на раму рессорного
подвешивания, расположенных по одну и по
другую сторону поперечной балки; 1а и /& —
расстояния между правыми и левыми точками
приложения сил Qa и Qi,; Sa и Sb — плечи
поперечной балки; qa и qb — статические на-
грузки рессор, расположенных по одну и по
другую сторону поперечной балки; /а и /ь —
статические прогибы этих рессор. Для группы
рессорного подвешивания, не имеющей попе-
речной балки, -[п — коэфициент перегрузки рее»
СОР* Qn — нагрузка на точку подвешивания;
1а — расстояние между правой и левой точ-
кой подвешивания; Fn -- прогиб точки подвеши-
вания.
Пример. Определить перегрузку рессор задних боковых
точек подвешивания и угол крена паровоза ФД (фиг. 38),
если известно: III —ведущая ось: Qa = 6,5 т; /д =
= 3,5 см; IV — сцепная ось:
= 8,2 т;
4,0 см;
V — сцепная ось: q^ = 8,2 т; f*a =¦ 4,0 см; задняя под-
держивающая ось: <?? =8,8 т.; /ь = 4>3 см-
Расстояние между серединами шеек движущих
осей 1,05 м, расстояние между серединами шеек под-
держивающей оси 2,16 м, вес надрессорного строения
У] Р »= 106 т, высота центра тяжести надрессорного строе-
ния над уровнем осей колеей = 1,4м, плечи поперечной
балки Sa = 1,05 м, Sb — 0,65 м.
Исходя из этих данных,
Qa = 6,5 + 8,2 + 0,5 • 8,2 = 18,8 т\
1а = 1,05 м\
Qb = 8,8 + 0,5-8,2 = 12,9 т;
8,8-2,16 + 4,1-0,65 . „
Угол крена по формуле B6)
0,05
18,8- 1,05+12,9- 1,68
1,05 \2
0,65 )
=0,0114.
2 • 1,4 • 106 16,5 ¦ 0,035+2 • 8,2 • 0,04+8,8 • 0,043 f^|\2l
-1
Перегрузка рессор движущих колёс по
формуле B7)
_ 0,0114 ч/
1а — г? X
х —
18.8-1,05 + ^§| 12,9-1,68
и.оо
6,5-0,035+2.8,2-0,04+8,8.0,043 -
0,о5/
0,167, или 16,70/о-
Перегрузка рессор задней тележки по фор-
муле B8)
Гй = Ш °'167=0'27' или 27%- '
Перемещение букс движущих осей
аа = 0,0114 -Ь^ = 0,006, или 6 мм.
Перемещение букс задней тележки
2 16
аь = 0,0114 -^- = 0,0123, или 12,3 мм.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. „Американская техника" № 8, 1936, стр. 324-325.
2. Говберг У. И. и Ковалев Н. А., Методика
исследования прочности рам тележек пассажирских ва-
гонов, „Транспортное машиностроение" № 1, 1939.
3. Л ьвов Д. В., Влияние поперечной балки в системе
боковых точек подвешивания на устойчивость надрес-
сорного строения, „Транспортное машиностроение" № 10,
1938.
4. Львов Д. В. 'и Воробьев Г. И., Устойчивость
паровоза в кривой, „Транспортное машиностроение"
№ 9, 1937.
5. Мейнеке Ф., Курс паровозостроения, 1935.
6. М о н и ч В. В., Паровозные тележки, ч. I — III, 1938.
7. Паровоз .Феликс Дзержинский", расчёты, конструиро-
вание, основные моменты и испытания товарных паро-
возов типа 1-5-1 серии ФД, изд. Редбюро Локомоти-
вопроекта, М. 1934.
8. Р и в к и н М. С., Паровозные рамы, „Транспортное
машиностроение" № 4, 1935.
9. Сломянский А. В. и Чирков А. А., Проекти-
рование паровоза, Машгиз, М. 1940.
10. СтруженцовИ. М., Конструкция паровозов,
Трансжелдориздат, М. 1937.
П.Щукин М. Н., Устойчивость паровоза 2-32 по-
стройки Коломенского завода им. В. В. Куйбышева,
„Транспортное машиностроение" № 10, 1938.
12. Eksergian, stresses in Locomotive Frames, русск.
перев. см. „Труды МЭМИИТ", вып. 4, 1934.
13. Locomotive Cyclopedia, 1944.
14. „Railway Aee" №24, 1942.

Глава XII
ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
ДИНАМИКА ПАРОВОЗА
УРАВНОВЕШИВАЕМЫЕ СИЛЫ
Силы инерции в кривошипно-шатунном
механизме. При уравновешивании сил инер-
ции шатунно кривошипных механизмов встре-
чаются следующие варианты расположения
цилиндров паровоза (табл. 1).
Силы инзрции кривошипно-шатунного ме-
ханизма действуют на связи, палец криво-
шипа и параллель. В точке А (параллель)
возникает реакция Кд, в точке В (палец кри-
вошипа) — реакции Yb и Xq (фиг. 1).
GK d2x GM d4
A)
X
X
GK
g
g
Gmd
g
dP
J
L
d2 COS a
lS a
J \
Gmd-
g dP
>
Gw L — d
g I
rf2COSa
dfi
J2 Sin a
g
dt*
B)
C)
где GK — вес поршня, штока и ползуна в кг\
Gm — вес шатуна в кг; g — ускорение сво-
Фиг. 1. Схема действия инерционных усилий в криво-
шипно-шатунном механизме.
бодного падения в м/сек2; d — расстояние от
центра тяжести шатуна до оси валика пол-
зуна в м; L — длина шатуна в м; J — мо-
мент инерции шатуна относительно оси ва-
лика ползуна в кгм сек2; г — радиус криво-
шипа в м; ср — угол поворота кривошипа
в рад.; a — угол наклона шатуна к оси ци-
линдра в рад.; ш — угловая скорость вра-
щения колёс в сек"-
В формулах A) и B) первый член опре-
деляет действие сил инерции поступательно
движущихся частей (поршень, шток и пол-
зун), остальные члены определяют действие
сил инерции шатуна.
Преобразование формул A) — C) даёт
GK
COS :p +
JL cos 2<p - ±
_2»fL cos ?
D)
X fcos «p -}- -^- cos 2? — j-
sin tp ) X
F)
Формулы D) — F) даны для дезаксиаль-
ного шатунного механизма (вариант 2, табл. 1).
Ими можно воспользоваться и для нормаль-
ного шатунного механизма, положив Ъ = 0.
При расчётах по этим формулам ошибка
обычно не превышает 0,2%.
Графо-аналитический метод расчёта. Часть
массы шатуна, приходящуюся на валик ползуна,
т. е
g
IЛ d \
1 г- ,
относят к частям, движу-
g
щимся поступательно; общую массу таких ча-
стей, сосредоточенную в шарнире А (валик пол-
% й Giu + GK Gmd
зуна), обозначают через тп =—=—!— ~-.
Остальную массу шатуна, приходящуюся на
Gd
палец кривошипа и равную
у
обозначают
через тв и помещают в шарнире В (палец
кривошипа).

376
ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
1РАЗД. IV
Согласно данным фиг. 2.
cos у.
Общий случай расположения цилиндров.
Для наиболее общего случая расположения
шатунного механизма (вариант 4)
Г jGt
Заменяя —~ = o>2r (cosy+-j-cos 2<t — ySin^Y B
получают "выражение D)- х ^ ? + _?_ cos 2? _ _*_8ln ?) x
X (cos р ~ sin 9 sin p — sin р J +
G)
Фиг. 2. Схема шатунного механизма.
Для определения YB пользуются этой же
схемой, принимая в качестве массы враща-
J
ющеися части шатуна величину тв = 2 -.
d2x t
YB= — тп -—— tg a 4- f"e «8rsin <p, что равно-
сильно выражению E).
Положительные значения реакций соответ-
ствуют их направлениям на фиг. 1, положи-
тельные значения сил инерции, действующих
на палец и параллель, соответствуют положи-
тельным направлениям координатных осей
(фиг. 1).
g
X (cos <? 4- -?- cos 2? j~ sin Л X
XCj-sin<pcos34--j-cosp + sin $\4-
4-27Sincpcosp--^-cos5psinp . (8)
Полная горизонтальная сила инерции X,
действующая на паровоз (от одного меха-
низма), несколько отличается от силы Хв, опре-
деляемой выражением G), вследствие суще-
ствования (при наклонных цилиндрах) гори-
зонтальной составляющей давления на па-
раллель.
osP4-%?-cos(<p-0)l.(9>
Таблица 1
Варианты расположения цилиндров паровоза
Характеристика варианта
1. Ось цилиндра горизон-
тальна и проходит через
ось ведущих колёс (нор-
мальный шатунный меха-
низм)
2. Ось цилиндра -горизон-
тальна, но проходит выше
оси ведущих колёс на ве-
личину дезаксиала Ь (дез-
аксиальный шатунный
механизм)
3. Ось цилиндра наклонна
под углом р к горизон-
тали и проходит через
ось ведущих колёс
4. Ось цилиндра наклонна
под углом '? к горизонтали
и проходит выше оси ве-
дущих колёс на величину Ь
Угол <р отсчитывается здесь
от радиуса кривошипа, парал-
лельного оси цилиндра.
Выражения G) — (9) могут
быть модифицированы для лю-
бого из вариантов табл. 1.
Силы инерции, действую
щие на паровоз при учёте
касательных реакций на
ободе. Горизонтальная сила
инерции Хв, определяемая вы-
ражением D), приложена к
пальцу кривошипа. Для силы
Хр, действующей на подрессо-
ренное строение паровоза
(в плоскости шатуна), имеем
х (cos <p4~?
p— ts1d *
sin cpcos?
~
где R — радиус колеса.

ГЛ. XII] ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВЕЛИЧИНЫ ПРОТИВОВЕСОВ НА ВЕДУЩИХ И СЦЕПНЫХ КОЛЁСАХ
377
cos <p + а% sin 2<? -+¦
Выражение A0) можно представить в виде
гармонического ряда *
Хр = — u&r (ax sin cp -\-
+ Ъ% cos 2<p +
Коэфициенты членов ряда будут а^ —
= 0,25 (хм тп; аг = —0,5 v (т„ + т, — т'в ); а3=
в— 0,75 (х>ти„; а4 = —0,25 jx2 v/тгд; йх -— тп -\- тв\
Ьг = (хтя. Здесь jx = 4- и v = -5-. Сила Хр
обращается в Хв при v = 0.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВЕЛИЧИНЫ
ПРОТИВОВЕСОВ НА ВЕДУЩИХ
И СЦЕПНЫХ КОЛЁСАХ
Противовесы для уравновешивания вра-
щающихся масс. К вращающимся вместе с
колесом частям относят палец кривошипа,
кривошип, контркривошип, часть веса сцеп-
ных дышел, приходящуюся на палец криво-
шипа, 50% веса эксцентриковой тяги. Задача
о нахождении части веса сцепных дышел, под-
лежащей уравновешиванию на каком-либо из
колёс, является статически определимой, так
как линия сцепных дышел представляет собой
разрезную шарнирную балку.
Распределение веса дышел по пальцам
может быть выполнено аналитически или гра-
фически при помощи силового и веревочного
многоугольников. Если обод колеса делится
спицами на равные части, то спицы, проходя-
щие через тело кривошипа, целиком уравнове-
шены, поэтому при определении веса кривоши-
па и его центра тяжести следует вычесть вес
частей спиц, проходящих через него. Вес спиц,
проходящих через тело противовеса, также не
учитывается при подсчёте веса противовеса.
Когда обод колеса делится спицами неравно-
мерно, а также если противовес занимает боль-
шую часть полуколеса, в неуравновешенные
Фиг. 3. Схема уравновешивания вращающихся частей ко-
леса: ДО,- — вес какой-либо части правого колеса, под-
дежащей уравновешиванию; /^ — радиус вращения её
центра тяжести; ^ — расстояние центра тяжести от про-
дольной плоскости паровоза.
части колеса целесообразно включить и спицы.
Веса кривошипа и противовеса при этом
подсчитываются полностью (без вычета веса
спиц).
На фиг. 3 дана схема уравновешивания
вращающихся частей правого колеса. Для пол-
ного уравновешивания необходимо разместить
противовесы на обоих колёсах: на правом ко-
лесе — основной противовес Gnp, располагав
мый диаметрально противоположно уравнове-
шиваемым деталям, на левом — дополнитель-
ный противовес п"лев, располагаемый (при на-
ружных цилиндрах) в том же направлении,
что и уравновешиваемые детали. Если условно
принять расстояние от центров тяжести про-
тивовесов до оси вращения колёс равным ра-
диусу кривошипа г, а расстояние до продоль-
ной плоскости паровоза обозначить через /, то
k
—  / *0
-ТЛ~7
(И)
A3)
(И)
где Go — приведённый к радиусу кривошипг
вес всех частей данного колеса, подлежащих
уравновешиванию; /0 — приведённое плечо
вращающихся частей колеса.
Формулы A1)^—A4) служат для определения
величины противовесов колёс, вращающиеся и
подлежащие уравно-
вешиванию части ко-
торых симметричны
относительно плоско-
сти, проходящей через
ось пальца кривошипа
и ось колеса *. Таким
образом эти формулы
применимы для сцеп-
ных колёс. Для веду-
щих колёс асимме-
трия вносится обыч-
но контркривошипами
(фиг. 4) и частью
веса E0о/0) эксцентри-
ковых тяг. В этом
случае уравновешивание необходимо осу-
ществлять в плоскости радиуса кривошипа
(индекс х) и в перпендикулярной ей пло-
скости (индекс у). Для каждой из этих
плоскостей определяются основной противовес
на уравновешиваемом колесе и дополнитель-
ный — на противоположном. Для подсчёта веса
этих противовесов применимы формулы типа
A1) и A2); при вычислении приведённых ве-
сов и плеч необходимо пользоваться проек-
циями радиусов вращения г,- на плоскость, в
которой производится уравновешивание (для
плоскости радиуса кривошипа — абсциссы х(
Фиг. 4. Асимметрия, вноси-
мая контркривошипом.
* Разложение дано для нормального шатунного ме-
ханизма.
• При пользовании формулами A1)—A4) все значения
должны измеряться в этой плоскости.

378
ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
а для перпендикулярной плоскости — орди-
наты yi),
A5)
A6)
A7)
A8)
Величины противовесов определяются сле-
дующим образом:
A9)
B0)
B1)
B2)
Производя аналогичные расчёты для левого
колеса, определяют необходимые для его урав-
новешивания четыре составляющие противо-
веса, затем на каждом колесе противовесы скла-
дываются. В итоге на правом колесе разме-
щается противовес
Gnp =
*х пр
X пр1
расположенный под углом сдвига -\пр к пло-
скости х (фиг. 5):
Упр
B4)
'х пр
Вес действительного противовеса на колесе
определяют пересчётом веса, найденного по
Фиг. 5. Графо-аналитический способ определе-
ния противовесов на колёсах.
формуле B3), используя при этом действитель-
ный радиус вращения (обратно пропорцио-
нально радиусам).
Графо-аналитический способ Раевского
для определения противовесов применяется
главным образом при наличии несимметрич-
ных вращающихся частей у ведущих колёс.
Для каждой из подлежащих уравновешиванию
частей вычисляются два противовеса: основ-
ной G' и дополнительный G", лежащие в пло-
скости, проходящей через ось колёсной пары
и центр тяжести уравновешиваемой детали.
Эти противовесы изображаются в масштабе
в виде векторов, лежащих в плоскости урав-
новешивания. Суммарные противовесы на колё-
сах определяются путём графического сумми-
рования составляющих векторов на каждом
колесе.
Составляющие противовесы вычисляются
по формулам
G, =
2
ДО,
C26)
На фиг. 5 показано графическое определе-
ние противовесов, уравновешивающих вра-
щающиеся массы для ведущих колёс с контр-
кривошипами при механизме Вельсхарта. Веса
суммарных противовесов довольно близки для
обоих колёс, углы же сдвига их обычно зна-
чительно отличаются друг от друга.
Вертикальна уравновешивающие проти-
вовесы на ведущих колёсах. Помимо проти-
вовесов, служащих для уравновешивания вра-
щающихся масс, на ведущих колёсах разме-
щаются вертикально уравновешивающие про-
тивовесы. Их основное назначение — умень-
шить воздействие ведущих колёс на рельсы
от сил Yb (см. фиг. 1). Полностью уравнове-
сить силы Yb невозможно.
Выражение (8) может быть разложено
в гармонический ряд по функциям кратных
углов:
~^г= Ао + ci s^ «Р + A eos <р + С2 sin 2? +
-f D2 cos 2<у + С3 sin Зср. B7)
Коэфициенты ряда равны
Ао = Q,5\ikmn cos p; Сг = т'в cos @ 4"
4- Ьтп (к cos р 4- sin g) 4" 0,5^2/пя cos 3;
D1 = — me sin 3 — тп (к cos p -f sin p);
С2 = — 0,5[л./ял cos {i; D2 = — 0,5[Дт„ cos р —
— ртп (к cos р + sin Р); С3 = — 0,5{А2/я„ cos p.
Полагая X -— или Р равными нулю, можно
получить выражение, определяющее Yb для
любого из типов шатунного механизма.
Противовесы, расположенные на колесе,
могут уравновесить гармонические составляю-
щие первого порядка в выражении B7) [1, 10].
Однако более тщательный [4] анализ показы-
вает, что для наилучшего уравновешивания вес
составляющих противовесов должен быть опре-
деляем, исходя из суммы амплитуд гармоник
нечётных порядков. В плоскости шатуна на

ГЛ. XII] ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВЕЛИЧИНЫ ПРОТИВОВЕСОВ НА ВЕДУЩИХ И СЦЕПНЫХ КОЛЁСАХ
379
радиусе кривошипа помещают два составляю-
щих противовеса (фиг. 6).
Первый противовес весом
+т {°ш+°к - пг) (тcos 3+sin 3)B8)
располагается по отношению к кривошипу
под углом 0' = 180°+ ?.
Второй противовес весом
Q" = _ Dtg = (Ga -+- Ож) f -j- cos P + sin ?J —
-Gm~ cos p B9)
располагается под углом Ь* = 90° + P к криво-
шипу.
Г1олный вертикально уравновешивающий
противовес (в плоскости шатуна) может быть
получен путём гео-
метрического сло-
жения векторов,из-
ображающих про-
тивовесы Q' и Q".
Для нормально-
го шатунного ме-
ханизма (Р = 0 и
/7=0) из формул
B8) и B9) следует:
Фиг. 6. Схема расположения
вертикально уравновешиваю-
щих противовесов.
V = 180°;
Q"=0, т. е. Q=Q'.
Составляющие вертикально уравновеши-
вающего противовеса, найденные по форму-
лам (,28) и B9), переводятся из плоскости
шатуна в плоскость действительного противо-
веса приёмом, изложенным в предыдущем раз-
деле и могут быть рассматриваемы как массы,
вращающиеся вместе с колесом. При этом
необходимо помнить, что основной и допол-
нительный противовесы на колёсах должны
давать тот же (а не обратный) уравновеши-
вающий эффект, как и противовесы, опреде-
лённые в плоскости шатуна.
Горизонтально уравновешивающие про-
тивовесы на сцепных колёсах. Для умень-
шения действия горизонтальных сил инер-
ции Хв на сцепных колёсах, кроме противо-
весов, служащих для уравновешивания вра-
щающихся масс, размещаются горизонтально
уравновешивающие (избыточные) противовесы.
Их вес определяется из условия, чтобы вер-
тикальное динамическое воздействие сцепных
колёс на рельсы было не больше воздействия
ведущих колёс. Это последнее вызывается на-
личием в выражении B7) гармонических со-
ставляющих второго и третьего порядка, ко-
торые не могли быть уравновешены верти-
кально уравновешивающими противовесами.
Остаточное вертикальное динамическое давле-
ние на палец правого кривошипа определяется
формулой
АУ
Вир
— Л° ~
„fir — Л° Сз sin <p -f C2 sin 2<p -f
+ D2 cos 2cp -f- Q sin 3<j>. C0)
На палец левого кривошипа, отстающего
на 90° от правого при движении паровоза
вперёд, действует сила
'¦В лев
0J/-
= Ао -}- С3 cos ср — С2 sin 2<p —
— ?>2 cos 2<р + С3 cos 3<p.
431)
Пересчёт усилий в плоскость колёс по дан-
ным фиг. 7 даёт (для правого колеса)
Z=
Впр
В лее
+ (C2 sin 2-f + Da cos 2?) ]4
+ C3 [(sin 3? - sin 9) 1ц~^*« -
-(cos3?+coscp) 7
C2)
Максимальное значение динамического да-
вления на рельс весьма мало отличается от
-и
Фиг. 7. Схема динамического взаимодействия колёсной
пары с рельсом
максимума синусоиды второго порядка в вы-
ражении C2):
21
g
Максимальные давления правого колеса на
рельс (перегрузка рельса) соответствуют зна-
чениям угла поворота кривошипа у = 135° и
ср — 315°, а минимальные давления (разгрузка
рельса) углам <р = 45° и ср = 225°.
Отношение динамического давления веду-
щего колеса на „рельс к .статинескому опре-
деляется коэфициентом перегрузки рельса:"
2L
<*-еед:
gL
• C4)
Значение аве^ вычисляется для конструктив-
ной скорости, движения паровоза и содержится
обычно в пределах 0,3—0,35.
Величина избыточных противовесов выби-
рается так, чтобы коэфициенты перегрузки
для сцепных колёс были не больше, чем для

380
ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
ведущих, Т. е. аСцЗ>авед- Если аеед < 0,3, ТО
избыточные противовесы могут быть разме-
щены и на ведущих колёсах. Обычно избы-
точные противовесы в плоскости шатуна рас-
полагают диаметрально противоположно паль-
цам кривошипов. Вес избыточного противовеса
на радиусе кривошипа в плоскости шатуна
2/.
'«+'«
C5)
момента 2ft0 9ТОИ силы относительно вертикали,
проходящей через центр тяжести паровоза:
*о /я , оч_._- , /D _Ai)cosrt C6)
si
где
= (Ai—/?i) sin
4- 2B2 cos 2 «p,
Ax = mnl cos p — me sin
g
cos
C7)
g
На фиг. 8 показано определение величины
и расположения избыточного противовеса, при-
ведённого в плоскость колеса по способу Ра-
евского. Если вектор FH повернуть вокруг
точки F, чтобы его конец совпал с точкой Hf,
лежащей на вертикальном диаметре, то сум-
Фиг. 8. Схема векторов при определении избыточного
противовеса на сцепном колесе: ОА и АВ — составляю-
щие противовеса, уравновешивающего кривошип; ВС, CD
и Ъ~Е, EF—противовесы для уравновешивания пальца и
части веса сцепных дышел; FG и GH — составляющие
избыточного противовеса после перевода его в пло-
скость колеса; FH — действительный избыточный проти-
•овес на колесе; ОН — суммарный противовес сцепного
колеса.
«арный противовес сцепного колеса ОН' будет
расположен без угла сдвига, что упростит из-
готовление модели колеса. Такое размещение
избыточных противовесов имеет место в колё-
сах паровоза ФД и часто встречается у аме-
риканских паровозов *. Вертикальное воздей-
ствие сцепных колёс на рельс не изменяется,
так как FH = FH', степень же уравновешен-
ности горизонтальных сил инерции и их мо-
ментов при этом меняется.
Колебания паровоза в горизонтальной
плоскости. Наличие на ведущих колёсах вер-
тикально уравновешивающих и на сцепных
избыточных противовесов не исключает воз-
действия на паровоз от обеих машин сво-
- бодной горизонтальной силы инерции Xq и
* В США при определении противовесов пересчёт
в плоскость колеса производится только для ведущих
колёс. -
B^ = — mn\y. cos P;
n — число движущих осей паровоза.
Величины Q', Q' и пизб определяются по
формулам B8), B9) и C5).
Сила Хо вызывает подёргивание паровоза,
момент УЯо — виляние паровоза. Амплитуда
колебаний паровоза определяется решением
диференциальных уравнений движения, причём
паровоз рассматривается как свободная система
(касательные реакции рельсов, влияние ваго-
нов и т. п. не учитываются).
Двойная амплитуда подёргивания, иногда
называемая просто амплитудой подёргивания,
Mnap(l+k)
*
C8)
где ft =
Полный угол поворота паровоза при виля-
нии (амплитуда виляния)
C9)
'пар
где Мпар — масса всего паровоза в кгм 1 сек*;
Jnap — момент инерции паровоза относительно
вертикальной оси, проходящей через его центр
тяжести, в кгм сек2; k — коэфициент, учитываю-
щий инерцию вращения паровозных колёс
(обычно k = 0,05-т-0,06); / — момент инерции
паровозной колёсной пары в кгм сек2; R — ра-
диус колеса в м. Суммирование -^- распро-
страняется на все колёсные пары.
Величина т/'А\ + В\ в формулах C8) и
C9) очень незначительно отличается от — Bt.
С учётом этого, а также пренебрегая слагае-
мыми, имеющими весьма малое значение, по-
лучаем
Г м\ D0)
рад.
D1)
^?-(л-1) С
азб

ГЛ. ХЩ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВЕЛИЧИНЫ ПРОТИВОВЕСОВ НА ВЕДУЩИХ И СЦЕПНЫХ КОЛЁСАХ
381
Здесь Gnap — вес паровоза в кг;
вес тендера в кг, учитываемый только при на-
личии жёсткого сцепления между паровозом
и тендером.
Момент инерции паровоза определяется по
формуле Нольтейна
Jnap —
кгмсек3, D2)
где Lnap — длина паровоза между обрезами
буферного бруса и стяжного ящика в м; d4 —
диаметр цилиндра в м.
Формулы D0) и D1) с большой степенью
точности применимы для всех типов шатун-
ных механизмов, приведённых в табл. 1.
Подсчёт колебаний паровоза при учёте ка-
сательных реакций на ободе колёс показы-
вает, что величина х0 не меняется и может
быть определена по формуле D0). Что касается
углов поворота паровоза при вилянии, то они
становятся неодинаковыми (угол поворота по
часовой стрелке примерно на 20°/0 больше
угла поворота против часовой стрелки). Однако
полный угол поворота не меняется и может
быть вычислен по формуле D1). В практике
паровозостроения обычно не превосходят зна-
чений х0 = 0,005 м (без учёта веса тендера),
+, = 0,0005 рад. *
Действительные амплитуды подёргивания
меньше теоретических за счёт влияния массы
вагонов (при условии, что не имеет места ре-
зонанс в вагонных упряжных аппаратах).
Если действительные избыточные противовесы
на сцепных колёсах располагаются по схеме
паровоза ФД (FH' на фиг. 8), то вместо вели-
чины (п — 1) Gm6 в числитель выражения D0)
следует подставить сумму проекций векторов
Фиг. 9. Схема векторов при уравновешивании горизон-
тальных сил: ДО,, ДОа и т. д. — избыточные противовесы
в плоскостях сцепных колёс; 8,, 6„ и т. д.— углы, соста-
вляемые этими противовесами с продолжениями радиусов
кривошипов.
всех избыточных противовесов обеих сторон
на направление радиуса кривошипа, изобра-
жаемую суммой векторов Od + Od' (фиг. 9).
Аналитически эта сумма выражается
24Gi (cos 8i + sin bi)>
где AGj — вес избыточного противовеса на
радиусе кривошипа в плоскости колеса; о,- —
угол, под которым этот противовес располо-
жен к продолжению радиуса кривошипа. В фор-
муле D1) величина (л — 1) Gm6 заменяется
вектором dd' = 2^G/ (cos 5; — sin 8,), причём
величина его должна быть уменьшена в отно-
шении -у—. Тогда формула D1) принимает
вид
D3)
nap6
При расположении избыточного противо-
веса диаметрально противоположно пальцу.
кривошипа (в плоскости шатуна) горизонталь-
ные силы инерции и их моменты уравнове
шиваются в равной мере. В случае располо-
жения избыточных противовесов по схеме па-
ровоза ФД процент уравновешивания сил инер-
ции увеличивается, а процент уравновешива-
ния моментов, вызывающих виляние, умень-
шается.
Динамический паспорт паровоза в вер-
тикальной плоскости (фиг. 10) представляет
диаграмму изменения наибольших и наимень-
ших нагрузок колёс паровоза на рельс в функ-
Фиг. 10. Динамический паспорт
паровоза в вертикальной пло-
скости.
ции скорости движения. Наибольшая и наи-
меньшая нагрузки ведущего колеса на рельс
определяются формулами
= Р +/#;w ~Ь Купара + ^анерц)т&х ~
D4)
D5)
—" f-Ж
gdt*'
где Р — статическая нагрузка колеса на рельс
в кг', ж — жёсткость рессоры в кгмм~х\ /—
наибольший прогиб рессоры при движении па-
ровоза в мм (обычно / <^ 15 мм, причём прак-
тически не зависит от скорости движения);
2G — вес колёсной пары с буксами, частью
дышел и т. д. (неподрессоренный вес) в кг;
-—
* Приприменении трёх- и четырёхцилиндровых паро-
возов подёргивание и виляние могут быть в значитель-
ной мере уменьшены.
— вертикальное ускорение колеса на не-
ровностях пути в мсек~2\ "Znapa ~~ давление
колеса на рельс от действия вертикальной со-
ставляющей давления пара на поршень, пере-
даваемого через главный шатун, в кг; ZUHeptt —
динамическое давление на рельс по формуле
C3) в кг.

382
ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Влияние неподрессоренного веса обычно
не учитывается в связи с отсутствием надёж-
ных данных о величине —— . Этим объяс-
няется снижение ZcyMHxaax по мере возраста-
ния скорости (фиг. 10). В действительности
суммарная нагрузка колеса на рельс растёт
по мере увеличения скорости, что подтвер-
ждается результатами измерений напряжений
в рельсах. Влияние неподрессоренного веса,
вызываемое неравномерным износом паро-
возных бандажей, можно учесть по формуле
где U—модуль упругости рельсового основа-
ния в кг/см2; k — коэфициент относительной
жёсткости рельса и рельсового основания
в см~1', v — скорость движения в км/час;
D — диаметр движущих колёс в мм.
Отношение наибольшей нагрузки колеса
к статической (коэфициент динамичности) ко-
леблется в пределах 1,5—2,0
Кривая минимальных давлений колеса на
рельс не должна пересекать ось абсцисс.
Остающаяся положительная нагрузка должна
быть не менее 30% статической нагрузки на
колесо.
Таблица 2
Основные параметры уравновешивания некоторых паровозов
Тип
и серия
паровоза
0-5-0 Эм .
1-5-1 ФД .
1-3-1 Cv .
1-4-2 И С .
Диаметр движущих
колёс в м
1,32
«.5
1,85
1,85
Конструктивная ско-
рость в км/час
65
85
13°
13°
Статическая нагрузка
на колесо Р в т
8,3
Ю,1
9,2
to,i
Коэфициент пере-
грузки рельсов при
конструктивной
скорости
авед
о, 57*
°>3+
°,3°5
°,33
°,33
°,33
°.З2
°,385
Двойная амплитуда
подёргивания без учё-
та веса тендерахов мм
5,°
3,5
3,2
4,2
Угол поворота при
вилянии фэ в рад.
о,ооо5
о.оооэо
0,00027
о,оооз4
воза без тендера ^
составляло tjtv- При этом на ведущих колё-
сах помещаются избыточные противовесы ве-
сом не более 50 кг*; остальной вес избыточ-
ных противовесов распределяется поровну на
все сцепные колёса. Двойная амплитуда по-
дёргивания американских паровозов не пре-
вышает обычно 4 мм (без учёта веса тендера).
Коэфициент перегрузки сцепных колёс при
скорости Diameter Speed (число миль в час,
равное диаметру колёс в дюймах) доходит до
0,5—0,6. Большие значения а при некоторой
неточности в изготовлении противовесов ко-
лёс (заливка свинцом) приводят иногда к об-
наружению погнутых рельсов. В табл. 3 при-
ведены данные, относящиеся к уравновешива-
нию скоростных американских паровозов.
Пересчёт противовесов в плоскость колёс
по способу, аналогичному способу Раевского,
производится в Германии для всех, а в США
только для ведущих колёс.
Пример. Определить противовесы и значения а. х„. <р,
для паровоза типа 1-5-2 по следующим данным: общий
вес паровоза Gnap=-lS0 m; нагрузка на сцепную ось
2Р = 18 т; конструктивная скорость »=90 км,\час; диа-
метр движущих колёс Z)=l,5 м; число цилиндров — 2;
диаметр цилиндра йц =0,65 м; ход поршня ^=0,75 м;
расстояние между цилиндрами 21ц •=
=2,3 м; ось цилиндров горизонтальна
(Р=0); дезаксиал fc=0,005 м; длина
ведущего шатуна L=3 м; расстояние
центра тяжести шатуна от оси валика
ползуна d=1.8 м; вес поступательно
движущихся частей Ок=392 кг; вес ве-
дущего шатуна Ош = 368 кг; момент
инерции шатуна 7=185 кгмсек11; вес
тендера с 2/3 запасов воды и топлива
0,^=88 /га; длина паровоза между
буферным брусом и стяжным ящиком
1. Вес составляющих вертикаль-
но уравновешивающего противовеса
в плоскости шатуна определяется по
формулам B3) и B9):
180"
_ ?®LJL!^ = 201 кг: »'
* Противовесы на ведущих колёсах паровоза Эм не удовлетворяют усло-
вию должного уравновешивания вследствие трудности их размещения в ко-
лесе малого диаметра.
С 2^^368+598-
=13,2 кг; »" =
368- 1,8
3
90п.
В табл. 2 приведены данные об уравнове-
шивании некоторых паровозов.
В США и Германии вертикально уравно-
вешивающий противовес выбирается так,
чтобы уравновесить массу вращающейся части
дышла, определяемую выражением ^. Вес
избыточных противовесов в Германии опре-
деляется, исходя из коэфициента асц = 0,15-т-
—0,2, что при двухцилиндровых паровозах
вызывает заметное подёргивание и является
причиной неспокойного хода при высоких
скоростях.
В США избыточные противовесы выби-
рают так, чтобы отношение оставшихся не-
уравновешенными поступательно движущихся
частей одной стороны паровоза к весу паро-
Полный противовес (в плоскости шатуна) определится из
<2 = /20Р+13,22= 201,4 кг: tg » = - ~р -- 0,0657;
0 - 176°15\
Перевод вертикально уравновешивающего противо-
веса в плоскость колеса производится по способу Раев-
ского.
2. Коэфициент перегрузки ведущего колеса при кон-
структивной скорости определяется по формуле C4):
v
1.S5:
90
1,8 ¦ 1,6
= 33,3 сек
„. Ч2 п „- 0,375 /368+592
Нед= 33,3* • 0,375 273" ^-^
368-1.8W2.3 0,005\ 1
3 • 9,81 J \1,6 + 3 ) 9000
* Следует иметь в виду большие статические на-
грузки на ось у американских паровозов.

ГЛ. Xll]
ДВИЖЕНИЕ ПАРОВОЗОВ ПО КРИВЫМ
383
Таблица 3
Данные по уравновешиванию скоростных американских паровозов
Параметры
Тип и класс паровоза
Вес паровоза (без тендера) в т
Вес поступательно движущихся
частей одной стороны в кг . . . .
Вес избыточных противовесов
на колёсах одной стороны (на ра-
диусе кривошипа) в кг
Вес неуравновешенных посту-
пательно движущихся частей
одной стороны в кг
Отношение веса неуравновешен-
ных поступательно движущихся
частей одной стороны к весу па-
ровоза без тендера
Наименование дороги
NYN&H
2-3-2 J5
1б5
712
235
487
i
34°
ACL
2-4-2 Rl
309
1056
275
78i
i
эбб
NYC
2-3-2 J3
1б3
454
168
286
I
577
NYC
2-3-2 Jl
159
В90
327
563
1
CMStP&P
2-2-1 А
13°
449
135
3i4
i
13
Наибольшая перегрузка рельса от оставшихся неурав-
новешенными сил инерции шатунных механизмов равна
2тах ~ °-32 ' жо° ' 288° кг-
3. Вес избыточного противовеса для сцепного колеса
(в плоскости шатуна) определяется по формуле '35):
G
изб '
0,32- 9000- 9,81 • 1,6
33,33- 0,375A,15+0,8)
= ?5,5 к?.
4. Двойная амплитуда подёргивания и угол поворота
при вилянии определяются по формулам D0) — D2):
2 (зб8+592— -^ 9,81 — 4 - 55,5 ^ 0,375 ¦ 1,414
„ _}_ f [
0 A30 000+88 000; 1,05
= 0,0025 м;
2 (зб8+ 592 — ^- 9,81 - 4 • 55,5] 0,375 • 1,414 • 1,15
\1
1
252 000-9.81
= 0,000265 рад.,
ДВИЖЕНИЕ ПАРОВОЗОВ ПО КРИВЫМ
Статическое (геометрическое) вписы-
вание в кривые служит для проверки про-
ходимости паровозом кривой данного радиуса
и для определения конструктивных мероприя-
тий (устройство безребордных и перемещаю-
щихся осей, ограничителей отклонения теле-
жек и т. п.), обеспечивающих проход кривой.
Кроме того, при статическом вписывании
определяются элементы, характеризующие по-
ложение экипажа в кривой (центр поворота,
углы набегания, отклонения тележек и т. п.),
что необходимо для динамического вписы-
вания.
Круговой и параболический спо-
собы вписывания экипажа в кри-
вые. Положение паровоза в целом и отдель-
ных его колёсных пар в кривой определяется
величиной зазоров * между наружными гра~
нями гребней бандажей и внутренними гранями
головок рельсов. Круговой способ вписывания
основан на применении различных, но связан-
ных между собой масштабов для поперечных
перемещений базы паровоза и радиуса кривой.
Если 2Z., R и F обозначают соответственно
величины хорды, радиуса кривой и стрелки в
натуре, то на чертеже размеры этих элемен-
тов наносятся следующим образом:
«2
где п — коэфициент искажения, принимаемый
в пределах 8--20. При этом стрелка изобра-
жается в натуральную величину, т. е /= F.
Для уменьшения размеров чертежа обычно
применяют масштаб т = —. Тогда
т
п
=/?^; f=Fm.
Обе рельсовые нитки вычерчиваются в ви-
де линий, изображающих внутренние грани
головок рельсов. Расстояние между ними
равно суммарному зазору между гребнями и
головками рельсов, сложенному с уширением
пути в кривой. Это даёт возможность изобра-
жать экипаж паровоза в виде одной прямой
линии, на которой точками отмечаются поло-
жения отдельных осей, шкворней и т. п. Рас-
стояния от точек, изображающих оси, до кри-
вых, представляющих рельсы, дают величины
зазоров между гребнями и рельсами Если
точка, изображающая ось, оказалось вне кри-
вых, то такая ось должна получить боковое
перемещение или бандажи её колёс не должны
* Эти зазоры весьма малы: в прямой суммарный за-
зор равен 18 мм, в кривой к нему добавляется уширение
пути, не превышающее 16 мм для кривых R < 350 м.

334
ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
(РАЗД. IV
иметь реборд*. На фиг. 11 показано вписы-
вание в кривую паровоза типа 2-4-1 с перед-
ней двухосной тележкой и задней тележкой
Бисселя. Кривая наружного рельса проведена
радиусом гнар = R — -f- д- т, а для внутрен-
него рельса радиусом гвн = гнар — (з + Д) т,
где а — зазор в прямой; Д — уширение в кри-
вой. Паровоз поставлен в положение наиболь-
шего перекоса при ходе вперёд; сцепная ось /
Фиг. 11. Круговой способ вписывания в кривую эки-
пажа паровоза типа 2-4-1: ШШ' — отклонение шкворня;
ПП'— отклонение задней поддерживающей оси от сред-
него положения; ?tZ>« и ??« "~ отклонения бегунков.
паровоза идёт, упираясь гребнем левого ко-
леса в наружный рельс, и имеет боковое пе-
ремещение 1—1' (на эту величину рама откло-
нилась в сторону наружного рельса); сцепная
ось 4 идёт, прижимаясь гребнем правого ко-
леса к внутреннему рельсу; сцепная ось 3 без-
ребордная. Все отклонения и перемещения
должны измеряться по перпендикулярам, про-
ведённым на схеме паровоза через центры
колёс, вследствие этого базы тележек будут
изображены в искажённом виде, но отклоне-
ния шкворней тележек и бегунков будут со-
ответствовать их действительным значениям.
Действительный угол набегания % сцепной
оси 1 определяется делением угла набегания А
на схеме на коэфициент искажения л, точнее
sin A
sin а =
п
Кроме установки наибольшего перекоса,
дающей максимальные отклонения тележек.
ших скоростей, когда паровоз при больших
скоростях прижмётся гребнями наружных на-
правляющих колёс к наружному рельсу.
Ошибка при определении отклонений осей
выражается формулой
При больших базах паровозов и больших
значениях л эта ошибка значительна, что
ограничивает применение описываемого способа
для паровозов с длинной базой. Например,
Д/=, 13,1 мм при R = 150 м, 21 = 15 м и
л =10.
Ниже приведены условия, при которых
круговая диаграмма даёт удовлетворительные
результаты (Д/ ^ 1 мм).
Радиус кривой в л...
Полная база паровоза
В .«
Коэфициент искажения
л . . •
5°° 4°° 3°° 2О°
14 14 12 ю
ао is ia,5 ю
6,5
8
Точные значения отклонений осей в кри-
вой получаются, если кривую на чертеже по-
строить, пользуясь различными независимыми
друг от друга масштабами для стрелок и
хорд. При этом условии окружность обра-
щается в эллипс, который на участке, необ-
ходимом для вписывания паровоза, с большой
точностью может быть заменён параболой
[3, 6].
Парабола строится по уравнению у = рх*,
где р = —2~у~ ; х — абсцисса кривой в мм;
1.1
у — ордината кривой в мм; тх = ок — сК —
масштаб хорд; ту=у-*-у—масштаб стре-
лок (табл. 4).
Парабола может быть также построена и
одним из графических способов.
Для вычерчивания внутреннего рельса от
параболы, построенной по данным табл. 4 и
изображающей наружный рельс, отклады-
ваются по ординатам отрезки, равные с+Д,
в масштабе ту, и проводится вторая, смещён-
ная кривая (фиг. 12). Схема экипажа паро-
воза размечается в масштабе тх на прямой,
параллельной оси абсцисс. Отклонения осей,
шкворней и т. п. измеряются по ординатам,
Значения ординат кривой у в мм
Таблица 4
Параметры
построения
R
в м
15°
*5°
35°
35°
5°°
5оо
тх
%
'зо
'/.0
V.0
V»
ту
i
Vi
I
I
I
I
При величине абсциссы х в мм
20
°,5
!>7
0,2
'.4
о,а
1,0
40
2,°
6,7
о, 9
5,7
о,б
4,°
60
4,8
15,°
а,о
12,9
1,5
9.°
80
8,5
26,5
3,7
2а ,8
1б,О
100
i3t3
4i,7
5.7
35,7
4,о
25,°
120
19,2
6о,о
8,2
5L5
5,7
3°,°
140
2б,О
8i,8
ii,a
7°,о
7.8
49.°
160
34,°
107,0
14.7
91,5
ю,з
64,0
180
43,°
*ЗЪ,°
¦8,5
и6,8
13,°
8i,o
200
53,5
167,0
22,8
143,°
16,0
100,0
250
8з,5
35,7
25,°
300
12Э,О
5*,4
Зб,о
350
1^3,5
7°>°
49.°
400
213,4
9'.5
64,0
450
270, о
«5.7
8i,o
500
333,°
143.°
100,0
при геометрическом вписывании обычно прове-
ряется ещё так называемая установка боль-
Ивогда применяют подрезанные реборды.
* Во всех случаях т=тг <
с большей базой или при больших
димо вводить поправки.
вписывании паровозов
значениях л необхо-

ГЛ. XII]
ДВИЖЕНИЕ ПАРОВОЗОВ ПО КРИВЫМ
385
проведённым через центры осей колёсных пар,
шкворней и т. п. на схеме паровоза. Центры
поворота Q отыскиваются как середины хорд,
изображающих главное строение паровоза или
Фиг. 12. Параболический способ вписывания в кривую
экипажа паровоза типа 1-5-1 (установка высоких скоро-
стей).* ББ' — отклонение переднего бегунка; /7/7' — откло-
нение задней поддерживающей оси.
тележку, и затем сносятся на ось схемы па-
ровоза.
Динамическое вписывание в кривые
паровозов производится с целью определить
усилия, действующие на гребни колёс, набе-
гающих на рельсы; это позволяет решать во-
просы устойчивости и безопасности движения
в кривых. Движение паровоза по кривой мо-
жет быть представлено как сумма поступа-
тельного движения вдоль продольной оси па-
ровоза и вращательного — вокруг центра по-
ворота. За центр поворота Q принимается ос-
нование перпенди-
куляра, опущенно-
го из центра О
кривой на прямую
линию, изобража-
ющую главное
строение паровоза
(фиг. 13).
При динамиче-
ском вписывании
принимается ряд
допущений: банда-
жи имеют цилин-
дрическую поверх-
ность; все горизон-
тальные внешние силы, действующие на па-
ровоз, приложены к нему в плоскости головок
рельсов (влияние опрокидывающих моментов
от центробежной силы и силы тяги может
быть учтено в соответствии с действительными
точками их приложения); трение гребней бан-
дажей о боковую поверхность головок рель-
сов отсутствует; давления гребней бандажей
на рельсы направлены вдоль проекций осей
соответствующих колёсных пар на плоскость
головок рельсов; движение установившееся;
паровоз без тендера и вагонов (сила тяги
может быть учтена).
Силы, действующие на экипаж паро-
воза. На фиг. 14 изображено вписывание в
кривую паровоза 1-4-0 в положении наиболь-
шего перекоса. К главному строению паро-
воза приложены следующие силы: направляю-
25 Том 13
О
Фиг. 13. Центр поворота паро-
воза в кривой.
щие усилия Y] и К4< действующие со стороны
головок рельсов на гребни набегающих ко-
лёс; центробежная сила С = ——р ^ , прило-
g R
женная в центре тяжести О главного строения,
составляющая веса паровоза Т = GnaD xi- ;
возникающая при превышении наружного
рельса Л; возвращающее усилие тележки В
и давление 5 на шкворень, закреплённый в
главной раме. Кроме того, имеются силы тре-
ния, возникающие в точках контакта между
бандажами и рельсами при вращении паро-
воза вокруг центра поворота. Эти силы, на-
правленные в сторону, .обратную скольжению
колёс, перпендикулярно лучам, соединяющим
Фиг. 14. Вписывание в кривую паровоза 1-4-0 в положе-
нии наибольшего перекоса.
колёса с точкой Q, разложены на продоль-
ные Н и поперечные V составляющие.
Определение направляющих усилий. Для
всей группы сил, представленных на фиг. 14,
составляются два уравнения статики (третье
уравнение обращается в тождество):
- VA) = 0;
D7)
Sls
21К - 2V1ll -
0.
D8)
Из этих уравнений
вляющие усилия ?i и
определяются напра-
j, причём значением
скорости v в выражении С = —^?.— необ-
ходимо задаться. Знак минус в результате
решения уравнений для одного из направляю-
щих усилий укажет на невозможность при-
нятой установки экипажа в кривой и на необ-
ходимость изменения установки.
Составляющие сил трения определяются
по формулам
cos ^ =
= Р[Л Sin 8; = Р{Л
D9)
E0)

386
ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
где Xi — расстояние от соответствующей оси
до центра поворота; [а — коэфициент трения,
принимаемый не зависящим от скорости сколь-
жения и равным 0,25.
Давление на шкворень 5 определяется из
рассмотрения условий равновесия тележки,
аналогичных условиям D7) и D8). Неизве-
стными величинами в этом случае являются
силы S н Yg (направляющее усилие бе-
гунка).
Возвращающая сила определяется в зависи-
мости от величины отклонения тележки (если
на тележке применено устройство с перемен-
ной возвращающей силой).
Определение положения центра поворота
главного строения производится либо графи-
чески, либо по формуле
E1)
где х — расстояние от передней набегающей
оси до центра поворота в м\ I — расстояние
от передней набегающей оси до задней (п-й)
набегающей оси в м; щ — расстояние между
гребнем переднего набегающего колеса и на-
ружным рельсом в м (в случае жёсткого на-
бегания щ = 0 *); ип — зазор между гребнем
заднего набегающего колеса и наружным рель-
сом в м. При набегании на внутренний рельс
и„~а + А.
Положение центров поворота тележек
может быть определено аналитическим и графи-
ческим методами. Первый часто оказывается
более удобным.
Для решения вопроса, какие из задних
колёс будут набегать на внутренний рельс,
необходимо определить значение х по фор-
муле E1) для различных вариантов набе-
гания.
Действительным положением паровоза в
кривой будет то, для которого значение х
окажется наименьшим.
Динамическое вписывание с учётом силы
тяги. В этом случае центр поворота не будет
лежать на продольной оси паровоза и ока-
жется сдвинутым в сторону наружного рельса
на величину _у0 [3, 15]. Неизвестными будут
оба направляющих усилия и ордината центра
поворота у0 или (при свободной установке)
направляющее усилие Y\ и координаты xQ, у0.
Третьим условием в дополнение к форму-
лам D7) и D8) будет условие равенства нулю
проекций всех сил (включая силу тяги) на
продольную ось паровоза:
После преобразования формулы E2)
=0. E2)
Здесь FK — сила тяги; yt — ординаты точек
контакта колёс с рельсами, равные ± 1К (знак
плюс для наружных колёс); хь — абсциссы
точек контакта (расстояния от осей до центра
поворота).
«0. E3)
Определив отсюда у0, переносят начало
координат в отысканный центр поворота и
составляют для нахождения направляющих
усилий два уравнения, аналогичные уравне-
ниям D7) и D8).
Динамическое вписывание, основанное
на теории упругого скольжения
Исследование процесса перекатывания ко-
лёс паровоза при движении по кривой по-
казывает, что боковое перемещение колёс по
рельсам при вращении экипажа вокруг центра
поворота происходит не вследствие простого
скольжения, а как результат упругого сме-
щения частиц колеса и рельса, приводящего
при одновременном перекатывании к непре-
рывному поперечному сдвигу. Сила, вызываю-
щая этот сдвиг, пропорциональна отношению
расстояния точки контакта от центра пово-
рота к радиусу кривой и зависит от нагрузки
на колесо. При значительном сдвиге, имею-
щем место, если угол набегания превышает
25', упругое скольжение переходит в действи-
тельное.
Таким образом сила упругого скольжения
равна
F = k±P, E4)
где d—расстояние от центра поворота до
точки контакта колеса с рельсом; к — коэфи-
циент, равный 9 при Р = 15 т и 13,5 при
Р = Ю т *. Заменяя обычные силы трения Р[л
силами упругого скольжения по выраже-
нию E4), получим уравнения равновесия
главного строения для положения наибольшего
перекоса в следующем виде:
F» + -^P УХУ1 -Уо) = 0; E5)
-^-P^Xt^O; E6)
ТГ
= °' E7>
где 2^ — алгебраическая сумма сил В, S, С
и Т; ^Yl — алгебраическая сумма моментов
этих сил; у0 — ордината центра поворота. На-
чало координат принято в точке пересечения
радиуса, проходящего через центр поворота
с продольной осью. Из уравнения E5) нахо-
дится у0; из формул E6) и E7) определяются
направляющие усилия Y\ и Yn. Этот способ
вписывания применим для кривых, имеющих
R > 500 м.
имеющих
* При наличии бокового перемещения и отклонении
памы в сторону наружного рельса в, означает величину
отклонения и берётся со знаком минус.
* По немецким опытам k — 30.

ГЛ. XII]
ДВИЖЕНИЕ ПАРОВОЗОВ ПО КРИВЫМ
387
Динамический паспорт паровоза в го-
ризонтальной плоскости. Направляющее уси-
лие набегающего колеса Y (фиг. 15), прило-
женное в точке А, является одной из причин
износа гребней и внутренних граней головки
чины бокового давления Y к нагрузке на
колесо Р:
Фиг. 15. Горизонталь-
ные силы взаимодей-
ствия головки рельса с
бандажом.
Фиг. 16. Соотношения сил
при сходе колеса с рельса.
рельсов. В точке В приложена поперечная со-
ставляющая V силы трения. При положитель-
ном значении угла набегания а сила трения
действует противоположно направляющему
усилию, при отрицательном а —наоборот. Сдвиг
и опрокидывание рельса происходят под дей-
ствием алгебраической суммы сил Y и V.
Если колесо вползло гребнем на головку рельса
(фиг. 16), то касание бандажа с рельсом про-
исходит в точке контакта А, находящейся «а
гребне бандажа. Горизонтальная сила V, с ко-
торой гребень давит на рельс, будет отличаться
от прежней горизонтальной силы Y на вели-
чину силы V, т. е. Y' = Y^ V; эта сила назы-
вается боковым давлением. На фиг. 17 по-
казан динамиче-
ский паспорт паро-
воза 1-4-0 в гори-
зонтальной плос-
кости. Давления на
внутренний рельс
отложены в ниж-
ней части диаграм-
мы, на наруж-
ный — в верхней.
В интервале ско-
ростей от v = 0
до v = vx паровоз
занимает положе-
ние наибольшего
перекоса (фиг. 14).
При v = t>i гре-
бень правого коле-
са оси 4 начинает
Фиг. 17. Динамический паспорт
паровоза в горизонтальной
плоскости: Yt, rt и У^ — на-
правляющие усилия осей 1, 4
и бегунковой; У^, У^ и Yq —
боковые давления; ук„ — кри-
тическая скорость.
отрываться от внутреннего рельса. В интер-
вале скоростей от Vi до г2 главное строение
паровоза занимает свободную или равновес-
ную установку. Гребни колёс оси 4 не набегают
ни на один из рельсов. Когда v= v%, гребень
левого четвёртого сцепного колеса подходит
к наружному рельсу и начинает давить на
него по мере увеличения скорости.
Безопасность движения по кривым. Под
действием горизонтального усилия набега-
ющее колесо может, в особенности если
угол набегания а положителен, приподняться
над головкой рельса, касаясь её только в
одной точке (фиг. 16). Безопасность движе-
ния будет обеспечена, если колесо, занявшее
положение, указанное на фиг. 16, сможет
соскользнуть обратно. Соскальзывание, кото-
рому препятствует сила трения pJV, будет
возможно при следующем отношении вели-
У
Р
1+Mgf'
E8)
где угол наклона грани реборды y =70° (ГОСТ).
-^-^1,48 при значении (х = 0,25. Из сообра-
уг
жений надёжности принимают-^-^ 1. Отно-
шение -=- называется критерием безопасности
от схода с рельсов *.
Формула E8) не учитывает влияния угла
набегания а, между тем опасность схода
с рельсов увеличивается по мере увеличения а.
Набегание колеса на рельс под некоторым
положительным углом а приводит к тому, что
точка контакта А находится впереди по отно-
шению к точке контакта В на величину Ъ
и ниже неё (ниже плоскости головок рельсов)
на величину а, причём Ъ — {г + a) tg a tg 7,
где г — радиус колеса. Величина а обычно
равна 9 мм. Для учёта влияния угла набега-
ния можно пользоваться формулой
+ ctg y
E9)
При очень малых значениях углов набега-
ния формула E9) даёт преувеличенные значе-
ния Y :Р. Практически сход с рельсов может
произойти и без всползания гребня на рельс,
а за счёт отжатия рельса силой Y'. Отжатие
составляет около 1 мм на 1 т для пути сред-
Y'
ней мощности. Критерий безопасности — и
в этом случае может быть принят не больше 1.
Пользуясь критерием безопасности, вычис-
ляют предельное допускаемое значение Y' и
наносят его на ось ординат динамического
паспорта. Это позволяет определить величину
критической скорости v паровоза по дан-
ной кривой (см. фиг. 17).
Пример. Произвести динамическое вписывание паро-
воза типа 1-4-0 в кривую, имеющую R — 150 м. Уширение
пути равно 16 мм, превышение наружного рельса отсут-
Фиг. 18. Схема экипажа паро-
воза типа 1-4-0 и сил, действу-
ющих на тележку: Я — центр
поворота главного строения;
2' — центр поворота тележки;
все размеры в м.
ствует. Нагрузка на сцепную ось равна ГР — 16 от, на
бегунок 2? = 10 т. Диаметр движущих колёс DK — '
= 1320 мм, ось 3 — безребордная (фиг. 18).
* В некоторых случаях более опасной оказывается
возможность опрокидывания колёсной пары [8].

388
ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
1. Находят из построения по круговому способу
положение центров поворота* главного строения 2 и те-
лежки 2', полагая, что паровоз идёт по кривой в по-
ложении наибольшего перекоса (см. фиг. 14) : хгл —
— 3,4 м; х$ег = 1,3 м (фиг. 18).
2. Определяют величины сил трения колёс главного
строения паровоза по формулам D9) и E0), считая, что
|х = 0,25 (табл. 5). Знаки сил определяются в соответ-
ствии с их направлением (см. фиг. 14).
Таблица 5
к
я
Uo
. I
2
3
4
2
m
3.4
1.9
о,4
1,64
0,14
1,36
2,86
~~
CO.
a
0,229
0,388
0,894
0,588
OQ.
О
О
O.973
0,922
0,448
0,809
X
a
^j
458
776
1788
1176
4198
ш
1946
1884
896
—1618
3068
is?
—3190
-258
1218
—4630
-6860
3. Решают уравнения равновесия тележки, на которой
применён секторный возвращающий аппарат с постоян-
ной возвращающей силой В = 1750 кг.
Находят $бег - 0,524; cos %бег = 0,852; Б. р. = 5000Х
Х0.25 - 1250 кг; V6 = 1064 кг; Нб - 655 кг.
Составляют уравнения равновесия тележки:
S — Уб + 1750 - 2 • 1064 - 0;
5 • 1,5 - 655 • 1,6 = 0.
Отсюда 5 — 698 кг; Yq = 320 кг.
4. Решают уравнения равновесия главного строения
( 47) и D8):
У^—Ух + С- 1750 - 698 + 2 - 3068 - 0;
К, - 1,64 + Yt ¦ 2,86 + 1750 • 3,94 +
+ 698 • 2,44 — 4198 -1,6 — 2 • 6860 - 0
К4 - К, + С + 3688 - 0;
1,64/, + 2,86У* - 11 840 - 0.
D7')
D8')
Положим v •= 0, тогда С ¦= 0, и из формул D7') и D8')
находят К, — ^975 кг; У< •= 1287 кг. Следовательно, при-
нятая установка наибольшего перекоса возможна. Зада-
ваясь 'значениями v = 10 км!час и v = 20 км час, нахо-
дят соответствующие значения Ух и К4. Для определения
скорости паровоза, при которой он меняет установку,
следует принять У< = 0. Тогда из уравнения D8') находят
У, — 7218 кг, а из уравнения D7') С — 3530 кг. Но
74 000
9,81
— 3,9г»3 км1час,
откуда
= 30 км/час.
В таком же порядке исследуется установка
больших скоростей. После этого строится 'ди-
намический паспорт паровоза.
КОЛЕБАНИЯ НАДРЕССОРНОГО
СТРОЕНИЯ ПАРОВОЗОВ
Виды колебаний. Надрессорное строение
паровоза представляет систему со многими
степенями свободы. Линейные диференциаль-
ные уравнения колебаний такой системы,
число которых равно числу степеней свободы,
должны решаться совместно; их решение
определяет главные виды колебаний и их ча-
* При определении центра поворота тележки необхо-
димо отклонение бегунка изображать дугой радиуса,
равного длине водила, а не прямой, перпендикулярной
главному строению.
стоты. Приближённые решения могут быть
получены, если предположить, что главными
видами колебаний будут подпрыгивание, про-
дольная качка и поперечная качка. В' каждом
из этих видов колебаний положение системы
определяется одной „нормальной" координа-
той, и паровоз каждый раз рассматривается
как система с одной степенью свободы.
Центр колебаний. Продольная и попереч-
ная качка совершается вокруг осей, прохо-
дящих через центр колебаний*. Если напра-
вить ось х по продольной оси паровоза,
ось у перпендикулярно ей в горизонтальной
плоскости и ось z вертикально, то координата
центра колебаний по оси х определится из
уравнения
F0)
*/
где Ж1 — жёсткость рессоры; x-v — координата
рессоры.
По высоте (ось z) центр колебаний нахо-
дится на уровне центров движущих осей. При
наличии бегунков центр колебаний распола-
гается между центрами движущих и бегунко-
вых осей, деля расстояние между ними (по
высоте) обратно пропорционально суммам
жёсткостей рессор обеих групп осей.
Продольная качка. Уравнение свободных
колебаний продольной качки имеет следующий
вид:
где Jy — момент инерции надрессорного строе-
ния относительно оси у в кгм • сек2; 6 — угол
поворота надрессорного строения в продоль-
ной плоскости; G — вес надрессорного строе-
ния в кг; Н — высота его центра тяжести над
центром колебаний в м.
Решение уравнения F1) даёт частоту сво-
бодных колебаний продольной качки:
гц. F2)
В случае сбалансирования части рессор
продольными балансирами частота /г опреде-
ляется по формуле
—
' А -
Jy
гц,F3)
где 2Ж/-*? распространяется на все сбалан-
сированные и несбалансированные рессоры
паровоза; ^рккхк распространяется на все
рессоры сбалансированной группы; жк — жёст-
кость какой-либо рессоры этой группы;
хк — координата этой рессоры относительно
центра колебаний сбалансированной группы.
* Центром колебаний является точка, обладающая
тем свойствсм, что приложенная в ней сила вызывает
только параллельное смещение надрессорного строения
паровоза без вращения.

ГЛ. XII]
КОЛЕБАНИЯ НАДРЕССОРНОГО СТРОЕНИЯ ПАРОВОЗОВ
389
Поперечная качка. Формулы для случая
поперечной качки аналогичны формулам
F0)—F3). Частоты свободных колебаний
^лжкУк ""
где Ужкук распространяется на все рес-
соры, входящие в группу, имеющую попереч-
ный балансир.
Подпрыгивание. Частота свободных коле-
баний подпрыгивания определяется по фор-
муле
1 /"Vw.
—1/ *Ф-
2% у М
F5)
где М — масса надрессорного строения паро-
воза.
Вынужденные колебания. При действии
на надрессорное строение паровоза возму-
щающей силы, меняющейся по гармониче-
скому закону (например, Q=QQCosmt часто-
той fe = -н— и при частоте/^ свободных коле-
бании подпрыгивания, равной -^— , уравнение
колебательного движения имеет следующий
вид:
z = A cos pt -f В sin pt + С cos mt, F6)
причём
Qo
P. F7)
сложным, не гармоническим законом необхо-
димо разложить эту силу в ряд Фурье, после
чего наибольшая критическая скорость опре-
деляется приравниванием частоты гармоники
наиболее низкого порядка к частоте свобод-
ных колебаний. Если, например, в качестве
возмущающей силы рассматривать давление
ползунов на параллели вследствие действия
вертикальных составляющих усилия шатуна,
то частота основной гармоники равна в этом
случае удвоенному числу оборотов колёс в
секунду. Значение наивысшей критической
скорости определится по формуле
v = 5,65DKfceo6 км/час,
F8)
где DK — диаметр движущих колёс в м\
/своб — частота рассматриваемого вида сво-
бодных колебаний в гц.
Колебания паровоза как системы со мно-
гими степенями свободы. Точное решение
задачи о колебаниях паровоза весьма сложно.
С целью упрощения решения рассматривают
паровоз как систему с тремя степенями сво-
боды, считая, что величины упругих постоян-
ных рессор не меняются во время колебаний.
В этом случае положение системы при коле-
бании определяется вертикальным перемеще-
нием центра тяжести z, углом поворота в про-
дольной плоскости 6 и углом поворота в по-
перечной плоскости ср. Составляя уравнения
Лагранжа и пользуясь свойством симметрии
в расположении рессор относительно про-
дольной оси, получают следующие линейные
диференциальные уравнения свободных коле-
баний надрессорного строения паровоза:
^r + az + bb=O; F9)
Здесь Р —
1 —
коэфициент нараста-
ния колебаний, который обращается в беско-
нечность при т=р, т. е. когда частота вы-
нужденных колебаний, одинаковая с частотой
изменения возмущающей силы, становится
равной частоте собственных колебаний паро-
воза. В этот момент происходит явление ре-
зонанса колебаний, заключающееся в беско-
нечном (теоретически) нарастании амплитуд;
При наличии факторов затухания (например,
трения между листами рессор и пр.) коэфи-
циент р, не обращаясь в бесконечность, будет
достигать максимума при совпадении частот.
Из-за отсутствия надёжных данных о величине
затухания для экипажей паровозов определе-
ние коэфициента C для соотношения ча-
стот -—/—. близкого единице @,8—1,2), за-
Jc
труднительно. При проектировании паровоза
желательно, чтобы критические скорости * ле-
жали в области малых скоростей движения,
где переход через резонанс обычно происхо-
дит спокойнее.
При определении критических скоростей
в случае выражения возмущающей силы
* Скорости, при которых наступает резонанс.
= 0;
rf26
-^ + mz + пб = 0,
G0)
G1)
где а = =гг—. о =
М
М
М
Ъ
т — М -у-
Jу
2*** А
и yt — коорди-
Jу Jу '
наты отдельных рессор относительно центра
тяжести; Jx и Jy — моменты инерции надрес-
сорного строения относительно осей х и у.
Решение уравнений F9)—G1) даёт следующие
частоты главных видов собственных колеба-
ний:
для поперечной качки
1
G2)
для подпрыгивания и продольной качки, про-
исходящих совместно и образующих два глва-
ных вида колебаний,

390
ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
[РАЗД. IV
Оба значения частоты по формуле G3)
действительны и положительны. Если й = 0,
то и т = 0. В этом случае координаты гиб
становятся независимыми (нормальными), и
главными видами колебаний будут чистое
подпрыгивание и чистая продольная качка.
Условие Ь = 0 показывает, что колебания
могут быть независимыми только в случае
совпадения центра тяжести с центром коле-
баний.
Пример. Определить скорость движения паровоза
типа 0-5-0, опасную в смысле возникновения резонанса
колебаний при поперечной качке. Вес паровоза в рабочем
состоянии Gnan ~ 85 от; высота центра тяжести надрес-
сорного строения над центром колебаний //= 1,4 м; вес
надрессорного строения G =• 65 т; жёсткость рессор
ж = 120 кг'мм; расстояние от рессор до продольной пло-
скости паровоза у^ — 0,6 л; диаметр движущих колёс
D = 1320 мм, момент инерции надрессорного строения
относительно продольной оси, проходящей через центр
колебаний, Jx- 22 000 кгмсек*.
Определяют частоту свободных колебаний поперечной
качки по формуле F4):
10 • 120 • 1000 . 0,6» - 65 000 • 1,4
22Ш0
. С7
°'67
Если причиной возникновения вынужденных колебаний
поперечной качки является давление ползунов на парал-
лели, то критическая скорость определится по фор-
муле F8):
vKp = 5,65 • 1,32 • 0,67 = 5 км1час.
При такой небольшой скорости движения переход через
резонанс обычно не является опасным.
Аналогичным способом можно определить
критическую скорость движения и для случая
когда вынужденные колебания надрессорного
строения паровоза возникают вследствие пе-
риодических толчков на стыках рельсов.
РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
Отклонение фактических нагрузок от за-
данных на оси построенного паровоза допу-
скается обычно в пределах ^:3°/0. При раз-
работке технического проекта составляется
подробная весовая ведомость паровоза с ука-
занием для каждого узла веса в кг, плеча в м,
момента в кгм*. Сложные узлы заносятся в
весовую ведомость по частям, например, ка-
ждый лист топки, связи каждой стенки огне-
вой коробки, каждый барабан цилиндрической
части и т. д.
Для определения веса какого-либо узла
используют данные существующих паровозов
(одного или нескольких) по узлам, которые
размерами и конструктивными формами наи-
более близко подходят к проектируемому. При
этом вес исходного узла исправляют в отно-
шении основных размеров или параметров,
характерных для веса данного узла (например,
вес колосниковой решётки можно исправить
в отношении площадей этих решёток, то же
в отношении других узлов, связанных с по-
верхностями топки, труб и т. д.). С помощью
подобных отношений при правильном учёте
размерных и конструктивных особенностей
отдельных узлов и при сохранении их при
рабочем проектировании определение веса
паровоза является достаточно точным, ибо от-
дельные погрешности при большом количестве
узлов взаимно погашаются. При выполнении
рабочего проекта составляется точная весовая
ведомость паровоза по данным рабочих чер-
тежей и производится окончательная развеска.
Критерием соответствия фактических и за-
данных нагрузок на оси проектируемого па-
ровоза является равенство суммы весов всех
узлов по весовой ведомости сумме заданных
давлений осей на рельсы и равенство суммы
моментов по весовой ведомости сумме момен-
тов заданных давлений осей на рельсы. Си-
стема подвешивания на распределении веса
по осям не отражается, так как изменением
плеч балансиров и затяжкой рессор общий вес
паровоза и положение центра тяжести его
изменить нельзя. При несовпадении суммы
моментов по весовой ведомости с суммой мо-
ментов заданных нагрузок на оси необходи-
мого равенства достигают разными приёмами:
перераспределением веса между поддержива-
ющими и бегунковыми осями; переносом от-
дельных частей на паровозе (тормозного обо-
рудования или даже всего котла вместе с
другими находящимися на нем частями);
искусственным утяжелением или облегчением
некоторых конструкций, удалённых от центра
тяжести (например, дымовая камера, буферный
брус); применением или устранением конструк-
ций, не имеющих особого значения (например,
дымоотбойник) и т. д.
После достижения равенства весов и мо-
ментов между данными весовой ведомости
и заданными давлениями на оси переходят
к определению плеч балансиров.
Для каждой оси находят вес подрессоренных
частей, равный давлению данной колёсной
пары на рельс за вычетом веса, который пе-
редаётся непосредственно рельсу без участия
рессорного подвешивания *. Плечи балансира,
соединяющего рессоры двух соседних осей,
должны быть обратно пропорциональны весам
подрессоренных частей этих осей. В случае за-
данного взаимного расположения частей паро-
воза и плеч балансиров при проверочном рас-
чёте следует определять давление колёсных
пар на рельсы. На фиг. 19 приведено опреде-
ление давлений колёсных пар на рельсы па-
ровоза типа 0-5-0. Если X — вес подрессо-
ренных частей оси 5, входящей в заднюю сба-
лансированную группу, a Y — вес подрессо-
ренных частей оси 3, входящей в перед-
нюю сбалансированную группу, то вес подрес-
соренных частей осей 4, 2 и 1 будет соответ-
_, 176 „170 v170 184
«пенно равен *щ«; ^«ч Уш'\Пкг'
Приравнивая сумму всех этих сил и их мо-
ментов (подрессоренных) весу паровоза и его
моменту по весовой ведомости, получают два
уравнения, позволяющие найти X, V и все
остальные нагрузки на оси.
• За начало координат следует выбирать точку, обес-
печивающую однозначность для всех плеч.
* В паровозе могут быть такие части, которые
являются подрессоренными, но в то же время при опре-
делении плеч балансиров они искусственно причисляются
к весу неподрессоренных частей, поскольку свой вес они
не передают через главную балансирную систему (напри-
мер, передние тележки паровозов ФД и СО).

ГЛ. XII]
РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
391
-1200-~
56k
-1130k-
-12k85~
-1/995-
-11160-
-UOO0-
-5Ш-
-6890-
-8320-
-9780-
Вес подрессоренных частей
Вес неподрессоренных частей
Давление на рельс
1U757
2791
I75k8
М15
3065
17180
1217k
4788
16962
12935
3111
I60UB
13523
281k
16337
Итого
6750k кг
16569 кг
8kO73 кг
Фиг. 19. Схема развески паровоза типа 0-5-0.
При разработке проекта паровоза и в дру-
гих случаях можно пользоваться следующим
правилом. При перенесении какой-либо части
тгла Т (фиг. 20) весом AG из какой-либо
точки А на расстояние / момент веса тела 7
относительно ка-
кой-либо оси у— у
изменится на ве-
личину
У
Фиг. 20. Изменение момента
веса тела в зависимости от
переноса точки приложения
силы.
Пример 1. Опреде-
лить положение котла
и других частей на
экипаже паровоза
(фиг. 21) с колёсной
формулой 1-4-2 (паро-
воз ИС).
За исходный тип
паровоза принимается
1-5-1 ФД (фиг. 21), ко-
торый по основным уз-
лам (котёл, цилиндро-
вый блок и некоторые другие) и по общему весу одина-
ков с паровозом типа 1-4-2.
1. Подсчитывают момент нагрузок от колёсных пар
на рельсы согласно запроектированным данным относи-
тельно оси у — у, проходящей через бегунки обоих па-
ровозов. Находят, что момент паровоза 1-4-2 должен быть
больше момента паровоза 1-5-1 на 61 тм:
82 G,02 — 0,97) + 2 • 19 A2,6 - 0,76) — 103 . 6,12 —
- 20,5 • 12,37 = 61 тм.
веса неподрессоренных частей движущих осей вследствие
уменьшения числа их с пяти до четырех C,5 т); в) облег-
чением передней части паровоза—постановка лёгкого бу-
ферного бруса, снятие дымоотбойных щитов, применение
более тонких листов для дымовой камеры A,2 т); г) тор-
мозной насос можно перенести с передней части дымовой
камеры на третий конический барабан и тормозные да-
—12370-
20,5т ЮЗт = 5 * 20,6 т
12,5т
19т 19т-. 82 т
Фиг. 21. Схема определения положения котла
и других частей на экипаже паровоза: а — паро-
воз типа 1-5-1 (ФД); б — паровоз типа 1-4-2 (ИС).
Следовательно, котёл паровоза 1-4-2 не может распо-
лагаться относительно бегунка на том же расстоянии, как
и на паровозе 1-5-1, а должен быть сдвинут.
Для определения величины перемещения котла учиты-
вают: а) середины баз движущих колёс обоих паровозов
(фиг. 21), которые имеют почти одинаковые плечи, но веду-
щая ось паровоза 1-4-2, будучи тяжелее сцепных осей на
3 т, сдвинута назад на 7,025—6,12=0,9 м\ б) двухосная зад-
няя тележка паровоза 1-4-2 тяжелее тележки 1-5-1 прибли-
зительно на 2 т по раме и на 2,7 т по весу неподрессо-
ренных частей; эти 4,7 т компенсируются уменьшением
линдры с коленчатыми рычагами, с тормозным валом и
креплением от сцепной оси 1 к оси 4.
Влияние этих мероприятий указано в табл. 6.
Таким образом передвижкой котла должно быть ском-
пенсировано 61—37 — 24 тм.
При весе котла (с находящимися на нём другими де-
талями) 64 т перемещение его назад должно быть равно
gj -= 0,375 м, или 375 мм. В действительности котёл па-
ровоза ИС отстоит от переднего бегунка дальше, чем
котёл паровоза ФД, на 373 мм.

392
ДИНАМИКА И РАЗВЕСКА ПАРОВОЗА
{РАЗД. IV
Таблица 6
Изменения в паровозе
1-4-2
Смещение ведущей оси . .
Компенсация веса задней
тележки частью веса движу-
щих колёс
Компенсация веса задней
тележки облегчением перед-
ней части паровоза
Перемещение тормозного
оборудования
Итого ....
Вес в т
3,5
1,2
-
Величина
смещения
в м
4,дб
ю,о
Изменение
момента
в тм
17,3
13
5
37
Пример 2. Определить, на сколько нужно сдвинуть
котёл, чтобы в паровозе типа 1-4-2 осуществить нагрузку
на бегунок 15 т вместо 16 /га, на поддерживающие оси
по 19,5 т вместо 19 /и?
Перенос 1 тс бегунка на задние поддерживающие оси
вызывает изменение момента на ДМ ¦= 1 A2,605 — 0,762)=
= 11,84 тм; этому должно соответствовать дополнитель-
11,84
ное смещение котла назад на 0,185 м: ' = 0,185 м.
64
ПримерЗ. На сколько нужно сдвинуть заднюю тележку
паровоза ФД, чтобы нагрузку на неё уменьшить до 19 т,
увеличив при этом нагрузку на движущие оси до 20,9 т?
Увеличение момента вследствие перемещении тележки
с нагрузкой 19 т на искомую величину лг должно рав-
няться уменьшению момента, возникающему при пере-
несении 1,5 т с задней тележки на движущие оси, при
этом собственный вес тележки 4,5 m исключается,
поэтому
1,5 A2,37— 6,12)
19 - 4,5
= 0,65 м.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. БабенкоД. Н„ Динамика паровоза, Трансжелдор-
издат, М. 1938.
2. Годыцкий-ЦвиркоА. М. Взаимодействие пути
и подвижного состава, Транспечать НКПС, Л. 1931.
3. Д е л а к р о а А. Е., К проблеме вписывания парово-
зов в кривые, „Труды ЛИИЖТ", 1941.
4. Иванов В. Н., Методика уравновешивания паро-
возов, „Труды МЭМИИТ", вып. 54, Трансжелдориздат,
1948.
5. К о л ч и н Н. М., Силы инерции паровозной машины
и их уравновешивание, Транспечать НКПС, 1931.
6. Королёв К. П., Геометрическое вписывание паро-
возов в кривые, Трансжелдориздат, 1941.
7. Кучеренко С. М., Зольников С. С, Коро-
ле в К. П., Маркевич С. Ф., Результаты первых
динамических испытаний паровоза ФД, „Транспортное
машиностроение" № 3/17, 19<за.
8. ЛьвовД. В. иВоробьёв Г. Н., Устойчивость
паровоза в кривой, „Транспортное машиностроение"
№ 9, 1938.
9. Мейнеке Ф., Краткий курс паровозостроения,
Трансжелдориздат, 1938.
10. Николаев И. И., Теория и конструкция паровоза,
т. 2, Машгиз, М. 1939.
11. Панский В. М., Расчёт противовесов, .Транспорт-
ное машиностроение" № 12, 1935.
12. С л о м я н с к и й А. В., Вписывание в кривые паро-
воза ИС, „Транспортное машиностроение" № 11, 1938.
13. Carter F. W., On the Stability of Running of Loco-
motives, „Proc. of the R. Soc. of London", A, vol. 121, 1928.
14. N о r d m a n n, Die Baufeigenschaften der Locomotiven,
„Org. f. d. Fortschr. d. Eisenbahnaw.", S. 157, 1941.
15. Porter, The Mechnics of a Locomotive on Curved
Track, „Railway Erg.", an VII—XII, 1934.

Глава XIII
ТЕНДЕР
ТЕНДЕР БЕЗ КОНДЕНСАТОРА
ВИДЫ ТЕНДЕРОВ
Основное назначение тендера — перевозка
запасов воды и топлива для питания паровоза.
Важнейшие характеристики тендера — вели-
чины запасов воды и топлива. Качество кон-
струкции тендера обычно оценивается отноше-
нием порожнего веса (веса ненагружённого
тендера) к весу с полным запасом воды и то-
плива.
Тендеры различают по роду топлива, по
конструкции водяного бака, величине запасов
топлива и воды, конструкции ходовой части
и наличию специальных устройств (стокер,
конденсационное оборудование, газогенератор,
углепылевая мельница, водоподогрев и т. п.).
Общий вид шестиосного тендера [6] паровоза
серии ИС с двумя тележками и стокером дан
на фиг. 1.
Характеристики некоторых тендеров при-
ведены в табл. 1.
широкие полосы или перегородки с отверстиями
для успокоения воды и устранения водяных
ударов при ускорении и замедлении поезда.
Придание баку цилиндрической формы по-
зволяет значительно уменьшить количество
креплений. Однако в связи со значительно
худшим, чем при прямоугольном баке, запол-
нением габарита длина цилиндрического бака
получается больше, а экономии в весе достичь
не удаётся. Баки изготовляются из листовой
стали марок Ст. Ос или Ст. 3 по ГОСТ 380-41
толщиной 4—8 мм. Листы соединяются свар-
ными или заклёпочными швами. Размеры листов
принимаются по ОСТ 10019-39 (см. ЭСМ, т. 3,
стр. 393, табл. 46 и 47).
На фиг. 2 показаны разрезы бака тендера
паровоза ФД.
Требующийся объём водяного бака зависит
от мощности паровоза и расстояния между
пунктами набора воды, составляющего для
обычных условий СССР 80—100 км. Подсчитан-
Таблица 1
Серия паровоза
Н. . .
О ...
СУ. СО
л, со***
52 . .
ФД . .
ИС . .
— . .
Год начала вы
пуска тендеров
1898*
1901*
1934*
1946**
1942*
1931**
1936**
1939**
1944**
Характеристики
Число
осей
Всего
3
4
4
4
4
6
6
7
8
В жёсткой
раме
3
—
_
—
—
—
—
5
В каждой
тележке
2
2
. 2
2
3
3
2
4
тележек
_
2
2
2
2
2
2
I
2
Диаметр колёс
в мм
IOIO
IOIO
1050
1050
95°
1050
900
1067
1067
тендеров
Порожний вес
тендера в т
i8,6
21,9
36
32,5
1.8,7
55,9
6о,6
79
9°
Запасы
в
воды
16
23
28
23
32
43,5
95
93
т.
угля
5
7
i8
i8
10
22,2
22
24
23
Вес тендера с
100%-ным запасом
воды и угля в от
39,6
51,9
82
78,5
6°,7
121,6
131,1
198
2Об
к . . 3
Отношение пор
него веса тенд
ра к весу с по
ным запасом в<
и угля
°,47
о,42
о,44
о, 415
о.31
о,ф
0,46
о,4О
о,44
Максимальная
нагрузка на ос
в т
13,3
13
21
2О,5
16
2О,5
22
29
2б
* Стокер отсутствует. ** Стокер имеется. *** Паровозы серии СО выпускались с ручным отоплением.
ВОДЯНЫЕ БАКИ И ПОМЕЩЕНИЕ
ДЛЯ ТОПЛИВА
Различают П-образные, прямоугольные,
цилиндрические и полуцилиндрические водя-
ные баки. Баки с плоскими стенками требуют
креплений. Внутри бака ставят поперечные
ный по расходу воды объём бака увеличи-
вается на 25% для четырёхосных тендеров и
на 17,5% для шестиосных, чтобы получить не-
расходуемый запас, обеспечивающий работу
питательных приборов. В целях увеличения
безэкипировочного пробега применяется
устройство для набора воды на ходу поезда

394
ТЕНДЕР
[РАЗД. IV
=2-.
/
/
f\t in
0) ||
X ill
о .
5o
§s
Ь5
S3.
о
s «
и Я
щий
apOBi
ю в
иг. 1. С
" 1
|
(
J
1
ii ii
i "
11 и
ii .,
- ii к
ii
|,
1
1
!
!
!
i
i
|l
I1
ii
ii
и
5
i
1 !
а: 1
«о
Q |
5 Ji
5 /"-
/
if
/
II
|1
1]
!
и
и
ii
ii
и
и
ii
Is
||
||
||
||
||
1'
I1
II
II
II
||
it
/
/7/7/7
и U 1С
т
1
г
1
¦ [
1
1
¦t
i
4
\
}
w
MJftiifc-
|]|JK
Mi
Щ
Щ
ijrE
W
1
а/
а
1
В2к
Щ
X
Лис*
Ш№-
JJiPUr
Ж1
ua
i
щ
jl
1
^^
Pill N
'jL
Pi,
- — 0?S? ~ : -J
—т
1
|
&
i
!
J
Днище водяного бака может быть состав-
ной частью рамы тендера или заменять раму
тендера .(несущий бак). В последнем случае
нижняя часть бака должна быть цилиндриче-
ской формы. При отдельном баке он ставится
на деревянный настил тендерной рамы.
Размеры пиломатериалов хвойных пород
для деревянного настила выбираются по ГОСТ
3008-45.
Бак крепится к раме болтами, проходящими
через специальные лапы бака или сквозь его
днище. В последнем случае внутри бака под
болты ставятся свинцовые или медные шайбы
для достижения герметичности. Налив воды
в бак производится через горловины удлинён-
ной формы, что облегчает установку паровоза
под гидроколонкой. Ширина горловины должна
составлять не менее 400—410 мм, чтобы через
неё человек мог пролезть внутрь бака в случае
необходимости ремонта. Горловина снабжается
сеткой для защиты от попадания в бак посто-
ронних предметов. Высота горловины ограни-
чивается необходимостью подъезда под гидро-
колонки.
Забор воды из тендера на паровоз, как
правило, производится через сетку. После сетки
ставится водозапорный вентиль или задвижка
для возможности временного отсоединения во-
дяного трубопровода.
Соединение трубопроводов между паро-
возом и тендером осуществляется посред-
ством специального резинового рукава по
ГОСТ 1331-41.
В днище бака в удобных местах должны
быть устроены отверстия с люками для спуска
воды и промывки. На боковой стенке бака
располагаются три водопробных крана. В до-
полнение к водопробным кранам иногда при-
меняется поплавковый механизм для указания
уровня воды. Для стока воды с палубы тен-
дера во избежание её замерзания зимой ста-
вятся сливные трубы. Для обеспечения запол-
нения всего объёма водяного бака предусма-
триваются отверстия для выпуска воздуха.
Иногда для ограничения набора воды на пре-
дельном верхнем уровне ставится сливная
трубка.
Угольный ящик размещают на современных
тендерах в выемке передней части водяного
бака. При стокерном отоплении на дне ящика
располагают помещение для стокерного корыта.
Стенки угольного ящика делают наклонными,
чтобы уголь сыпался к корыту. Если наклон
задней стенки меньше угла естественного от-
коса угля, то устраивают специальный угле-
толкатель (пушер). Углетолкатель представляет
собой периодически действующее механиче-
ское устройство с ручным управлением. Он
передвигает уголь с задней части угольного
ящика к стокерному корыту или лотку и
одновременно разрыхляет его. Углетолкатель
приводится в движение паром, поступающим
через специальный клапан в цилиндр, рас-
положенный в задней части угольного ящика.
Для слива воды из угольного ящика пре-
дусматривается труба диаметром около 50 мм
с сетками, предохраняющими от провала
угольков. При этом вода не должна попа-
дать на оси колёсных пар или другие части
тележек.
С целью увеличения объёма помещения
для топлива при отоплении дровами, торфом

ГЛ. XIII]
ХОДОВЫЕ ЧАСТИ ТЕНДЕРА
395
а иногда и углем борты наращиваются решёт-
ками или досками в пределах габарита подвиж-
ного состава и допустимых нагрузок на ось.
При подсчёте объёма помещения для то-
плива можно пользоваться следующими^ вели-
чинами объёмных весов в т/м3: курный уголь
Подмосковного бассейна — 0,800, уголь донец-
кий марки ПЖ —0,820 и марки Д — 0,878, антра-
цит марки AM - 0,902 и марки АРШ — 1,022,
гдовские и веймарнские сланцы — 1,000, торф
(объёмный вес колеблется в пределах 0,15—
0,60 т\м*) — 0,30—0,35, дрова воздушно-сухие
плотной укладки: берёза — 0,670, ольха — 0,540,
сосна — 0,525, осина, липа — 0,500, ель — 0,470.
Нефтяные баки при нефтяном отоплении
паровозов размещаются над водяными и бы-
раме и восьмиосного тендера на двух четырёх-
осных тележках.
Из табл. 1 видно, что применение жёсткой
рамы даёт некоторую экономию веса. Однако
при жёсткой раме ухудшается вписывание паро-
воза с тендером в кривые.
Рама тендера
Рамы выполняются сварными, клёпаными
или литыми. Элементы сварных или клёпаных
рам у тендеров с двумя тележками: ^хребто-
вые балки, занимающие всю длину централь-
ной части; 2) обносные швеллеры, укреплён-
ные на кронштейнах хребтовых балок; 3) по-
перечные шкворневые балки, 4) поперечные
Фиг. 2. Общий вид бака шестиосного тендера паровоза серии ФД: i — боковые стенки;
2 — потолок; 3 — днище; 4 — листовые поперечные крепления;5иб — продольные кре-
плений; f — лапы для крепления бака к раме; 8 — горловина водяного бака; 9 — промыва-
тельный люк; 10 —ушко для подъёма бака.
вают прямоугольными, цилиндрическими и
полуцилиндрическими. Внутри баков делаются
поперечные успокоительные перегородки. Баки
снабжаются горловиной для налива нефти,
нефтемерным стеклом, устройством для подо-
грева нефти.
Краны, отделяющие нефтемерное стекло и
нефтеподогреватель, должны иметь привод,
дающий возможность в случае пожара за-
крывать пробки снаружи будки. Удельный
вес мазута при проектировании бака можно
принимать равным 0,998.
Расположение оборудования для нефтяного
отопления на тендере паровоза типа 1-3-1
серии Су показано на фиг. 3.
ХОДОВЫЕ ЧАСТИ ТЕНДЕРА
Конструкция рамы тендера в значительной
степени зависит от принятой схемы расположе-
ния колёсных пар и в свою очередь сильно
отражается на коэфициенте тары тендера.
Тендеры с небольшой загрузкой распола-
гались на трёх или четырёх осях в жёсткой
раме. С увеличением нагрузок стали приме-
няться двух- и трёхосные тележки. Дальней-
шее повышение нагрузок привело к появлению
семиосного тендера с пятью осями в жёсткой
крепления рамы, 5) буферный брус, 6) стяжной
ящик, 7) листы и косынки, скрепляющие части
рамы.
На фиг. 4 дан чертёж рамы тендера паро-
воза ФД.
У тендеров с рамами, приваренными к баку,
верхний лист рамы имеет толщину порядка
14 мм и служит днищем бака. К нему прива-
ривается хребтовая балка, сваренная из двух
вертикальных и одного горизонтального листов,
связанных между собой поперечными листами.
К вертикальным листам снаружи привари-
ваются кронштейны, соединённые также с дни-
щем бака сварным швом. Обносные швеллеры
иногда не применяются. Высота рамы делается
330—380 мм с расчётом возможности разме-
щения стальной отливки буферного бруса и
расположенного в ней упряжного прибора.
Для хребтовых балок используются сваренные
между собой попарно швеллеры по сортаменту
ОСТ 10017-39 или горизонтальные и верти-
кальные листы толщиной 14—16 мм. Высота
обносного швеллера 180—240 мм. Консоли и
поперечные крепления изготовляются из сталь-
ного литья по ГОСТ 977-41 или из проката
толщиной 10—14 мм, горизонтальный лист
шкворневой балки — из проката 20—22 мм.
Материал для проката — Ст. 3 по ГОСТ
380-41.

Фиг. З. Установка для нефтяного отоплений 1
на тендере паровоза серии С : 7—нефтяной
бак; 2 — нефтеподогреватель в баке; 3 — неф-
тёподогреватель; 4 - питательный кувшин;
5 — нефтемерное стекло; 6 — механизм нефтя-
ных кранов; 7 — запорный кран нефтеподогре-
вателя; 8 — спускной вентиль нефтеподогрева-
теля; 9 — сетка горловины нефтяного бака;
10 — поручни и подножки нефтяного бака.

ГЛ. XIII]
ХОДОВЫЕ ЧАСТИ ТЕНДЕРА
397
Цельнолитые рамы изготовляются за одно
целое с передним стяжным и задним упряжным
ящиками, буферным брусом, а иногда и с дни-
щем бака.
поДВ
noEF
12205
Фиг. 4. Общий вид рамы шестиоеного тендера паровоза серии ФД: 1 — швеллеры
хребтовой балки; 2 — поперечные связи хребтовой балки; 3 — горизонтальные полосы;
4 — консоли; 5 — обносный швеллер; б—плиты для шкворневых опор; 7—верхние листы
шкворневых узлов; 8 — задний буферный брус; 9 — стяжной ящик.
Современные паровозы имеют с тендером
жёсткое сцепление с радиальным буфером,
показанное на фиг. 5.
Упругое боковое сцепление между парово-
зом и тендером (фиг. 6) применяется иногда
Высота оси автосцепки над головкой рель-
сов для порожнего нового тендера должна
заключаться в пределах 1090—1060 мм, для
гружёного изношенного она должна составлять
не менее 980 мм.
У тендеров с двумя
тележками вес рамы пере-
даётся на них при помо-
щи центральных опорных
подушек, прикреплённых
к поперечным шкворне-
вым балкам. Подушки эти
имеют плоские кольце-
вые пяты. Удельное давле-
ние на опорной поверх-
ности составляет 29—60
kzjcm2. При наличии на
тележке люльки опорная
пята может иметь форму
шкворня с шаровой голов-
кой. Для ограничения по-
перечных колебаний ра-
мы по бокам тележки
устраивают скользуны
или катки, иногда пру-
жинные опоры. Зазор в скользунах --3— 6 мм.
На фиг. 7 показан пример выполнения кон-
струкции тендера с несущим баком и без спе-
циальной рамы. Передний стяжной ящик, задний
упряжной ящик и опоры для тележек прива-
риваются непосредственно к цилиндрической
части бака,
У тендеров с жёстким креплением части
осей в раме и с одной тележкой <фиг 8, а и б)
-то
Фиг. 5. Жёсткое сцепление паровоза с тендером: 1 — стяж-
ной ящик тендера; 2 — стлжной ящик паровоза; 3 — глав-
ная стяжка; 4 — запасная стяжка; 5— шкворни; 6 — цен-
тральный буфер паровоза; 7 —подушка; 8— буфер тен-
дера; 9 — натяжной клин; 10—планки шкворней.
Фиг. 6. Упругое сцепление паровоза с тендером: 1 - глав-
ная винтовая стяжка; 2 - шкворни; 3 — запасные тяги;
4 — стяжная рессора; 5 — боковое сцепление паровоза
с тендером; б — цилиндрический буфер.
для уменьшения виляния и бокового давления
колеса паровоза на рельс при заднем ходе.
Задний упряжной ящик содержит фрикцион-
ный аппарат автосцепки. Основные размеры
автосцепного устройства подвижного состава
железных дорог широкой колеи см. ГОСТ
3475-46, контур зацепления автосцепки —
ОСТ 6453
тлгпп ~г7^г' технические условия на сталь-
riKHL. lUo
ные литые детали — ГОСТ 88-41. На новых
тендерах расстояние между вертикальными
стенками в районе расположения поглощаю-
щего аппарата должно быть увеличено до
350 мм для помещения сменных планок, пре-
дохраняющих стенки от износа их поглощаю-
щим аппаратом.
вес рамы передаётся на оси при помощи рес-
сорного подвешивания, а на тележку — через
центральную опорную подушку.
Расчёт рамы для случая нормальной ра-
боты делается в предположении, что статиче-
ская нагрузка от собственного веса и веса
воды, топлива, баков, стокера, контрбудки
и т. д. равномерно распределена по всей длине
рамы. Сила по сцепке принимается из расчёта
двойной тяги или прочности автосцепки. Рама
рассматривается как балка, лежащая на двух
опорах (опорные пяты). Напряжение в раме
находится как сумма напряжений от изгиба
вертикальной нагрузкой и от эксцентричного
растяжения силой по сцепке. Для клёпаных
и сварных рам допускаются напряжения до

no ftB Вид пи стрелке К
Фиг. 7. Тендер с несущим баком.

ГЛ. XIII]
ХОДОВЫЕ ЧАСТИ ТЕНДЕРА
399
б)
Фиг. 8. а — семиосный тендер с пятью осями в жёсткой
раме и одной двухосной тележкой; 6 — поперечные раз-
резы семиосного тендера. Левая половина разрез по те-
лежке , правая — по жёсткой оси.
600 кг\см\ Для случая подъёма домкратами за
концы рамы с полными запасами воды и то-
плива (при сходе с рельсов) допускают повы-
шенное напряжение до 1500 кг\смг.
Тележки тендера
По числу осей тележки делятся на двух-,
трёх- и четырёхосные, по технологии изго-
товления — на клёпаные, сварные, цельноли-
тые, со штампованными боковинами, по типу
рамы — на жёсткие и шарнирные, по конструк-
ции шкворневого устройства — на поворотные
и с боковым перемещением. Общий вид трёх-
осной тележки со штампованой сварной рамой,
литыми креплениями и люлечным подвешива-
нием шкворневого устройства дан на фиг. 9.
Двухосная тележка для тендеров товарных
паровозов, по конструкции аналогичная вагон-
ной, обладает в современном выполнении ли-
тыми стальными боковинами, объединёнными
с буксами. Возвращающее устройство — лю-
лечное или с роликами и наклонными пло-
скостями.
При расчёте рамы тележки на прочность
учитывают центробежную силу при движении
по кривой.
Ширина буксовых вырезов для букс с роли-
ковыми подшипниками 330—440 мм, для букс
с подшипниками скользящего трения 190—
300 мм.
Тендерные буксовые направляющие по
ОСТ 1448 изготовляются из стального (ГОСТ
977-41) или чугунного литья (ГОСТ В 1412-42).
По своему устройству буксы сходны с ва-
гонными.
На фиг. 10 показана букса шестиосного
тендера ФД.
Корпусы букс изготовляются из стали ма-
рок 15-4020 и 25-4518 по ГОСТ 477-41 или из
серого чугуна марки не ниже СЧ 15-32 по
ГОСТ В 1412-42.
Корпусы осевых подшипников скользящего
трения изготовляются из бронзы или стали
(литые, штампованые и кованые), или из ков-
кого чугуна, армируются бронзой или латунью
и заливаются антифрикционным сплавом. До-
пускается по техническим условиям, согласо-
ванным с заказчиком, изготовление подшипни-
ков и без армировки.
Бронзовый корпус подшипника тендеров
отливается из бронзы Бр. ОЦС 3-11-5 по
ГОСТ 613-41.
Стальной корпус подшипника отливается
из стали марок от 15-4020 до 45-5512 включи-
тельно по ГОСТ 977-41 любого способа произ-
водства.
Корпусы из стали марок 35-5015 и 45-5512,
а также из стали других марок бессемеров-
ского производства должны подвергаться от-
жигу или нормализации.
Штампованые или кованые корпусы
подшипников изготовляются из заготовок
марок от Ст. 0 до Ст. 5 включительно по
ГОСТ 380-41.
Для корпусов из ковкого чугуна приме-
няются марки КЧ 35-10, КЧ 33,8, КЧ 30-6 и
КЧ 35-4 по ГОСТ 1215-41.
Для армировки корпуса применяется бронза
марки Бр. ОЦС 5-5-5 по ГОСТ 613-41.
Для заливки подшипника применяется каль-
циевый баббит марки БК по ГОСТ 1209-41.
Для смазки шейки в нижнюю часть осевой
буксы вкладывается подбивка, или польстер
(фиг. 11).
Смазка шейки роликами и другие способы
имеют ограниченное применение.
Роликовая букса в применении к отечествен-
ному тендеру с 30-т водяным баком показана
на фиг. 12.
Для монтажа подшипников качения [2] при-
меняют втулочную, горячую и прессовую по-
садку (для цельнокорпусных букс).
Нагрузка на буксы передаётся или не-
посредственно через листовую рессору, или
через балансиры, иногда через боковины, слу-
жащие опорой для листовых или винтовых
рессор.
В последнем случае вес неподрессорен -
ных частей получается повышенным. Листо-

400
ТЕНДЕР
[РАЗД. IV
пой В
по CD
Вид по стрепКе К
Фиг. 9. Передняя трёхосная тележка тендера паровоза серии ИС.
Фиг. 10. Букса тендера паровоза серии ФД: 1 — корпус
буксы; 2 — подшипник; 3 - заливка; 4 — клин; 5 — пыле-
защитная манжета.
вые рессоры, опирающиеся на буксы, связы-
ваются обычно продольными балансирами,
иногда двухточечными, позволяющими соеди-
нить в одну систему рессоры одной стороны
тележки (фиг. 13).
Подвешивание применяется как одинарное,
так и двойное. При тележках с винтовыми
рессорами обязательна проверка на резо-
_J нанс[1].
Листовые рессоры изготовляются по техни-
ческим условиям ГОСТ 1425-48. Листы рессор
изготовляются из рессорной полосовой стали
по ГОСТ 1496-42 (см. ЭСМ,т. 3, стр. 387). Хомуты
рессор изготовляются из углеродистой стали
марки Ст. 3 или Ст. 4 группы А по ГОСТ
380-41.
Расчет рессор см. ЭСМ, т. 2, г. IX.
Пружины цилиндрические винтовые горя-
чей навивки из стали круглого и прямоуголь-
ного сечения изготовляются по техническим
условиям ГОСТ 1452-42. Материалом служит
углеродистая сталь марок 60 или 65 по ГОСТ
В 1050-41.
Расчёт пружин см. ЭСМ, т. 2, гл. IX.

ГЛ. XIII]
ХОДОВЫЕ ЧАСТИ ТЕНДЕРА
401
гтЛВ
Балансиры рессорного подвешивания от-
ковываются из стали Ст. 5 по ГОСТ 380-41
или отливаются из стали по ГОСТ 977-41.
В места соприкосновения балансиров с опор-
ными пятами и ножами рессорных подвесок
вставляются камни из цементованной стали
марки Ст. 2. Рессорные подвески изгото-
вляются из стали марки Ст. 4 по ГОСТ 380-41.
МеМу центрами рессор 2Ш-
Фиг. 11. Польстер осевой буксы: / — на-
правляюшая верхняя передняя; 2 — то же
верхняя задняя; Я — то же нижняя перед-
няя; 4 — то же нижняя задняя; 5 — перед-
няя планка; 6 — задняя планка; 7 — верх-
няя ручка; 8 — нижняя ручка; 9 — скоба;
10 - пружина; 11 — петля шарнира; 12 — ниж-
ний стержень шарнира; 13 — верхний
стержень шарнира; 14 — смазывающая по-
душка.
Колёсные пары
Наименьший диаметр бандажей у колёс-
ных пар работающих тендеров 838 мм. Удель-
ная нагрузка колеса на рельс (нагрузка, при-
ходящаяся на 1 мм диаметра колеса) у оте-
чественных тендеров колеблется при полных
запасах воды и топлива от 6,5 до 11,5 кг/мм.
По конструкции тендерные колёса делятся
на бандажные и безбандажные.
Углеродистые тендерные бандажи изгото-
вляются марки III по ГОСТ 398-41 из основ-
Фиг. 12. Роликовая букса: 1 — верхняя часть корпуса
буксы; 2 — то же нижняя часть; 3 — крышка; 4 — уплот-
няющий воротник; 5 — уплотнение; 6 — конические втулки;
7 —роликовые подшипники; 8 — закрепительная торцевая
гайка.
26 Том 13
Фиг. 13. Рессорное подвешивание тележки: 1 — рессора
листовая; 2 — рессорная подвеска; 3 — балансир; 4 —пята;
5— гнёзда пружины; 6 — пружина; 7 — нож.
ной или кислой мартеновской стали. Химиче-
ский состав в %: С - 0,60—0,75, Мп — 0,60—
0,90, Si — 0,15-0,35, Р<0,05, S<0,05. Меха-
нические свойства образцов, вырезанных из
бандажей: а&^85 кг/мм*, 84>10°/0, ф^14°/о.
Опытные хромомолибденовые бандажи
имели химический состав в %: С — 0,60—0,70,
Мп — 0,50-0,80, Si — 0,15-0,35, Р < 0,045,
S< 0,045, Сг —0,60-0,80, Мо—0,15—0,20.
Хромоникельмолибденовые бандажи имели
тот же состав с добавкой Ni 0,8—1,2%. Меха-
нические свойства: a^ = 95-i-115 кг\мм\ Ьл^>
>120/0, ф-200/

402
ТЕНДЕР
[РАЗД. IV
Номинальные диаметры тендерных бан-
дажей по
ОСТ 8146
НКПС 84
и их веса даны в табл. 2.
Таблица 2
Номинальные диаметры и веса тендерных бандажей
Номинальные диаметры в мм
В чистом виде
По кругу
катания
i°5°
юзо
97°
850
П о внут-
ренней
расточке
(диаметр
центра)
юоо
9оо
88о
8ао
7оо
В чёрном виде
По кругу
катания
1156
Юдб
юзб
976
856
По внут-
ренней
расточке
95о
89о
870
8ю
бро
Ориентировочный
вес чёрного бан-
дажа в кг
3i6,6
287,0
281.4
з<5з.7
228,5
Номинальная толщина бандажа в чистом
виде 75 мм, в чёрном 83 мм, ширина
бандажа в чистом виде 130 мм, в чёрном
133 мм.
Стальные спицевые колёсные центры отли-
ваются по техническим условиям ОСТ 788 из
мягкой стали и отжигаются.
Стальные дисковые центры могут быть ли-
тыми или катаными.
Наружные диаметры колёсных центров в
ОСТ
чистом виде по и.,тп 2717: 480, 630, 700, 750,
ПК1П
800, 900, 1070 и 1170 мм. Существующие по-
мимо этих размеры не допускаются при новом
проектировании.
Кольца для крепления бандажей делаются
из Ст. Сс по ГОСТ 380-41, размеры — по
ОСТ 10028-39.
Цельнокатанные безбандажные колёса изго-
„ , ОСТ 7550
товляютеяиз стали марки Ст. 1 по -.-.-,_- ———
МК111 о34
со следующими механическими свойствами:
сь > 75 кг\мм\ 84 ^ 10%, ф > 130/0.
Размерный стандарт на цельнокатанные
безбандажные колёса ОСТ/НКТП 8795/1706
предусматривает величины диаметра по кругу
катания 1050 и 950 мм.
Тендерные оси по ГОСТ 4008-48 изгото-
вляются из мартеновской стали однородного и
мелкозернистого строения следующего хими-
ческого состава по ГОСТ 74-40 (в %):
С—0.30—0,48, Мп—0,50-0,90, Si —0,15—0,35,
S<]0,05, P <;0,055 (состав дан по контроль-
ному анализу заготовки).
Откованные или прессованные оси должны
иметь предел прочности при растяжении не
менее 50 кг\мм^ и не более 67 кг1мм%. При
ай<55 кг\мм% о10 ^19%, при ай<55 кг\мм2
8io^l7%.
На торцах осей должны быть центровые
отверстия с углом 60° по ОСТ 3725, тип
отверстия А. Диаметр отверстия прини-
мается равным 10 мм для избежания поломки
свёрл.
Расстояние между бандажами после на-
садки колёс на ось 1440 мм с допу-
ском ± 3 мм.
Напряжение изгиба в шейке оси
Р-/
и== 0,2da '
где Р — нагрузка на шейку в кг; I — длина
шейки в см; d — диаметр шейки в см; /?и<?
<<400 кг/см* для осей из стали Ст. 5.
Удельное давление
Разн —
где da3H — диаметр изношенной шейки в см;
Ризн<>20 кг/см*.
Характеристика нагрева
_ PndMnc
~ dl '
где пс — число оборотов в секунду; dM — диа-
метр шейки в м; Анагр^.75 кгм/см2сек для
товарных и Лкаг/,-<95 кгм/см*-сек для пас-
сажирских паровозов; при густой смазке до-
пускают Анагр до 130 KtMJCM2-ceK.
ДОПОЛНИТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
ТЕНДЕРА
На современных паровозах будка паровоза
соединяется мехами с контрбудкой, располо-
женной на тендере, и образует общее с ней
помещение. При глухой будке паровоза в
задней стенке её делается дверь для доступа
в контрбудку. Зазор между настилами будки
и контрбудки перекрывается фартуком.
На тендере располагаются также инстру-
ментальные ящики: в контрбудке — для часто
применяемого инструмента, на водяном баке
или на буферном брусе — для остального.
Домкраты для подъёма подвижного состава
при сходе с рельсов обычно подвешиваются
к тендерной раме между тележек.
Электроосвещение
Источником электроэнергии для освещения
паровозов и тендеров в СССР служит турбо-
генератор постоянного тока, расположенный
на паровозе. Основные технические данные
транспортных турбогенераторов малой мощ-
ности по ГОСТ 2308-43 приводятся в табл. 3.
Давление сухого насыщенного пара перед
турбиной 10 ати. Применение пара давлением
свыше 19 ати не допускается. Выполнение
генератора: ТГ-1—закрытое, ТГ-5—защищен-
ное (ГОСТ 2308-43).
На фиг. 14 дана принципиальная схема
электрического освещения для пассажирского
паровоза серии Су с тендером. При помощи
рубильника питание паровоза может быть
переключено на поездную магистраль, что воз-
можно на пассажирских паровозах. Переклю-
чатель лобового прожектора связан с реоста-
том, который включается при скрещиваниях
в пути и при въезде на станцию для умень-
шения накала лампы.

ГЛ. XIII]
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
403
Фиг. 14. Принципиальная схема электрического освещения пассажирского паровоза серии С} с тендером: 1—тур-
богенератора—рубильник; 3 — кнопочный выключатель КУ-17; 4 — лобовой прожектор ПЛ-45;- 5 — буферный
фонарь ПБ-24; 6 — фонарь освещения ходовой части 3453А; 7 —фонарь освещения водомерного стекла № 931; 8 — ко-
жух для освещения манометра; 9 — потолочный фонарь будки машиниста СКМ-25; 10 — патрон 2С-22 двухконтакт-
ный; 11 — переносный фонарь судового типа № 1240; 12 — фонарь освещения тендера СТ-25; 13 и 14— соедини-
тельные коробки СК-12А и СК-12Б; 15— реостат лобового прожектора ДЩП-5А; 16 — 18 — концевые коробки
СК-22А, СК-23Б и СК-23А; 19 — штепсельная розетка РЗ-8А; 20—24 — штепсельные вилки со шнуром ШУ-5А;
25—лампа пальцеобразная с цоколем 2С-22 двухконтактная, 50 в, 500 вт; 26 — лампа каплеобразная с цоколем
2С-22 двухконтактная, 50«, 25 вт; 27 — лампа цилиндрическая 50 в, 10 вт; 28 — нормальное междувагонное со-
единение системы Кричко ШС-5А; 29 — лампа шарообразная прожекторная, 50 в, 25 вт. 2а—20а—предохранители.
Таблица 3
Данные транспортных осветительных турбогенераторов
Тип турбо-
генератора
ТГ-1
ТГ-5-55
ТГ-5-115
Мощность
в кет
i
5
5
Напряже-
ние в в
50
55
П5
Сила
тока в а
2О,О
9i,o
43.5
Число
оборотов
в минуту
35°о
Зооо
Зооо
Часовой
расход па-
ра при нор-
мальном
режиме
в кг/час
IOO
33°
Зоо
Вес в кг
но
185
i85
Длина
в мм
630
760
760
Ширина
в мм
335
445
445
Высота
в мм
44°
575
575
Диаметр
паропод-
водящей
трубы
в дюймах
ч*
г
1
Диаметр
выпускной
трубы в
дюймах
*и
ТЕНДЕР С КОНДЕНСАТОРОМ (ПАРОВОЗ СОК)
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Паровозы с конденсацией пара [фиг. 15 (см.
вклейку) и фиг. 16], применяемые в СССР с
1936 г., предназначаются для обслуживания
движения поездов на железных дорогах, име-
ющих недостаток в воде или воду, не пригод-
ную для питания котлов без предварительной
механической и химической очистки. Конден-
сационные паровозы в сравнении с обычными
имеют следующие преимущества: 1) возмож-
ность обслуживания участков протяжением
500 -600 км без пополнения запасов воды в
тендере и участков 150—175 км без остано-
вок; 2) питание котлов водой температурой
90—95° С, что снижает расходы на ремонт кот-
лов и увеличивает пробеги паровозов между
промывками до 8000—10 000 км; 3) снижения
расхода топлива и применение с большей
эффективностью низкосортных топлив вслед-
ствие наличия дымососной тяги и питание
котлов горячей водой.
Схема конденсационного паровоза серии
СОК представлена на фиг. 17. Пар после ра-
боты в цилиндрах паровой машины давлением
0,6—0,9 am подводится по пароотводящим
трубам к водоотделителю 1, внутри которого
помещена металлическая перегородка, раз-
деляющая камеру водоотделителя на две части
и разобщающая полости правого и левого ци-
линдров паровой машины. Затем по трубо-

Фиг. 16. Общий вид тендера с конденсатором»

12600 ив>кдц буферами -
900
13088 вся длина паровоза
Фиг. 15. Расположение конденсационного оборудования на паровозе серии
XIII.

Фиг. 18. Общий вид расположения турбины дымососа в дымовой камере паровоза.

ГЛ. XIII]
ДЫМОСОСНОЕ УСТРОЙСТВО
405
Техническая характеристика конденсационного
паровоза серии СОК [9]
1936—1941
14 кг/см*
650 мм
75° »
Тип паровоза
Год постройки
Котловое давление
Диаметр цилиндра
Ход поршня
Диаметр движущих колёс
Модуль тяги
Наибольшая скорость
Площадь колосниковой решётки ....
Поверхность нагрева испаряющая . . .
Поверхность нагрева пароперегревателя
Вес паровоза в рабочем состоянии . .
Вес паровоза в порожнем состоянии . .
Сцепной вес паровоза
Вес тендера в рабочем состоянии . . .
Вес тендера в порожнем состоянии . .
Число осей тендера
Запас сырой воды
Ёмкость конденсатного бака
Полный запас воды
Запас угля
3
з° 9°° кг
75 км/час
6,о м*
229,67 м*
93-6 »
104,5 «
97t° -
94,° >
74,5 .
49.5 »
4
10,85 ж
12—14
проводу пар направляется к турбине дымо-
соса 2, расположенной с левой стороны дымо-
вой камеры, и, проходя через направляющий
количества пара, поступающего в турбину, и
достигает 7000 в минуту. Турбина вентилято-
ров имеет редуктор с передаточным числом
/ = 7, что даёт возможность снизить число
оборотов ведомого вала, служащего для при-
вода в действие вентиляторной установки*
до 1000 оборотов в минуту. Из турбины вен-
тиляторов пар давлением 0,1 am через раз-
водящие пар трубки направляется в верхние
паровые коллекторы 8 и далее в секции кон-
денсатора 9, размещённые по девяти с ка-
ждой стороны тендера. Секции конденсатора
трубчатые, ребристого типа. Пар, проходя по
трубкам сверху вниз, отдаёт своё тепло стен-
кам трубок, которые снаружи омываются по-
током атмосферного воздуха, засасываемого в
конденсатор тремя вентиляторами. Охлаждаясь,
пар превращается в конденсат, который сте-
кает в нижний коллектор 10 и по сливной
трубе 11 поступает в бак 12. Конденсат тем-
пературой до 95° С из бака 12 по водо-
приёмным трубам самотёком поступает к
эжекторам У5 и с помощью поршневых на-
сосов 14 подаётся в нагнетательную сеть и к
питательным клапанам 15. На схеме даны
обозначения: 16 — бак сырой воды ёмкостью
9 м*; 17 — наливной бак; 18 — парораз-
борная коробка на котле; 19 — парораспре-
делительная коробка на тендере; 20 — тор-
мозной насос.
з г
Фиг. 17. Схема работы паровоза с конденсацией пара.
аппарат, поступает на лопатки рабочего колеса
турбины дымососа, приводя в действие дымо-
сосную установку. Максимальное число обо-
ротов турбины достигает 3800 в минуту и на-
ходится в прямой зависимости от количества
пара, поступающего в цилиндры машины.
Регулирование числа оборотов турбины воз-
можно при помощи перепускного клапана 5,
управление которым производится из будки
машиниста. Из турбины дымососа пар давле-
нием 0,6—0,7 am по трубе направляется в
маслоотделитель 5, где происходит частичное
отделение масла от пара. Далее по трубе 4 и
телескопическо-шаровому соединению б между
паровозом и тендером пар подводится к тур-
бине вентиляторов 7, расположенной на тен-
дере и служащей для приведения в действие
вентиляторной установки. Пар давлением
0,3—0,5 am, проходя через направляющий
аппарат, поступает на рабочее колесо тур-
бины и приводит последнюю в действие. Ма-
ксимальное число оборотов турбины вентиля-
торов находится в прямой зависимости от
Расположение агрегатов конденсационного
оборудования на паровозе и тендере при-
ведено на фиг. 15 и 16.
ДЫМОСОСНОЕ УСТРОЙСТВО
Дымососное устройство состоит из паро-
вой одноступенчатой турбины, работающей
мятым паром и развивающей мощность при
максимальном расходе пара 14 000 кг/час до
160 л. с.
В верхней части дымовой камеры паро-
воза (фиг. 18, см. вклейку) сделан фигурный
вырез, на который наложена стальная отлив-
ка 7, являющаяся каркасом для укрепления
дымососного устройства и дымовытяжной тру-
бы. В нижней части к каркасу крепится чугун-
ная улитка 2, образующая совместно с карка-
сом кожух дымососного колеса. Корпус тур-
бины 3 укрепляется с левой стороны дымо-
вой камеры в специальной нише. Вал дымо-
сосного устройства покоится на двух ролико-

406
ТЕНДЕР
[РАЗД. IV
вых подшипниках, из которых левый подшип-
ник 5 находится в корпусе самой турбины, а
правый подшипник 6 установлен в отдельном
литом корпусе, укрепляемом сверху каркаса
с правой стороны. На валу дымососного устрой-
ства имеется специальный фланец, к которому
крепится дымососное колесо 4.
Техническая характеристика дымососного
устройства
Максимальная мощность турбины . . i6o л. с.
Максимальный расход пара 14 т/час
Давление пара перед турбиной . . . 0,6—0,9 кг/см1
Максимальное число оборотов тур-
бины в минуту 38°°
Корпус турбины дымососа литой, состав-
ной, отливается из чугуна марки СЧ 18-36
(ГОСТ 1412-42). Направляющий аппарат тур-
"/
лс
180
160
140
№
100
80
60
20
у
/
/
/
/
1
1
1
1
0 2000 6000 10000 ШЮОЩае
Фиг. 19. Изменение индикаторной мощно-
сти дымососной турбины в зависимости от
часового расхода пара.
бивы представляет собой чугунный литой диск
с лопатками, образующими сопла-каналы для
прохода пара. Направляющий аппарат отли-
вается также из чугуна марки СЧ 18-36.
/IX.
180
160
140
120
100
80
60
U0
20
I
I
/
О 500 1500 ¦ 2500 3500°5/мин
Фиг. 20. Изменение индикаторной мощно-
сти дымососной турбины в зависимости от
числа оборотов.
Лопатки направляющего аппарата изгото-
вляются штамповкой из никелевой стали
марки ЭН5 (Главспецсталь).
Ротор турбины. Рабочее колесо турбины
состоит из диска, изготовленного путём по-
ковки или штамповки из стали марки Э6 или
Э8 (Электросталь). По механическим свой-
ствам материал для дисков должен удовле-
творять следующим условиям: <т$ > 75 кг\ммг\
а, > 60 кг/мм2; 85 >150/0; ф > 10%; ak (образец
Менаже) > 8 кгм.\см*\ Нв — 228-^250.
Лопатки рабочего колеса изготовляются из
нержавеющей стали марки ЭЖ2, а про-
межуточные тела — из стали марки Ст. 2
(ГОСТ 380-41).
Бандаж, состоящий из отдельных элемен-
тов, скрепляющих одновременно не менее
восьми лопаток, изготовляется из нержавею-
щей стали марки ЭЖ1 (Главспецсталь).
Вал ротора турбины изготовляется из кон-
струкционной углеродистой стали марки 45
(ГОСТ 380-41). После термической обработки
механические свойства металла вала должны
быть следующими: а$ = 60-1-75 кг/мм2; <ss >
> 32 кг/мм*; 86 > 15%; ф > 40%; НВ = 160+
-+-220.
Дымососное колесо состоит из трёх сталь-
ных дисков (среднего несущего и двух боко-
вых) и 25 пар лопаток. Лопатки приклёпы-
ваются к несущему и боковым дискам с по-
мощью полупотайных заклёпок. Собранное
дымососное колесо подвергается обязательной
(%
90
80
70
60
50
40
30
20
10
/
/
ц
¦ л
9
Ящл
Я>
Я
ОХ/1_
Яг
-
<им
ЧХ
—,
—
las
«~.
¦~,
Voca
~^.
$
7
^.
¦^.
>н
0 400 1200 2000 2800 Уи -Щ
Фиг. 21. Зависимость к. п. д. котла и тепловых потерь от
изменения теплового напряжения колосниковой решётки
паровоза серии СО без конденсации пара: *]к —к. п. д.
котла; ук — напряжение колосниковой решётки в кг1мЧас;
qCA — потеря тепла на служебные нужды; я0Хл~ потеря
тепла на наружное охлаждение котла; ЦуХ — потеря тепла
с уходящими газами; ЯХим — потеря тепла от химического
недогорания топлива; дшл — потеря тепла от провала и
уноса; Qocm — неувязка теплового баланса.
статической балансировке на специальном
устройстве.
Диски изготовляются из листовой стали
марки Ст. 5 (ГОСТ 380-41), а лопатки дымо-
сосного колеса — из никелевой стали марки
ЭН5 (Спецсталь).
Характер изменения индикаторной мощ-
ности турбины дымососа в зависимости от
часового расхода пара и числа оборотов при-
ведён на фиг. 19 и 20

ГЛ. ХШ1
КОНДЕНСАТОР
407
Из предствленных тепловых балансов кот-
лов нормального и конденсационного парово-
зов (фиг. 21 и 22) видно, что потери от не-
полноты сгорания на паровозах с дымососной
тягой отсутствуют, в то время как у обыч-
ных паровозов эти потери составляют 3—6%.
К недостаткам дымососной тяги следует
отнести быстрый износ лопаток дымососных
колёс. Наиболее быстрый износ лопаток
имеет место при отоплении паровозов мелким
7*%
90
80
W
60
50
40
НО
го
10
0
7
|
(
1
/
1,
200
Г,
хин
600
= 0
Чах,
-
La
Чел
Чо
i
,1
Чих
ь=
moo
-
IS
1600
S
1
4-
1800
=
=:
=5
2200 i
'к
hi
Фиг. 22. Зависимость к. п. д. котла и тепловых потерь
от изменения теплового напряжения колосниковой решётки
паровоза серии СОК с конденсацией пара (обозначения
те же, что на фиг. 21).
антрацитом и бурыми углями. Износ лопаток
происходит со стороны входа газового потока
у среднего диска. Вследствие неравномерного
износа лопаток нарушается балансировка ко-
леса, что вызывает преждевременный износ
роликовых подшипников.
ПИТАТЕЛЬНЫЕ ПРИБОРЫ
В качестве питательных приборов на паро-
возах с конденсацией пара применяются порш-
невые питательные насосы (фиг. 23), име-
ющие два паровых цилиндра и водяную ка-
меру.
Техническая характеристика поршневого
насоса Московского тормозного
завода (условный № 920)
Диаметр цилиндра высокого давления . . 130 мм
Диаметр цилиндра низкого давления . . . 2зо „
Диаметр плунжера водяного цилиндра . . iag »
Ход поршня 250 „
Число ходов насоса в минуту 6о »
Производительность насоса • 235 л\ман
Максимальная температура питательной
воды, нагнетаемой насосом . • 95—97° С
Для создания дополнительного подпора
воды во всасывающей сети устанавливается
водяной эжектор, который создаёт избыточ-
ное давление перед камерой всасывания до
1,4 кг/см2, чем обеспечивается подсос горячей
воды в камеру всасывания и исключается
возможность её кипения в момент заполнения
полости водяного цилиндра при понижен-
ном давлении.
КОНДЕНСАТОР
Конденсатор размещён на тендере паро-
воза и состоит из 18 секций (фиг. 24), распо-
ложенных по девяти с каждой стороны и
включённых в паровой тракт параллельно.
Техническая характеристика конденсатора
Полная поверхность охлаждения
со стороны воздушного потока .... 233а м*
Количество секций • • • i8
Поверхность охлаждения секции
со стороны воздушного потока .... 129 м1
Количество трубок в секции ... 140
Количество охлаждающих рёбер
на трубке 666
Полная длина эллиптической
трубки ¦.. гобо мм
Длина оребрённой части трубки . . 1998 v
Длина большой оси эллипса
трубки 27,5 ¦
Длина малой оси эллипса трубки . 8,5 .
Толщина стенки эллиптической
трубки о,5 »
Длина ребра 39 »
Ширина ребра 19
Толщина ребра 0,23—0,3 мм
Вес собранной секции 45° кг
Трубки секций эллиптического сечения
изготовляются из красной меди марки МЗ
(ГОСТ 617-41), охлаждающие рёбра — из ла-
тунной ленты марки ЛС-59-1 (ГОСТ В 1019-41)
или малоуглеродистой штампованной ленты
№ 22 (ГОСТ В 1127-41). Трубка с насаженными
охлаждающими рёбрами из латуни подвер-
гается облуживанию (состав припоя: 10% Sn,
7%Sb и 83%РЬ); трубки с охлаждающими
рёбрами, изготовленными из малоуглеродистой
штампованной ленты, подвергаются оцинко-
ванию.
Оребрённые трубки укрепляются в верх-
ней 7 и нижней 2 решётках (фиг. 24). Ре-
шётки между собой скрепляются боковинами
3 и 4, составляющими вместе с решётками
каркас секции. Для придания жёсткости слу-
жат тяжи 5. К решёткам на болтах укре-
пляются чугунные литые крышки 6 и 7, име-
ющие приливы для укрепления секций к кар-
касу тендера. Пар, проходя по трубкам сек-
ций, отдаёт своё тепло стенкам, которые ин-
тенсивно охлаждаются потоком наружного
воздуха, засасываемого в секции при помощи
трёх вентиляторных колёс. Каждый вентиля-
тор обслуживает шесть секций. Общая про-
изводительность трёх вентиляторных колёс
650000 м^/час. Живое сечение конденсатора,
служащее для прохода воздуха, 15,1 м2. Ско-
рость воздушного потока в секциях при
1000 об/мин вентиляторных колёс составляет
12 м/сек. Расчёт конденсатора сводится к
правильной оценке общего коэфициента тепло-
передачи ребристых трубок и определению
поверхности охлаждения конденсатора.
Конденсатор паровоза СОК рассчитан на ча-
совой расход пара 14 т при температуре на-
ружного воздуха +40° С. Исходное уравне-
ние для расчёта
Q = /гНМккал/час,
где k — общий коэфициент теплопередачи кон-
денсатора в ккал/м2 час °С; Н — наружная по-
верхность в л*2; Д? — средняя разность тем-
ператур между паром и воздухом, поступа-
ющим в конденсатор, в °С; Q — количество
тепла, поступающего в конденсатор, в ккал\час.
Количество тепла, отнимаемого от пара в
конденсаторе, определяется по формулам
Q=Gn (in — iK) ккал/час,
Q~Ge3cp (x2—tj) ккал/час;

408
ТЕНДЕР
[РАЗД. IV
Фиг. 23. Питательный насос: 1 — водяная камера; t — про-
межуточная часть; 3 — цилиндр низкого давления; 4 — ци-
линдр высокого давления; б — компенсаторный колпак;
б — прессмаслёнка; 7 — шток с поршнями; 8—горизон-
тальный золотник; 9 — вспомогательный золотник; 10 — вса-
сывающие клапаны; 11 — нагнетательные клапаны; 12 — по-
плавок; 13 — обратный клапан.

ГЛ. XIII]
КОНДЕНСАТОР
409
Здесь Gn — количество пара, поступающего в
конденсатор, в кг\час\ in — теплосодержание
пара, поступающего в конденсатор, в ккал/кг;
iH — теплосодержание конденсата, выходящего
из конденсатора, в ккал/кг; Gea — расход воз-
духа в конденсаторе, потребный для обеспе-
чения полной конденсации пара, поступающего
в конденсатор, в кг\яас; -^ и т2 — темпера-
туры воздуха при выходе и входе в конденса-
Фиг. 24. Секция холодильника.
тор в "С; Ср — средняя теплоёмкость воздуха,
соответствующая имеющейся температуре,
в ккал/кг°С
Средняя разность температур пара и воды
в "С
At= _З
ln-J— a_
f —т2
где f — температура пара, поступающего в
конденсатор; ^ и т2— температуры воздуха
при входе и выходе из конденсатора.
Формула для расчёта конденсатора в окон-
чательном виде будет
1
Воздух
Коэфициент т] является показателем сте-
пени приближения данного конденсатора к
теоретически наивыгоднейшему теплообмен-
ному аппарату с к. п. д., равным единице.
Однако повышение tq выше известных пре-
делов, связанное с увеличением поверхности
охлаждения конденсатора, практически не-
выгодно. Выбор коэфициента tj также должен
удовлетворять условию наименьшего расхода
мощности на приведе-
ние в действие венти-
ляторной установки.
Общийкоэфициент
теплопередачи кон-
денсатора k весьма
трудно поддаётся ана-
литическому опреде-
лению, поэтому реко-
мендуется пользо-
ваться результатами
опытных исследова-
ний. Значение общего
коэфициента тепло-
передачи для ребри-
стых трубок с шах-
матным расположе-
нием составляет для
новых конденсаторов
65 ккал\мг час "С (по
результатам испыта-
ний в лабораториях
Всесоюзного научно-
исследовательского
института ж.-д. тран-
спорта и Московского
электромеханического
института инженеров
ж.-д. транспорта).
Существенным не-
достатком конденса-
тора паровозов является неравномерность
распределения потока пара по трубкам.
В крайние ряды трубок по фронту и глубине
попадает меньшее количество пара, вслед-
ствие чего при низких температурах наруж-
ного воздуха (—30° С и ниже) крайние ряды
трубок быстро переохлаждаются и заморажи-
ваются. В результате размораживания на труб-
ках конденсатора появляются продольные
трещины, вызывающие необходимость произ-
водства ремонта конденсаторов после каждой
зимы.
Для предотвращения замораживания трубок
секций конденсаторов применяются секции с
двухоборотной конденсацией пара (фиг. 25*).
При помощи направляющего литого фланца 1,
установленного на верхней решётке секции,
поток мятого пара направляется в первые
пять рядов трубок. Пар, проходя по трубкам,
охлаждается и частично конденсируется. Не
сконденсировавшийся пар по трём рядам трубок
направляется вверх, где и происходит окон-
чательная его конденсация.
Секция с двухходовой конденсацией вы-
звала необходимость отказаться от свободной
скользящей посадки трубок в нижних решёт-
ках и перейти на скользящую посадку с ре-
зиновым уплотнением концов трубок.
Фиг. 25. Секция холодиль-
ника с двухоборотной кон-
денсацией пара.
где коэфициент rt =
* Конструкция разработана Всесоюзным
исследовательским институтом ж.-д. транспорта.
научно-

Вращение ротора турбины против
часовой стрелка, смотря со сторо-
ны впуска пара
Фиг. 26. Общий вид и продольный разрез турбины вентилятора с редуктором.

ГЛ. XIII]
ВЕНТИЛЯТОРНАЯ УСТАНОВКА
411
ВЕНТИЛЯТОРНАЯ УСТАНОВКА
Турбина вентилятора. Принудительная
подача воздуха в секции конденсатора осу-
ществляется с помощью трёх семилопастных
вентиляторных колёс, приводимых во враще-
ние посредством ряда конических колёс от
турбины вентиляторов, установленной на
тендере.
Техническая характеристика одноступенчатой
турбины, редуктора и вентиляторных колёс
Мощность турбины вентиляторов
(при расходе пара 14 000 кг/час) • . . гю л. с.
Максимальное число оборотов в
минуту 7°°°
Давление пара перед турбиной . . 0,3—о,6 ати
Число оборотов ведомого вала
редуктора в минуту юэо
Число зубьев малой шестерни . . ?1=23
Число зубьев большой шестерни . z3 — 163
Передаточное число • i = 7,03
Модуль зацепления т ¦= з мм
Максимальное число оборотов вен-
тиляторов в минуту iooo
Диаметр вентиляторного колеса • . аооо мм
Число лопастей j
Корпус турбины (фиг.2б и 27), отливаемый из
серого чугуна марки СЧ 18-36 (ГОСТ 1412-42),
состоит из трёх частей 1, 2, и 3, соединён-
ных при помощи фланцев и болтов. В паровом
корпусе установлен направляющий аппарат 4
с лопатками 5. Направляющий аппарат литой
чугунный; лопатки, залитые в корпус на-
правляющего аппарата, изготовляются из ни-
келевой стали марки ЭН5 (Главспецсталь).
Рабочее колесо турбины 6, насаженное на
вал турбины 7, имеет 89 лопаток, закре-
плённых в ободе колеса. Колесо выполняется
из стали Э6 или Э8, а лопатки из не-
ржавеющей стали ЭЖ-2 (Главспецсталь). Вал
турбины изготовляется из хромоникелевой
стали 12ХНЗА (ОСТ 7124). На валу заодно с
ним выполнено зубчатое колесо (малая ше-
стерня) 8. Вал турбины вращается в подшип-
никах 10 и //. В зацепление с малой ше-
стерней входит большая цилиндрическая ше-
стерня 12. Большая шестерня, изготовляемая
из хромоникелевой стали 20ХНЗА (ГОСТ
7124), насажена на вал 13, вращающийся на
шариковых подшипниках 14 и 15. На конец
ведомого вала редуктора 13 насаживается
трёхлепестковая муфта 76, служащая для со-
единения с горизонтальным валом вентилятор-
ной установки.
Фиг. 27. Разрез турбины вентилятора с редуктором по АВ.

412
ТЕНДЕР
[РАЗД. IV
Смазка подшипников тубины и редуктора
производится при помощи шестерёнчатого
насоса 17, приводимого в действие через пару
конических зубчатых колёс 18 от ведомого
вала редуктора турбины.
Регулирование числа оборотов осущест-
вляется перепускными клапанами 9, дающими
возможность перепускать часть пара мимо
рабочего колеса непосредственно в конден-
сатор.
К недостатку турбины вентиляторов сле-
дует отнести быстрый износ зубьев шестерён
редуктора турбины. Практически редукторы
ний 11 — роликовые и верхний /2—шарико-
вый. На верхний конический конец вала на
шпонке насаживается вентиляторное колесо.
Максимальное число оборотов п достигает
1000 в минуту, при котором производительность
вентиляторного колеса достигает 220 000 м%
воздуха в час. Максимальный напор, создавае-
мый вентиляторным колесом, составляет 65 мм
вод. ст.
Смазка подшипников и зубчатых кониче-
ских шестерён принудительная и осуще-
ствляется плунжерным насосиком, приводимым
в действие от эксцентрика горизонтального
Фиг. 28. Общий вид привода вентилятора.
удовлетворительно работают не более года.
Приводы вентилятора. Вентиляторные
колёса приводятся в действие специальным
приводом (фиг. 28). В литом чугунном состав-
ном корпусе 1 привода расположены два вала:
горизонтальный 2 и вертикальный 3. На гори-
зонтальном валу насажено коническое зубча-
тое колесо 4, входящее в зацепление с дру-
гим таким же коническим зубчатым коле-
сом 5, насаженным на вертикальном валу.
Горизонтальный вал опирается на два шарико-
вых подшипника 6 и 7; на обоих концах
вала насажены на шпонках трёхлепестковые
муфты 8 и 9, при помощи которых горизон-
тальный вал соединяется с общим валопрово-
дом от редуктора турбины вентиляторов.
Конические шестерни изготовляются из
хромоникелевой стали 12ХНЗА (ОСТ 7214).
Число зубьев на шестерне z = 23. Передаточ-
ное число / = 1.
Вертикальный вал опирается на три под-
шипника, из которых нижний 10 и сред-
вала. Насосик встроен в нижнюю часть литого
корпуса привода.
Расчёт вентиляторной установки сводится
к определению характеристики воздушного
тракта и к выбору типа вентиляторного ко-
леса на основе опытных данных.
При определении характеристики тракта
конденсатора в расчётах пренебрегают: а) ло-
бовым сопротивлением трубок; б) сопротивле-
ниями, обусловленными изменением объёма
воздуха при его нагревании, и в) местными
сопротивлениями воздушного потока.
С достаточной точностью можно считать,
что полный напор, создаваемый вентилято-
ром, расходуется на трение и потери скоро-
стного напора при входе и выходе воздушного
потока из вентиляторной трубы. На практике
воздушное сопротивление секции конденса-
тора определяют по формуле, полученной по
данным опытов над холодильниками для тепло-
возов, имеющих одинаковые размеры трубок
и их размещение по отношению друг другу.

ГЛ. XIII]
ВЕНТИЛЯТОРНАЯ УСТАНОВКА
413
Согласно результатам опытов сопротивле-
ние одного ряда трубок при температуре
воздуха t — 20° С выражается формулой
Щ — 0,0834 wh58 мм вод. ст..
где w — скорость воздуха в м1сек.
При температуре т формула принимает вид
= 0,0834
Л.58
1х
ММ ВОД. СТ.,
где 720 -~ удельный вес воздуха при 20° С;
Т-, — удельный вес воздуха при температуре т.
По данным стендовых испытаний секций
холодильников полное сопротивление секции
Лс=0,41 и1'&мм вод. ст.,
где и — весовая скорость воздуха в секции
в кг\мЧек.
Потери скоростного напора ha при выходе
из вентиляторной трубы, или динамический
напор вентилятора, составляют
о
W 7
мм. вод. с т.
Здесь wm и 7от — скорость и удельный вес
воздуха при выходе из трубы; g — ускорение
свободного падения.
Полный напор, расходуемый в воздушном
тракте конденсатора,
h = hc-\- ha мм вод. ст.
Определяя этот напор по приведённым
формулам при различных значениях скорости
движения воздуха, строят кривую характе-
ристики тракта.
Окончательная характеристика вентилятора
принимается после выбора основных размеров
вентиляторной установки, установления числа
вентиляторов, диаметра колёс и расхода воз-
духа, обеспечивающего конденсацию пара при
средних форсировках котла.
Зависимость между расходом Qe в м31сек,
напором h в мм вод. ст., мощностью N и
к. п. д. вентиляторного колеса tq выражается
уравнением
_
75т]
с
Характеристики вентиляторов опреде-
ляются при постоянном числе оборотов, так
как каждому числу оборотов соответствует
своя характеристика. Характеристика вентиля-
тора для различных чисел оборотов опреде-
ляется пересчётом. Ниже приводятся фор-
мулы для пересчёта характеристики нормаль-
ного режима работы (Qa, Л, N и л) на
характеристику режима работы при ином
числе оборотов и т\ = const (Qe, h', N' и п'):
h'
= *(^;
N' = N —
Максимальная мощность турбины вентиля-
торов Nm.в при часовом расходе пара 14 000 кг
составляет около 210 — 220 л. с. и может
быть определена по формуле
iV"»-e 75-3600 V
где Gn —часовой расход пара в кг; /0 — тепло-
содержание пара перед турбиной в ккал/кг;
/j — теплосодержание пара после турбины
в ккал/кг; ч\е — полный к. п. д. турбины.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Винокуров М. В., Причины аварийности хоппе-
ров, „Техника ж. д.* № 6, 1945.
2. Каталог отдела нормалей Центрального конструктор-
ского бюро подшипниковой промышленности (ЦК БПП).
3. Коломенский машиностроительный завод, „Паровоз
с конденсацией пара", 1938.
4. К р ы ж а н о в с к и й Д. С, С м о л ь я н инов А. Е.,
Жирицкий А. М., Устройство, и ремонт паровозов
с конденсацией пара, Трансжелдориздат, 1939.
5. Материалы по расчётам секции холодильников Тепло-
возного сектора Конструкторского бюро Коломенского
машиностроительного завода.
6. Паровозы ФД-ИС, изд. редбюро Локомотивопроекта
1935.
7. Результаты испытаний секции холодильников парово-
зов серии ФД на Ворошиловградском паровозоремонт-
ном Заводе (архив Главного управления паровозного
хозяйства МПС).
8. Р о г а ч е в Б. Я.. Отчёт стендовых испытаний паро-
воза серии СО*\ НИИЖТ (архив Главного управления
паровозного хозяйства МПС).
9. т е р е н и н Д. Ф. и Соколов В. С, Результаты
испытаний паровоза типа 1-5-0 серии СО^ с конденса-
цией пара, Трансжелдориздат, 1940.
10. Ч и р к о в А. А., Практическая методика расчёта
паровозных воздушных конденсаторов, Машгиз, 1940.

ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОЙ СОСТАВ
Глава XIV
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Преимущества и недостатки
электрической тяги
Электрическая тяга обладает рядом суще-
ственных энергетических, тяговых и эксплоа-
тационных преимуществ, к которым относятся
следующие:
1. Возможность использования любых источ-
ников энергии — тепловых станций, работаю-
щих на любых видах топлива, в том числе
низкосортных (сланцы, торф и т. п.), а также
гидроэлектростанций.
2. Высокий к. п. д. при тепловых станциях —
электростанция 0,2—0,25, линии передачи 0,9—
0,95, тяговые подстанции 0,85—0,95, контакт-
ная сеть 0,9—0,95, подвижной состав 0,75—0,85,
общий к. п. д. 0,10—0,18. Дополнительную эко-
номию обеспечивают возможность использова-
ния топлива на месте добычи, отсутствие
расхода энергии при простоях и подготовке
к работе и в некоторых случаях применение
электрического торможения поездов с отдачей
энергии в сеть (рекуперация).
3. Низкий вес на единицу мощности [для
магистральных электровозов 40—50 кг\л. с,
для паровозов (без тендера) 90—120 кг/л, с,
для тепловозов до 100—150 кг/л, с] и высокая
перегрузочная способность.
4. Возможность управления по „системе
многих единиц", позволяющая объединять не-
сколько электровозов в одну тяговую единицу
с общим управлением, причём мощность та-
кого сочленённого электровоза может быть
произвольно большой и ограничивается только
системой энергоснабжения (контактная сеть,
тяговые подстанции и т. д.); возможно рас-
средоточение мощности по поезду с использо-
ванием в качестве сцепного веса всего веса
поезда или любой его части, что практически
реализуется в мотор-вагонных поездах и по-
зволяет повышать ускорение при пуске до
1 м/сек2 и выше.
^ 5. Возможность размещения тягового обо-
рудования или полностью под вагоном, или
частью в небольших помещениях внутри ва-
гона с использованием остальной части вагона
для размещения пассажиров или груза (мотор
ный вагон, трамвай и т. п.).
6. Высокие ходовые качества благодаря
отсутствию возвратно-поступательно движу-
щихся масс и хорошему вписыванию в кри-
вые.
7. Повышенная безопасность движения при
применении электрического торможения.
8. Высокая эксплоатационная надёжность,
особенно в тяжёлых климатических условиях
севера, благодаря отсутствию котла и водяной
системы, опасной в отношении замерзания.
9. Меньшие эксплоатационные расходы по
обслуживанию и ремонту подвижного состава
благодаря отсутствию котла и машин с воз-
вратно-поступательно движущимися частями.
10. Простота экипировки и постоянная го-
товность к работе.
11. Высокий среднесуточный пробег F00—
800 км для магистральных электровозов и
500—550 км для пригородных моторных ва-
гонов).
12. Хорошие условия работы локомотивных
бригад.
13. Удобство оборота: электровозы не
требуют поворота на треугольниках или пово-
ротных кругах, а мотор-вагонные поезда всегда
имеют посты управления в обоих концевых
вагонах, что обеспечивает максимальную про-
стоту работы конечных тупиковых станций.
14. Отсутствие дыма и копоти; это обусло-
вило исключительное применение электриче-
ской тяги для метрополитена и широкое при-
менение для наземного городского и пригород-
ного движения и рудничного транспорта.
Недостатки электрической тяги:
1. Высокие первоначальные затраты по
сооружению специальных электростанций или
введению дополнительных мощностей, соору-
жению линий передач, тяговых подстанций,
контактной сети.
2. Значительный расход цветных металлов
и изоляционных материалов.
Области применения и виды
электроподвижного состава
При электрической тяге поездов ведущие
колёса подвижного состава приводятся во
вращение электрическими тяговыми двигате-
лями.
Электрическая тяга применяется как для
рельсового подвижного состава (электровозы,
моторные вагоны, трамвай), так и для безрель-
сового (троллейбус, электрокары).
По способу питания электроподвижной
состав может быть подразделён на неавтоном-
ный, или троллейный, тяговые двигатели ко-
торого получают питание от стационарной

ГЛ. XIV]
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
415
электростанции (тепловой, гидравлической
и т. п.) через контактную сеть и скользящие
токоприёмники, и автономный, или аккумуля-
торный, несущий на себе источник питания
в виде электрических аккумуляторов. Приме-
няется также электроподвижной состав сме-
шанного питания — троллейно-акку'мулятор-
ный.
По области применения электроподвижной
состав может быть подразделён следующим
образом:
а) магистральные электровозы для товар-
ной и пассажирской службы.
б) моторные вагоны для пригородного
сообщения и скоростных междугородных поез-
дов;
в) городской электротранспорт — трам-
вай, троллейбус, мотор-вагонный подвижной
состав метрополитена;
г) промышленный транспорт — троллей-
ные, аккумуляторные и троллейно-аккумуля-
торные электровозы и электрокары для внутри-
цеховых перевозок и для работы на внутри-
заводских и подъездных заводских путях, то-
пливоподачах теплоэлектроцентралей, на путях
открытых выработок и торфоразработок, на
лесовозных дорогах и т. п.;
д) рудничный транспорт — троллейные,
аккумуляторные и троллейно-аккумуляторные
электровозы и электрокары, предназначаемые
для работы в подземных выработках угольных
и рудных шахт.
Системы тока и напряжения
Несовершенство современных электриче-
ских аккумуляторов весьма ограничивает при-
менение автономного питания, и основным
является питание от контактной сети.
Для передачи элек-
троэнергии по контакт-
ной сети к электропо-
движному составу при-
меняется постоянный ток
при напряжении 250—
3300 в и однофазный ток
пониженной частоты 162/3
и 25 гц при напряжении
11000-22000 в. Одно-
фазный ток нормальной
промышленной частоты
50 гц имеет весьма огра-
ниченное применение
(венгерские железные до-
роги и опытная линия
Хелленталь—Бан в Гер-
мании) из-за техниче-
ских трудностей главным
образом в создании экс-
плоатационно надёжного
тягового двигателя, при-
годного для питания то-
ком нормальной частоты.
На отдельных участках
итальянских и швейцар-
ских железных дорог со-
хранилась ещё систе-
ма питания трёхфазным
током, не получившая распространения глав-
ным образом из-за сложности выполнения двух-
проводной контактной сети.
Система постоянного тока на-
ходит широкое применение для всех видов
тяги и исключительное для некоторых (трам-
вай, троллейбус, вагоны метро и др.).
На магистральных железных дорогах си-
стема постоянного тока принята в СССР
C300 в), Франции A500 в), Италии C000 в) и
в других странах; в США система постоян-
ного тока C000 в) применяется наряду с систе-
мой однофазного тока B5 гц).
Питание контактной сети постоянным током
производится от одной или нескольких тяго-
вых подстанций, преобразующих трёхфазный
ток в постоянный соответствующего напряже-
ния. В свою очередь тяговые подстанции полу-
чают питание обычно от общей системы энерго-
снабжения (трёхфазный ток 50 гц для боль-
шинства стран и 60 гц для США и Италии)
предприятия, города или района. В отдельных:
случаях при значительном удалении электри-
ческой железной дороги от промышленных
районов сооружаются специальные электро-
станции.
При небольшой мощности и малом удале-
нии тяговых подстанций трёхфазный ток под-
водится обычно кабельной линией при напря-
жении 3000—10 000 в. Для питания мощных
тяговых подстанций магистральных железных
дорог сооружаются линии передачи 35 000 в,
а при значительном удалении — 110 000 в и
выше (фиг. 1).
Для преобразования переменного тока
в постоянный на подстанциях применяются
ртутные выпрямители, значительно более про-
стые и дешёвые, чем применявшиеся ранее
мотор-генераторы.
Постоянный ток по питающим кабелям под-
водится к контактной сети. Для рельсового
транспорта применяется однопроводная си-
стема; в качестве обратного провода исполь-
Фиг. 1. Схема энергоснабжения электрической железной дороги: 1 —тепловая элек-
тростанция; 2 — соединительный кабель (переменный ток 6—10 кв)\ 3 — повыситель-
ная подстанция; 4 — высоковольтная линия передачи (переменный ток 35—110 ив);
5 - тяговая подстанция; 6 — питающий кабель; 7 — контактный провод (постоянный
ток до 3,3 кв); 8 — токоприёмник; 9 — электроподвижной состав; 10 — рельсы;
11 — отсасывающий кабель.
зуются рельсы, которые через отсасывающие
кабели соединяются с другим полюсом под-
станции. Прямой провод выполняется в виде

416
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
либо верхнего контактного провода, либо
третьего рельса, укреплённого изолированно
на кронштейнах сбоку пути. Токоприёмники
электроподвижного состава при движении
скользят по контактному проводу или третьему
рельсу, осуществляя непрерывную электриче-
скую связь электроподвижного состава с тяго-
вой подстанцией; связь с рельсами осуще-
ствляется через колёсные пары.
Для безрельсового транспорта (троллей-
бус) применяется двухпроводная контактная
сеть.
Расстояние между тяговыми подстанциями
и, следовательно, число их на линии опре-
деляются максимально допустимым падением
напряжения до удалённой точки пути и сред-
ним падением, определяющим потери энергии
в сети. При большей мощности электропод-
вижного состава и большей протяжённости до-
роги требуется более высокое рабочее напря-
жение.
Применяемые для электрической тяги на-
пряжения постоянного тока приведены в табл. 1.
Таблица 1
Напряжения, применяемые для различных видов
электроподвижного состава
Вид транспорта
Рудничный
Промышленный
Трамвай, троллейбус ....
Метрополитен
Магистральные ж. д
Напряжения в в
Применяе-
мые
вообще
25°— 55°
320—I5OO
боо
боо— 825
153°—3°°°
Принятые
в СССР
25O
320, боо,
825 A650)*
боо
1650 и 33°°
* Намечается к введению.
Система однофазного тока по-
ниженной частоты 162/з и 25гцшироко
применяется только для магистральных желез-
ных дорог, где по протяжённости линий она
почти не уступает системе постоянного тока.
Применяется на ряде дорог в США, Германии,
Швеции и Швейцарии, совершенно не при-
меняется для рудничного, промышленного и
городского транспорта.
Контактная сеть питается от тяговых под-
станций, преобразующих трёхфазный ток об-
щей системы энергоснабжения, или от специаль-
ных электростанций пониженной частоты.
В США применяется частота 25 гц, которая
используется также в промышленных системах
энергоснабжения отдельных районов, что по-
зволяет в некоторых случаях связать системы
без преобразования частоты. Для преобразова-
ния трёхфазного тока промышленной частоты
в однофазный ток пониженной частоты исполь-
зуются мотор-генераторы, состоящие из трёх-
фазных синхронных двигателей и синхронных
однофазных генераторов. Принципиально воз-
можно преобразование посредством статиче-
ских преобразователей (например, ртутных
выпрямителей с сеточным управлением), но
пока эти системы не вышли из стадии экспе-
риментального изучения.
В контактной сети применяется высокое
напряжение — 11 000, 15000 и 22 000 в* На
электроподвижном составе устанавливаются
трансформаторы, понижающие напряжение до
величины, целесообразной по конструкции
тяговых двигателей E00—600 в). Высокое
напряжение в контактной сети является су-
щественным преимуществом системы, по-
зволяющим резко увеличить расстояние между
тяговыми подстанциями и уменьшить их
число. Однако большая сложность преобра-
зовательных подстанций, тяговых двигателей
и другого электрооборудования электропо-
движного состава, а также повышенное влия-
ние на сети связи снижают достоинства этой
системы.
Комбинированные системы тока
с преобразованием рода тока на электроподвиж-
ном составе являются результатом стремления
объединить преимущества однофазного тока
высокого напряжения для питания контакт-
ной сети с преимуществами тяговых двига-
телей постоянного тока или трёхфазных асин-
хронных.
В зависимости от вида тяговых двигателей
различаются комбинированные системы одно-
фазно-постоянного тока и однофазно-трёхфаз-
ного тока. В первой из них однофазный ток
сети преобразуется на самом электроподвиж-
ном составе в постоянный при помощи мотор-
генераторов, состоящих из однофазного син-
хронного двигателя и одного или двух генера-
торов постоянного тока на общем валу. Система
отличается хорошими тяговыми свойствами
и высокой эксплоатационной надёжностью,
однако широкого распространения не получила
из-за высокой стоимости электровозов и исклю-
чительно большого веса на единицу мощности.
Принципиально система вполне пригодна и
для однофазного тока нормальной частоты, но
практически на дорогах США использована
при частоте 25 гц.
Осуществлённые опытные электровозы
однофазно-постоянного тока со статическими
преобразователями (ртутными выпрямителями)
имеют существенные преимущества перед мо-
тор-генераторными в отношении веса и стои-
мости, но отличаются низким коэфициентом
мощности и неблагоприятны в отношении влия-
ния на провода связи.
В системе однофазно-трёхфазного тока
число фаз преобразуется на электровозах по-
средством вращающихся преобразователей
различных систем. Наряду с мотор-генератор-
ными электровозами применяются электровозы
с так называемым расщепителем фаз A1000 в,
25 гц — США) и с преобразователем фаз Кандо
A6 000 в, 25 гц — Венгрия). К этой же системе
могут быть отнесены двигатели^ в которых
посредством промежуточного синхронного ро-
тора пульсирующее поле однофазного статора
преобразуется в круговое поле (опытные про-
мышленные электровозы 3000 в, 50 гц и 20 000 в,
50 гц). Электровозы этой системы, несмотря
на простоту тяговых двигателей, в общем от-
личаются большей сложностью оборудования
и худшими тяговыми характеристиками.
В целом комбинированные системы не дали
удовлетворительного решения и распростра-
нения не получили.

ГЛ. XIV]
МАГИСТРАЛЬНЫЕ ЭЛЕКТРОВОЗЫ
417
МАГИСТРАЛЬНЫЕ ЭЛЕКТРОВОЗЫ
Общие сведения
По роду тока различают электровозы
постоянного и переменного тока; по типам
передан — электровозы с индивидуальным и
с групповым приводом, причём на электрово-
зах современной конструкции применяется
исключительно индивидуальный привод с трам-
вайной подвеской двигателей или с передачей
посредством полого вала; по роду службы —
электровозы товарные и пассажирские. Для
маневровой работы на магистральных дорогах
электровозы применяются редко.
Колёсной формулой характеризуется общая
конструкция. В наиболее употребительных
колёсных формулах цифрами обозначают число
поддерживающих осей и буквами А, В, С
и т. д. — одну, две, три и т. д. движущие
оси. Индивидуальный привод обозначается
индексом О (Ао, &0' Со- • •). знаком плюс —
сочленение тележек, передающее тяговое
усилие.
Товарные электровозы преимущественно
выполняются тележечной конструкции с колёс-
ными формулами Вп — Во (четырёхосный элек-
тровоз без бегунков с двумя двухосными не-
сочленёнными тележками), Во + Во (такой же
электровоз, но с сочленёнными тележками),
50 + Во + Во, Со + Со, А) + А)- Ре«е встре-
чаются конструкции с бегунковыми тележками
типа 1С0 + Col и т. п.
Пассажирские электровозы обычно рамной
конструкции, с бегунковыми одноосными или
двухосными тележками — 1С01,2С02,1С02, 1 ДI,
2?H2, но применяются и тележечные конструк-
ции — 2В0 4- 2В02, 1С0 + Col, lC0-f-C02 и т. п.
Тяговые двигатели, одиночные или сдвоенные,
устанавливаются над осью с жёстким крепле-
нием на раме и передачей посредством полого
вала.
Мощность современных электровозов до-
стигает 3000—4000 кет. Некоторые электро-
возы сочленённого типа имеют ббльшую мощ-
ность, например, электровозы швейцарских
железных дорог для участков с особо тяжёлым
горным профилем имеют мощность 6000 и
8000 кет. Нагрузки на движущие оси до
23—24 т. Максимальная скорость для товар-
ных электровозов до 90—100 км/час, для пас-
сажирских до 120—150км/час и для специаль-
ных скоростных электровозов до 200 км/час.
Механическая часть
Индивидуальный привод движущих осей
позволяет относительно просто осуществлять
весьма разнообразные конструкции ходовых
частей электровозов с объединением движу-
щих осей либо в общей раме, фиксирующей
параллельность осей, либо с подразделением
осей на две или более тележек, допускаю-
щих угловое отклонение при прохождении
кривых.
Современные конструкции электровозов
с жёсткой рамой, так называемые рамные, при-
меняются только как пассажирские скоростные
с тремя или четырьмя сцепными осями и
одноосными или двухосными бегунковыми те-
тележками.
27 Том 13
Наиболее типичными для электровозов
являются тележечные конструкции, применяе-
мые часто для электровозов с четырьмя сцеп-
ными осями и, как правило, для электровозов
с числом сцепных осей более четырёх.
Четырёхосный электровоз с двумя движу-
щими двухосными тележками отличается ма-
ксимальной простотой конструкции и является
распространённым типом для товарных элек-
тровозов малой мощности. Для шестиосных
электровозов наиболее целесообразна кон-
струкция с двумя трёхосными тележками.
Редко практикуется конструкция с тремя двух-
осными тележками, из которых средняя жёстко
связывается с рамой кузова; такая система
отличается значительно большей сложностью,
так как для вписывания в кривые необходимо
Фиг. 2. Сочленение тележек электровоза ВЛ-22.
обеспечить поворот и боковое отклонение
крайних тележек, а также требуется устрой-
ство междутележечных балансиров для рас-
пределения нагрузок между тремя тележками.
Восьмиосные электровозы выполняются либо
на базе двух четырёхосных тележек, либо
сочленённого типа с двумя кузовами, каждый
из которых опирается на две двухосные те-
лежки.
Движущие тележки пассажирских, а иногда
и товарных тележечных электровозов снаб-
жаются одноосными или двухосными бегунко-
выми тележками.
На магистральных электровозах преиму-
щественно применяются движущие тележки
сочленённого типа, соединённые устройством,
передающим тяговое усилие от передней те-
лежки к задней. Сцепные приборы при этом
устанавливаются на тележках, и рама кузова
полностью разгружается от тягового усилия
и не подвергается ударным нагрузкам при бу-
ферном ударе.
Сочленения выполняются либо в виде жёст-
ких шарниров, допускающих только совмест-
ный поворот тележек, либо в виде устройств,
допускающих некоторое параллельное смеще-
ние тележек и самостоятельный поворот на
некоторый угол.
Сочленение первого типа — жёсткое
(фиг. 2) — просто по конструкции, но не-
сколько ухудшает вписывание электровоза

418
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
в кривые малых радиусов и вход в кривые,
поскольку вход в этом случае сопровождается
угловым ускорением обеих тележек. Сочлене-
ния второго типа — упругие — до определён-
ной величины боковых усилий в сочленении,
определяемой первоначальной затяжкой пру-
Фиг. 3. Сочленение тележек электровоза ВЛ-19: 1 — ка-
мень; 2 — упорная скоба; 3 — шаровой вкладыш; 4 — шкво-
рень; 5— удерживающая планка; б — шпинтон; 7 — при-
варные накладки;8 — втулки.
жин, работают, как жёсткое; при превышении
этой величины происходит смещение тележек.
Упругие сочленения отличаются большей
сложностью. Конструкция по фиг. 3 сходна
с жёстким сочленением, но камень шарового
усилие передаётся короткой сцепкой в виде
серьги или стержня с двумя шаровыми шар-
нирами, а боковые усилия воспринимаются
отдельным направляющим устройством, жёст-
кого или упругого типа.
Упругие сочленения несколько уменьшают
величину ударного направляющего усилия при
входе в кривую, но облегчают виляние теле-
жек при высокой скорости.
Безбегунковые тележечные электровозы
вообще отличаются значительным вилянием
тележек и неспокойным ходом при высокой
скорости. При большой массе обмоторенных
тележек и низком центре тяжести виляние
сопряжено с сильным воздействием на рельсы.
Эти явления обычно заставляют принимать
максимальную скорость для них не выше
80-90 км/час.
Для уменьшения виляния иногда приме-
няют между сочленёнными тележками пру-
жинные возвращающие устройства в виде
буферных устройств, подобных применяемым
в сочленении тендеров с паровозами. Такие
устройства, однако, повышают направляющее
усилие передней оси при вписывании в кри-
вые. Другим средством уменьшения виляния
являются гидравлические амортизаторы (фиг 4),
действующие при относительно быстропере-
менных усилиях в сочленении, возникающих
при вилянии, как жёсткое соединение теле-
жек, и допускающие свободное угловое сме-
щение тележек при прохождении кривых.
На фиг. 5 дана схема механического пру-
жинного амортизатора, уступающего гидра-
влическому в том отношении, что он действует
лишь на прямых участках пути.
Наиболее совершенным средством улучше-
ния ходовых качеств тележечных электрово-
зов являются бегунковые тележки. Чтобы
сохранить одинаковые ходовые качества для
обоих направлений движения, бегунки уста-
навливаются симметрично перед внешними кон-
цами движущих тележек и связываются с их
рамой, как с главной. На электровозах теле-
жечных и рамных применяют одноосные и двух-
осные бегунксвые тележки различных систем.
Наиболее распространённой является од-
ноосная тележка с возвращающими устрой-
Фиг. 4. Гидравлический амортизатор ЦМТ НКСП: 1 — внутренний цилиндр; 2 — поршень; 3— внеш-
ний цилиндр; 4 — крышка амортизатора; 5 — кожух; 6 — крышка кожуха; 7 — жиклер; 8 — клапан
в крышке; 9 —- клапан в поршне; 10 — зажимной клапан; 11 — крышка цилиндра.
шарнира имеет поперечный ход; в среднем ствами люлечного и секторного типов или
положении он удерживается пружинами. В не- с наклонными плоскостями. Более совершенны
которых конструкциях передача тягового уси- тележки, работающие совместно с передней
лия и поперечных направляющих усилий вы- движущей осью, как двухосные бегунковые
полняется отдельными устройствами: тяговое тележки, однако применение их при индкви-

ГЛ. XIV]
МАГИСТРАЛЬНЫЕ ЭЛЕКТРОВОЗЫ
419
дуальном приводе представляет конструктив-
ные трудности в части кинематической связи
с движущей осью. В некоторых конструкциях
тележки эта связь достигается посредством го-
ризонтального изогнутого коромысла, захва-
тывающего движущую ось за выступающие
Фиг. 5. Пружинный амортизатор
из букс концы шеек. Двухосные тележки вы-
полняются с поперечной подвижностью, с воз-
вращающими устройствами люлечного или
рессорного типа и с наклонными плоскостями,
а также с клещеобразными механизмами
(фиг. 6). С точки зрения ходовых свойств це-
лесообразно применение двухосных бегунко-
вых тележек, однако для тележечных электро-
возов это обусловливает значительное удли-
нение рамы движущей тележки, удлинение
рамы кузова, не оправдываемое габаритами
оборудования, а также требует значительной
балластировки электровоза или утяжеления
конструкций для соответствующей нагрузки
бегунков при заданном сцепном весе.
Индивидуальный привод движущих осей
предъявляет особые требования к системе
рессорного подвешивания электровозов, так
как максимальная по сцеплению сила тяги
определяется наименее нагружённой осью.
Рессорное подвешивание должно обеспечи-
вать минимальное перераспределение нагру-
зок на движущие оси, вызываемое вращаю-
щим моментом от тягового усилия на сцепных
приб.орах и силами реакции в подвесках тяго-
вых двигателей, неровностями пути и колеба-
ниями надрессорного строения.
Для товарных электровозов с относительно
низкой максимальной скоростью обычно при-
меняются системы подвешивания, которые при
условии шарнирной связи с рамой кузова (ша-
ровые пятники) являются статически опреде-
лимыми и при которых, следовательно, неров-
ности пути не оказывают влияния на распре-
деление нагрузок между осями. Для тележеч-
ных электровозов без сочленения статически
определимая система получается при трёх
точках подвешивания каждой из двух тележек.
При этом целесообразно подвешивание по
треугольнику с вершиной у внешней оси те-
лежки, что устраняет динамическую разгрузку
колёс направляющей оси при боковых коле-
баниях надрессорного строения. Такая же си-
стема подвешивания необходима и при сочле-
нённых тележках, если сочленение допускает
свободное вертикальное смещение тележек.
Однако такая система даёт значительное пере-
распределение нагрузок между осями под
действием тягового усилия. Благоприятнее
в этом отношении сочленение, передающее
вертикальные усилия. В этом случае подве-
шивание каждой тележки в трёх точках даёт
статически неопределимую систему. Для устра-
нения лишней связи одна из тележек подве-
шивается в двух точках путём связи баланси-
рами всех рессор с каждой стороны. Схема
такого подвешивания, приведённая на фиг. 7,
является наиболее распространённой для то-
варных электровозов.
Для тележечных электровозов с бегунко-
выми тележками также придерживаются ста-
тически определимых систем, что осуще-
ствляется соответствующей балансирной связью-
бегунковой тележки с рессорным подвешива-
нием движущей тележки. В этом случае также
целесообразнее сочленение с вертикальной
связью тележек.
Передача вертикальных усилий обеспечи-
вается шаровыми сочленениями. В случае
двухшарнирной сцепки эти функции выполняет
отдельное устройство, иногда конструктивно
объединяемое с направляющим устройством,
передающим боковые усилия.
На характеристику рессорного подвешива-
ния тележечных электровозов оказывает су-
щественное влияние конструкция опор кузова
на раме тележек. На электровозах применяют
шаровые опоры (фиг. 8) или шкворни в соче-
тании с дополнительными пружинными опо-
рами, а также плоские опоры. Дополнитель-
ные пружинные опоры создают момент, пре-
пятствующий перекосу тележек относительно
кузова. При этом получается уже статически
неопределимая система. В зависимости от
жёсткости и расположения пружинных опор
достигается та или иная общая характеристика
подвешивания, либо приближающаяся со стати-
чески определимой, не подверженной влиянию
неровностей пути, либо менее подверженная
разгрузке осей от действия тягового усилия.
Плоские опоры (фиг. 9) препятствуют пере-
косу тележек, так что до определённой вели-
чины тягового усилия система работает как
статически неопределимая. При определённом
тяговом усилии наступает перекос тележек,
сопровождающийся выгодным в отношении
распределения нагрузок по осям перенесе-
нием точек приложения веса кузова к рамам
тележек.

420
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
Фиг. 6. Двухосная бегунковая тележка электровоза ПБ.
Фиг. 7. Схема рессорного подвешивания сочленённых тележек.

ГЛ. XIV]
МАГИСТРАЛЬНЫЕ ЭЛЕКТРОВОЗЫ
42 т
Для пассажирских электровозов рамной
конструкции применяются статически неопре-
делимые многоточечные системы подвешива-
Фиг. 8. Шаровая опора.
яия: четырёхточечное — по ромбу, шестито-
чечное — по ромбу со скошенными верши-
нами и др.
дачей посредством полого вала — до 700 кат.
Вентиляция двигателей независимая.
Вспомогательные машины включают мотор-
вентиляторы для вентиляции тяговых двига-
телей, мотор-компрессоры, генераторы упра-
вления для питания цепей управления, осве-
щения, сигнализации и зарядки батареи. На
электровозах, оборудованных рекуперативным
торможением, кроме того, устанавливается мо-
тор-генератор для возбуждения тяговых дви-
гателей.
Система управления (см. стр. 476), как пра-
вило, дистанционная, с индивидуальными элек-
тропневматическими контакторами, зачастую
в сочетании с групповыми контакторами для
перегруппировки двигателей. Защита от пере-
грузок и коротких замыканий быстродействую-
щим выключателем; при напряжении до 1500 в
применяется также защита линейными кон-
такторами.
Электрооборудование электровозов одно-
фазного тока пониженной частоты 162/8 и 25 гц
с коллекторными двигателями состоит из тяго-
Фиг. 9. Усиленная плоская пята кузова электровозов ВЛ-19 и ВЛ-22.
Электрическое оборудование
Электрооборудование электровозов по-
стоянного тока состоит из тяговых двигателей,
аппаратуры управления и защиты, вспомога-
тельных машин и прочей вспомогательной
аппаратуры (освещения, отопления и т. п.).
Тяговые двигатели (см. стр. 468) при трам-
вайной подвеске выполняются часовой мощ-
ностью до 500—550 кет, сдвоенные, с пере-
вых двигателей, трансформатора, высоковольт-
ного выключателя, аппаратуры управления и
защиты на стороне низкого напряжения, вспо-
могательных машин и прочей вспомогательной
аппаратуры.
Однофазные коллекторные тяговые двига-
тели строятся на напряжение до 500—600 в и
мощность при трамвайной подвеске до 500—
600 кет. Двигатели скоростных электровозов
с передачей посредством полого вала имеют

422
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
мощность до 750 кет в одном якоре, cos cp дви-
гателей до 0,96.
Трансформаторы выполняются с большим
числом выводов от вторичной обмотки для
пуска и регулирования скорости двигателей.
Преимущественно применяются трансформа-
торы броневого типа с циркуляционным масля-
ным охлаждением и с интенсивным воздушным
охлаждением масла в отдельных или при-
строенных к трансформатору трубчатых охла-
дителях. Применяются также безмасляные
трансформаторы с непосредственным при-
нудительным воздушным охлаждением об-
моток.
Системы управления либо дистанционные
с индивидуальными электропневматическими
контакторами, либо групповые с механическим
приводом посредством трансмиссии или с мо-
торным приводом.
Для защиты на стороне высокого напря-
жения применяются масляные выключатели,
а на электровозах более поздних выпусков
взрывобезопасные экспансионные или воздухо-
напорные выключатели.
Для вспомогательных машин применяются
сериесные и иногда репульсионные двигатели.
Советские магистральные электровозы
Кроме основных серий ВЛ-19, ВЛ-22 и.
ВЛ-22М , в СССР имеются электровозы других
серий-СЮ, СС11, Си и СК.
Основные данные отечественных электро-
возов ВЛ-19, ВЛ-22 и модернизированного
электровоза ВЛ22мс повышенной мощностью
приведены в табл. 2.
Электровоз ВЛ-22 — товарный шестиос
ный, постоянного тока 3300 в. Механическая
часть электровоза состоит из двух трёхосных
тележек (фиг. 10) и кузова. Тележки соеди-
нены шаровым сочленением по фиг. 2. Рес-
сорное подвешивание — по схеме фиг. 7.
Рама тележки брускового типа состоит
из двух боковин, вырезанных из прокатных
полотнищ толщиной после обработки 100 мм.
Материал — сталь Ст. 5. Боковины связаны при-
зонными болтами с литыми стальными между-
рамными креплениями. Переднее крепление
представляет буферный брус, заднее — балку
сочленения; два средних перекрыты продоль-
ной литой балкой, которая служит шкворневой
балкой. Средние крепления и балка сочлене-
ния имеют внутренние каналы для подвода
вентиляционного воздуха к тяговым двигате-
лям и приливы для установки пружинных
подвесок двигателей.
Кузов опирается на тележки посредством
плоских подпятников (см. фиг. 9). Один из
подпятников закреплён в углублении шквор-
невой балки жёстко, другой допускает про-
дольное скольжение. Общий вид кузова с обо-
рудованием показан на фиг. 11 (см. вклейку).
Кузов — вагонного типа, по концам две кабины
управления, в средней части размещена вы-
соковольтная камера, к стенкам кабины при-
мыкают помещения вспомогательных машин,
вдоль высоковольтной камеры идут два кори-
дора, соединяющие кабины. В высоковольтной
камере имеется сквозной продольный коридор,
по бокам которого в нижней части размещены
пусковые сопротивления и в верхней — аппа-
Таблица 2
Основные данные отечественных магистральных
электровозов
Показатели
Род тока и на-
пряжение
Род службы . .
Колёсная фор-
мула .
Электрическое
торможение . . .
Сцепной вес в m
Нагрузка на ось
В /77
Вес в т;
механической
части
электрообору-
дования ....
балласта . . .
Длина по буфе-
рам в мм
Жёсткая база
Полная база в мм
Ширина кузова
Высота до опу-
щенного пантогра-
фа в мм
Диаметр колеса
в мм
Передаточное
число
Передача ....
Подвеска двига-
Тип двигателя •
Число двигате-
лей на электро-
возе .......
Часовой режим
электровоза
(полное поле)
Мощность на
валу двигателей
в "вт
Тяговое усилие
Скорость
Сила тока на па-
раллельном соеди-
нении в а
Длительный
режим электро-
воза (полное поле)
Мощность на
калу двигателей
В KBttl . ...
Тяговое усилие
Скорость
в км/час
Сила тока на па-
раллельном соеди-
Конструктивная
скорость в км/час
ВЛ-19
ВЛ-22
ВЛ-22М
Постоянный 3300 в
Товаро-
пассажир-
. ский
Реостатное
U7
IQ =;
б4
5°
l6 22O
4 ооо
11 8оо
3 loo
4 99°
I 32O
3,74
Товарный
Со+Со
Товарный
|
Рекуперация
132
22
72
53
7
i6 480
4 200
12 200
3 i°°
49°°
1 200
4,4л
132
22
72
53
7
i6 480
4 200
12 200
3 1°°
4900
1 200
Зубчатая эластичная двух-
ДПЭ-340А
б
2 040
2О ООО
37.°
75°
I 8оо
i6 500
38,6
660
. 85
сторонняя
Трамвайная
ДПЭ-340
/Г
О
2 О4О
24 ооо
з°.6
75°
I доо
3J>9
660
70
ДПЭ-400
б
2 40О
24 7ОО
О /w**
36»°
870
2 080
19 800
37.5
75°
75
Примечание. Значения мощностей и скоростей
даны при напряжении 3000 в.
ратура управления. Высоковольтная камера
монтируется вне кузова и опускается в него
в готовом виде через отверстие в крыше.
Отодвижные двери высоковольтной камеры
снабжены пневматической и электрической
блокировкой, запирающей двери при поднятых
пантографах и исключающей возможность
подъёма пантографов при открытых дверях.

Задняя me/ieikka
Г
16390-
Фиг. 10. Общий вид тележек элек-
тровоза ВЛ-22: 1 —буферный брус;
2 и 4—средние межрамные крепле-
ния; 3 — продольная шкворневая
балка;-Л — брус сочленения.

424
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
Fkz
Fkz
36000
32000
28000
VtOOO
20000
16000
12000
100 200
iOO la
8000
MOO
О
Фиг. 12. Электромеханические характери-
стики двигателя ДПЭ-340 при напряжении
1500 в.
Фиг. 13. Тяговые характеристики электровоза ВЛ-22 при
напряжении сети 3000 в.
т~
2000
6000 В кг
Фиг. 14. Тормозные характеристики электровоза ВЛ-22 (В—тормозная сила
одного двигателя, 1 — 15 — позиции тормозной рукоятки).

Фиг И Общий вид кузова электровоза ВЛ-22 с оборудованием: /-мотор-генератор; 2 - мотор-компрессор; 5 - мотор-вентилятор; 4- электропневматический контак
тоо-' 5 - гоупповой контактор; 6 и 7 - электромагнитные контакторы; 5 - реле перегрузки; 9 - реле максимального напряжения; 10 - реле пониженного напряжения; // — ре-
веоёоо- 12 -тормозной контроллер; 13 - переключатель вентилятора; 14 - отключатель моторов; 15- главный разъединитель; /б-разъедини гель вспомогательно^ цепи
17 -быстродействующий выключатель; 18 - пусковые ctaбилизиpyющиe и демпферные сопротивления; /^-пневматическая блокировка лестницы; 20- тиритовыи раз
оядник- 21 -сопротивление шунтировки поля; 22- демпферное сопротивление к вспомогательным машинам; 23 - сопротивление в цепи реле; 24 - сопротивление i
пепи поля возбуждения; 55-переходное сопротивление; 26 - сопротивление вольтметра; 27-индуктивные шунты; 28 - воздухораспределитель; 29 и 30 - шунты ампер-
метоа" 37 - распределительный щиток; 32 -ящик с предохранителями; 33 - пусковая панель; 34 - контроллер машиниста; 35 и 36 - кнопочные выключатели; 37 - выклю
чатель управления- 38 - переключатель песочницы; 39- панель с измерительными приборами; 40 - клапан песочницы; 41 - пневматическая блокировка дверей
«-.аккумуляторная батарея; «-фильтр к компрессору; «-регулятор давления; 45 -агрегат пневматики; 46 -блокировка дверей высоковольтной камеры; «7-контак
И аакумулиюн» ^ ?„,;„„„. J8 _ КнОпочный выключатель; 49 - клапан пантографа; 50 - ручной насос; 51 - розетка междуэлектровозных соединений.

f Hi2f6H4 г —
Генератор
управлен. N°l
ВентилЪ регенер
' 26/1
31.3133,34
27,28,29.30
Реверсивный
барабан
Главный барабан
35 33 3129 26 24 22 2018 15 13 ft 9
Ресет Ь
Быстродеш
выключат)
Пантограф
Пантограф
задний
Пантограф
передний
Вспомогат. цепи
Низкая скорость
Вентиляторе
Ресет вентилятор
Высокая скорость
Вентилятора
Возбудител,
Блокировка
Ресет возбудите/
Ресет компрессор
Компрессор №
Компрессор N°.
Пантограф №
Пантограф №
Возбуди!
Розетки ме/кдузлек/цровоэного
соединения 1 го конца зпектродозо
Вэтом кабеле про§од Н°8
дол/кен быть присоедин. к клемме''
№0 соединит, зо&има, а кабель
И°О-к кпемме №8 соедин. зайима
Розетка мейдуэлектровоэногс
соединения 2-го конца jnekmpi
г. 16. Схема управления электровоза ВЛ-22,
t«« 11, гя, XIV,

Распределительный щиток 130
Генератор
управлен. №2
Я:
Рубильник
/ 'усиленной '
за ряд Ни ак- j
кум батареи]
Освещение
в/в камеры
°50А 50Б 50В 50Г 50Е
БВ 50м
6ыстродепст64 л
выключатель*тщ
Вспомогат. цепи
Низкая скорость
Вентилятора
Ресет вентилятора
Высокая скорость
вентилятора
Возбудитель
Блокировка
Ресет возбудителя
Ресет компрессора
Сиена-
лизан,
Тусклое
осв.каб.
Яркое
освкаб.
Зл. печи
об,
Элвк печи
Ш
Компрессор N lf| „
Пантограф 0°/
Пантограф №2
Возбудит
ЩЩККУ в кабине Н
В этом кабеле проб. №1
присоед. к клемме со
Ограничитель скорости
возбудителя
единит. эа>кимаН°2
Пампы
ходов, част
Освещение
иэмер. при
и кабель №2 к кпем
ме №1
S3
негкдцэлектроВоэного
m 2-го конца электровоза
В этом кабеле провод №24
доткен быть присоедини клемме Фонарь'бу-у
N°25 соедин. зажима,а провод№25 Ф?РМ-пРов. \'а
к клемме №24 соединит. за>кима Фонарь би- И|о
В этом кабеле провод №40 доли, быть Прожектор'
присоедин. к клемме №41 соедин. зажима, тускл, свет
а провод№41 к клемме №40 соединит ПроЖектор*, _,
эайима яркий свет w?fm)
В этом кабеле провод №56 дол)к. быть
присоединен к клемме Н°57 соединит
заЯгима, а провод №57 к клемме №56
соединительного зайима
ггровоза ВЛ-22,

ГЛ. XIV]
МАГИСТРАЛЬНЫЕ ЭЛЕКТРОВОЗЫ
425
В каждом машинном помещении внизу уста-
новлены мотор-вентиляторы с генераторами
управления на валу, вверху мотор-компрес-
соры. В одном из помещений рядом с мотор-
вентилятором установлен мотор-генератор (воз-
будитель), в другом - аккумуляторная батарея.
Главные резервуары смонтированы на крыше
высоковольтной камеры, пантографы — на лю-
ках машинных помещений. Перед кабинами
имеются площадки с боковыми лестницами;
вход в кабины — с площадок, через двери
в лобовых стенках. С этих же площадок от-
крывающиеся шарнирные лестницы, снабжён-
ные пневматической блокировкой с пантогра-
фами, ведут на крышу.
Электровоз оборудован шестью тяговыми
двигателями типа ДПЭ-340. Электромеханиче-
ские характеристики двигателей приведены на
фиг. 12(Л/7— полное поле, ОП1, ОП2— осла-
бленное). Максимальный ток по коммутации
у ДПЭ-340 составляет 500 а, максимальное
число оборотов 1380 в минуту, сопротивления
обмоток якоря, добавочных и главных полюсов
(при 75° С) 0,1230 + 0,0445 + 0,0855 = 0,253 ом,
остальные данные см. в табл. 2 гл. XVI.
Основные данные вспомогатель-
ных машин. Мотор-вентилятор типа ДК-403:
мощность на валу 18,5 кет, напряжение 3000 в,
ток 8 а, число оборотов 1300 в минуту, венти-
лятор типа „Сирокко", производительность
280 мъ\мин при давлении 140 мм вод. ст.
Генератор управления ДУ-3: мощность Зквт.
напряжение 50 в.
Мотор-компрессор ДК-402 (компрессор
Э-500): мощность на валу при ПВ 50% 13,2 кет,
напряжение 3000 б, ток 6,1а, число оборотов
915 в минуту.
Мотор-генератор ДК-401: мощность на валу
двигателя 67 кет, напряжение двигателя 3000 в,
ток двигателя 27 а, число оборотов ] 030 в ми-
нуту, мощность генератора 57 кет, ток часо-
вого режима 600 а.
Электровоз ВЛ-22 имеет три соединения
двигателей и две ступени ослабления поля
F7 и 50%) на каждом соединении, всего девять
экономических ступеней скорости. Тяговые
характеристики приведены на фиг. 13. Элек-
тровоз оборудован рекуперативным торможе-
нием по схеме со стабилизирующими сопро-
тивлениями (см. стр. 453). Тормозные характе-
ристики при рекуперации на трёх соединениях
двигателей даны на фиг. 14.
Силовая схема приведена на фиг. 15. Си-
стема управления смешанного типа: перегруп-
пировка двигателей производится групповым
переключателем (контакторы 1—18) с электро-
пневматическим приводом на три положения,
остальные контакторы в силовой цепи тяго-
вых двигателей — индивидуальные электро-
пневматические. Реверсор и тормозной пере-
ключатель барабанного типа с электропнев-
матическими приводами.
Защита от перегрузок и коротких замыка-
ний осуществляется быстродействующим вы-
ключателем БВ и реле перегрузки РП,
от перенапряжений — тиритовым разрядчи-
ком 71.
При пуске на позициях 1—16 (см.табл.3) дви-
гатели соединены последовательно, на позициях
17—27—по три последовательно в две парал-
лельные цепи и на позициях 28—36—по два
последовательно в три параллельные цепи.
lofij Пошеипшнад-
S3

426
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
Таблица включения
s
Щ
a
- з
о.
о
н
о
Я
си
S
а.
н
<и
Я
S
а.
с
CU
Соединение
двигателей
Последо-
вательное
Переход
Последо-
вательно-
параллель-
ное
Переход
Парал-
лельное
1
ози
С
i
3
5
6
7
8
9
и
12
13
14
1^
i6
ШП-1
ШП-2
I
II
III
17
i8
19
2О
21
22
23
25
2б
ШП.1
ШП-2
IV
V
VI
28
29
3°
З1
32
33
34
35
ШП-1
ШП-з
I ,
3
4
5
6
7
8
9
ю
1Г
12
13
15
16 С
16 СП
16 П
I
I
I
1
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
—
-
—
—
_
—
—
—
—
—
_
—
—
—
—
—
—
—
—
-
—
—
—
—
—
—
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
-
—
—
—
—
—
—
—
—
-
—
—
—
—
—
2
2
—
—
_
—
—
—
-
—
—
-
—
—
-
—
—
3
3
3
3
3
3
3
ч
3
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
3
4
4
<.
i
4
4
4
?
4
4
4
А
}
4
<:
4
4
4
4
4
4
4
—
_
—
—
—
—
—
_
—
—
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
-
—
—
_
—
—
—
—
_
—
-
—
_
—
—
—
-
5
5
5
5
5
5
5
5
5
-
—
—
—
—
—
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
5
Групповые контакторы
—
—
—
—
—
—
—
_
—
-
—
—
_
—
6
б
6
6
о
h
6
6
(у
6
6
6
6
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
-
6
7
7
7
7
7
7
7
7
7
7
7
7
7
7
?
7
7
—
_
—
—
—
—
—
—
—
7
7
7
7
7
7
7
7
V
7
7
7
7
7
7
7
—
—
—
—
—
—
—
_
—
-
—
—
—
—
8
8
8
8
8
Ь
g
8
8
8
8
—
—
—
--
—
—
—
—
—
—
—
—
-
8
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
—
—
—
-
—
—
—
—
_
—
-
—
—
_
-
9
—
_
—
—
-
-
—
~
—
9
9
9
9
q
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
9
1С.
ю
IO
IO
IO
IO
IO
IO
IO
IO
IO
IO
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
IO
-
—
—
—
—
—
—
_
—
-
—
—
_
—
-
11
II
II
II
II
II
II
II
11
II
-
—
—
—
—
—
—
-
—
—
—
—
—
—
—
—
II
12
12
12
12
*
*
""
12
12
12
12
12
12
12
12
12
12
12
12
12
12
13
12
[2
—
—
—
—
—
_
—
12
12
12
12
13
12
12
12
IJ
12
12
12
12
12
12
12
—
—
—
—
—
_
—
—
_
-
—
—
13
13
3
13
13
'3
13
13
13
'3
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
13
-
—
—
—
—
—
—
I
—
14
14
14
14
14
14
14
14
14
14
4
14
14
14
14
14
14
14
14
14
14
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—-
—
—
—
14
14
-
—
—
-
—
—
15
15
15
15
15
15
IS
15
'5
15
_
—
—
—
—
_
—
—
-
—
_
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
15
—
—
—
-
—
—
—
—
—
—
_
—
—
—
[6
10
16
Ib
Ib
IO
ifi
16
16
16
16
-
—
—
—
—
—
—
—
—
-
—
—
—
—
—
ib
17
17
17
17
17
17
4
'7
'7
17
17
17
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
17
17
17
17
17
17
17
17
17
17
17
17
«7
17
17
—
—
—
—
—
1
CO CO
18
18
18
00 00
18
18
18
18
18
18
18
18
18
18
18
18
'8
18
18
18
18
18
18
18
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
18
18
—
—
—
—
-
—
—
—
—
—
—
—
— ¦
—
—
_
19
19
19
19
¦9
19
19
19
J9
19
19
19
19
19
19
19
—
—
—
—
_
-
—
—
—
—
—
—
—-
—
—
—¦
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
20
—
—
—
—
—
-
—
_
—
—
—
—
—
—
—
—
2]
2J
2J
21
2
2
2
2
2]
2
2]
2
2
2
2
—
—
—
—
—
_
-
—
_
—
—
—
—-
—
—
—
—
_
—
22
23
33
22
23
22
22
22
за
32
33
23
33
22
22
23
—
—
—
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
23
23
—
—
—
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
_
—
—
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
24
Индивидуальные
—
—
—
—
27
27
-
—
—
—
27
27
—
—
—
—
—
—
—
—
27
27
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
28
28
_
-
—
—
—
28
28
—
—
_
—
—
—
—
—
_
—
28
28
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
29
29
_
-
—
—
—
29
29
—
—
—
—
—
—
—
—
2Q
29
-
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
3°
_
—
—
—
30
ЗО
—
—
—
—
—
—
3°
30
-
—
—
—
—
—
—
—
_
—
—
—
—
—
—
—

контакторов (к схеме фиг. 15) Таблица 3
g«s
s E
контакторы к«л
sao°
И С С В
-_- _____4о — 42 — — -4б47 — - - — — — 54 ~ — 30.789
________ 4°- 42- — — 46 47 — — -51 — — 54 — — 19.529
------- -4° -4а — — — 4б 47 — - - 5i 52 — 54 — - 14,979
-— — — - — - — 4° — 42 — 44 — Ф 47 — - - 51 sa — 54 — — 12,049
------ — — 40 — 42 — 44 45 4б 47 ~ — — 51 52 — 54 - — 10,369
-------- 4о — 42 — — 45 46 47 — — — 51 52 53 54-— 8,919
------ - 39 4° ¦ — 43 — — 45 46 47 — — - а* — 53 54 - — 7.589
------ - 39 4° — 42 — — 45 46 47 — - 5° 5' — 53 5J - — 6>339
- _ ._ _ _ _ _ 39 4° — 42 43 — 45 46 47 — — 5° — — — 54 — - 5.235
- — - - — - — 39 4О 41 42 43 — 45 4б 47 — — 5° — - - 54 — — 4,228
----- - - — 4О 41 42 43 — 45 46 47 48 — 5О - - — 54 — - 3,3s6
¦- — — - — — — — 40 41 42 43 — 45 4б 47 48 — 50 51 - — 54 — — 2,532
—— — — — — 38 — 4° 41 42 43 — 45 46 47 48 — 5° 51 - — 54 - — 1,773
----- — 38 - 4о 4i 42 43 — 45 4б 47 48 — 5° 51 — 53 54 — - i,°47
------ 38 — 49 41 42 43 44 45 46 47 48 — — 5Г — 53 54 — — °,38*
- — — — — - 38 39 4о 4i 42 43 44 45 Ф 47 48 49 — 51 — 53 54 55 — °
- - — — — — 38 39 4о 4i 42 43 44 45 4б 47 48 49 — 51 - 53 54 55 —
З1 32 33 34 — — З8 39 4° 41 42 43 44 45 4б 47 48 49 — 5i — 53 54 55 - —
-- — — — — — — 40 — 42-44 — 46 — — 49 — 51 — — 54 55— —
-—- — -— — — 40 — 42 — 44 — 40 — — 49 — 51 - — 54 55 — —
________ 40 — 42 - 44 — 46 — — 49 — 51 — — 54 55 — —
- - — - 36 - — — 4° — 43 - 44 - 4б — — 49 — 51 — - 54 55 — 4.°5°
- - — — зб - — — 4° — 42 — 44 — Ф — — 49 — о1 53 - 54 55 — 2,950
- - - - Зб — — — 4° — 42 — 44 45 Ф — — 49 — 51 52 — 54 55 — 2,59°
- ----- 3^ — - — 4о - 42 — 44 45 Ф ~ — 49 - 51 52 53 54 55 — 2,i6o
- — _ — 36 — — - 40 — 42 43 44 45 4б — — 49 ~ 51 52 53 54 55 — i>785
- - - ¦ - 36 — - — 40 — 42 43 44 45 Ф — - 49 5° 51 52 53 54 55 — 1,43°
- - - — зб '- — 39 4О — 42 43 44 45 Ф — — 49 5о — 52 — 54 55 - 1,14°
- — - — 36 — - 39 4о 41 42 43 44 45 46 — — 49 5° — 52 — 54 55 — о,777
- - ~ - Зб — — — 4° 41 42 43 44 45 46 — 48 49 5» — 52 — 54 55 - 0,486
- — - — зб — 38 — 4° 41 42 43 44 45 Ф - 48 49 5° 51 52 — 54 55 — °,22i
- - — - 3<5 — 38 39 4° 41 42 43 44 45 4б — 48 49 5° 51 52 53 54 55 5°" о
I
- - - — Зб — 38 39 4° 41 42 43 44 45 4б — 48 49 5° 51 52 53 54 55 об —
31 32 33 34 З6 — З8 39 4° 41 42 43 44 45 46 — 48 49 5° 51 52 53 54 55 о6 —
i ¦
- - — — 36 — — — 4о — — — — — 46 — — 49 — 51 52 — 54 55 5б —
- — — — Зб — — — 4° — — — — — 46 — — 49 — 5* 52 — 54 55 5б —
- — — — ?б — — — 4" — — — — — 46 — — 49 — 51 52 — 54 55 56 —
- — — — З6 37 — — 4° — — — — — 46 — — 49 — 51 52 — 54 55 56 *,5бо
- — — — 36 37 — — 4° — — — 44 — 46 — — 49 — 51 52 — 54 55 5б 12дз
----- Зб 37 ~ - 4° — — — 44 — 46 — — 4<5 5° 51 52 — 54 55 5б i,oio
- — — _ 36 37 — — 40 — — — 44 45 46 — — 49 50 — — - 54 55 5^ 0,790
- — — — Зб 37 — 39 40 — — — — 45 4б — 48 49 50 — — — 54 55 5б 0,593
- — — — 36 37 — 39 4° 41 — — — 45 4° — 48 49 5° — S2 — 54 55 56 0,381
- — - I — 36 37 — — 40 41 — 43 — 45 4б — 48 49 5О — 52 — 54 55 5б 0,281
- - — — Зб 37 ЗЗ — 4° 41 — 43 — 45 Ф - 48 49 5° 5* 52 — 54 55 56 o,i<56
- - — — Зб 37 З8 39 40 41 — 43 44 45 46 — 48 49 50 5* 5^ 53 54 55 5б о
¦ ____ I
___ | _
- - — — Зб 37 38 39 4=> 41 — 43 44 45 4^ - Ф 49 5» 5* 52 53 54 55 эб —
31 32 33 34 Зб 37 38 39 4о 4* — 43 44 45 4б — Ф 49 5о 51 52 53 54 55 56
- , . . _ - . . .
-- — — З6 — — — 4о — 42— -— 4б47 — — -5i— — 54 — — 19,529
- — — — Зб — — — 4О — 42 — — — 46 47 — — — 51 — — 5+ — — 19.529
- — — — З6 — — — 4° — 42 — — — 4б 47 — — — 51 52 — 54 — — 14,979
- - — — Зб — — — 4° — 42 — 44 — 4б 47 — — — 5t 52 — 54 — — 12,049
- - — — Зб — — ~ 4° — 42 —• 44 45 46 47 — — — 51 52 — 54 — — 10,369
- - — — Зб — — — 4° — 42 — — 45 46 47 — — — 51 52 53 54 — — 8,919
- — - — З6 — — 39 4° - 42 — — 45 4б 47 — — — 5i — 53 .54 — — 7.589
- — - I — з6 — — 39 4° — 43 - — 45 46 47 — — 5° 5' — 53 54 | — — б,339
- - — — 3<5 — — 39 4° — 42 43 — 45 46 47 — — 5о 51 — — 54 — — 5.235
- — — — Зб — — 39 4° 41 42 43 — 45 4б 47 — — 5° 51 — — 5+ — I — 4.2а8
- _ _ __ дб _ _- — 4° 41 42 43 — 45 4б 47 48 — 5О 51 — — 54 — I — 2,532
- — — — :б — — — 4° 41 43 43 — 45 46 47 48 — 5° 51 — — 54 | — — 2,532
- - — — Зб — З8 — 4<э 41 42 43 — 45 4б 47 48 — 5" 5' — — 54 | - — 1,773
- — — — Зб — З8 — 4° 41 42 43 — 45 4б 47 48 — 5° 51 " 53 54 — — 1,047
- - — — 36 — 38 — 40 41 42 43 44 45 4б 47 - 48 — — 51 — 53 54 — — 0,381
- - — — 36 — 38 39 40 41 42 43 44 45 4б 47 48 49 — 5* — 53 54 55 56 о
~ — — — Зб — з8 39 4° 41 42 43 44 45 46 47 48 49 — 51 — 53 54 55 5б —
~ - — — Зб 37 33 39 4° 4i 42 43 44 45 4б 47 48 49 — 5* — 53 54 55 Ф —
_J , j

428
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
Позиции 16,27п36 - экономические при полном
поле. Ослабление поля производится шунти-
рованием обмоток возбуждения сопротивле-
ниями и индуктивными шунтами ИШ\ переход
с одного соединения на другое — шунтирова-
нием части двигателей специальными переход-
ными сопротивлениями, которые после пере-
хода замыкаются накоротко контакторами 5,
11 и 14.
Схемы рекуперативного торможения (см.
фиг. 14) в зависимости от необходимой ско-
рости спуска поезда на уклоне собираются
установкой группового переключателя в соот-
ветствующую позицию, стабилизирующие со-
противления включаются индивидуальными
контакторами 19 —24, возбудитель — контактами
тормозного переключателя. Схема присоеди-
няется к сети через пусковые сопротивления,
которые выводятся после достижения баланса
напряжений. Дальнейшее регулирование осу-
ществляется только регулированием возбу-
ждения тяговых двигателей.
Схема управления (фиг. 16, см. вклейку)
питается от аккумуляторной батареи 131, под-
заряжаемой генераторами управления.
Контроллер машиниста имеет четыре ру-
коятки и соответственно четыре барабана —
главный, реверсивный, селективный и тормоз-
ной. Главным барабаном осуществляется пуск
и регулирование скорости при моторном ре-
жиме на полном поле. Кулачковыми элемен-
тами его замыкаются цепи катушек реостатных
контакторов и привода группового переклю-
чателя КСП. Последний при невозбуждённых
катушках занимает позицию последовательного
соединения двигателей (С); при включении
провода 2и возбуждении трёх катушек {„вкл.",
„вкл." и „выкл.") привод переходит на пози-
цию последовательно-параллельного соедине-
ния (С/7) и при включении провода ЗА и
возбуждении двух катушек („вкл." и „выкл.") —
на позицию параллельного соединения (П). Ре-
версивным барабаном управляются катушки
реверсора „вперёд" и „назад". Тормозной ба-
рабан служит для сбора тормозной схемы и
регулирования возбуждения возбудителя по-
средством сопротивлений 80 и 81 в цепи его
обмотки. Кроме того, он имеет две позиции,
дающие ступени ослабленного поля на мотор-
ном режиме (позиции ШП1 и ШП2). Селек-
тивный барабан определяет соединение двига-
телей при тормозном режиме.
Механические блокировки исключают не-
допустимое взаимное положение рукояток
контроллера.
Электровоз ВЛ-22М отличается повышен-
ной мощностью тяговых двигателей и несколько
повышенной максимальной скоростью (см.
табл. 2).
Тяговые характеристики электровоза при-
ведены на фиг. 17. На электровозах модер-
низированы вспомогательные машины: двига-
тель мотор-компрессора типа ДК-404 выпол-
нен облегчённой конструкции и однотипным
в технологическом отношении с мотор-венти-
лятором; улучшена конструкция и повышена
до 4,5 кет мощность генератора управления
типа ДК-405. Конструкция механической части,
расположение оборудования, аппаратура и
схема сохранены прежними.
Электровозы ВЛ-19, предшествовавшие по
выпуску электровозу ВЛ-22, проектировались
для товаро-пассажирской службы на равнин-
ных участках. Механическая часть их не-
много легче, чем у электровозов ВЛ-22, скоро-
сти повышены путём уменьшения передаточ-
ного числа. Электрическое торможение рео-
статное по схеме фиг. 13 гл. XV. Обору-
дование — вспомогательные машины и аппа-
ратура — расположено в общей высоковольт-
ной камере, занимающей в центральной части
2000
W00 6000 8000 10000 Fкг
Фиг. 17. ТягоЬые характеристики электровоза ВЛ-22М
при напряжении сети 3000 в (сила тяги одного двигателя).
кузова всю площадь от одной кабины до дру-
гой, за исключением коридора вдоль одной из
боковых стенок. Несколько электровозов ВЛ-19
были выполнены по особой схеме, рассчитан-
ной на работу при напряжении сети как 3300,
так и 1650 б. Такие электровозы, так называе-
мые электровозы на два напряжения, необ-
ходимы на дорогах, где возник стык участков
с мотор-вагонной тягой, электрифицированных
на напряжении 1650 в, с участками электро-
возной тяги на 3300 в. Полная скорость на
режиме 1650 в достигается при параллельном
соединении всех шести двигателей.
ПРОМЫШЛЕННЫЕ ЭЛЕКТРОВОЗЫ
Промышленные электровозы отличаются
широким диапазоном мощности и сцепного
веса, а также разнообразием конструкций.
Колёсные формулы — преимущественно Во,
Во — Во и ^о + -^0 с0 сцепным весом до 100 т,
но применяются и более тяжёлые — Во -\- Во 4-
+ Во ДО 150 т.
Наиболее распространена конструкция ку-
зова с центральной кабиной и скосами по кон-
цам (фиг. 18 и 19). В центральной части разме-
щаются один или два поста управления, в ско-
сах — аппаратура, вспомогательные машины
и прочее оборудование. Применяются спе-
циальные конструкции с повышенной кабиной,
создающей видимость поверх вагонов (думп-
каров или гондол). Подобную конструкцию имеет

ГЛ. XIV]
ПРОМЫШЛЕННЫЕ ЭЛЕКТРОВОЗЫ
коксотушильный электровоз, применяемый на
путях перед коксовыми батареями. Для ра-
боты у отражательных печей и внутри це-
хов с пониженным габаритом требуются элек-
тровозы со специальным пониженным ку-
зовом.
Промышленные электровозы строятся как
на нормальную железнодорожную колею, так
и узкоколейные (в СССР на 750 и 1000 мм).
Основные данные промышленных электро-
возов двух величин приведены в табл. 4.
Основные данные отечественных
электровозов
Таблица 4
промышленных
Показатели
Колёсная фор-
мула
Ширина колеи
в мм .
Диаметр колеса
в мм
Конструктивный
вес в/п
Полный вес с
балластом в т . .
Напряжение се-
ти в в
Тяговое усилие
часового режима
в кг
Скорость часово-
го режима в км/час
Мощность часо-
вого режима в кет
Число и тип дви-
гателей ......
Передача ....
Передаточное
число
Вентиляция . . .
I КП-2
(фиг. 19)
I КП-4Б *
V КП-2
(фиг. 18)
1524
22O
3000
6,О
5°
1524
к>5°
24
55°
13.7
135
2ХДПЭ-100**
Зубчатая
односторонняя
4.59
Закрытые двигатели
Во+Во
^^
I20O
88
94
75°
i6ooo
20,0
880
4ХДПЭ-220
Зубчатая
двух-
сторонняя
4.45
Независи-
мая
* Предназначен для работы на трамвайных путях при
напряжении сети 550 в.
** Рассчитан на напряжение сети 750 в; скорость часо-
вого режима (для i = 5,26) 19,6 км/час.
Весьма разнообразны промышленные элек-
тровозы по системам питания. При контактном
питании применяется постоянный ток от 220
до 1500 в. Кроме нормального верхнего токо-
съёма посредством пантографа, бугеля, а
иногда штангового токоприёмника, часто тре-
буется боковое расположение провода, и
токосъём осуществляется боковым токо-
приёмником. Внутри цехов при наличии кра-
нов применяется питание от третьего рельса
или нижний токосъём посредством щелевых
токоприёмников от шин, расположенных в
желобах ниже уровня пола.
Если требуется работа электровоза на не-
электрифицированных путях при малом удале-
нии от электрифицированного участка A00—
200 м), то электровозы снабжаются кабель-
ным барабаном с моторным приводом для на-
матывания и разматывания кабеля. При зна-
чительном удалении применяются электровозы
смешанного питания — троллейно-аккумуля-

430
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
торные. Находят применение и чисто аккуму-
ляторные электровозы. В отдельных случаях,
если электровоз работает на определённом
пути и не требуется разветвлённой контактной
сети, иногда применяется питание трёхфазным
током и асинхронные тяговые двигатели.
Мощность тяговых двигателей в зависи-
мости от нагрузки на ось колеблется в широ-
ких пределах; 40—260 кет. Скорость часо-
вого режима низкая, обычно не выше 18—
20 км'/час.
При небольшой мощности — до 100 кет —
двигатели закрытого типа, при большой —
с независимой вентиляцией. Тяговые двигатели
Троллейные электровозы питаются по-
стоянным током. 250—550 в. Токоприёмники
пантографного типа, с лыжей или с одним-
двумя бугелями; применяются также штанго-
вые токоприёмники и кабельные барабаны для
захода электровоза в неэлектрифицированные
выработки. Система управления непосред-
ственная, реже (на тяжёлых электровозах)
с электромагнитными контакторами. Тормо-
жение ручным тормозом. На тяжёлых элек-
тровозах иногда устанавливаются мотор-ком-
прессоры и применяются пневматические тор-
мозы. В настоящее время успешно приме-
няется реостатное торможение. Тяговые дви-
6700
Фиг. 19. Общий вид коксотушильного электровоза.
выполняются подвесного типа (трамвайная
подвеска), зубчатая передача — с максимально
возможным передаточным числом. Система
управления на электровозах малой мощности
Спри сцепном весе 25—30 т) непосредствен-
ная, на более тяжёлых — косвенная с инди-
видуальными электромагнитными или электро-
пневматическими контакторами.
РУДНИЧНЫЕ ЭЛЕКТРОВОЗЫ
Для работы в подземных выработках
угольных и рудных шахт применяют руднич-
ные электровозы. В шахтах, не опасных по
газу, применяют троллейные электровозы, в
газоопасных — аккумуляторные. В шахтах со
смешанными условиями целесообразно приме-
нение электровозов комбинированного пита-
ния — троллейно-аккумуляторных.
Рудничные электровозы выполняются весом
от 1,5 до 15 т с двумя сцепными осями.
Редко применяются более тяжёлые электро-
возы— двухосные до 25 т и трёхосные до
35 т. Все оси используются в качестве веду-
щих, привод — индивидуальный, с подвесными
двигателями. Электровозы особо малого веса
выполняются с одним двигателем и приводами
различной конструкции на две оси.
Ширина колеи от 475 до 1200 мм', в СССР
в настоящее время приняты колеи 600, 750 и
000 мм.
гатели закрытые, невентилируемые; удельная
мощность 5—7 квт/гп, скорость часового ре-
жима 8—12 км/час.
Аккумуляторные электровозы обору-
дуются тяговыми двигателями и всей аппара-
турой специального взрывобезопасного испол-
нения. Батарея помещается в общем ящике,
устанавливаемом на раме электровоза и обычно
снабжаемом катками для накатывания и скаты-
вания его с электровоза при смене на заряд-
ной станции. Присоединение производится
штепселями также взрывобезопасного испол-
нения. Иногда батарея устанавливается на от-
дельной тележке (тендере), прицепляемой
к электровозу.
Аккумуляторные электровозы отличаются
пониженными скоростями движения, удельная
мощность двигателей 2-4 квт/т, скорость
часового режима 5—8 км/час.
Троллейно-аккумуляторные электровозы
оборудуются тяговыми двигателями и аппара-
турой взрывобезопасного исполнения, так что
работа от аккумуляторов возможна в газо-
опасных местах шахт.
Электровозы выполняются либо без под-
зарядки батареи, либо с подзарядкой от сети
во время работы электровоза от контактного
провода.
В табл. 5 приведены данные основных
рудничных электровозов, выпускаемых оте-
чественными заводами.

I Jl. XIV]
РУДНИЧНЫЕ ЭЛЕКТРОВОЗЫ
431
Основные данные отечественных рудничных электровозов
Таблица 5
Показатели
Вес электровоза в кг
Ширина колеи в мм
Минимальный радиус кривой в м .
Напряжение сети или батареи в в .
Часовой резким
Мощность в кет
Тяговое усилие в кг ..-...-.
Скорость в км/час
Максимальная скорость в км\час .
Количество и тип двигателей . . .
Ток часового режима двигателя в а
Батарея
Вес в кг
Количество и тип элементов ....
Емкость 5-час. разряда в а-ч ....
Сила тока 5-часового разряда в а .
Максимальная сила тока в я ....
Аккумуляторные
ПАР-1 (фиг. 20) ПАР-2 (фиг. 20)
6500
боо/475 *
7
IOO
5.
гоЗо
5.о
2ХДК-800А
IOO
зЗоо
50ХЭТТ-370
37°
74
2IO
7ооо
75° и доо
7
I2O
18,2
Ю8о
2ХДК-800А
IOO
3500
бОхЭТТ-370
37°
74
2IO
Троллейные
1ТЛ-1
(фиг. 21)
35°°
6оо/475 *
4
11,4
49O
8,_3
1ХДК-Э800Б
55
IITP-2/IITP-3
(фиг. 22)
6500/7000
55°) *ho°
7
25°
41,а
1460
«,3
2ХДК-801А
95
9ЭО
Минимальная ширина колеи, возможная по габаритам двигателя.
-29US-
Фиг. 20. Обший вид рудничных электровозов НАР-1 иГТАР-2 (для ПАР-1 А—950 мм, Б^-10АЛ мм, для ПАР 2
А»П20 лис, Б-1344 мм)
-700-
Фиг. 21. Общий вид рудничного электровоза 1ТЛ-1.
Ш0-
Фиг. 22. Общий вид рудничных электровозов НТР 2 и ИТР-3.
13ЩПТР-3)

432
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
Все приведённые в табл. 5 двигатели — за-
крытые, невентилируемые. Передаточное от-
ношение 6,У2 (90:13). Торможение осуще-
ствляется ручным механическим тормозом,
а на электровозах ПТР новейшего выпуска —
электрическим реостатным тормозом.
Кроме приведённых в таблице, строятся
электровозы типа Ю10 с характеристиками
электровозов ПТР, но с повышенным весом —
10 т, а также выпускаются тяжёлые троллей-
ные электровозы A1 т, 90 кат), троллейно-
аккумуляторные электровозы и др.
МОТОРНЫЕ ВАГОНЫ
Моторные вагоны применяются на город-
ских подземных и наземных железных доро-
гах, пригородных участках магистральных
железных дорог и для междугородного скоро-
стного сообщения. Преимущественно строятся
вагоны на двухосных тележках, с длиной кузова
до 20—25 м, реже сочленённого типа с двумя
кузовами на трёх тележках и тремя — на
четырёх.
Вагоны разделяются на моторные М. обо-
рудованные тяговыми двигателями, и прицеп-
ные //, без тяговых двигателей. Поезд соста-
вляется из различного Числа секций, обычно
постоянного состава. Состав секции весьма
разнообразен. Практикуются секции двух-
вагонные — М -f- M — два моторных вагона,
или М + П — моторный и прицепной, трёх-
вагонныё — М 4- П + М или П ¦ М 4- П, или,
наконец, М -f- П + П, четырёхвагонные — М -+-
-\- П + П -\- М и иного состава, пятивагонные
различного состава. Секция представляет мини-
мальную поездную единицу, и для нормальной
эксплоатаций концевые вагоны имеют посты
управления.
В поезде секции сцепляются автосцепкой,
и цепи управления соединяются штепсельными
междувагонными соединениями вручную. При-
меняются также комбинированные автосцепки,
обеспечивающие автоматическое соединение
цепей управления и пневматики при сцепке.
Моторные вагоны оборудуются четырьмя
тяговыми двигателями, по одному на каждую
ось; реже практикуются двухмоторные вагоны
с одной обмоторенной тележкой.
Тяговые параметры поезда определяются
главным образом удельной мощностью тяго-
вых двигателей (квт/т) и процентом обмото-
ренных ведущих осей в поезде. Удельная
длительная мощность при нормальной нагрузке
поезда колеблется в широких пределах — от
2,5 до 7 кв/т — в зависимости от условий
эксплоатаций: средней длины перегона, ско-
рости сообщения, применения электрического
торможения. Процент обмоторенных осей опре-
деляет величину ускорения (и замедления при
служебном электрическом торможении), огра-
ниченного по сцеплению. При 1000/0 обмото-
ренных осей ускорение составляет 1,0—
1,2 M,'cetfl, при 50% — 0,7-0,85 м1сек\ при
33% — 0,4-0,5 м}секК
Колебания величины ускорения определя-
ются степенью плавности пуска и принятым
запасом по сцеплению. При регулируемом авто-
матическом управлении ускорения могут быть
повышены.
Для вагонов метрополитена часовая мощ-
ность двигателей при 50% обмоторенных осей
до 160 кет. Для современных конструкций
характерен переход на 100°/0-ное обмотори-
вание осей, связанное с применением электри-
ческого служебного торможения. Мощность
двигателей при этом 65—85 кет. Тяговые
двигатели подвесные (трамвайная подвеска).
В новейших конструкциях применяется при-
вод с осевым редуктором по типу фиг. 20
гл. XVI, стр. 467.
Для пригородных вагонов мощность дви-
гателей до 190 кет, редко выше (до 230 кет).
Подвеска двигателей трамвайного типа. Ма-
ксимальная скорость до 120—130 км\яас.
Моторные вагоны междугородного движе-
ния имеют двигатели весьма различной мощ-
Таблица 6
Основные данные отечественных моторных вагонов
Показатели
Состав секции
Длина вагона по автосцепкам в мм ....
Ширина вагона в мм
Диаметр колеса в мм
Вес тары в ш:
моторного вагона с оборудованием . . .
прицепного вагона
Количество мест:
для сидения
для стояния *
Расчётный вес пассажиров в /га
Вес секции с пассажирами в m
Ускорение при пуске в Mjcetc .......
Максимальная скорость в км/час
Напряжение сети в в •
Число на секцию и тип двигателей . . . .
Общая мощность*** в кет:
часовая
длительная
Удельная длительная мощность*** в квт/т
п+м+п
19 710
3480
1050
58,5
37.5
105/108
52
и
166,5
°,45
i 650
4ХДПИ-152
68о
5°4
3,°
М + П
i8 8oo
2 700
900
52,7
36,3
5а
125
12,5
825
4ХДМП-151
612
44о
3,86
19 ооо
42,О
Ъ1
I2O
12,5
75
8Э5
8ХДК-102
664
544
* Расчётное число стоящих пассажиров 4,5 человека на 1 м*.
** Для новых секций типов См и СР тяговой двигатель ДК-103, максимальная скорость 112 км/час.
*** Значения мощности даны при напряжении 1Ь0О и 750 в.

ГЛ. XIV]
МОТОРНЫЕ ВАГОНЫ
433
ности в зависимости от условий движения. Макси-
мальные скорости до 180—200 км/час. Применяются
подвесные двигатели с передачей посредством полого
вала и другие системы, обеспечивающие подрессорива-
ние двигателя.
Электрооборудование монтируется под кузовом
моторного вагона в ящиках или кожухах с хоро-
шими уплотнениями против проникновения влаги и
пыли. Аппаратные ящики обычно подвешиваются
к раме вагона на изоляторах. Реже применяются
высоковольтные камеры для аппаратуры в кузове, так
как это сокращает площадь пассажирского помеще-
ния и затрудняет планировку вагонов со сквозными
проходами. Вспомогательные машины устанавливаются
под кузовом моторного вагона, реже выносятся под
прицепные вагоны.
В СССР на пригородных электрифицированных
участках эксплоатируются мотор-вагоны серии Сд по-
стоянного тока 1650 в. Вагоны новейшей конструкции
выпускаются с новым электрооборудованием, рассчи-
танным на работу от напряжения как 1650, так и
3300 в (моторные вагоны на два напряжения серии Ср )•
На линиях Московского метрополитена работают мо-
тор-вагоны типа А и несколько усовершенствованное
их исполнение—типа Б. Выпускаются новые вагоны
типа Г, отличающиеся повышенным ускорением, плав-
ностью пуска, применением электрического служеб-
ного торможения и современной, более совершенной
системой управления.
Основные данные отечественных моторных вагонов
приведены в табл. б.
Моторные вагоны Сд. Общий вид и планировка
секции даны на фиг. 23. Все вагоны имеют по одной
кабине управления; нормально управление произво-
дится из кабины головного в поезде прицепного ва-
гона.
Моторные вагоны оборудованы четырьмя тяговыми
двигателями типа ДПИ-150 или ДПИ-125, несколько
отличающимися только в конструктивном отношении.
Электромеханические характеристики двигателя даны
на фиг. 24. Максимальное число оборотов 1350 в ми-
нуту, сопротивление обмоток якоря, добавочных и
главных полюсов (при 75° С) 0,0545+0,0240+0,0365 =
=0,115 ом, степень ослабления поля 57,5% (отключение
витков), передача односторонняя, вес двигателя с зуб-
чатой передачей 2900 «г, остальные данные см. в табл. 2,
гл. XVI, стр. 475.
Комплект вспомогательных машин со-
стоит из мотор-генератора для питания цепей упра-
вления, освещения и подзарядки аккумуляторной ба-
тареи и мотор-компрессора.
Мотор-генератор типа ДМГ 1500/50: при напряже-
нии 1500 в мощность двигателя 5,9 кет, число обо-
ротов 1600 в минуту, генератор 50 в, 4,25 кет.
Схему мотор-генератора см. на фиг. 66 гл. XVI.
Двигатель работает с постоянным демпферным сопро-
тивлением 18,0 ом (сопротивление обмоток в цепи
якоря 21,67 ом при 25° С). Ток шунтовой обмотки
генератора регулируется вибрационным регулятором
типа СРН-2. Мотор-компрессор типа ЭК-15/1 (компрес-
сор Э-400): при напряжении 1500 в часовая мощность
двигателя 6 кет, число оборотов 1025 в минуту,
сопротивление обмоток при 25° С 16,1 ом, демпферное
сопротивление 18,4 ом. ¦,
Силовая схема моторного вагона показана на
фиг. 25. Тяговые двигатели имеют два соединения, пе-
реход — шунтировкой. Имеется одна ступень ослабле-
ния поля, используемая как при параллельном соеди-
нении, так и при последовательном. Электрического
торможения нет. Система управления групповая. Сило-
вая аппаратура состоит из двух токоприёмников, двух
28 Том 13
S60I

434
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
. IV
плавких предохранителей крышевого типа,
трёх линейных электропневматических кон-
такторов ЛК1-3, смонтированных в общем
кожухе, группового контроллера ПКГ, объ-
единяющего контакторы реостатные R1 —
R7 и перехода Р, SI, S2 и О. Кулачковые
контакторные элементы (типа КЭ-2) снаб-
жены гашением. Электропневматический при-
вод ПКГ с зубчатой рейкой уже в процессе
Ш
80\
70-
60-
50-
30-
20-
Ю-
0-
50 100 150 200 250 300 350 tOO U50 la
Фиг. 24. Электромеханические характеристики двигателя
ДПИ-152 при напряжении 1500 и 750 в.
выпуска вагонов был заменён приводом си-
стемы проф. Л. Н. Решетова. Переключатель
поля ПШ (контакторы Cl-2, C3-4, К1-2, КЗ-4)
группового типа, с самостоятельным приводом
на два положения. В общем кожухе с ПШ
смонтировано реле шунтировки РШ, в об-
щем кожухе с ПКГ — реверсор, отключатели
моторов ОМ, реле ускорения РУ и общее
максимальное реле МР. Для защиты групп
двигателей служат реле перегрузки МР\ и
AfPa, смонтированные в отдельных кожухах.
нении. ПКГ имеет 12 позиций, а 13-я ступень
получается переключением ПШ.
Контроллер вожатого имеет четыре основ-
ные позиции: 1-я — маневровая, 2-я — автома-
тического пуска при последовательном соеди-
нении, 3-я — то же при параллельном соедине-
нии и 4-я — ослабления поля на параллельном
соединении. Кроме того, имеются позиции
неавтоматического (ручного) пуска — 2а и За.
Моторные вагоны на два напряжения
серий Сми Ср. Моторные вагоны на два на-
пряжения отличаются от вагонов Сд электро-
оборудованием, которое рассчитано на работу
как на участках напряжением сети 1650 в, так
и на участках напряжением 3300 в.
Моторные вагоны оборудованы четырьмя
тяговыми двигателями типа ДК-103 на номи-
нальное напряжение 1650 в на коллекторе и
3300 з по изоляции. Электромеханические
характеристики даны на фиг. 26.
Сопротивление обмоток якоря, добавочных
и главных полюсов (при 100° С) 0,303 + 0,132 +
4-0,290 = 0,725 ом; степень ослабления поля
53% (шунтировка), передаточное число 3,69,
вес двигателя с передачей 3000 кг; остальные
данные см. в табл. 2 гл. XVI.
На моторном вагоне установлен динамотор
типа ДК-601, который при режиме 3300 в
служит для питания мотор-компрессора ДК-406,
рассчитанного на напряжение 1650 в. На валу
динамотора установлен генератор управления
типа ДК-405. При режиме 1650 в якорные
обмотки динамотора соединяются параллельно,
благодаря чему скорость вращения сохра-
няется той же, что и при режиме 3300 в.
Схема силовой цепи моторного вагона на
два напряжения приведена на фиг 27 и со-
стоит из двух двухмоторных групп, которые
при режиме 3300 в соединяются последова-
тельно, а при режиме 1650 в параллельно.
В обоих случаях при параллельном соедине-
нии двигателей внутри каждой группы на-
пряжение на каждом двигателе равно 1650 в,
т. е. двигатели работают при нормальном на-
пряжении.
K1-2 "' РШ
Фиг. 25. Силовая схема моторного вагона Сдф
Пози-
ции
в
Перех
Г
f
г
3
4
5
J
Гг
т?
Тч
8.
9
/6
11
Ц
13
Контакторы
а
1
•
•
•
•
•
•
•
•
#
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
4)
•
0
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
#
4
4
(
4
•
•
• 4
4
IE;
•
•
•
•
•
•
•
•
»•
> •
•
•
•
•
•
•
•
•
•
4
4
i
4
4
4
• 4
• 4
•
•
1 4
» 4
» 4
•
is
>
;--
Система имеет 13 ступеней — шесть пуско-
вых реостатных и ходовую на последователь-
ном соединении двигателей, четыре реостат-
ные, ходовую при полном поле и ходовую при
ослабленном поле на параллельном соеди-
Переключатель напряжения ПН (кулачко-
вые элементы HI—Нб) снабжён электро-
пневматическим приводом, позволяющим ма-
шинисту производить с поста управления пе-
реключение схемы на стыке двух участков

ГЛ. XIV]
МОТОРНЫЕ ВАГОНЫ
435
с различным напряжением. ПН одновременно
переключаются якорные обмотки динамотора
и электропечи (Н7—Н11, фиг. 28).
В процессе пуска каждая группа силовой
цепи работает как самостоятельная двух-
моторная схема с двумя соединениями двух
двигателей. Переход — по схеме моста. Рео-
статные контакторы 1—16 и контакторы пе-
рехода П1—174 представляют кулачковые
элементы тип* КЭ-4 без гашения дуги и объ-
- F нэ
3200
2800
2Ш
2000
1600
1200
v»
V
км,
iff
ЙП
70
60
50
30
20
in
)
1
1
\
\
У/
\
\
\
//
0
\
\
\
/у
\
ч
/
80
N
V
\
/
/
/
"^
/
^.
У
Г}
—
F/
1 /
С:
~/\
/
чп
СГ
ЯП
УП-
/
нп
т
1
чл
УП-цсиленте поле A00%)
НП-нормальное поле A3Ц
120
j J^
160
200
i
2WIа
Фиг. 26. Электромеханические характеристики
двигателя ДК-103А при напряжении 1500 в.
единены в один аппарат—реостатный контрол-
лер РК. Привод системы проф. Л. Н. Решетова.
Мостовые контакторы Ml и М2, работа-
ющие с разрывом тока при переходе, выпол-
нены в виде индивидуальных контакторов с
общим пневматическим приводом. Ту же кон-
струкцию имеют контакторы шунтовки поля,
объединённые попарно: Ш1 — ШЗ и Ш2 —Ш4.
Силовая цепь защищается плавкими пре-
дохранителями герметического типа и че-
тырьмя линейными контакторами, которые раз-
рывают цепь при действии реле перегрузки
двигателей РП1—РП4. Для защиты от атмо-
сферных перенапряжений служит тиритовый
разрядник.
Вспомогательные высоковольтные цепи за-
щищаются общим плавким предохранителем,
кроме того, отдельные цепи — посредством
электромагнитных реле перегрузки, которые
воздействуют на соответствующие электро-
магнитные контакторы.
Перечень машин и аппаратов и данные
сопротивлений к схемам приведены в табл. 7
и 8.
Таблица 7
Машины и аппараты моторных вагонов См и Ср
(фиг. 27 и 28)
Наименование
Тяговой двигатель .
Пантограф
Главный предохра-
Главный разъеди-
нитель
Линейные контак-
хоры
Мостовые контакто-
ры и контакторы шун-
тировки поля
Пневматический пе-
реключатель, вклю-
чающий :
переключатель
напряжения . . .
Реостатный контрол-
лер
Отключатель мото-
ров, включающий:
панель с отклю-
чением моторов .
панель с реле . .
Индуктивный шунт .
Пусковые сопроти-
Сопротивления шун-
Контроллер машини-
ста
Выключатель упра-
Разъединитель це-
пи управления ....
Соединительные за-
жимы
Панель с реле,
включающая:
реле ускорения .
реле регулировки
ускорения ....
байпасные реле •
промежуточные
реле динамотора
Розетки междувагон-
ного соединения цепи
управления
Кнопочные вы-
ключатели ....
Тип
ДК-103А
ДЖ-5К
ЯП-22А-2
ГВ-20А
ЛК-300В-1
ЯК-22А-1
ПКГ-321А-1
ПКГ-320А-2
ОМ-20А-1
ИШ-2А-1
КФ-16А-1
КФ-15Б-1
КВ-6Б
ВУ-7А
РУМ-7А
СК-1А
ПР-23А-1
Р.З.-2А-1
Р.З.-2Б-1
КУ-7И-4
КУ-25А-1
КУ-16В
Условные
обозначения
1, 2, 3, 4
TI, T2
ГП1, ГП2
ГВ
ЛК1—ЛК4
М1—М2
Ш1-Ш4
HI—НИ
В1—В16
РК
ОМ
РП1-РП4
ИШ1-ИШ4
Р1—Р16
Р21—Р28
ВУ
РУМ
ск
РУ
РРУ
БР1—БР2
ПР1—ПР2
РД
Ресет РП :
,1500" ,3000'
„Пониж. уск."
„Байпас"
„Секвенция"
Таблица 8
Сопротивления моторных вагонов
(фиг. 27)
Тип
аппарата
КФ-16А-1
КФ-15Б-1
ИШ-2Б-2
Наименование
цепи
Силовая
Силовая
Обозначение
Р1—Р2, Р5-Р6, Р9—Р10, Р13-Р14
Р2—РЗ, Р6-Р7, Р10—Р11. Р14—Р15
РЗ-Р4, Р7—Р8, P1I—PJ2, Р15—Р16
Р21-Р22, Р23-Р24, Р25—Р26, Р27—Р28
Ш1—Р21, Ш2-Р23, ШЗ-Р25, Ш4-Р27
Сопротивление
секции в ом
з,ао8
1,з88
О,92
о,1б4
о, 1886

К вспомогательной цепа
Таблицо замыканий контакторов
I
ьное |1
s
1
X
шп
Поз
0
1
2
5
7
10
И
12
13
14
15
16
41
• 4
• 4
• 4
• 4
• 4
• 4
• 4
• 4
• 4
IS
» •
1 •
» •
» •
» •
1 •
к •
1 •
к •
1
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
4
4
4
4
J-
•
к •
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
4
4
У53
•
•
•
• 4
» •
» •
» •
» •
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
-
•
•
•
•
•
•
В15
Фиг. 27. Силовая схема моторного вагона на два напряжения (схема изображена при отсутствии напряжения в цепи управления, нулевом положении контроллера
машиниста и в положениях реверсора «вперёд" и переключателя напряжения „3000 в").

'РесетРПи
Контроллер машиниста
РесетРП
7 7
Таблица замыкан, контакт. ПВ ПониА Шор
при переходе с позиц. на позиц.
Провод 118 этом пучке под
ключить к клемме 12 на С К,
а про Вод 12 к клемме 11
Схема реостатного контроллера
Схема пневматического переключателя
^Переключатель напряжения*? Ц~ ^ '^РТдёрсдр^^^
1-й коней (со стороны кабины)
2-й коней
J.
Фиг. 28. Схема управления моторного вагона на два напряжения (все провода, обозначенные номером без буквы, идут в междувагонные соединения).

ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
Схема управления моторного вагона при-
ведена на фиг. 28.
Контроллер машиниста ничем не отличается
от контроллера вагонов С д. В схеме сохра-
нены функции всех поездных проводов упра-
вления, благодаря чему обеспечивается воз-
можность совместной работы новых вагонов
со старыми на участках напряжением
1650 в.
Моторные вагоны метрополитена типа Б.
Моторные вагоны типа Б оборудованы че-
тырьмя тяговыми двигателями типа ДМП-151.
Электромеханические характеристики двига-
теля даны на фиг. 29. Максимальное число
1600-
1200-
воо-
50 W0 150 200 250 300 350 U00 1а
Фиг. 29. Электромеханические характеристики
двигателя ДМП-151.
оборотов 1640 в минуту, сопротивление об-
моток якоря, добавочных и главных полюсов
(при 75° С) 0,0597-|-0,0353 + 0,061 = 0,156 ом,
степень ослабления поля 65% (отключение
сети через потенциометры. Потенциометры
установлены на моторных вагонах и соеди-
нены поездными проводами параллельно как
со стороны высокого, так и со стороны низ-
кого напряжения. При выходе из строя по-
тенциометра в одном моторном вагоне цепи
управления его получают питание от потен-
циометров других вагонов.
В силовой схеме (фиг. 30) тяговые дви-
гатели объединены в две группы по два дви-
гателя параллельно в каждой. Группы двига-
телей имеют два соединения — последова-
тельное и параллельное. Переход по схеме
моста. Электрического торможения нет..
Система управления индивидуальная, авто-
матический пуск осуществляется по принципу
схемы фиг. 44 гл. XVI.
Моторные вагоны метрополитена типа Г.
Все вагоны идентичны по оборудованию и
позволяют включение в состав поезда одиноч-
ных вагонов.
Каждый моторный вагон оборудован че-
тырьмя тяговыми двигателями типа ДК-102.
Электромеханические характеристики двига-
теля даны на фиг. 31. Сопротивление обмоток
(при 100° С): якоря — 0,041 ом, добавочных
полюсов—0,0215 ом, главных полюсов при уси-
ленном поле — 0,035 ом, при нормальном поле—
0,0235 ом, степень ослабления поля 44%, вес
двигателя с передачей 1720 кг, остальные дан-
ные см. в табл. 2 гл. XVI.
Вспомогательные машины — мотор-компрес-
сор типа ЭК-7,5/1-Э-400. Цепи управления
питаются от аккумуляторной батареи 72 в,
45 а-ч. Зарядка батареи производится от
сети через цепи главного освещения ва-
гона.
Силовая схема (фиг. 32) предусматривает
моторный режим при двух соединениях дви-
гателей с переходом по схеме моста и электри-
ческое реостатное торможение при пере-
крестном соединении по схеме фиг. 41
гл. XVI. Система управления групповая.
Основные аппараты управления — линейные
контакторы ЛК1, ЛК2 и ЛКЗ, реостатный
Позиции
1
is
1 i ¦
1 §
|§ 1
t§
Переходное
i
Is
11 '
d S 1
i
\
/
Контакторы
*
I
с
•
•
•
•
•
•
«
•
•
•
•
•
•
as
•
•
•
•
•
•
•
•
•
4)
•
•
•
•
•
•
•
•
•
*
A
•
•
•
1
•
•
•
i
•
•
•
•
•
•
¦искхлиааапсаиая
аиаигхкжэисоапаси
c
•
•
•
•
•
•
¦
•
•
•
•
•
•
•
•
¦¦¦1
4
•
•
•
•
•
•
*
•
•
•
•
•
•
A
•
SnncrrrcSBS
¦пссгпппааи
Фиг. 80. Силовая схема моторного вагона метрополитена типа Б.
витков), передача односторонняя, вес двига-
теля с передачей 2725 кг, остальные данные
см. в табл. 2 гл. XVI.
Вспомогательные машины—мотор-компрес-
сор типа ЭК-7.5/1-Э-400. Цепи освещения пи-
таются от сети, цепи управления — также от
контроллер с кулачковыми элементами без га-
шения дуги (реостатными Р1—Р11 и ослабления
поля Р12—Р17), переходный переключатель с^
групповыми контакторами П1, П2 и ПЗ, тор-
мозной переключатель — элементы без га-
шения 77—Т12, реверсор, реле ускорения РУ

ГЛ. XIV]
МОТОРНЫЕ ВАГОНЫ
439
ц%
V
to.
час
70
60 -
50
30
20
8кг
Fks
3200
2800
2400
2000
1600
1200
800
400
О 400 200 300 400 500 la
Фиг. 31. Электромеханические характери-
стики двигателя ДК-102.
Т7
\
/
\
\
\
\
\
//
\
ч
//
V
\
//
'//
/
s
,/
V
/
—•—
г— —
Ъ
/,
7?
1
/
'/
t
¦—
*——,
й
—<
/-
/V
/
V
>^
у
1—.
¦
нп
УП
щ
jHn
нп
УП
с двумя сериесными катушками в разных цепях двигате-
лей,- реле торможения РТ. При пуске используется два
вращения вала РК: на последовательном соединении в
одном направлении — от позиции 1 до позиции 12А — и на
параллельном, после перевода группового переключа-
теля /7/7 на позицию параллельного соединения, в обрат-
ном направлении — от позиции 12А до позиции /.
Пуск начинается с нормального поля, причём на
позициях 2 и 3 происходит усиление поля со ступенча-
тым повышением тягового усилия; в конце пуска
на параллельном соединении происходит ослабление
поля.
Схема реостатного торможения собирается при пере-
воде тормозного переключателя на тормозную позицию.
Затормаживание происходит при вращении РК от пози-
ции / до позиции 10. Реостатный тормоз действует до
скорости 12 км/час, дотормаживание производится пнев-
матическим тормозом, который включается автоматиче-
ски при достижении позиции 12 А реостатным контрол-
лером.
Схема управления приведена на фиг. 33.
Контроллер машиниста имеет три позиции на мо-
торном режиме (маневровая, автоматический^ пуск на
последовательном соединении и автоматический пуск на
7Т?
Схема переходного переключателя
типа 755Я-1
T^l^f т- 1^. чэ|1
РеЖим
Мот. реЖим, сериесн. соединен,
и тормозной резким
Моторный реЖим,
параллельное соединение
Таблица замыкания
га *- ^ «~j
0
19-99
2 999
3 999
4 •• •
5 999
6 999
7 999
8 •••
9 •••
W 999
11 99 9
12~999
12Л 9 9 9
13 999
п •• •
15 99 9
16 99 9
17 999
18 99 9
19 99 9
21 99 9
22 99 9
25 9 9 9
«•*. см ft4» s^ SS
• • •
• •
• • ж]
• 9 9
9 »,_«
» • •
5!
•
•
•
•
•
е
9
•
•
•
•
контакторов
• •
• •
• •
5 •
^ 9
т 9
0 9
0
0
0
9
9
9 9
9
9 ^
9 I
• _J
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
0
0
0
СЧ;
•
•
•
•
<
4
i
i
t
t
<
•
•
•
»
>
>
>
>
>
•
•
•
Фиг. 32. Силовая схема моторного вагона типа Г метрополитена. Схема изображена в положении, соответствующем
установке контроллера машиниста на позиции 0 и отсутствию напряжения в силовой цепи. При моторном режиме
замкнуты контакторные элементы тормозного переключателя Tl, Т2, Т5, Т7, Т9 и Т11, при торможении замкнуты
контакторные элементы ТЗ, Т4, Т6, Т8, Т10 и Т12.

4/lr j? ^vv° I
^Meped. Шд__ _J
Ai #irsvd] vaviooo олонжидяоиоахнаке анннуи аинаонэо

ГЛ. XIV]
ТРАМВАЙ И ТРОЛЛЕЙБУСЫ
441
параллельном соединении) и три позиции на
тормозном (две для неавтоматического тор-
можения и третья для автоматического тормо-
жения).
Реостатный контроллер приводится в дей-
ствие пневматическим приводом с зубчатой
рейкой, и шестерней на кулачковом валу.
Привод снабжён масляным демпфером, огра-
ничивающим собственную скорость движения
вала контроллера и тем самым облегчающим
фиксацию позиций. Управление производится
электропневматическими вентилями с ка-
тушкой РК в цепи провода 5Д—5Е. При
возбуждении катушки РК вал контроллера
вращается от позиции 1 к позиции 12А, при
иевозбуждённой катушке — в обратном на-
правлении. Фиксация промежуточных позиций
осуществляется храповиком и рычагом с
роликом (стоп-механизм). Он фиксирует вал
контроллера при возбуждении стоп-катушкиРЯ,
которая получает питание при замкнутых кон-
тактах РУ или РТ. Контакты этих реле за-
мкнуты при притянутом якоре.
Замещение реостатного тормоза пневма-
тическим на позиции 12А реостатного кон-
троллера производится вентилем регенерации
№ 1, при возбуждении катушки которого в
тормозные цилиндры подаётся сжатый воздух
через редукционный клапан. Если по причине
неисправности в цепях управления на данном
вагоне автоматический реостатный тормоз не
действует, то также происходит его замеще-
ние пневматическим, для чего служит вентиль
регенерации № 2.
Перечень машин и аппаратов к схемам, а
также данные сопротивлений приведены в
табл. 9 и 10.
Таблица 9
Машины и аппараты моторного вагона Г
(фиг. 32 и 33)
Продолжение табл. 9
Наименование
Тяговой двигатель . . .
Токоприёмник рельсо-
вый
Главный разъединитель
Главный предохранитель
Ящик с тремя линейны-
ми контакторами
Пуско-тормозное сопро-
тивление
Групповой реостатный
контроллер, включающий:
реостатный контрол-
лер
реле ускорения • . .
реле торможения . .
реле времени ....
реле байпасное . . .
Групповой переходной
переключатель
Групповой переключа-
тель, включающий:
реверсор
тормозной переклю-
чатель . .'
Розетка междувагонного
соединения
Штепсель междувагон-
ного соединения
Контроллер машиниста .
Разъединитель цепи
управления
Тип
ДК-102Д
ТР-1В
гв-юг
ЯП-13И
ЛК-753Б
КФ-6А-2
ПКГ-754А
ПКГ-755А
ПКГ-753А
РЗ-3
ШУ-3
КВ-9В
РУМ-11А
Условные
обозначе-
ния
1, 2, 3, 4
ТР
ГВ
П
ЛК1-ЛКЗ
P1—PU
пкг
РК
РУ
РТ
РВ
РБ
пп
тп
РЗ
ШУ
KB
РУМ
Наименование
Выключатель цепи
управления
Ящик с реле, включаю-
щий:
реле перегрузки . . .
реле нулевое ....
Кнопочный выключатель
ресет
Кнопочный выключатель
Реостат тормозного
авторежима
Тип
ВУ-7В
ЯР-7Б
Условные
обозначе-
ния
ВУ
РП
РН
Ресет РП
КУ
РТА
Таблица 10
Сопротивления моторного вагона Г
(фиг. 32)
ЭИЩ
Наименов
цепи
Сило-
вая
к
S
Обозначен
ступени
Р1-Р2
Р2-РЗ
РЗ—Р4
Р4-Р5
Р5—Р6
винз
Величина
сопротивл
в ом
о,259
о,197
0,142
°.537
ание
Наименов
цепи
Сило-
вая
и
S
Обозначен
ступени
Р7—Р8
Р8-Р9
Р9—Р10
Р10-Р11
ТС-Я2
ения
Величина
сопротивл
в ом
о,259
о,2о8
о. 137
o,4i6
ТРАМВАЙ И ТРОЛЛЕЙБУСЫ
Трамвай — наиболее распространённый и
экономичный вид наземного городского транс-
порта. Трамвайные вагоны строятся двух-
осными тележечного и бестележечного типа
и четырёхосными на двухосных тележках
36
32
28
20
1800
1600
¦WOO
WOO
UO 80 120 160 200 la
Фиг. 34. Электромеханические характеристики двига-
теля ДТИ-60 при напряжении . 550 в.

442
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
редко сочленённого типа. Применяются мо-
торные вагоны и прицепные. Состав трамвай-
ного поезда обычно не превосходит трёх ва-
гонов — моторный вагон с двумя прицепами.
В современных конструкциях преимуще-
ственно применяются одиночные моторные
Контроллер №1
Глабный барабан
О 123 4 5Ц7 Х,678ШШЩЛ-]
рактеристики двигателя ДТИ-60 при напряже-
нии 550 в, диаметре колеса 780 мм и пере-
даточном числе 5,07 приведены на фиг. 34.
Сопротивление обмоток якоря, добавочных и
главных полюсов 0,126 -f 0,069 + 0,093 =
= 0,288 ом, вес двигателя с зубчатой переда-
РА
Реверсибный барабан
Принципиальная схема
Т1
. M/vwvJ
Фиг. 35. Схеца трамвайного вагона с контроллером МТ-1.
Таблица замыкания контакторов
(фиг. 35)
Соединение
Сериесное
Переход
Параллель-
ное
Торможе-
ние
Позиция
о
i
2
3
4
5
Xi
Ха
Хз
6
7
8
VI
V
IV
III
II
1
X
ч
лк
лк
лк
лк
лк
лк
лк
лк
лк
лк
лк
Контакторы
1
i
i
i
i
i
i
i
i
i
i
i
2
а
3
2
а
2
а
а
а
а
2
а
а
а
3
3
3
3
3
3
со coco 1
4
4
4
4
4
4
4
4
4
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
6
б
б
б
б
6
б
6
6
7
7
7
7
7
7
7
7
7
7
7
Т1
Ti
Ti
Ti
Ti
Ti
Ti
T2
T2
T2
Та
Та
Та
Та
ТЗ
со со со со со
тз
тз
тз
I3
I3
Тз
Сопроти-
вление
в ом
3.91
2,35
1,79
о, 8з
о
1,79
1.79
1.79
о,8з
°,34
о
о
о,34
о,8з
1.79
2,35
3.91
вагоны с высокими динамическими показа-
телями.
Для питания применяется постоянный ток
при напряжении 500—600 я. Тяговые двига-
тели подвесного типа или — в новейших кон-
струкциях — с независимой подвеской. Двига-
тели сериесные, редко применяются компаунд-
ные для осуществления рекуперации.
Для отечественных трамвайных вагонов вы-
пускаются двигатели типа ДТИ-60 с трамвай-
ной подвеской и ДК-254 с независимой подве-
ской и редуктором. Электромеханические ха-
чей 1160 «г, остальные данные
см. в табл. 2 гл. XVI.
Системы управления преи-
мущественно непосредствен-
ные. В СССР выпускаются ку-
лачковые контроллеры типа
МТ-1 для двухосных и ДК-7 для
четырёхосных вагонов. Схема
вагона с контроллером МТ-1
приведена на фиг. 35.
По конструкции механиче-
ской части и электрооборудо-
вания резко отличаются со-
временные трамвайные вагоны
типа РСС. Вагон этот четы-
рёхосный, на двух тележках
оригинальной конструкции.
Лёгкая рама тележки выполнена
из труб. Рессоры заменены
резиновыми амортизаторами.
Резина проложена между бан-
дажом и колёсным центром.
Быстроходные лёгкие двигатели
расположены вдоль оси пути,
передача посредством кардан-
ного вала и гипоидного редук-
тора.Все эти мероприятия обес-
печивают бесшумность хода.
Система управления дистанционная, с ре-
гулируемым автоматическим пуском и служеб-
ным реостатным торможением. Основным
аппаратом управления является многоступен-
чатый контроллер коллекторного типа с мотор-
ным приводом или так называемый акселе-
ратор с пальцевыми контактами. Пуско-тор-
мозные сопротивления конструктивно объеди-
нены с контроллером, принудительно охла-
ждаются вентилятором с использованием тё-
плого воздуха для обогрева пасажирского по-
мещения. Автоматический, практически плав-

ГЛ. XIV]
ТРАМВАЙ И ТРОЛЛЕЙБУСЫ
443
ный, пуск и торможение позволяют реали-
зовать высокие ускорения и замедления до
1,8 м/сек2. В экстренных случаях замедление
может быть форсировано применением рель-
совых электромагнитных тормозов и доведено
до 3,5—4,0 м/секг.
Троллейбусы хотя и уступают трамваю по
провозной способности, но отличаются про-
стотой сооружения линий при наличии хоро-
ших дорог, большей маневренностью и бес-
шумностью хода. В отношении механической
части они сходны с современными автобусами.
Троллейбусы питаются от двухпроводной
сети, токосъём осуществляется штанговыми
токоприёмниками. Напряжение сети 550—600 в.
Тяговой двигатель обычно один. Преиму-
щественно применяются компаундные двига-
тели. Передача момента посредством кардан-
ного вала на задний мост автомобильного
типа. На отечественных троллейбусах приме-
няются компаундные двигатели типа ДК-201 и
ДК-202. Их характеристики при диаметре коле-
са 1000 мм и передаточном числе 10,67 при-
ведены на фиг. 36. Сопротивление обмоток
1а 300 200 100 0 100 200 3001а
Фиг. 36. Электромеханические характеристики двигателей
ДК-201 и ДК-202 при напряжении 550 в (ток шунтовой
обмотки от 0,2 до 3<88 а).
якоря, добавочных и главных полюсов 0,117 +
+ 0,028 + 0,048 = 0,193 ом, остальные данные
см. в табл. 2 гл. XVI.
Система управления дистанционная, неавто-
матическая, но последнее время начинают
внедряться автоматические системы. Тормо-
жение (при компаундном двигателе) рекупе-
ративное, а на низких скоростях реостатное.
Для полной остановки и в качестве резерв-
ного применяется пневматический тормоз.
На фиг. 37 приведена электрическая схема
отечественных троллейбусов,- Перечень машин
и аппаратов, а также данные сопротивлений
приведены в табл. 11 и 12.
Таблица 11
Машины и аппараты троллейбуса
(фиг. 37)
Наименование
Тяговой двигатель ком-
паундного возбуждения .
Мотор-компрессор . . .
Токоприёмники со сколь-
зящей головкой .....
Радиореакторы
Панель, включающая:
контакторы силовые.
контакторы шунтовые
Панель, включающая:
линейные контакторы
реле максимального
тока
реле максимального
напряжения
реле нулевое ....
реле стоп-сигнала . .
сопротивления доба-
вочные
Автоматический выклю-
чатель
Пусковое сопротивление
Контроллер управления,
включающий:
контроллер управле-
ния
тормозной контроллер
реверсор
Шунтовое сопротивле-
ние .
Регулятор давления . .
Выключатель управле-
ния
Щиток распределитель-
ный
Тип
ДК-202
ДК-652
РТ-6Д
ИК-ЗБ-3
ТП-18А
КПД-22
•КПД-24
ТП-19А
КПД-3
рад-3001
Р-3100
Р-3100
Р-3151
тс
АВ-1Б-2
КФ-2
КВП-8А
ЯС-20Б-7
АК-5А-2
ВУ-ЗА-3
РЩ-38
Условное
обозначе-
ние
М
МК
т
рр
R1-R4
S7-S9
LB1, LB2,
В, RS
РМ
РМН
РН
РСС
АВ
R0-R5
KB
тк
т7—т9
АК
ВУ
РЩ
Таблица 12
Сопротивления троллейбуса
(фиг. 37)
Тип
аппарата
КФ-2
ЯС-20Б-7
Наимено-
вание
цепи
Силовая
Шунтовая
Разрядная
Обозначение
ступени
R0--R
R-R1
R1-R2
R2-R3
R3-R4
R4-R5
Ш-г7
г7—г8
г8-г9
г9-А1
ш—шш
Величина
сопроти-
вления
в ом
0,782
о,688
O.538
O.2I2
о,бб4
0,924
и
83
аоэ
1040
бзо

444
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
В троллейбусах новейшей конструкции в нижней части которой устанавливается тя-
применяется принудительная вентиляция тя- говой двигатель и вспомогательный агрегат,
гового двигателя и пусковых сопротивлений состоящий из низковольтного генератора, вен-
Таблииа замыканий контакторов
rA/v°-ii—>*—i
Ш.
зш.
3,096
1.0%
JLl
Ж
93
ТГ \
Контроллер воЖатого
с использованием тёплого воздуха для ото-
пления пассажирского помещения. В задней
части кузова устраивается специальная камера,
Фиг. 37. Схема троллейбуса.
тилятора и компрессора с общим приводным
мотором, в верхней части — аппаратура упра-
вления.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Гордеев Д. И., Электрооборудование электрово-
зов переменного тока, Трансжелдориздат, 1938.
2. Гальперин Л. Л., Моторвагонный подвижной со-
став, Трансжелдориздат, 1946.
3. М е д е л ь В. Б., Динамика электровоза, Трансжел-
дориздат, 1938.
4. Меде ль В. Б., Ковалев Н. А., Подвижной
состав электрических железных дорог (механическая
часть), Трансжелдориздат, 1938.
5. Основные данные и характеристики электровоза серии
Сс, НИИЖТ, Трансжелдориздат, 1937.
6- Основные данные и характеристики электровоза серии
ВЛ, НИИЖТ, Трансжелдориздат, 1938.
7. Р а к о в В. А., ПономаренкоП. К., Электровоз,
Трансжелдориздат, 1943.
8. Советские магистральные электровозы, Трансжелдор-
издат, 1941.

Глава XV
ТЯГОВЫЕ И ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЯГОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Тяговые характеристики электроподвиж-
ного состава, т. е. зависимость тягового усилия
от скорости движения, определяются электро-
механическими характеристиками тяговых дви-
гателей.
Электромеханические характеристики, отне-
сённые к валу двигателя, n=fi(I); M=f2(I);
г\дв =/,,(/), где л — скорость вращения дви-
гателя в об/мин; М — вращающий момент на
валу в кгм; щв — к. п. д. и /— ток нагрузки
якоря двигателя в а. Для двигателей перемен-
ного тока, кроме того, даётся зависимость
COS<p = /4(/).
Электромеханические характеристики для
вновь проектируемых двигателей определяются
расчётным путём, а для выпускаемых — по
средним опытным данным для нескольких ма-
шин. Характеристики даются при постоянном
напряжении на зажимах (обычно номиналь-
ном), средней температуре обмоток (по нор-
мам СССР — 75° С) и при определённой схеме
возбуждения.
Для удобства перехода к тяговым харак-
теристикам строятся характеристики двига-
теля, отнесённые к ободу ведущих колёс:
« =/i (/);/> =/а (/); т1=/з(/).
где v — скорость движения в км/час; F—тя-
говое усилие на ободе колёс в кг; т\ — к. п. д.
двигателя и механической передачи.
Приведение характеристик к ободу произ-
водится по формулам
v = ^gjp- • 4- 3,6 = 0,188 —Д.п км/час;
ЧМ .
** — ~F) Щпер KZ>
где DK — диаметр ведущего колеса в м; I —
передаточное отношение от вала двигателя
к оси колеса; т\пер — к. п. д. передачи.
По электромеханическим характеристикам,
отнесённым к ободу, может быть построена
полная тяговая характеристика zF = f(v),
где г — число тяговых двигателей локомотива.
Мощность, отдаваемая двигателем на валу,
определяется скоростью вращения п и вра-
щающим моментом М:
тг-9,81
30-1000
с другой стороны,
Мп
где U — напряжение на зажимах в в.
Эти уравнения дают связь между электро-
механическими характеристиками и позволяют
определить любую из них по остальным, на-
пример,
М = 0,975
UI-Цдв cos 9
кгм.
Аналогично для характеристик, приведён-
ных к ободу колёс,
_ UIt[ cos 9
0,367» Ul-g cos 9
Полагая cos ср = 1, можно использовать эти
формулы для двигателей постоянного тока;
для асинхронных двигателей должны быть
учтены число фаз и схема соединений.
Характеристики двигателей постоянного
тока
Скоростная характеристика v = ft (I) и ха-
рактеристика тяги F =/2 (/) определяются вы-
ражениямч
A)
где Гдв — сопротивление обмоток двигателя
в цепи якоря в ом; С и С\ — постоянные; Ф —
магнитный поток в веек (последний является
функцией тока нагрузки /, которая опреде-

446
ТЯГОВЫЕ И ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
[РАЗД. IV
ляется характеристикой намагничивания дви*
гателя и схемой возбуждения); ч\м — к. п. д.,
учитывающий только механические потери и
Ul тл
. Иначе
потери в железе: т.„ =
-=
VI —
сила тяги может быть выражена как разность
F = FM-LF.. B)
где F м — электромагнитное усилие тяги, т. е.
усилие, которое развивалось бы при отсутствии
железных и механических потерь в двигателе
и потерь в передаче; Д/7—усилие, затрачивае-
мое на преодоление этих потерь:
0,367
Сериесные двигатели (фиг. 1) имеют одну
обмотку возбуждения, включённую последова-
тельно с якорем.
Ампервитки об-
мотки возбужде-
ния пропорцио-
нальны току на-
грузки AWg — WCI,
где wc — число
витков сериесной
обмотки возбужде-
ния. Увеличение
нагрузки сериес-
-ного двигателя со-
провождается воз-
растанием магнит-
ного потока,вслед-
ствие чего ско-
рость уменьшается; усилие тяги интенсивно
возрастает пропорционально произведению 1Ф.
Шунтовые двигатели (фиг. 2) имеют одну
обмотку возбуждения, присоединённую па-
/
Фиг. 1. Характеристики
сериесного двигателя.
Фиг. 2. Характеристики шунтового двигателя.
раллельно якорю к напряжению сети. Ампер-
витки обмотки возбуждения A We=wM — , где
гш
wtu и гш ¦— соответственно число витков и со-
противление цепи шунтовой обмотки. AWe
шунтового двигателя не зависят от нагрузки
двигателя, и скоростная характеристика пред-
ставляет почти горизонтальную прямую. При
увеличении нагрузки скорость несколько па-
дает за счёт падения напряжения в якорной
цепи, которое при этом частично нейтрали-
зуется ослаблением потока реакцией якоря.
Характеристики распространяются и в область
отрицательных токов нагрузки, что соответ-
ствует генераторному режиму работы (реку-
перация); двигатель при этом развивает тор-
мозное усилие В.
Компаундные двигатели (фиг. 3) имеют
две обмотки возбуждения — сериесную и шун-
Фиг. 3. Характеристики компаундного двигателя.
товую. Общие ампервитки обмоток возбужде-
ния AWa = AWm + AWc=wlu — + wcl. Xa-
гш
рактеристики имеют промежуточный вид, при-
ближающийся к характеристикам сериесного
или шунтового двигателя в зависимости от
соотношения AWm и AWC.
Сравнение характеристик [3]. Характе-
ристики сериесных двигателей наиболее отве-
чают требованиям, предъявляемым к электро-
подвижному составу. Падающая скоростная
характеристика обеспечивает снижение ско-
рости на подъёмах, смягчающее перегрузку
самих двигателей и системы энергоснабжения
и целесообразное в отношении условий сцепле-
ния; на лёгких элементах профиля скорость
автоматически повышается. Принудительное
усиление магнитного потока при увеличении на-
грузки обеспечивает надёжную коммутацию.
Сериесные двигатели дают достаточно малые
расхождения нагрузок отдельных двигателей
электроподвижного состава и локомотивов
одного поезда при расхождениях характеристик
и дают меньшие толчки нагрузки и тягового
усилия при колебаниях напряжения сети. При
равных условиях сериесные двигатели имеют
наименьший вес и габаритные размеры бла-
годаря высокому коэфициенту заполнения се-
риесной обмотки.
Шунтовые двигатели постоянного тока со-
вершенно непригодны для параллельной ра-
боты и весьма чувствительны к колебаниям
напряжения сети.
Компаундные двигатели при достаточно
большом проценте сериесных ампервитков
удовлетворительны в отношении параллельной
работы и реакции на колебания напряжения.
Существенным преимуществом является воз-
можность рекуперации без дополнительных
сложных устройств.

ГЛ. XV]
ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЯГОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
447
Компаундные двигатели применяются на троллей-
бусах и в отдельных случаях на трамвае с целью получе-
ния рекуперативного торможения.
Регулирование скорости тяговых двигателей
постоянного тока
Тяговая характеристика F=f(v) при U= const и
постоянной схеме возбуждения называется автомати-
ческой характеристикой. Каждому значению тягового
усилия по автоматической характеристике соответ-
ствует определённая скорость. В условиях эксплоата-
ции для пуска и ведения поезда необходимо обеспечить
возможность варьирования усилия тяги и скорости в
соответствии с требующимся режимом движения поезда.
Из уравнения A) следует, что регулирование ско-
рости возможно путём изменения напряжения на за-
жимах двигателя или изменения потока Ф.
Регулирование напряжения может быть осуществле-
но посредством мотор-генератора или вольтдобавоч-
ного агрегата; путём группировок двигателей с после-
довательным соединением различного числа их под
напряжение сети; путём включения последовательно
с тяговыми двигателями реостатов.
Применение первого метода весьма ограничено
из-за громоздкости и большой стоимости вспомога-
тельных агрегатов (см. стр. 453). Второй метод даёт
весьма ограниченное число ступеней скорости (две
или три) и не решает вопроса полностью. Третий по-
Таблица 1
Соединения двигателей
Схемы с двумя соединениями двигателей
Два соединения двух
двигателей. Соотно-
шение скоростей 1 :2
Два соединения
двух групп двигате-
лей. В группе два
двигателя,соединён-
ных последовательно.
Соотношение скоро-
стей 1 :2
Два соединения двух
групп двигателей.
В группе два двига-
теля, соединённых
параллельно. Соот-
ношение скоростей
1:2
Схемы с тремя соединениями двигателей
Три соединения при шести
двигателях. Соотношение ско-
ростей 1:2:3
Три соединения при четы-
рёх двигателях. Соотношение
скоростей 1:2:4
зволяет легко осуществить большое
число ступеней, но является неэко-
номичным в связи с потерями в
реостатах.
При нескольких двигателях на
локомотиве применяют совместно
второй и третий методы, причём рео-
статные ступени используются лишь
кратковременно главным образом для
пуска, а для продолжительного дви-
жения используются безреостатные
(экономические) ступени скорости.
Для расширения числа экономи-
ческих ступеней дополнительно при-
меняется регулирование поля двига-
телей.
Соединения или группировки
двигателей, наиболее часто встре-
чающиеся в схемах электроподвиж-
ного состава, приведены в табл. 1.
В практике принято называть
соединение двигателей, отвечающее
высшей ступени скорости, парал-
лельным соединением, низшей сту-
пени— последовательным соедине-
нием, промежуточной — последова-
тельно -параллельным соединением.
Часто тяговые двигатели выпол-
няются с нормальным рабочим на-
пряжением, равным половине напря-
жения сети. В этом случае на парал-
лельном соединении двигатели оста-
ются соединёнными попарно последо-
вательно.
Электромеханические характери-
стики тяговых двигателей обычно
даются для нормального напряжения
и соответствуют параллельному сое-
динению. Электромеханические и тя-
говые характеристики для низших
экономических ступеней могут быть
определены пересчётом скоростной
характеристики по формуле
где ох и v2 — скорость по характери-
стике соответственно при U\ и ?/2-
При этом характеристика F = f (I)
с достаточной для практических целей
точностью может быть принята не-
изменной.
Приближённо соотношение ско-
ростей при перегруппировках двига-
телей выражается формулой
V2 = vl ~Гт " '
Реостатное регулирование ско-
рости используется при пуске. Вели-
чина пускового сопротивления опре-
деляется уравнением
U - СФо
гдв.
C)
По мере увеличения скорости
поезда при условии сохранения!
/a; const (F я const) сопротивле-

448
ТЯГОВЫЕ И ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
[РАЗД. IV
ние R должно непрерывно уменьшаться. Пра-
ктически выключение сопротивлений произ-
водится ступенями, величина которых уста-
навливается из условия допустимых колеба-
ний тока.
По отношению к среднему значению пуско-
вого тока 1ср допускаются отклонения М в %:
Трамвайные вагоны ±15—18
Моторные вагоны . ±12—15
Магистральные и тяжёлые промышленные
электровозы ± 7—1О
Для определения числа и величин ступе
ней сопротивлений наиболее употребителен
графический метод (фиг. 4). Порядок расчёта:
на диаграмме строят скоростные характери-
стики двигателя при напряжениях U\, (J% и т. д.
соответственно используемым соединениям
двигателей. 1ср устанавливают исходя из до-
пустимых значений /тах по условиям сцепле-
ния. Для моторных вагонов и трамвая при
этом обычно принимается коэфициент сцепле-
ния, соответствующий мокрым рельсам без
применения песка, для электровозов — сухим
рельсам. Целесообразно М принимать мини-
мальным для реализации больших значений 1ср,
однако следует иметь в виду, что число сту-
пеней при этом увеличивается и усложняется
аппаратура управления. Для магистральных
электровозов целесообразно учитывать пони-
жение коэфициента сцепления с увеличением
В левой части диаграммы по оси абсцисс
откладывают величины этих сопротивлений Н
и G, через точки Н, D' и G, С проводят прямые
линии, которые согласно уравнению C) графи-
чески изображают закон изменения R = f(v)
соответственно при /max = const и при /min =
= const.
В пределах этих двух прямых, начиная
с точки И, строится ступенчатая линия Н, М,
N, Р,... Горизонтальные отрезки MM PQ
и т. д. показывают, при какой скорости и каки-
ми частями должно выключаться пусковое со-
противление, с тем чтобы колебания тока
происходили в заданных пределах. Ступени
пускового сопротивления изображаются от-
резками /?i, /?2, #з. ¦ • •
Для второго соединения двигателей поря-
док построения аналогичен. Точки К и L для
построения предельных прямых находят под-
счётом:
R'- U* r
0=" Г
л п
Фиг. 4. Графическое определение ступеней пускового
реостата.
скорости и принимать соответствующее зна-
чение /тах и 1т1п для реостатного пуска на
каждом соединении двигателей [4].
Пределы колебаний пускового тока /min
и /шах наносят в правой части диаграммы
(прямые АЕ и BF). Значения скоростей по ско-
ростным характеристикам при нагрузках /min
и /тах сносят на ось ординат (точки С, D'
и ?', F').
Далее определяют сопротивление для
первого соединения двигателей при v = О,
Построение ступеней начинается с точки С",
поскольку пуск до скорости va обеспечивается
первым соединением. Ступени для пуска на
втором соединении двигателей изображаются
отрезками Rx, R2, R3 и j. д,
ц?я-о Приведённый порядок расчёта даёт вели-
чины ступеней на один двигатель. В дальней-
шем следует произвести пересчёт по формуле
/?с^= — R, где z — число последовательно
,й-о Р
соединенных двигателей;// — число параллель-
ных цепей группы, регулируемой данным
пусковым сопротивлением.
Расчётный режим пуска с колебаниями
тока в заданных пределах происходит в дей-
ствительности только тогда, когда переключе-
ние ступеней производится при падении тока
до расчётного Imia. Если переключение ступе-
ней производится при i'mia < /min, то /щах<
"Оmax и Icp ^ 1ср> и наоборот. При этом,
однако, колебания тока получаются неравно-
мерными — убывающими в первом случае
и возрастающими во втором.
Для выяснения характера пускового про-
цесса при токах больших и меньших расчёт-
ных строится пусковая диаграмма, предста-
вляющая семейство скоростных характеристик
v = f(D при R = const для всех реостатных
ступеней. Построение может быть произведено
аналитическим подсчётом скоростей по фор-
муле
р
= Ul и/=/
— гдв>
max
а также для / = /min*
Anin
гдв-
u-rrde
где va — скорость при токе / по безреостат-
ной характеристике для любого напряжения U
на зажимах. Удобнее графический метод,
основанный на переносе кривых R = const,
которые в системе координат R — v изобра-

ГЛ. XV]
ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЯГОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
449
жаются вертикальными прямыми, в системе
координат I — V при помощи сетки прямых
/= const. Порядок построения ясен из фиг. 5.
Для ограничения начального ускорения при
пуске и для движения с низкими скоростями
при маневрах на первом соединении двига-
Фиг. 5. Построение скоростной характе-
ристики для реостатной ступени.
телеи предусматриваются так называемые ма-
невровые реостатные ступени Мь M2 (фиг 4).
Сопротивление первой маневровой ступени
для моторных вагонов рассчитывается из усло-
вия начального ускорения (v=Q) 0,4—0,5 м/сек^
при порожнем поезде. 'Число маневровых
ступеней выбирается в зависимости от вели-
чины ускорения при нормальном пуске: одна
ступень при ускорениях до 0,5—0,6 м/сек'2
и две, три — при 0,8 — 1,0.
Для магистральных и тяжёлых промышлен-
ных электровозов число маневровых ступе-
ней 4 — 6. Первая ступень рассчитывается по
начальному ускорению при пуске электровоза
без состава на площадке, которое не должно
превышать 0,4 — 0,5 м/сек2.
Для электровозов, кроме того, необходимо
предусматривать одну-две дополнительные
ступени ?>j, D% (фиг. 4) на втором и третьем
соединении двигателей для обеспечения удо-
влетворительной диаграммы пуска в области
малых токов.
Регулирование скорости изменением
магнитного потока применяется весьма ши-
роко для увеличения числа экономических
ступеней скорости.
Регулирование (ослабление) магнитного по-
тока сериесных двигателей достигается отклю-
чением части витков катушек главных полюсов
или включением параллельно обмотке возбу-
ждения шунтирующего сопротивления; редко
(в двигателях электрокар) применяется
последовательно-параллельное переключение
катушек полюсов.
Отношение а =
_ ампервитки ослабленного поля
~~ ампервитки полного поля
AW
on
AW,
пп
при одинаковом токе якоря характеризует сте-
пень ослабления поля. Это отношение не может
быть произвольно малым по условиям ком-
мутации двигателей: для нормальных двига-
телей а ;> 0,5, для низковольтных двигателей,
специально рассчитанных на глубокое осла-
бление поля, а>.0,3.
29 Том 13
При первом способе ослабления поля
(фиг. 6)
W,
при втором способе (фиг. 7)
Электромеханические характеристики для
ступеней ослабленного поля нормально даются
наряду с характеристиками для полного поля.
При отсутствии характеристик ослабленного
поля для точного их построения необходимы
нагрузочные характеристики машины СФ =
=f(AW) для ряда /я = const и характери-
стики железных и механических потерь. Для
приближенных расчётов можно считать, что
при одной и той же скорости v (фиг. 8), для
которой по характеристике полного поля ток
Г
а)
6)
Фиг. 6. Схема ослабления
поля отключением вит-
ков обмотки возбуждения:
а—полное поле; б — ослаб-
ленное поле.
Фиг. 7. Схема ослабле-
ния поля шунтировкой
обмотки возбуждения.
равен 1пп, для ослабленного поля ток равен
' пп —
и тяговое усилие ?оп =
Inn
Число ступеней ослабления поля — одна,
две, редко больше. Для моторных вагонов
и трамвая обычно
ограничиваются од-
ной ступенью, для ма-
гистральных электро-
возов главным обра-
зом по соображениям
ограничения толчков
тока при переходе на
ослабленное поле пре-
дусматриваются две
ступени.
При одной ступени
указанные на фиг. 6
и 7 способы равно-
ценны, при двух и
большем числе сту-
пеней удобнее вто-
рой, поскольку он
не требует усложнения обмоток возбужде-
ния двигателей. При втором способе в цепи
шунтирующего сопротивления должно быть
предусмотрено индуктивное сопротивление
(индуктивный шунт) для смягчения нестацио-
нарных явлений при резких колебаниях на-
пряжения сети.
Регулирование поля компаундных двигате-
лей осуществляется изменением тока шунто-
вой обмотки посредством сопротивлений.
Фиг. 8. Построение ха-
рактеристики ослаблен-
ного поля: ПП — полное
поле, ОП — ослабленное
поле.

.450
ТЯГОВЫЕ И ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
1РАЗД. IV
Электромеханические характеристики ком-
паундного двигателя обычно приводятся в виде
семейства кривых для ряда значений тока
шунтовой обмотки. Для новых (ослабленных)
ампервитков* характеристика приближённо мо-
жет быть получена путём смещения скорост-
ной характеристики влево на величину при-
ведённого к сериесной обмотке изменения
тока шунтовой обмотки Мш:
W,
где wM и voc — число витков соответственно
шунтовой и сериесной обмоток.
ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Характеристики электрического
торможения для электроподвижного
состава постоянного тока
При электрическом торможении тяговые
двигатели переводятся на генераторный ре-
жим. Электрическое торможение используется
для остановки поезда и для стабилизации
скорости на спусках. Электрическая энергия,
вырабатываемая при этом, или поглощается
в нагрузочных реостатах {реостатное тормо-
жение), или же отдаётся в сеть и полезно
используется {рекуперативное торможение).
Достоинство реостатного торможения —
независимость от сети (кроме компаундных
двигателей), недостаток — повышенные вес и
габариты сопротивлений, которые должны
быть рассчитаны не только на режим пуска,
но и на поглощение тормозной энергии.
Реостатное торможение широко приме-
няется на трамваях и моторных вагонах
метрополитена, а также на рудничных и про-
мышленных электровозах, в редких случаях —
на магистральных.
Преимущество рекуперации заключается
в полезном использовании тормозной энергии
и в меньших размерах сопротивлений, недо-
статком является зависимость от сети.
Рекуперативное торможение применяется
главным образом на магистральных электро-
возах, предназначенных для работы на доро-
гах с горным профилем и затяжными спу-
сками, превышающими Г2—15%0> и исполь-
зуется только для стабилизации скорости.
Кроме того, рекуперация широко применяется
на троллейбусах и в отдельных случаях на
трамвае, где используется в основном для
торможения к остановкам, причём обычно
комбинируется с реостатным торможением.
Последнее используется для дотормаживания
на низких скоростях, на которых действие
рекуперации прекращается, а также как ре-
зервный тормоз на случай отказа рекуперации
в результате прекращения потребления реку-
перируемой энергии.
Рекуперативное торможение для моторных
вагонов применяется редко из-за сложности си-
стемы, особенно при автоматическом управле-
нии, и необходимости специальных устройств
на подстанциях для поглощения рекуперируе-
мой энергии при отсутствии потребления
в пределах контактной сети.
При проектировании электроподвижного
состава с электрическим торможением важное
значение имеют вопросы электрической и
механической устойчивости системы при тор-
можении.
Под электрической устойчивостью ма-
шины или группы понимается свойство вос-
станавливать первоначальный режим нагрузки
при произвольном отклонении её, если внеш-
ние условия (скорость и напряжение сети)
при этом остаются неизменными. Электриче-
ская устойчивость обязательна во всех слу-
чаях [1].
Под механической устойчивостью пони-
мается свойство автоматического повышения
тормозного усилия при возрастании скорости.
Возможность осуществления механически
устойчивых характеристик составляет суще-
ственное преимущество электрического тор-
можения перед механическими тормозами.
Механическая устойчивость обязательна при
применении электрического торможения для
стабилизации скорости на спусках и не обяза-
тельна для целей торможения к остановкам.
Реостатное торможение. Сериесный дви-
гатель в режиме реостатного торможения
работает как сериесный генератор. Обмотка
возбуждения или якорь предварительно пере-
ключаются, чтобы сохранить прежнее напра-
вление тока в обмотке возбуждения. В резуль-
тате в процессе самовозбуждения первона-
чальное магнитное поле остаточного магне-
тизма усиливается и электродвижущая сила
генератора возрастает вместе с током до тех
пор, пока не будет достигнуто равенство
E=C<t>vT=I (rde-\-RT\ D)
где Rj. — внешнее сопротивление нагрузоч-
ного тормозного реостата.
При этом режим работы электрически
устойчив. Электромеханические характери-
стики при постоянном внешнем сопротивлении
могут быть определены по характеристикам
моторного режима. Из выражения D)
СФ
причём
где vм — скорость по скоростной характери-
стике моторного режима при токе /.. Отсюда
E)
U-lrde
Характеристика тормозного усилия В =
= / (/) имеет вид, сходный с характеристи-
кой F = f (/). Электромагнитное тормозное
усилие BaM=Ci<t>I=FgM (см. стр. 446).
Действительное тормозное усилие превос-
ходит Вэ м на величину дополнительного тор-
мозного усилия АВ, вызываемого железными
и механическими потерями в двигателе и
передаче. Так как, кроме того, АВ — Д/7, то
согласно выражению B)

ГЛ. XV]
ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
451
Электромеханические характеристики рео-
статного торможения для сериесного двига-
теля показаны на фиг. 9, из которой видно,
что характеристики механически устойчивы.
Для поддержания тормозного тока (тор-
мозного усилия) с изменением скорости дви-
жения сопротивление
RT должно изменяться
согласно уравнению
R-p = —- ?дв'
От точки а в пределах этих лучей строится
ступенчатая линия а, б, в, г, д, которая даёт
искомые ступени тормозного реостата.
Скоростные характеристики для всех сту-
пеней могут быть построены графически по-
Как и при реостат-
ном пуске, число сту-
пеней определяется
величиной допусти-
мого колебания тока.
Графический метод
определения ступеней
при постоянных пре-
делах колебаний тока
приведён на фиг. 10. Порядок расчёта: опре-
/
•Фиг. 9. Электромеханиче-
ские характеристики
реостатного торможения.
Фиг. 11. Схема перекрест-
ного соединения обмоток
возбуждения двигателей
при реостатном тормо-
жении.
Фиг. 12. Схема цикли-
ческого соединения.
деляют пределы /min и /?
для произ-
вольного сопротивления RT находят значения
скорости при предельных токах, пользуясь
выражением E):
U-irde
U-lrde
В левой части диаграммы на ординате RT
фиксируют точки »шах и vmin, а вправо от
начала координат — точку (—г^в). Через
точки г/шах, (— гдв) и i/min, (— гдв) проводят
Фиг. 13. Схема двойного
циклического соединения.
Фиг. 10. Графическое построение ступеней реостатного торможения.
прямые. Эти прямые представляют зависи-
мости Rj~ — f (v) при постоянных значениях
тока /тах и /т1п.
средством нескольких дополнительных лучей
/ = const AЬ /3, см. фиг. 10).
На характеристики наносят ограничение
(точки 1, 2, 3,...) по максимальному для дан-
ноге двигателя напря-
жению
Для сокращения
числа ступеней либо
допускают повышен-
ные колебания в ниж-
ней части диаграммы,
либо не выключают
сопротивления полно-
стью и для доторма-
живания используют
механический тормоз.
При нескольких двигателях применяется
последовательное, параллельное или комбини-
рованное соединение в группу, которая вклю-
чается на общий реостат.
Необходимо иметь в виду,
что последовательное соеди-
нение электрически устой-
чиво, но не всегда приме-
нимо, так как даёт сумми-
рование напряжений машин,
а параллельное без допол-
нительных мероприятий
электрически неустойчиво.
Электрическая устойчивость
чаще всего обеспечивается
перекрестным соединением
по схеме фиг. 11 при двух
параллельных цепях и по
схемам циклической (фиг. 12)
или двойной циклической
(фиг. 13) при нескольких [4].
Компаундные двигатели
в режиме реостатного тор-
можения могут работать
либо как компаундные ге-
нераторы, либо как про-
тивокомпаундные генера-
торы при возбуждении от
сети. Во втором случае не
требуется переключения обмоток. Характери-
стики протекают весьма круто, обеспечивая
малое изменение тормозного усилия в широком
диапазоне скоростей, и поэтому удобны для
h

452
ТЯГОВЫЕ И ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
[РАЗД. IV
торможения к остановкам. Недостаток — срав-
нительно малая величина максимального тор-
мозного усилия из-за размагничивающего дей-
ствия сериесной обмотки. Он устраняется пе-
реключением возбуждения на компаундное, но
при этом теряется простота перехода на режим
реостатного торможения. Общий недоста-
ток — зависимость торможения от напряжения
сети.
Рекуперативное торможение. Электри-
чески устойчивый режим рекуперации на по-
стоянное напряжение сети может быть получен
только при падающей
вольт-амперной характе-
ристике тяговых двига-
телей, работающих в
режиме генераторов
(фиг. 14), причём чем
круче падение характе-
ристики, тем меньше
влияют на нагрузку ко-
лебания напряжения
сети. Такую характери-
стику имеет компаунд-
ный двигатель при
генераторном режиме
Фиг. 14. Внешняя
характеристика про-
тивокомпаундного
генератора.
На генераторном режиме ампервитки об-
мотки возбуждения AWe = wlujtu — wcl, т. е.
двигатель работает в режиме противокомпаунд-
ного генератора. Соотношение ампервитков
шунтовой и сериесной обмоток определяет кру-
тизну характеристики. При увеличении сериес-
ных ампервитков характеристика приобре-
тает большую крутизну, но при этом вслед-
ствие более интенсивного размагничивания
машины уменьшается максимальное тормозное
усилие.
Переход на режим рекуперации происходит
автоматически при повышении скорости дви-
жения. Регулирование тормозного режима
осуществляется изменением тока шунтовой
обмотки. Ступени шунтового возбуждения
дают семейство электромеханических характе-
ристик (фиг. 15) и позволяют регулировать
скорость в некоторых пределах как на тор-
мозном, так и на моторном режиме. Нижняя
характеристика ограничивается насыщением
магнитопровода и допустимой перегрузкой
шунтовой обмотки. При этом минимальная ско-
-/ генераторный
р&ким
Моторный редким
Фиг. 15. Электромеханические характеристики
компаундного двигателя.
рость рекуперации высока, и для торможения
до полной остановки требуется значительный
период торможения механическим или реостат-
ным тормозом. При графике движения с боль-
шим периодом выбега и низкой скоростью на
чала торможения отдача энергии в сеть неве-
лика. Пределы рекуперации значительно рас-
ширяются при использовании двух соединений
двигателей (фиг. 16). Однако плавный переход
с одного соедине-
ния на другое при
рекуперации весь-
ма затруднён. Воз-
можно также мно-
гократное повы-
шение напряжения
на двигателях при
внезапном прекра-
щении потребле-
ния рекуперируе-
мой энергии.
Сериесные дви-
гатели при реку-
ператИБНОМ тор-
Фиг 1б Электромеханические
характеристики компаундного
двигателя при двух
соединениях.
МОЖениИ СОединЯ-
ЮТСЯ В схемы С
ПОСТОРОННИМ ВОЗ-
буждением.
В схемах без специальных возбудителей
(фиг. 17) обмотки возбуждения двигателей
питаются от сети через регулирующий рео-
стат Rp. В цепь каждого якоря включается
Фиг. 17. Схема рекуперации при воз-
буждении от сети.
стабилизирующее сопротивление Rcm, которое
придаёт необходимый наклон внешней харак-
теристике, обеспечивая умеренное влияние ко-
лебаний напряжения сети и удовлетворитель-
ное распределение нагрузок между якорями.
Схема малоэффективна, так как потери в сопро-
тивлениях Rp и Rcm очень велики и диапазон
скорости ограничен. На низкой скорости при-
меняется реостатное торможение по схеме
фиг. 18.
Известно большое количество различных
схем с возбуждением тяговых двигателей от
специальных мотор-генераторов, от возбуди-
телей с приводом от оси или от одного из тяго-
вых двигателей, используемого в качестве
возбудителя.
Схемы второго и третьего типов широкого
распространения не получили в связи с невы-
годной зависимостью напряжения возбудителя
от скорости.
Из числа схем первого типа наиболее со-
вершенна и общепризнана схема со стабилизи-
рующими сопротивлениями [4]. В этой схеме

ГЛ. XV]
ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
453
(фиг. 19) ток якоря 1Я и ток возбуждения 1в
связаны линейной зависимостью
откуда
= h (г, +го.в)-\г (/я + h)
ев —l* Re
где ^ — электродвижущая сила возбудителя;
г, — сопротивление якоря возбудителя; го . в—
сопротивление обмотки возбуждения двигателя.
Из этого выражения видно, что схема
обеспечивает падение тока возбуждения с
Фиг. 18. Схема реостатного
дотормаживания.
Фиг. 19. Схема
рекуперации со
стабилизирующими
сопротивлениями.
увеличением нагрузки якоря, т. е. двигатель
приобретает характеристику противокомпаунд-
ного генератора. Крутизна характеристики
определяется отношением —— т -~— ,
га Т 'о . в ' *^ст
которое для магистральных электровозов
колеблется в пределах 0,25—0,35.
Порядок по-
сф 1а-о ^-<?5 строения электро-
механической ха-
р а к те ристики:
строят зависимость
I, =/(/*) Для по-
стоянного ев, пред-
ставляющую на-
клонную прямую.
Для нескольких
значений Iя и /в
"/Г определяют Сф по
нагрузочным ха-
Фиг. 20. Нагрузочные характе-
ристики двигателя.
р а ктеристик а м
двигателя (фиг. 20),
представляющим
семейство кривых намагничивания машины для
ряда постоянных нагрузок якоря 1Я = const, и
подсчитывают скорость
V =
СФ
где гя — сопротивление якоря и дополнитель-
ных полюсов.
По полученным данным строят скоростную
характеристику v =/(/я).
Расчёт повторяется для ряда значений ев,
которые дают семейство прямых /в =/(/я),
параллельных между собой (фиг. 21), и далее —
семейство скоростных характеристик, подоб-
ных характеристикам компаундного двигателя.
Ступени выбираются из условий допустимых
и равномерных колебаний тока якоря (обычно
того же порядка, что и при пуске). Прибли-
жённо о величине
колебаний можно Ig ^
судить по горизон-
тальным отрезкам
между соседними
прямыми на фиг.21.
Характеристики
В=/(/я) прибли-
жённо могут быть
определены по
формуле
в =
0,367 Ulf
Фиг. 21. Характеристики /в =
= / (/а) для схемы со ста-
билизирующими сопротивле-
ниями.
гДе т\м — к- п- Д- двигателя без учёта потерь
в меди. Для точного определения требуются
характеристики потерь механических и в же-
лезе.
Нижнюю характеристику v = f(Ix) опре-
деляют, исходя из условий допустимой пере-
грузки обмотки возбуждения, но главным
в данном случае является выбор мощности воз-
будителя, которая резко возрастает для ниж-
них ступеней при малом эффекте с точки зре-
ния расширения скоростных пределов реку-
перации.
В верхней части область рекуперации огра-
ничивается максимальным отношением 1Я: /в,
которое для электровозных двигателей равно
2—2,5, а для низковольтных двигателей трам-
вая и метро при специальной конструкции
может быть несколько большим.
Диапазон рекуперации на одной группи-
ровке двигателей ограничен так же, как и
для компаундных двигателей, и может быть
расширен применением нескольких группи-
ровок. Соответственно получаются две-три
группы характеристик, несколько перекры-
вающих друг друга.
Системы безреостатного пуска имеют
целью устранить потери в сопротивлениях при
пуске и осуществить непрерывное (без пере-
ключений двигателей) рекуперативное тор-
можение до полной остановки. При частых
пусках и торможении (трамвай, метро, мане-
вровые электровозы) эти системы могут обес-
печить значительную экономию энергии.
Однако они требуют установки дополнитель-
ных машинных агрегатов большой мощности,
вследствие чего применение их весьма огра-
ничено.
Из большого числа предложенных си-
стем наибольший интерес представляет си-
стема „метадин", практически применённая на
одной из линий Лондонского метрополитена
и на маневровых электровозах французских
ж. д. [4].
Одна из возможных схем метадина при-
ведена на фиг. 22. Машина имеет две системы
щёток; одна из них (а и Ь) присоединена
к сети, а от другой (с и d) питаются тяговые
двигатели. Ток сети /j создаёт поток реак-
ции Ф^ являющийся потоком возбуждения,
наводящим электродвижущую силу Е% между
щётками с и d. Ток двигателей /8 создаёт по-

454
ТЯГОВЫЕ И ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
[РАЗД. IV
ток Ф2, который наводит противоэлектродви-
жущую силу ?] между щётками an b. Если при-
нять магнитную систему машины ненасыщен-
ной и пренебречь омическим сопротивлением,
то Ел = СлФ? или Ел =
= С2/2 и E2 —
или
Фиг. 22. Схема метадина.
Так как Е1~ Uc~
const, то /2 = const,
)ро откуда следует, что внеш-
няя характеристика ме-
тадина представляет вер-
тикальную прямую, т. е.
обеспечивает автомати-
ческий пуск тяговых
двигателей при постоян-
ном пусковом токе. Ве-
личина тока может ре-
гулироваться посред-
ством регулировочной
обмотки РО. Благодаря
возможности регулирования вторичного на-
пряжения до нуля и даже до некоторых
отрицательных значений возможно рекупера-
тивное торможение до полной остановки.
Рельсовые электромагнитные тормозы
представляют собой электромагнитные баш-
маки, установленные на раме тележки вагона.
При включении башмаки притягиваются к рель-
сам и тормозят вагон силой трения. Обмотки
включаются либо последовательно в цепь тя-
говых двигателей при реостатном торможе-
нии, либо питаются от аккумуляторной ба-
тареи. Рельсовые тормозы позволяют реали-
зовать тормозное усилие, превышающее макси-
мальное по сцеплению, и доводить замедле-
ние до 4 MJceK2 и более. Применяются главным
образом на трамвае.
ХАРАКТЕРИСТИКИ И РЕГУЛИРОВАНИЕ
СКОРОСТИ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО
СОСТАВА ОДНОФАЗНОГО ТОКА
На электровозах и моторных вагонах
однофазного тока применяются только се-
риесные коллекторные двигатели за исклю-
чением систем с преобразованием рода тока
на электровозе.
Уравнение баланса напряжений для этих
двигателей
IP = {Е
e)i + (Es 4- 1хде)\
где Еа = C0v — электродвижущая сила вра-
щения; Е5=СХФ — электродвижущая сила
самоиндукции, наводимая в обмотке возбу-
ждения пульсациями потока; г^в — омическое
сопротивление обмоток двигателя; xqb—ин-
дуктивное сопротивление обмоток двигателя
от потоков рассеяния.
Скорость движения выражается уравне-
нием
СФ
СФ
Увеличение тока двигателя сопровождается
уменьшением Еа и увеличением Ф, а следо-
вательно, уменьшением скорости, т. е. ско-
ростная характеристика сериесного коллек-
торного двигателя сходна с характеристикой
сериесного двигателя постоянного тока. Сходны
также для этих машин и характеристики тя-
гового усилия.
Для регулирования скорости пригодны те
же методы, что и для двигателей постоянного
тока (см. стр. 447). Однако наличие трансфор-
матора, понижающего напряжение контактной
сети, позволяет в широких пределах и эко-
номично регулировать напряжение на зажимах
двигателей путём переключения их на раз-
личные выводы вторичной обмотки трансфор-
матора. В связи с этим перегруппировки дви-
гателей и ослабление поля для регулирования
скорости не применяются.
Существенный недостаток однофазных кол-
лекторных двигателей—несовершенство комму-
тации при троганиис места и на малой скорости.
Плохая коммутация вызывается так называемой
трансформаторной электродвижущей силой,
наводимой в коммутирующих витках ротора
двигателя пульсациями потока возбуждения,
которая компенсируется достаточно полно
дополнительными полюсами, лишь начиная с
определённой, достаточно высокой скорости
вращения машины. Поэтому для этих двига-
телей характерно резкое ограничение про-
должительности включения в неподвижном
состоянии E—10 сек. при реализации больших
пусковых усилий тяги) и времени работы на
низкой скорости. Иногда для улучшения комму-
тации при пуске
используется осла-
бление поля, одна-
ко оно применяется
только на первых
пусковых ступенях
и в дальнейшем
снимается.
Количествосту-
пеней трансформа-
тора определяется
допустимыми ко-
лебаниями тока
при пуске подобно
ступеням пусково-
го сопротивления
для двигателей по-
стоянного тока(см.
стр.448). На фиг. 23 . г м
приведенопострое- /^Z, +r»
ние векторной диа-
граммы для опре-
деления числа сту-
пеней без учёта
насыщения магни-
топровода двигателя [4], т. е. при допуще-
нии, что Ф и Е пропорциональны /.
Вектор напряжения первой ступени транс-
форматора U\ занимает положение / при
v = 0. При движении появляется электродви-
жущая сила вращения Еа, и ток уменьшается;
когда ток уменьшится до 1т\п, вектор 1)г зай-
мёт положение //. Отрезок Ш-^ предста-
вляет прирост напряжения на второй ступени
трансформатора (?/3 = U\-\- A^i). при котором
ток в условиях неизменной скорости дости-
гает значения /шах- В дальнейшем построение
повторяется.
Для каждой ступени трансформатора могут
быть построены электромеханические характе-
Фяг. 23. Векторная диаграмма
для определения пусковых
ступеней трансформатора.

ГЛ. XV]
ХАРАКТЕРИСТИКИ И РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ
455
ристики. Семейство характеристик для всех
ступеней напряжения представляет пусковую
диаграмму (фиг. 24).
В этой пусковой диаграмме все ступени
являются экономическими в отличие от
электровозов и моторных вагонов постоянного
тока, которые при реостатном пуске имеют
ограниченное число экономических ступеней,
поэтому тяговые характеристики (особенно
Фиг. 24. Пусковая диаграмма элек-
тровоза с однофазными коллектор-
ными двигателями.
для электровозов при большом числе ступеней)
обычно даются в виде области с ограниче-
ниями по максимальному усилию тяги (ком-
мутация или сцепление), часовому и длитель-
ному усилию тяги, по характеристике F =
= /(#) для высшей ступени напряжения и по
максимальной скорости (фиг. 25). В качестве
паспортных данных для электровозов принято
также давать характеристики мощности на обо-
де колеса в функции скорости (фиг. 26), на
которых наносятся кривые максимальной мощ-
ности, отвечающей максимальному усилию тя-
Фиг. 25. Тяговые характе-
ристики электровоза с кол-
лекторными двигателями;
ограничения: 1 — макси-
мальной скоростью; 2— по
высшей ступени трансфор-
матора; 3 — по усилию
тяги длительного режима;
4- по усилию тяги часового
режима; 5— по максималь-
ной силе тяги.
Фиг. 26. Диаграмма мощ-
ности электровоза с кол-
лекторными двигателями:
/ —максимальная скорость;
2 —'высшая ступень транс-
форматора; 3 — длительная
мощность; 4 — часовая
мощность, 5 — максималь-
ная мощность.
ги, часовой и длительной мощности и мощности
по характеристике высшего напряжения.
Характерно весьма высокое положение
высшей ступени скорости. Скорость часового
режима по этой характеристике часто соста-
вляет 80—90°/0 максимальной скорости. Для бо-
лее правильной сравнительной оценки электро-
возов принято относить номинальную часовую
и длительную мощности двигателей и электро-
возов к скорости, составляющей 7)% макси-
мальной. В отношении использования мощности
на высоких скоростях эти электровозы суще-
ственно превосходят электровозы постоянного
тока, для которых характеристики высших эко-
номических ступеней скорости лежат ниже.
Электрическое торможение применяется
сравнительно редко. Реостатное торможение
осуществляется в режиме постоянного тока
при самовозбуждении (подобно сериесным
двигателям постоянного тока), а также в ре-
жиме переменного тока при независимом воз-
буждении от трансформатора. В последнем
случае для регулирования скорости исполь-
зуются те же ступени трансформатора и та же
аппаратура, что и при моторном режиме [4].
Рекуперативное торможение возможно при
работе двигателей как сериесных генераторов.
Электрическая устойчивость при этом обеспе-
чивается посредством ослабленной трансфор-
маторной связи обмотки возбуждения с цепью
якоря. Система имеет весьма низкий cos ц>.
При шунтовом возбуждении ток возбу-
ждения и электродвижущая сила вращения
отстают от напряжения трансформатора на
угол, близкий к 90°, поэтому равновесие си-
стемы возможно только при очень больших
токах. Для ограничения тока в цепь якоря
вводится дроссель. Схема имеет также низ-
кий cos ©, но представляет интерес для мо-
торных вагонов по своим тормозным характе-
ристикам, сохраняющим тормозное усилие
постоянным в широком диапазоне скоростей
и до полной остановки [4].
Для осуществления рекуперации с высо-
ким cos cp требуется питание обмоток возбу-
ждения от источника, электродвижущая сила
которого отстаёт по фазе на значительный
угол от напряжения сети. Для этого приме-
няются либо схемы с дросселем и сопроти-
влением, либо вращающиеся фазопреобразо-
ватели; возможно использование одного из
тяговых двигателей, а также конденсаторов
[4].
ХАРАКТЕРИСТИКИ И РЕГУЛИРОВАНИЕ
СКОРОСТИ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО
СОСТАВА С АСИНХРОННЫМИ
ДВИГАТЕЛЯМИ
Асинхронные двигатели применяются на
электровозах трёхфазного тока и однофазного
тока с преобразованием числа фаз. Асинхрон-
ные двигатели имеют резко выраженную шун-
товую характеристику, падение скорости обу-
словлено скольжением ротора и составляет
всего 3-5%. От шунтовых двигателей постоян-
ного тока они отличаются точным совпадением
скоростных характеристик, благодаря чему при
жёстком допуске на диаметры колёс возможна
параллельная работа при индивидуальном при-
воде. Равенство диаметров колёс или группо-
вой привод обеспечивают параллельную работу
только в пределах одного электровоза. При
двойной тяге электровозов с колёсами разных
диаметров необходимо частичное введение со-
противлений в цепь ротора двигателя одного
из электровозов-

456
ТЯГОВЫЕ И ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
[РАЗД. IV
Экономические ступени скорости осуще-
ствляются переключением числа полюсов и ка-
скадным включением двух двигателей. Число
ступеней две-три, редко больше трёх. Наличие
нескольких ступеней позволяет в известной
степени приблизиться к свойствам сериесного
двигателя путём перехода на тяжёлых участках
пути на низшие ступени. Однако малое число
ступеней ограничивает эту возможность, в
связи с чем при равных средних скоростях
движения мощность асинхронных двигателей
должна быть на 20—30% больше, чем сериес-
ных двигателей.
Пуск и переходы с одной экономической
ступени скорости на другую осуществляются
посредством реостатов в цепи ротора. Для
этого применяются преимущественно жидкост-
ные реостаты с регулированием уровня по
средством сжатого воздуха или с поворотными
электродами и сервомоторным приводом.
Характеристики распространяются в об-
ласть генераторного режима, и на спусках
автоматически устанавливается рекуператив-
ное торможение. Реостатное торможение, не-
зависимое от сети, невозможно.
На однофазных электровозах применяются
вращающиеся преобразователи фаз синхрон-
ного типа, обеспечивающие высокий cos ср.
Расщепитель фаз американских электровозов
построен по схеме фиг. 27 и представляет
синхронный однофазный двигатель с моторной
обмоткой / и дополнительной генераторной
обмоткой //, сдвинутыми по фазе на 90°; гене-
раторная обмотка соединена с трансформа-
тором по схеме Скотта, которая на зажимах
А, В и С даёт трёхфазную систему напря-
жений; большие затруднения вызывает несим-
метрия напряжений. Преобразователь фаз
Кандо венгерских электровозов выполнен как
ш\
Фиг. 27. Схема и векторная диаграмма напряжений рас-
щепителя фаз: / и // — обмотки статора расщепителя;
///—трансформатор; IV — тяговой двигатель.
высоковольтный однофазный синхронный дви-
гатель, рассчитанный на непосредственное
питание от сети 15 000 в; в статоре заложена
генераторная многофазная обмотка для пи-
тания тягового двигателя. В системе двигате-
лей с промежуточным ротором осуществлено
преобразование пульсирующего поля в одно-
фазном тяговом двигателе в круговое поле
посредством промежуточного синхронного ро-
тора [4].
ОСНОВНЫЕ ТЯГОВЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Тяговые свойства электроподвижного со-
става определяются не только электромеха-
ническими характеристиками тяговых двига-
телей, но и основными параметрами — мощ-
ностью тяговых двигателей, максимальным
усилием тяги, максимальной скоростью.
Мощность тяговых двигателей
характеризуется длительной и часовой мощ-
ностью.
Длительная мощность— наибольшая мощ-
ность на валу или на ободе колёс, с которой
двигатель может работать при неподвижной
установке (на стенде) как угодно продолжи-
тельно, причём температура его частей не
должна превосходить допускаемой нормами.
Часовая мощность — наибольшая мощ-
ность, с которой двигатель может работать
из холодного состояния в течение 1 часа.
Длительная и часовая мощности относятся
к температуре окружающего воздуха 25° С.
Нормами устанавливается допустимое пре-
вышение температуры частей двигателя над
температурой окружающей среды.
Условно в качестве номинальной мощности
тяговых двигателей принимается часовая мощ-
ность, хотя основной при выборе двигателя
для заданного режима является длительная
мощность.
Часовая мощность характеризует перегру-
зочную способность. Отношение длительной
мощности к часовой зависит от системы
вентиляции и называется коэфициентом венти-
ляции k.
Применяются следующие системы вентиля-
ции: невентилируемые, закрытые двигатели
(k = 0,3 -г- 0,5) — рудничные и промышленные
электровозы лёгкого типа; двигатели с само-
вентиляцией (А= 0,6 -*- 0,8) — моторные вагоны,
трамвайные вагоны, троллейбусы; двигатели
с независимой вентиляцией от постороннего
мотор-вентилятора (k = 0,8 -г- 0,9) — маги-
стральные и тяжёлые промышленные элек-
тровозы, а также трамвайные вагоны и трол-
лейбусы.
Интенсификация вентиляции повышает дли-
тельную мощность двигателя, сближая с часо-
вой; последняя возрастает при этом незначи-
тельно, поскольку главным образом опреде-
ляется теплоёмкостью машины.
Соответственно часовой и длительной
мощности различают часовой и длительный
ток двигателя /^ и /„„.силу тяги Fh, F^,, ско-
рость vh и»ж.
Максимальная сила тяги ограни-
чивается условиями коммутации, механической
прочностью и сцеплением. Максимальный по
коммутации ток для сериесных двигателей
постоянного тока обычно 1К = 2/^, соответ-
ствующее усилие тяги Fk = 2,4 -s- 2,5 Fh.
Максимальное по сцеплению усилие тяги
Fшах = фр, где Р — нагрузка на ось и ф —
коэфициент сцепления.
В целях надёжной защиты двигателей це-
лесообразно соблюдать условие /шах<С24,
где /тах — ток, соответствующий усилию
тяги Fmax.
Механическая прочность обычно не огра-
ничивает максимального усилия, поскольку
расчёт на прочность двигателя и передачи
ведут на усилие тяги Fmax, принимая при
этом ф = 0,3 -f- 0,33. Среднее пусковое усилие
тяги меньше и зависит от допущенных коле-
баний тока.
Для двигателей с шунтовой характеристи-
кой, в частности асинхронных, максимальное

ГЛ. XVj
ОСНОВНЫЕ ТЯГОВЫЕ ПАРАМЕТРЫ
457
усилие тяги дополнительно ограничивается
пределом устойчивости. Усилие тяги по пре-
делу устойчивости должно превышать Fmax;
при этом необходимо иметь в виду, что ма-
ксимальный момент асинхронного двигателя
пропорционален квадрату напряжения.
Максимальная скорость ограни-
чивается максимальной конструктивной ско-
ростью электроподвижного состава, завися-
щей от конструкции ходовых частей, и макси-
мальной скоростью вращения тяговых двига-
телей, допустимой по прочности коллектора
и креплений обмотки якоря. Нормально кон-
структивная скорость выше максимальной по
двигателю. Последняя зависит от передаточ-
ного числа передачи и диаметра колёс. Макси-
мальная скорость по двигателю для постоян-
ного тока обычно равна 2t>/,, а для современ-
ных быстроходных двигателей малой мощности
(трамвай, троллейбус) она доходит до B,5-4-3) г/Л.
Универсальные электромеханические харак-
теристики используются для предварительных
расчётов, связанных с выбором основных па-
раметров электроподвижного состава, и осно-
ваны на подобии электромеханических харак-
теристик однотипных двигателей. Они дают
соотношение в процентах между током на-
грузки, усилием тяги и скоростью, причём за
100% принимаются значения этих величин для
часового режима.
В табл. 2 приводятся универсальные ха-
рактеристики, полученные на основе анализа
современных сериесных тяговых двигателей
постоянного тока [3].
Таблица 2
Универсальные характеристики тяговых двигателей
/
3°
4О
6о
8о
IOO
140
2ОО
Электровозные
тяговые двига-
тели с незави-
симой вен-
тиляцией
F
17,9
28,4
52,1
76,9
1ОО,О
154.3
237, о
V
159.°
'35,7
иб,7
юб,о
юо,о
89,9
8i,o
81,2
86,3
88,9
89.9
89,8
88,0
85,0
Мотор-вагон-
ные тяговые
двигатели с
самовентиля-
цией
F
__
24,о
48,5
74,3
10О,О
155,8
243.о
V
»5i.o
124.2
ю8,9
1ОО,О
89,1
78,3
8а,4
86,9
88,4
87,7
86,з
83,1
Трамвайные
тяговые дви-
гатели с само-
вентиляцией
F
15,6
26,3
5°.6
75,9
1ОО,О
I51,2
237.3
V
179.о
I51.0
124,4
1О8,2
1ОО,О
9°>°
79,8
3i,75
87,8
89,4
9°,5
88,5
86,4
83,3
Выбор основных тяговых параметров яв-
ляется кардинальным вопросом проектирования
электроподвижного состава. Обычно решение
этого вопроса разделяется на три этапа. На
первом этапе производится предварительный
выбор мощности двигателя и его характери-
стик, на втором — расчёт двигателя и пере-
дачи, конструктивная разработка, а также га-
баритная и конструктивная увязка с механи-
ческой частью электроподвижного состава, на
третьем — работоспособность двигателя окон-
чательно проверяется по заданным условиям
эксплоатации.
Предварительный выбор тяго-
вых параметров двигателя производится
различно для электровозов и электроподвиж-
ного состава с постоянным составом поезда
(мотор-вагоны, трамвай, троллейбус).
Для электровозов исходными данными
являются: 1) сцепной вес, который опре-
деляется весом поезда и руководящим подъё-
мом, 2) допустимая нагрузка на ось, 3) ско-
рость часового режима и 4) максимальная
скорость.
Часовая и максимальная скорости выби-
раются в зависимости от требующейся сред-
ней технической скорости движения. Сила
тяги F/j устанавливается по коэфициенту тяги
Fh
часового режима -^, который определяет
соответствие между максимальным весом со-
става по сцеплению Рсц и мощностью по на-
греванию тяговых двигателей.
Коэфициент тяги для электровозов с неза-
висимой вентиляцией тяговых двигателей це-
лесообразно принимать в пределах 0,18—0,20.
Более высокий коэфициент тяги может быть
необходим только в отдельных случаях для
дорог с руководящим подъёмом значительной
протяженности. Меньший коэфициент тяги
обычно имеют скоростные пассажирские элек-
тровозы (около 0,15) и электровозы узкой
колеи (до 0,12).
Промышленные электровозы имеют коэфи-
циент тяги 0,14—0,18. Рудничные троллейные
электровозы выполняются с коэфициентом тя-
ги до 0,25. Столь высокий коэфициент тяги
возможен при широкой колее (900 мм и более).
В СССР при колее 600 мм коэфициент
тяги составляет 0,20—0,22. Опыт эксплоатации
свидетельствует о достаточности этих величин.
Для путей с вкраплениями коротких тяжёлых
подъёмов, резко ограничивающих вес состава,
но мало влияющих на нагрев двигателей, целе-
сообразно иметь избыточный сцепной вес и
соответственно низкий коэфициент тяги. Акку-
муляторные электровозы иногда вынужденно
имеют особенно низкий коэфициент тяги @,14
и ниже) из-за большого веса аккумуляторов.
Скорость и усилие тяги часового режима
определяют часовую мощность электровоза и
одного двигателя в зависимости от выбранного
по сцепному весу и допустимой нагрузке
числа осей.
Для мотор-вагонов, трамвая, троллейбуса
выбор тяговых параметров производится срав-
нением эксплоатационных показателей (рас-
хода энергии, габаритных размеров и веса
двигателя).
Исходные данные: 1) полный вес поезда Q
в т, 2) сцепной вес Рщ в т, 3) скорость со-
общения, т. е. средняя скорость движения
поезда с учётом времени стоянок, vc в км/час,
4) продолжительность остановок tc в сек.,
5) средняя длина перегона (эквивалентный
перегон) 1Э в м и 6) эквивалентный подъём
ia в 0/00.
При автоматической системе управления в
период пуска обычно реализуется максималь-
ное по сцеплению усилие тяги. Необходимо учи-
тывать пусковые колебания тока и усилия
тяги, принимая пониженный коэфициент сце-
пления порядка 0,16—0,18. j
Пусковое усилие тяги одного двигателя
F = ——Ю- , где z0 — число сцепных осей в-
Ч
поезде.

458
ТЯГОВЫЕ И ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
[РАЗД. IV
При неавтоматическом управлении пуско-
вое усилие тяги находится по ускорению, ко-
торое принимается равным @,6—0,8 м/сек2),
если оно не ограничивается меньшей величи-
ной по сцеплению.
Задаваясь несколькими значениями скоро-
сти выхода на автоматическую характеристику
высшей ступени скорости, для каждого из
этих значений определяют средний пусковой
ток:
I со —
Fva
СР~ 0,367 f/Y) '
тде Tj — к. п. д. двигателя и передачи, соста-
вляющий 0,88—0,9.
Далее ориентировочно намечают ток часо-
вого режима двигателя, принимая /^= A»3-т-
— 1,5) Icp. Полученные значения /^, 1ср и va
позволяют произвести построение предвари-
тельных характеристик по универсальным ха-
рактеристикам (табл. 2).
Далее строят кривые движения v=fi(s) и
-v = /2 (t), кривую силы тока одного двигателя
/ =/8 (/) и кривую потребления тока одним
моторным вагоном Ieai==fi@ для подсчёта
расхода энергии. Для определения мощности
двигателя обычно используется простейший
.метод среднеквадратичного тока.
Тяговой расчёт производится для заданного
эквивалентного перегона длиной 1Э = , где
L— общая длина линии и п—число перегонов.
На перегоне принимается равномерный так на-
зываемый эквивалентный подъём i3. При этом
¦определение эквивалентного подъёма [3] ис-
ходит из условия его эквивалентности дей-
ствительному по расходу энергии. С точки
зрения нагревания двигателя для выбора мощ-
ности эквивалентный подъём должен иметь
другое значение. Однако практически то же
значение принимается и при определении
мощности, поскольку при движении с частыми
остановками основным фактором, определяю-
щим мощность, является период пуска (пуско-
вой ток, продолжительность пуска и частота
пусков).
Электроподвижной состав обычно проекти-
руется не для определённой линии, а для ши-
рокого применения на сети железных дорог.
При этом 1Э и i3 устанавливаются по некото-
рым средним условиям. В СССР для приго-
родного движения принимают 1Э — 2000 н-
-г- 3000 мн ia — 2 -г- 3%0, для метрополитена
1Э = 1000 -*-1500 м и ig = 2 -т- 3%о, для трамвая
и троллейбуса 1Э = 350 м и (для городов с
равнинным и слабо холмистым профилем линий)
ig = 3 -|- 4°/С0. Электроподвижной состав, спро-
ектированный по средним условиям, обычно
может быть удовлетворительно использован
на конкретных линиях, значительно отличаю-
щихся по своим данным от расчётных, путём
выбора соответствующего режима движения
{ускорение и продолжительность выбега) или
в особо тяжёлых случаях путём изменения
состава поезда (соотношения числа моторных
и прицепных вагонов) или изменения переда-
точного числа.
В тяговом расчёте основное удельное
сопротивление движению может быть при-
нято для пригородных моторных вагонов
в период движения под током по формуле
юо= 1,83+ 0,015© +
+ -^ @,0053 а + 0,000075лв/в) v* кг/т,
где SM — площадь поперечного сечения ваго-
на в м2; пв — число вагонов в поезде; 1д -
длина вагона в м. Коэфициент а в зависимости
от формы лобовой стенки вагона имеет сле-
дующие значения: плоская — 1,0, закруглён-
ная — 0,65, параболическая — 0,3, параболиче-
ский клин — 0,28.
Для моторных вагонов Сд справедлива фор-
мула
юо= 1,62+ 0,014©+[0,0064 (л, — 1)+
+ 0,045]-^- кг/т,
для движения выбегом, т. е. с выключенными
двигателями, — формула
w0 = 2,5 +
0,0081 (ne-l)+0,0065S,
+ [о,О0О15 +
Q
кг!т.
Для вагонов метрополитена
w0 = 2,7 + 0,09 ^- кг/т.
Для трамвайных вагонов по формулам
Московского энергетического института:
моторные вагоны
w0 = 5 + 0,005у3 кг/т,
прицепные вагоны
щ>0 = 3 + 0,00351/2 кг/т.
В предварительных расчётах для трамвая
можно приниматьWq = 6 -н 8 кг/т. Для трол-
лейбусов сопротивление движению зависит от
типа и состояния дороги. В предварительных
расчётах принимается о;0= 18н-20 кг/т.
Замедление при торможении для при-
городных мотор-вагонов принимается 0,7—
0,8 м/сек2, для вагонов метро, трамвая и трол-
лейбуса до 1,0 м/сек2.
При построении кривых движения необхо-
димо учитывать ограничение по максимальной
эксплоатационной скорости, определяемой дли-
ной тормозного пути и замедлением при экс-
тренном торможении. При достижении этой
скорости дальнейшее построение ведётся с
периодическим переходом на движение вы-
бегом.
Из тягового расчёта определяется время
хода по перегону tx сек. и подсчитывается
скорость сообщения
3,6/э
f с = т—ГТ" км/час.
lx ~г lc
Из кривой потребления тока feaz=f(t)
определяют средний ток [ср за время хода tx
и подсчитывают удельный расход энергии:
, , пм BUlcptx
Д/4 = —осаа/ гл ~ вт • час/ткм,
ок>\ю1аЦ
где пм в — число моторных вагонов в поезде.

ГЛ. XV]
ОСНОВНЫЕ ТЯГОВЫЕ ПАРАМЕТРЫ
459
Расчёт производится для нормального ре-
жима движения, каковым считается движение
с выбегом, т. е. периодом движения с выклю-
ченными двигателями перед началом тормо-
жения, дающим некоторый запас по отноше-
нию к максимальной скорости сообщения при
движении без выбега. Обычно принимают за-
пас в КР/о- Более полное суждение даёт рас-
чёт, в котором для каждой характеристики
строится кривая 1А = / (vc) при различной
продолжительности выбега.
Для выбора мощности двигателя строится
кривая /3^=/(t) и определяется средний ква-
дратичный ток 1српКв за время tx -f tc.
Длительный ток двигателя принимается
где k — коэфициент, учитывающий изменение
условной вентиляции двигателя при движении
с переменной скоростью, а также неравно-
мерность нагрузок двигателей, может быть
принят в пределах ,1,0—1,1 для двигателей с
независимой вентиляцией и 1,1 —1,2 для дви-
гателей с самовентиляцией.
Целесообразно также строить кривые
IcpK8 = f(vc), которые совместно с кривыми
AA=f(vc) дают возможность наиболее пра-
вильно выбирать оптимальный вариант харак-
теристик двигателя.
Следует особо производить подсчёт 1ср-кв
для обмотки возбуждения двигателя при при-
менении шунтировки или для выключаемых
витков при ослаблении поля отключением
части витков обмотки возбуждения.
Окончательная проверка тяго-
вых параметров после расчёта и кон-
структивной разработки двигателя произво-
дится лишь в случаях значительного отклоне-
ния от первоначальных данных. Более точные
расчёты проводятся в связи с применением
конкретных типов электроподвижного состава
для конкретных условий эксплоата'ции с целью
выяснения их пригодности и установления
эксплоатационных режимов: веса поезда для
электровозов, скоростей сообщения для мо-
тор-вагонов, трамвайных вагонов и троллей-
бусов.
При таких проверках для электровозов
производится тяговой расчёт по действитель-
ному (спрямлённому) профилю. Для проверки
мощности тягового двигателя обычно также
пользуются методом среднеквадратичного тока,
но при наличии на участке тяжёлых подъёмов
значительной протяжённости, на которых воз-
можен временный значительный перегрев дви-
гателей, следует рекомендовать метод эквива-
лентного тока проф. Д. К. Минова [2].
Для рудничных электровозов производится
расчёт на длине 1Э, равной длине откатки, для
отечественных шахт до 4000 м. Расчётным про-
филем является так называемый уклон равного
сопротивления C—5<у00 в сторону движения с
грузом). Тяжёлые уклоны обычно имеют малую
протяжённость и облегчают работу двигателей,
лимитируя вес состава по сцеплению. Скорость
движения резко ограничена длиной тормозного
пути D0 м) при торможении состава одним
электровозом. Удельное сопротивление движе-
нию для гружёных вагонеток на роликовых
подшипниках составляет 7 кг/т и для порож-
них 10 кг/т; для тяжёлых вагонеток (вес брут-
то 5 т и выше) w0 ниже на 25—30%.
Для мотор-вагонов, трамвая и т. п. обычно
достаточны расчёты на эквивалентном пере-
гоне. Более точные расчёты необходимы только
для тяжёлых профилей, для которых может
быть рекомендован метод эквивалентного тока.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. 3 и л ь б е р т а л ь А. X., Рекуперация энергии на элек-
трических железных дорогах и трамвае, Гострансиз-
дат, 1932.
2. М и н о в Д. К., ИТС. Подвижной состав электри-
ческих железных дорог, вып. 1-й, Трансжелдориздат,
1938
3. Р о з е н ф е л ь д В. Е., Рыбкин Ю. Е., Л о к с-
ш т о в с к и й И. А., Электрическая тяга поездов, Траис-
желдориздат, 1940.
4. Тихменев Б. Н., Трахтман Л. М., Р у б ч и н-
с к и й 3. М., Подвижной состав электрических желез-
ных дорог, Трансжелдориздат, 1939.

Глава XVI
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО
СОСТАВА
ТЯГОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Под тяговой передачей понимают совокуп-
ность устройств, посредством которых осу-
ществляется передача вращающего момента
от тяговых двигателей на движущие оси элек-
троподвижного состава.
При большом разнообразии типов и кон-
структивных форм тяговых передач для со-
временных конструкций характерно примене-
ние индивидуального привода и наличие ре-
дуктора, позволяющего повысить скорость
вращения якоря двигателя по отношению к
скорости вращения оси колёсной пары. При
индивидуальном приводе каждая движущая
ось приводится во вращение отдельным дви-
гателем, реже двумя или сдвоенным двигате-
лем. Сравнительная простота индивидуального
привода сообщает электроподвижному составу
существенные преимущества: в многоосных
конструкциях электровозов легко осуще-
ствляется любое целесообразное с точки зре-
ния ходовых свойств подразделение осей по
тележкам, в эксплоатации значительно рас-
ширяется допуск на диаметры бандажей ло-
комотива.
Групповые приводы шатунного или рам-
ного типов от одного или двух двигателей к
нескольким осям встречаются только на элек-
тровозах старой постройки и в настоящее
время совершенно не применяются.
Современные тяговые передачи могут быть
подразделены на три основных типа: 1) пере-
дачи с трамвайной подвеской, 2) с полым
валом и 3) с осевым редуктором.
Четвёртый тип передач — с жёстким кре-
плением двигателей на оси — имеет весьма
ограниченное применение для двигателей ма-
лых мощностей (электрокары и аккумулятор-
ные автомобили).
ПЕРЕДАЧИ С ТРАМВАЙНОЙ ПОДВЕСКОЙ
Основной особенностью передачи этого
типа является жёсткая связь корпуса двига-
теля с осью колёсной пары, обеспечивающая
постоянство их относительного положения и
позволяющая прямое соединение вала двига-
теля с осью посредством редуктора без до-
полнительных устройств, компенсирующих
относительное перемещение осей (фиг. 1).
Двигатель располагается около оси между
колёсами, причём вал двигателя размещается
параллельно оси. Вращающий момент пере-
даётся парой цилиндрических зубчатых колёс.
Малое зубчатое колесо (шестерня) насажи-
вается непосредственно на конический конец
вала двигателя, а большое зубчатое колесо — на
ось или удлинённую ступицу колёсного центра.
Постоянство централи зубчатой пары обеспе-
чивается моторно-осевыми подшипниками, по-
средством которых двигатель опирается на ось.
Вращению двигателя относительно оси под дей-
ствием собствен-
ного веса и реак-
ции передачи пре-
пятствует пружин-
ное устройство,
посредством кото-
рого остов двига-
теля связывается
со стороны, проти-
воположной мо-
торно-осевым под-
шипникам, с ра-
мой надрессорного
строения. Зубча-
тая передача за-
ключается в ко-
жух, защищающий
её от попадания
грязи и служащий
резервуаром для
смазки.
Конструктивная
простота такой передачи обеспечила её широ-
кое применение для всех видов электроподвиж-
ного состава, кроме троллейбусов.
При большой мощности двигателя C00 кет
и более) на магистральных электровозах при-
меняют двухстороннюю зубчатую передачу
(фиг. 2). Однако в связи с затруднениями в
обеспечении равномерного распределения на-
грузок между зубчатыми парами обеих сто-
рон и благодаря повышению прочности и
износоустойчивости зубчатых колёс наме-
чается тенденция к применению односторонней
передачи и для двигателей большой мощ-
ности. Соответствующим выбором передаточ-
ного числа зубчатой пары
p1
II
1
1
Фиг. 1. Схема передачи с трам-
вайной подвеской двигателя.

ГЛ. XVI]
ПЕРЕДАЧИ С ТРАМВАЙНОЙ ПОДВЕСКОЙ
461
(где Z и s — числа зубьев соответственно
большого зубчатого колеса и шестерни, Dz и
d2 — диаметры их начальных окружностей)
обеспечивается целесообразное для данной
конструкции двигателя число оборотов при
заданной скорости v км/час и диаметре веду-
щего колеса DK м:
п = —^г '4rv = 5-32 7Г v об/мин.
Tz-S,b DK DK
В известных пределах, ограничиваемых
максимальной по механической прочности ок-
ружной скоростью якоря и коллектора и усло-
При заданной централи
?>„ - 2Ь'
~^2a~(DK- 2b') '
Расчёт элементов передачи на прочность
производят обычно при вращающем моменте
двигателя, соответствующем максимальной
силе тяги по сцеплению FmWL — tyPcti, прини-
мая при этом коэфициент сцепления ф = 0,33.
Расчётный момент на валу двигателя
м р к
'"max l max 2/ "
¦№5 ~
Фиг. 2. Электровозный тяговой двигатель (ДПЭ-340) с двухсторонней зубчатой передачей.
виями коммутации, стремятся повысить л, по-
скольку это позволяет уменьшить размеры дви-
гателя и его вес. Необходимое для этого уве-
личение i в некоторых слу-
чаях лимитируется кон-
структивными возможностя-
ми: 1) увеличение Dz огра-
ничивается минимальной
высотой кожуха передачи
над головкой рельса b (фиг.
3), составляющей для маги-
стральных железных дорог
130 мм, для трамвая 110 мм
и для рудничных электро-
возов 35—50 мм:
2b1,
где
Ь' » Ь + A5 -г 25) мм;
Фиг. 3. К определе-
нию максимального
диаметра Dz зуб-
чатого колеса.
2) величина dz должна быть
достаточной для того, чтобы
шестерня, насаживаемая на конец вала, имела
толщину тела, равнопрочную зубу [11].
В некоторых случаях приходится также
встречаться с ограничением / по величине
централи:
которая определяет максимальный диаметраль-
ный размер двигателя и его якоря (см.
стр. 473).
Окружное усилие зубчатых колёс (фиг. 4)
DK 2Мтах
Реакция подвески
Pt=F —.
/ шах 2/
где / ~ расстояние от оси колеса до оси под-
вески.
Полное усилие в подвеске в зависимости
от направления момента
P'f=Pf±Gd>
где Gq—составляющая веса двигателя, вос-
принимаемая подвеской и равная приближён-
но 8/8 полного веса двигателя.
Фиг. 4. Схема сил в передаче
с трамвайной подвеской.
Реакция моторно-осевых подшипников
р -р (?*-.?*}
0 max\Dz 21)

462
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
Полное усилие
где Gd — воспринимаемая подшипниками со-
ставляющая веса двигателя.
Конец вала двигателя должен рассчиты-
ваться на крутящий момент М и изгибаю-
щий Мизг = Рг1в (фиг. 5). Зубья шестерни и
зубчатого колеса проверяются на усилие Рг,
Фиг. 5. К определению
изгибающего момента
на конце вала двига-
теля.
Фиг. 6. Дополнительные уси-
лия, воздействующие на ось
при двухсторонней передаче.
причём для двухсторонней передачи, очевидно,
должно учитываться распределение усилий и
моментов на две зубчатые пары. Натяг прес-
совой посадки ступицы зубчатого колеса на
ось или удлинённую ступицу колёсного центра
выбирается по моменту -=- Fm&xDK •
При расчёте оси колёсной пары должны
учитываться дополнительные усилия и крутя-
щие моменты, вызываемые передачей. При
двухсторонней передаче, кроме сил, показан-
ных на фиг. 6, участок оси между зубчатым
колесом и колёсным центром нагружается
крутящим моментом -г- Fm&^DK. При односто-
ронней передаче необходимо принять во внима-
ние неравномерную нагрузку моторно-осевых
подшипников (фиг. 7), вызываемую моментом
окружного усилия шестерни на плече с:
-р -
- *г=т
При выборе допускаемых напряжений сле-
дует иметь в виду дополнительные динамиче-
ские нагрузки. Удар-
ные смещения оси ко-
лёсной пары на неров-
ностях пути сопрово-
ждаются некоторым
поступательным и
главным образом
угловым перемеще-
нием массы двигате-
ля (фиг. 8), что вы-
зывает динамические
усилия в моторно-осе-
вых подшипниках.
Кроме того, при этом
происходит дополни-
Фиг. 7. Дополнительные
усилия, воздействующие на
ось при односторонней пе-
редаче.
тельное угловое пе-
ремещение якоря дви-
гателя, вызывающее
ударную нагрузку зубьев, вала двигателя и
его подшипников [8].
Рессорная подвеска двигателя к раме лишь
частично уменьшает динамические давления
на ось. Динамические усилия в зацеплении
могут быть существенно уменьшены приме-
нением зубчатого колеса с пружинной связью
зубчатого венца с центром. На фиг. 9 приве-
дена конструкция пружинящего зубчатого ко-
леса с пластинчатыми пружинами; применяются
Фиг. 8. Перемещение оси, корпуса двигателя
и якоря при толчке на неровности пути.
также конструкции с цилиндрическими пру-
жинами.
Зубчатые колёса и шестерни выполняются
преимущественно с прямым, более простым
Фиг. 9. Пружинящее зубчатое
колесо с пластинчатыми пру-
жинами электровозов ВЛ: а —
колесо; б— пружинный пакет
колеса.
X
в изготовлении зубом.
Предпочтительнее пе-
редачи со спиральным
зубом, который даёт
большой коэфициент пе-
рекрытия, уменьшая шум
и износ. При односторон-
ней передаче спиральный
зуб создаёт осевые уси-
лия, нагружающие якор-
ные подшипники двига-
теля и вызывающие дополнительное трение
на торцах вкладышей моторно-осевых под-
шипников. Двухсторонняя передача свободна
от этого недостатка, поскольку разные на-
правления спирали дают взаимное уравнове-

ГЛ. XVI]
ПЕРЕДАЧИ С ТРАМВАЙНОЙ ПОДВЕСКОЙ
шивание осевых усилий. Двухсторонние пере-
дачи с прямым зубом требуют обязательного
применения пружинящих зубчатых колёс для
компенсации неточности угловой установки
шестерён; при спиральном зубе эта неточ-
ность компенсируется осевым смещением
двигателя.
Зубчатые колёса выполняются неразъём-
ными и с диаметральным разъёмом (фиг. 10),
в последнем случае обычно с прямым
зубом.
Преимущество разъёмных колёс состоит в
возможности их смены без спрессовки колёс-
Расчётное напряжение в корне зуба на
изгиб
Рг 1,3 \-\-Кк
Фиг. 10. Разъёмное зубчатое колесо.
ного центра, недостатки — пониженная проч-
ность и значительный износ из-за неточности
шага в месте разъёма. Применяются разъём-
ные колёса только для двигателей малой мощ-
ности (рудничные и лёгкие промышленные
электровозы, трамвайные вагоны). Неразъём-
ные зубчатые колёса выполняются цельными
или с отдельным зубчатым венцом; крепление
венца осущест-
вляется либо жёст-
ким (горячая по-
садка или крепле-
ние болтами), либо
пружинящего
типа.
На фиг. 11 даны
значения модуля
передачи в функ-
ции момента часо-
вого режима на
валу двигателя.
Шестерни вы-
полняются цельны-
кгм ми. Обычное чис-
лозубьев для трам-
вайных двигателей
z >. 13 при т =8,
для рудничных
z!> 13 при т = 6,
15 и-17 при т =
электровозов
10
К=1 для одностор. передачи
/С= 2 для двцхсглор. передачи
-А
/
/
/
/
/
40 60 80 ЮО 200 Мча
к
Фиг. 11. Значения модуля пе-
редачи в функции момента
часового режима двигателя.
для моторных вагонов z_
= 9 -г- 10, для магистральных
z > 18-4-19 при т= 10--Н12.
Зацепление применяется эвольвентное с
углом 20°, корригированное по системе V —0
(коэфициенты коррекции + 0,5 на шестерне
и — 0,5 на зубчатом колесе) или V (система
Ж) [12].
не должно превосходить 1800 кг\смг для стали»
50 (термообработанной) и 2500 кг/см? для ле-
гированной стали (также с термообработкой)..
Здесь Р2 — давление на зуб
при максимальной силе тяги
в кг) Ъ — длина зуба в см;
т — модуль передачи в мм;
г — коэфициент перекрытия
зубьев (обычно е = 1.35-*-
-г 1,55); Кк — коэфициент
концентрации напряжений в
ножке зуба (при радиусе
скругления ножки зуба г=
— 0,4 т величина /(^ = 1,75);
Kv — скоростной коэфи-
циент; К3 — коэфициент
формы зуба, зависящий от
системы коррекции; значе-
ния К3 приведены в табл. 1.
Шестерни из кованой
стали 50 или из легирован-
ной закаливаются в обрабо-
танном виде в воду с после-
дующим низким отпуском,
чем достигается твёрдость
поверхности зубьев около
420 по Бринелю. Венец зуб
чатого колеса делается из
стали 50, закалённой с вы-
соким отпуском, причём по-
следующая поверхностная
закалка зубьев с низким
отпуском доводит твёрдость их до Нв= 360;
центр или ступица — стальная отливка. В не-
разъёмных зубчатых колёсах венец насажи-
вается на центр с допусками горячей посадки,.
Фиг. 12. Подвеска
тягового двигателя
рудничных электро-
возов.
Фиг. 13. Подвеска тягового двигателя электровозов ВЛ.
в разъёмных обе половины ступицы привари-
ваются к половинам венца.
Кожух зубчатой передачи обычно сварной
конструкции, редко из стального литья или.
лёгких сплавов. Крепится кожух к приливу
подшипникового щита двигателя и к рогу
шапки моторно-осевого подшипника либо п
более современной системе — к специальным»
приливам на остове двигателя.

464
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
1РАЗД. IV
Фиг. 14. Передача с полым валом: / — рессоры; 2— ограничительная втулка; 3— валики.

ГЛ. XVI'
ПЕРЕДАЧИ С ПОЛЫМ ВАЛОМ
465
Таблица 1
Значения коэфициента формы зуба
Систе-
ма за-
цепле-
ния
V-0
V
\
Зубчатое колесо
Число
зубьев
г
бо
7°
8о
бо
7°
8о
до
Коэфи-
циент фор-
мы зуба
*•
3'.5
29,3
28,0
25,5
25 ,О
а+,7
24,2
Шестерня
Число
зубьев
'
13
^7
21
13
17
21
25
Коэфици-
ент формы
зуба
«3
зб,5
25,3
24,5
2б,5
25,3
24,5
24,0
Пружинная подвеска двигателей выпол-
няется в различных конструктивных формах.
Для двигателей малой мощности рудничных
электровозов применяется подвеска по типу
фиг. 12. Наиболее употребительны подвески,
в том числе для двигателей большой мощно-
сти, по типу фиг. 13.
Пружины подвески рассчитываются на уси-
лие Pf (см. фиг. 4), с тем чтобы при этом
усилии ещё не было полного сжатия пружин.
Значительный неподрессоренный вес, по-
вышающий воздействие на путь, динамические
давления на зубья передачи, вал и подшип-
ники двигателя, а также вибрация щёткодер-
жателей, ухудшающая коммутацию двигателя,
ограничивают применение трамвайной под-
вески. Принято считать, что на электровозах
скоростных же пассажирских электровозах, а
иногда и на специальных скоростных моторных
вагонах применяют передачу с полым валом.
ПЕРЕДАЧИ С ПОЛЫМ ВАЛОМ
Характерные особенности передач этого
типа: 1) жёсткое крепление двигателя на раме
надрессорного строения, т. е. полное подрес-
соривание двигателя; 2) жёсткая связь двига-
теля с большим зубчатым колесом, обеспечи-
вающая неизменность относительного положе-
ния осей вала двигателя и зубчатого колеса;
3) совмещение оси зубчатого колеса с осью
колёсной пары только при определённом ста-
тическом прогибе рессор и параллельное, а
также некоторое угловое смещение осей при
колебаниях надрессорного строения, что тре-
бует применения специальных дополнительных
устройств для передачи вращающего момента
от зубчатого колеса движущей оси.
Известно много конструктивных вариантов
этих передач. В большинстве их применён
промежуточный полый вал (фиг. 14), враща-
ющийся в моторно-осевых подшипниках. Вал
охватывает ось колёсной пары, причём зазор
обеспечивает свободное колебание надрес-
сорного строения.
Вращающий момент передаётся односто-
ронней или двухсторонней зубчатой переда-
чей полому валу, а далее — на колёсные цен-
тры посредством кулачковых, пружинных или
шарнирных устройств, допускающих смеще-
ние полого вала относительно оси колёсной
пары.
В передаче по фиг. 15 это достигается
устройством с пружинящими кулачками. Недо-
Фиг. 15. Передача с полым валом электровоза ПБ.
трамвайная подвеска применима при макси-
мальной скорости не выше 90—100 км}час, и.
лишь отдельные конструкции электровозов с
трамвайной подвеской работают на более вы-
сокой максимальной скорости. На моторных
вагонах, двигатели которых отличаются мень-
шей мощностью и весом, трамвайная подвеска
применяется при более высокой скорости, на
30 Том 13
статок этой конструкции— повышенное тре-
ние кулачков по упорам на спицах колёсного
центра и в направляющих цилиндрах, а от-
сюда быстрый износ. В передаче Вестингауза
(фиг. 16) те же функции выполняют цилин-
дрические пружины. Здесь нет трения дета-
лей, но пружины работают с боковым сдви-
гом витков, что приводит к частым поломкам.

466
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
У электровозов итальянских железных дорог
(см. фиг. 14) в подобных передачах приме-
нены листовые рессоры.
Фиг. 16. Передача с полым валом Вестингауза.
В некоторых конструкциях полый вал от-
сутствует, но общая система передачи остаётся
ней стороны, вращающий момент передаётся
здесь шарнирно-рычажным устройством. В от-
личие от предыдущих конструкций это устрой-
ство передаёт мо-
мент жёстко, и
для смягчения
здесь применена
пружинящая ше-
стерня.
В передачах с
полым валом при-
меняется привод к /
оси от одного дви-
гателя, располо-
женного или над
осью, что часто
встречается у
электровозов одно-
фазного тока, или
сбоку оси, анало-
гично трамвайной
подвеске (на мо-
торных вагонах).
У электровозов постоянного тока, как пра-
вило, применяют привод к оси от двух дви-
гателей, точнее от одного сдвоенного двига-
теля (см. фиг. 14 и 15).
Встречаются передачи с установкой дви-
гателей на раме электровоза в кузове с при-
менением паразитных шестерён (фиг. 18). По-
3100
Фиг, 17. Передача Бухли.
Фиг. 18. Передача с паразитной шестерней.
той же. Например, в передаче Бухли, выпол-
ненной для электровоза с внутренней рамой
(фиг. 17), зубчатое колесо расположено с внеш-
добная передача применена на электровозах
швейцарских ^ железных дорог сравнительна
новой постройки.

ГЛ. XVII
ПЕРЕДАЧИ С ОСЕВЫМ РЕДУКТОРОМ
467
На некоторых электровозах французских и
австрийских железных дорог установлены дви-
гатели с вертикальным валом и конической
передачей к полому валу. При этом двигатели
занимают много места в кузове электровоза,
затрудняя размещение аппаратуры, вследствие
чего эта система не получила распростране-
ния.
ПЕРЕДАЧИ С ОСЕВЫМ РЕДУКТОРОМ
Недостатки трамвайной подвески в отноше-
нии повышенного воздействия на путь имеют
существенное значение также для трамвая и ме-
трополитена с их относительно высокой скоро-
стью и густотой движения. Кроме того, износ
моторно-осевых подшипников и нарушение
централи вызывают ускоренный износ шесте-
рён и резкое усиление шума, особенно нежела-
тельного на улицах городов и в тоннеле. На-
конец, трамвайная подвеска лимитирует повы-
шение числа оборотов, позволяющее суще-
ственно уменьшить вес и габаритные размеры
двигателей. Желательное увеличение переда-
точного числа не достигается и при передачах
с полым валом. Для новейших конструкций
вагонов трамвая и метрополитена характерно
применение другого типа передач, которые
могут быть названы передачами с осевым ре-
дуктором.
Характерные особенности этих передач:
1) жесткое крепление двигателя на раме те-
лежки у тележечных вагонов и на раме ку-
зова у бестележечных; 2) жёсткая связь ре-
дуктора с осью колёсной пары; 3) соединение
вала двигателя с шестерней редуктора кар-
данным валом или муфтой, допускающими
параллельное и некоторое угловое смещения
вала двигателя относительно шестерни при
деформации рессор.
Передачи такого типа выполняются либо с
продольным расположением двигателя, пер-
пендикулярным оси колёсной пары, либо с
поперечным, т. е. параллельным оси.
Схема передачи с продольным располо-
жением двигателя приведена на фиг. 19. Дви-
гатель жёстко подвешивается к раме тележки
Фиг. 19. Схема передачи с продольным расположением
двигателя.
или кузова вагона и соединяется с редукто-
ром карданным валом. Такая система применена
на новых отечественных двухосных трамвай-
ных вагонах с двухступенчатым редуктором,
состоящим из одной конической и одной
цилиндрической пары зубчатых колёс, и на
трамвайных вагонах типа РСС с одноступен-
чатой гипоидной передачей, которая обес-
печивает бесшумность работы и большое пе-
редаточное число G,17) при диаметре колеса
635 мм. Продольное расположение двигателя
с задним мостом автомобильного типа при-
меняется также на троллейбусах.
Схема передачи с
расположением дви-
гателя вдоль оси ко-
лёсной пары дана на
фиг. 20. Общая ком-
поновка сходна с
трамвайной подве-
ской, но двигатель не
имеет моторно-осе-
вых подшипников и
крепится к раме те-
лежки. Литой корпус
редуктора опирается
на ось посредством
подшипников каче-
ния. Шестерня отде-
лена от вала двига-
теля и имеет само-
стоятельные шарико-
вые или роликовые
подшипники в корпу-
се редуктора. Послед-
Фиг. 20. Схема передачи
с расположением двига-
теля вдоль оси.
ний со стороны ше-
стерни подвешен к
раме тележки. Конец
вала шестерни и дви-
гателя соединяется коротким карданным ва-
лом. При посадке рессор совместно с ра-
мой тележки опускается двигатель, но одно-
Фиг. 21. Передача с карданным валом, проходящим через
полый вал двигателя: 1 — полый вал; 2 — приводной ры-
чаг, жёстко связанный с полым валом 1; 3 — стальной
диск; 4—приводной рычаг, приваренный к промежуточному
валу; 5—промежуточный вал; 6 — приводной рычаг, закли-
ненный на валу 5; 7 — стальной диск; 8 — приводной ры-
чаг на валу 9 шестерни; 9 — вал шестерни; 10 — шестерня;
11 — зубчатое колесо; 12 — кожух зубчатой передачи.

468
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
временно под действием подвески опускает-
ся и шестерня. Таким образом карданный
вал компенсирует только небольшую несо-
осность, возникающую вследствие разно-
сти плеч от оси до шестерни и до подвески,
движения шестерни по дуге круга и глав-
ным образом вследствие перемещений оси
с редуктором на величину зазоров в бу-
ксовых челюстях и углового смещения при
неравномерной просадке рессор. По сравне-
нию с трамвайной подвеской, кроме полного
подрессоривания двигателя, здесь возможно
значительное увеличение передаточного числа,
так как шестерня не имеет отверстия для на-
садки на конец вала двигателя, и число зубьев
её может быть уменьшено. Введение эластич-
ного элемента в подвеску редуктора смяг-
чает динамическое воздействие на зубья пе-
редачи и карданный вал, так как ударное
перемещение оси смещает корпус редуктора
параллельно самому себе, сжимая подвеску,
но не вызывая поворота якоря. В отличие от
системы с продольным расположением двига-
телей, в которой карданный вал компенсирует
полную деформацию буксовых рессор и по-
тому должен иметь достаточно большую длину,
здесь карданный вал может быть очень ко-
ротким. Для трамвайных вагонов при мощно-
сти двигателей 35—50 квт осевой размер дви-
гателя невелик, и карданный вал может иметь
длину до 300-350 мм. Но смещения осей ше-
стерни и двигателя настолько малы, что воз-
можно сокращение длины вала до 140 — 160^^,
что позволяет вписать двигатель мощностью
65—75 квт, достаточной для вагонов метро-
политена.
Применение передачи этого типа для элек-
тровозов затруднено тем, что размещение
подшипников шестерни и кардана существенно
сокращает осевой размер двигателя. Однако
на новых электровозах швейцарских желез-
ных дорог применена передача (фиг. 21), в
которой карданный вал проходит через полый
вал двигателя и шарниры кардана заменены
упругими дисками. Подшипники утоплены
в тело шестерни, что возможно при сравни-
тельно большом диаметре и, следовательно,
малом передаточном числе, ограничивающем
применение такой системы электровозами
пассажирского типа.
ТЯГОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ВВЕДЕНИЕ
Номинальные данные. Номинальной мощ-
ностью тяговых двигателей считается часовая
мощность. Иногда в качестве номинальной
даётся также длительная мощность. Для со-
временных хорошо вентилируемых двигателей
эти мощности близки между собой и отно-
сятся обычно к скорости, составляющей 40—
5О°/о от максимальной при постоянном токе
и 70% — при переменном. Величина мощности
двигателя определяется допустимым перегре-
вом обмоток (см. ГОСТ 2582-44), составляю-
щим при изоляции класса В (миканит, асбест,
стекло) 120° С для часовой мощности и 105° С
для длительной (для машин с независимой
вентиляцией также 120° С). Для изоляции
класса А (хлопчатобумажные материалы)
даётся соответственно 100 и 85° С. В закры-
тых невентилируемых двигателях эти пределы
температур повышают на 10° С, учитывая
более равномерное распределение темпера-
туры вдоль обмотки. Величина перегрева
обмоток определяется по методу сопротивле-
ния, а для коллектора (допускается 95° С) — по
термометру.
Обычные номинальные часовые мощности
и числа оборотов тяговых двигателей постоян-
ного тока с трамвайной подвеской: трамвай-
ных 40—60 квт при 700—900 об/мин; электро-
возных 350—500 квт при 70Э—900 об/мин;
мотор-вагонных 150—2U0 квт при 900}—
1100 об/мин; рудничных 10—20 квт при 300—
500 об, мин.
Диапазон нагрузок. Сила тяги на ободе
колеса
р__ 367Р
г — —— кг,
где Р — мощность двигателя в квт на ободе
колеса, т. е. с учётом к» п. д. ч\3 зубчатой пе-
редачи, определяемого по ГОСТ 2582-44 (для
часового режима потери в зубчатой передаче
принимаются равными 2,5% от подводимой
мощности). Максимальное число оборотов в ми-
нуту двигателя лтах обусловлено конструктив-
ной скоростью экипажа и при постоянном токе
птах>B ~ 2,5) л, где п — число оборотов в
минуту при часовой скорости. Максимально
допустимый ток двигателя (по коммутации)
должен быть не менее двойного часового.
В этих пределах двигатель должен работать
удовлетворительно.
КОНСТРУКЦИЯ ТЯГОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ПОСТОЯННОГО ТОКА [1]
На фиг. 22 представлен аксонометрический
разрез двигателя трамвайного типа, а на
фиг. 23 и 24 — продольный и поперечный раз-
резы двигателя железнодорожного типа.
К остову двигателя 1 крепятся главные 2
и дополнительные 4 полюсы с катушками 3
и 5. По ряду причин и для удобства обслужи-
вания большинство двигателей исполняется
четырёхполюсными. Только низковольтные те-
пловозные двигатели делают иногда шестипо-
люсными. Остов двигателя имеет люки 20 для
осмотра коллектора и приливы 33 для под-
вески к раме экипажа. Шапки моторно-осевых
подшипников 28 крепятся болтами 31 к остову,
внутри них располагаются вкладыши 26. Для
входа и выхода вентилирующего воздуха в
остове имеются отверстия. Кожух зубчатой
передачи крепится к двигателю при помощи
кронштейна или бобышек 32. Вал двигателя 8
несёт на себе железо якоря 7 с вентиляцион-
ными каналами, нажимные шайбы 10 и кол-
лектор 11 с присоединённой к нему обмот-
кой 13. Щёткодержатели 22 крепятся к остову.

ГЛ. XVI]
КОНСТРУКЦИЯ ТЯГОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ПОСТОЯННОГО ТОКА
469:
22 20 25 Ь 5 13 Z 1 24 6 3
18 « Г7 23
Фиг. 22. Общий вид тягового двигателя: / — остов дви-
гателя; 2 — главный полюс; 3 — катушки главного полюса;
I — вспомогательный полюс; о — катушка вспомогатель-
ного полюса; 6 — якорь; 7 — железо якоря; 8 — вал якоря;
9 — шпонка железа якоря; 10 — нажимная шайба якоря;
II — коллектор; 12 — коробка коллектора; 13 — обмотка
якоря; 14—бандаж обмотки; /5—шайба коллектора;
16—вентилятор; 17 — подшипники (роликовые); 18 — под-
шипниковый щит; 19 — крышка подшипникового щита;
20— коллекторный люк; 21 — щётки; 22—щёткодержатель;
23 — шестерня; 24 — сетка отверстия для выхода воздуха;
25 — подъёмные ушки; 26 — вкладыши; 27 — крышка оси
полуската; 55 — шапка осевых подшипников; 29— крон-
штейн для кожуха; 30— смазочная трубка.
го п и /з
2 ,7
Фиг. 23. Продольный разрез тягового двигателя (обозна-
чения те же, что и на фиг. 22).
18 20 /5
Подшипники 17 обычно делаются роликовыми
и крепятся в подшипниковых щитах 18. В са-
мовентилируемых двигателях на якорь наса-
жен вентилятор.
Сердечник якоря. Вал якоря изгото-
вляется для крупных двигателей из легирован-
ной кованой стали о^^7О кг/мм2, сг^^бО кг[мм 2,
В>19%; для трамвайных и рудничных двига-
телей — из катаной стали 45 oj ;> 70 кг/мм'\
а5>45 кг/мм2, 8>-18%. Вал не должен иметь
резких переходов: их необходимо делать
с возможно большими радиусами закруглений.
На вал действуют силы [2]: Р — давление на
зуб шестерни, G — вес якоря и Т — односто-
роннее магнитное притяжение (фиг. 25); при
этом
кг,
где Ртах — максимальная сила тяги, опреде-
ляемая либо коэфициентом сцепления, либо
током защиты; k — коэфициент, равный 1 для
односторонней передачи и 2 — для двухсто-
ронней.
Прогиб вала под действием этих сил
Здесь удельная магнитная сила
Г~ 1,2 г
где Da и La — диаметр и длина железа якоря в
см', Ь — зазор в см. Сила начального магнитного
притяжения (от неточ-
ностей сборки) То ~
002 кг. Единичные
прогибы (см. фиг. 25)
48EJ
Ре
57— см /кг и
см/к г, где
Фиг. 25. Схема нагрузки
на вал.
та 16EI
? = 2,2 • 106 кг/см* и
/ — момент инерции сечения вала под сере-
диной железа в см*.
Допускаемая величина прогиба вала / в
сумме с начальным эксцентриситетом ограни-
чивается неравенством
< 0,25.
Критическое число обо-
ротов
300 . . _
^1.5 л„
где
*шах,
f, _
Напряжение в материале
вала надо проверить для
нескольких сечений участ-
ков / и If:
f2
изг
W
X
20
Фиг. 24. Поперечный разрез тягового двигателя.

470
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
Здесь Мкр — крутящий, Мазг — изгибающий
моменты в данном сечении; W— момент со-
противления; Кк — коэфициент концентрации
напряжений в местах переходов; аг — предел
усталости материала; Kv — скоростной коэфи-
циент, равный Kv = 1 Нг 0,1р3, где v3 — окруж-
ная скорость на делительной окружности ше-
стерни в м/сек.
Железо якоря штампуется из динамной
стали Э1А или Э2Б 0,5 мм и спрессовывается
давлением около 40 кг/см2 посредством на-
жимных шайб, выполняемых из стального
литья и сажаемых на вал прессовой по-
садкой.
В больших машинах железо и шайбы со-
бираются на втулке якоря, что упрощает
смену вала при его поломке.
Коллектор. Коллектор собирается из кли-
новидных медных пластин с миканитовыми
прокладками между ними. Пластины зажи-
маются между коробкой 12 и шайбой 15 кол-
лектора (см. фиг. 23), стянутыми болтами или
кольцевой гайкой. Миканитовые конусы
(фиг. 26) изолируют медь коллектора от шайбы
и коробки.
Материал пластин — твёрдотянутая медь
оь^35 кг/мм2 as^26 кг/мм2 и твёрдостью
Ив = 75 -~ 85. Коробка и шайба коллектора
изготовляются из стального литья. Миканит
между пластинами толщиной 0,8—1 мм должен
иметь усадку не свыше 5%. Миканитовые ко-
нусы толщиной 1,5—3 мм делаются из фор-
мовочного миканита. Болты, стягивающие кол-
лектор, должны выполняться из стали 45
а$^г70 кг\мм\
Обычно применяется арочная конструкция
коллектора, при которой давление при стяги-
вании шайб передаётся через конусы на
ласточкин хвост пластин. Силами арочного
Напряжение в сечении //— //
1 = 3-
¦< 12004-1300 кг\см\
Фиг. 26. Коллектор,
распора пластины коллектора заклиниваются,
образуя прочный свод.
Расчёт коллектора на прочность произво-
дится для l,25rtmax,
Напряжение от центробежных сил [14]
в сечении /—/ (фиг. 26)
< 80Оч-900 кг\см\
где С — центробежная сила одной пластины
Удельное давление на миканитовый конус
от центробежных сил
р = 0,5 -f— < 2004- 240 кг/см*.
/ 11
H2t2
где С2 — центробежная сила выступа при из-
ношенном коллекторе (е = 10 -г- 15 мм), вы-
числяемая для итах
Условие прочности коллектора требует,
чтобы при запрессовке коллектора в процессе
его изготовления удельное давление на конус
Ро было больше, чем от центробежных сил,
с запасом 50%, т. е.
pQ = 300 -r 360 кг/сл*2.
Сила запрессовки коллектора Р =
= 2,2?)jt;1po кг воспринимается стягивающими
болтами или гайкой.
Коллектор сажается на вал или втулку
якоря легкопрессовой посадкой.
Обмотка якоря. Секции якорей крупных
машин делаются одновитковыми (стержне-
выми) и изолируются по классу В. В нор-
мальных трамвайных и рудничных машинах
применяются проволочные
(многовитковые) секции с
двойной головкой, изолиро-
ванные по классу А или
при проводах со стеклян-
ной изоляцией — по клас-
су В.
В стержневых секциях
каждый проводник изоли-
руется микалентой 0,1 мм —
один слой в полуперекрыш-
ку. При многовитковых сек-
циях ставится изолирован-
ный проводник (ПБД или
ПСД).
Несколько элементарных секций одного
паза (якорная катушка) изолируются вместе
(фиг. 27) микалентой 0,1 мм или составным
миканитом 0,2 мм для класса В и ла-
котканью 0,2 мм для класса А. Толщина этой
изоляции выбирается в зависимости от напряг
жения: до 250 в — 0,4 мм, 550 в — 0,6 мм,
750 в — 0,8 мм, 1500 в —1,0 мм и 3000 в —1,6 мм.
Поверх этой основной изоляции накладывается
покровная лента — асбестовая 0,5 мм или таф-
тяная 0,24 мм — встык. Пазовая изоляция —
пресшпан 0,3 мм — ставится только при таф-
тяной ленте.
Крепление обмотки в пазах делается либо
клиньями (бук или текстолит), либо бан-
дажами. Лобовые части всегда крепятся бан-
дажом. Бандажная проволока имеет а& =
= 170 ч- 180 кг/мм; натяг при бандажировке
даётся около 60—70 кг/мм2, а от центробеж-
ных сил при 1,2лшах в бандажах допускается
дополнительное напряжение до 40 кг\ммК
Готовый якорь балансируется статически,
а в случае машин с числом оборотов выше
1000 в минуту — динамически.
Вентиляторы. Машины с самовентиляцией
имеют на якоре центробежный вентилятор. Он
представляет собой стальной диск с прива-
ренными к нему лопатками. Вентилятор са-
жается на заднюю шайбу якоря (или на шайбу
коллектора) прессовой посадкой и крепится
болтами. Встречаются также конструкции ли-
Фиг. 27. Изоляция
секции: / — изоля-
ция провода; 2 —
изоляция секции;
3 — прокладки.

ГЛ. XVI]
КОНСТРУКЦИЯ ТЯГОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ПОСТОЯННОГО ТОКА
471
тых стальных вентиляторов, посаженных не-
посредственно на вал. В подрессоренных ма-
шинах (троллейбусные двигатели) можно при-
менять более лёгкие литые силуминовые вен-
тиляторы.
Катушки возбуждения и добавочных
полюсов. Катушки рудничных машин де-
лаются многослойными из проволочной меди,
во всех других машинах — из шинной голой
меди.
Катушки главных полюсов, как правило,
делаются двухслойными (фиг. 25), что даёт
возможность иметь оба вывода на внешних
сторонах. На добавочных полюсах делаются
либо такие же двухслойные, либо намотанные
на ребро катушки. Изоляция между витками —
асбестовая бумага 0,3 мм. Выводы из катушек
делаются кабелями марки ПС или ПМУ, при-
чём кабель впаивается в патрон или скобу,
приклёпанную к последнему и первому виткам.
Такая система обеспечивает прочность выво-
дов и надёжную их изоляцию.
Намотанная катушка сушится и компаун-
дируется под давлением для повышения изо-
ляционных свойств и улучшения теплоотдачи,
а затем изолируется сначала стягивающей
(асбестовой или киперной) лентой 0,5 мм —
один слой встык, затем основной изоляцией.
Для класса В изоляция состоит из микаленты
0,13 мм в полуперекрышку: для 3000 б —семь
слоев, 1500 в — пять слоев, 750 и 550 в —три
слоя и 250 в — два слоя. Для класса А вместо
микаленты ставится лента из лакоткани 0,2 мм
той же суммарной толщины. Поверх этой
изоляции накладывается покровная лента (ки-
перная или асбестовая) — один слой в полу-
перекрышку. Изолированная катушка вторично
сушится и компаундируется.
Якорные подшипники. В современных
конструкциях применяются роликовые и лишь
в редких случаях шариковые якорные под-
шипники. Узел подшипников при односто-
ронней передаче изображён на фиг. 28. Под-
Фиг. 28. Подшипники при односторонней передаче.
шипник со стороны шестерни делается сво-
бодным, противоположный — упорным. При
двухсторонней передаче целесообразна кон-
струкция по фиг. 29, в которой оба подшип-
ника выполняются с одним бортиком внутрь
машины, что обеспечивает лёгкий демон-
таж.
Узел шарикового подшипника показан на
фиг. 30. Так как в этом случае при разборке
машины весь подшипник должен остаться на
валу, приходится иметь две лабиринтные
крышки — внутреннюю и внешнюю
Смазка подшипников консистентная (смаз-
ка 1-13). Уплотнения выполняются обычно
гидравлического типа с пятью — семью ка
навками при зазоре 0,25 мм. Со стороны ше-
стерни всё же лучше применять дополни-
тельно лабиринтное уплотнение (см. фиг. 23
и 28).
Для расчёта подшипников определяют ра-
диальные реакции в них от сил, действующих
на вал. по схеме, подоб-
ной фиг. 27, направляя
Фиг. 29. Подшипники
при двухсторонней пе-
редаче.
Фиг. 30. Шариковый под-
шипник.
их так, чтобы получить наибольшие реакции:
Ra = {G + T)-t + P-j-Kv кг;
где силы Р и Т берут для длительной мощ-
ности двигателя.
При передаче со спиральным зубом надо
учесть также осевую реакцию.
Моторно-осевые подшипники. Эти под-
шипники (числом два4» образованы приливом
остова и прикреплённой болтами шапкой 28
(см. фиг. 24). Стык между ними делается
обычно под углом 15—20° для разгрузки бол-
тов. Болты шапки (числом четыре) должны
изготовляться из стали 45 с$ ^ 70 кг/мм2.
Расточка под вкладыши производится после
прикрепления шапки к остову, вследствие
чего эта деталь невзаимозаменяема. Вкладыши
делают либо бронзовыми с заливкой бабби-
том Б-16 (электровозы, моторные вагоны),
либо просто бронзовыми.
Были также попытки из-
готовления стальных
вкладышей с заливкой
свинцовистой бронзой.
Смазка подшипников
обычно жидкая —машин-
ное масло СУ. На фиг. 26
показан так называемый
подшипник постоянного
уровня, в котором бла-
годаря запасной камере
и вакууму в верхней
части её поддерживает-
ся постоянный уровень
масла в рабочей камере. Подшипник, пока-
занный на фиг. 31, проще, но требует более
частой доливки масла.
Щёткодержатели и щётки. Характерная
конструкция изображена на фиг. 32. В сталь-
ной литой кронштейн / запрессованы два сталь-
ных пальца 4. Пальцы изолированы от крон-
штейна слюдой. Посредством болтов кронштейн
с пальцами крепится к остову двигателя. Фар-
форовый изолятор 5 имеет целью затруднить
путь поверхностному перекрытию. Корпус
щёткодержателя 2, отлитый из латуни или
Фиг. 31. Моторно осе-
вой подшипник.

472
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
(РАЗД. IV
бронзы, укреплён на кронштейне, причём по-
верхности их соприкосновения делаются риф-
лёными. Нажим на щетку 6 осуществляется
пружиной с пальцем 3.
Наилучший сорт щёток для тяговых дви-
гателей — электрографитовые марки ЭГ2. Они
Фиг. 32. Щёткодержа-
тель.
имеют твёрдость по Шору 45—60, переходное
падение напряжения 2—2,5 в. Давление на
щётку должно быть не менее 350—400 г/см2,
а в некоторых случаях (электровозы, мотор-
ные вагоны) до 500 г/см2. Весьма важно,
чтобы щётка не болталась в обойме щётко-
держателя, для чего окно в обойме должно
быть сделано точно (с допуском 0,1 мм).
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЁТА ТЯГОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ ПОСТОЯННОГО ТОКА
Добавочные потери. В тяговых двигателях
существенное значение могут иметь добавоч-
ные потери: коммутационные, рассчитывае-
мые по формулам Дрейфуса [15J, и от пазового
поля, определяемые формулой
W'Ca = 200N
вт,
где N — число проводников якоря; h — высота
проводника в см; Ь2 — ширина паза в см;
/ — периодичность двигателя; AWZ— расход
ампервитков на зубцы (на один полюс); b — ши-
рина проводника в см; La — длина железа
якоря в см.
При больших периодичностях и насыще-
ниях добавочные потери могут иметь суще-
ственную величину. Для уменьшения их при-
меняется разделение провода по высоте на
две части (потери уменьшаются втрое) или
трёхкратная транспозиция (потери падают в
восемь раз).
Вентиляция. Мерой интенсивности венти-
ляции служит коэфициент вентиляции
в л*3/лш«; 2^~~ сумма потерь при длительном
режиме в кет. Для самовентилированных ма-
шин keeHtn = 1,3 -f- 1,8; для независимой вен-
тиляции квент = 2 — 3. Вентиляция увеличи-
вает существенно лишь длительную мощность,
тип её характеризуется коэфициентом венти-
ляции (см. стр. 456).
Воздух продувается через машину двумя
параллельными струями — через каналы в якоре
C0% воздуха) и через катушки G0%). Коли-
чество воздуха, подаваемое центробежным
вентилятором двигателя,
Q = 2Q0$Db
где D — наружный диаметр вентилятора в м;
v2 и i/j — окружные скорости на внешнем и
внутреннем диаметре лопатки в м/сек; b — ши-
рина лопатки в м; ? — коэфициент сопроти-
вления движению воздуха внутри машины,
равный 0,16 при радиальном выходе воздуха,
0,11 при выходе в большие люки по бокам
и 0,09 при выходе в небольшие люки наверху
двигателя.
Вентилятор целесообразно крепить со сто-
роны, противоположной коллектору, создавая
поток воздуха от коллектора в машину. Только
в трамвайных двигателях вентилятор устана-
вливается со стороны коллектора для устра-
нения возможности подсоса влажного воздуха
в коллекторную камеру.
Размеры вентилятора подбираются по жела-
тельному количеству воздуха, т. е. по kBeHm
В двигателях с независимой вентиляцией за-
дают требуемое количество воздуха.
Нагрев и Допустимые нагрузки. Тепловой
расчёт обмотки якоря и катушек двигателя
представляет сложную задачу [4], и на прак-
тике обычно пользуются косвенными факто-
рами, определяющими превышение темпера-
туры. Для якоря таким фактором является
AS'Sa — произведение линейной нагрузки на
плотность тока. Значения его для часового
режима: самовентилированные машины — от
1500 до 1600 для изоляции класса А и 1750—
1800 для класса В; машины с независимой
вентиляцией и быстроходные самовентилиро-
ванные—от 2100
до 2300 для клас- ЗгЧз
са В; закрытые ма- За
шины — 900 для гаУсс
класса А и 1100 20000
для класса В. АОПпп
Индукцию в то°
зубцах якоря Вг% mQQ
(на !/3 высоты зуб-
0 Ю 20 30 40 50 f герц
\
\
\
Ва
Ч
\
8zVt
\
где Q — количество вентилирующего воздуха
ца) и Ва (в теле
его) рекомендуется 12QQQ
выбирать по кри-
вой фиг. 33. Ю000
Плотность тока
В катушках при Фиг. 33. Значения индукции.
часовом режиме у
самовентилированных двигателей составляет
около 3 а/мм2 для класса А и 3,5 а/мм*
для класса В; у больших машин с неза
висимой вентиляцией — около 2,7 а/мм2 для
класса В; у закрытых двигателей --- около
2,8 а/мм2 для класса А и 3,2 а/мм? для
класса В.

ГЛ. XVI]
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЁТА ТЯГОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ПОСТОЯННОГО ТОКА
473
В отношении нагрева коллектора жела-
тельно, чтобы потери на единицу рабочей по-
верхности не превышали для машин с само-
вентиляцией 1,5 emjCAfi, а с независимой вен-
тиляцией 2,5 вт/см2.
В быстроходных машинах нагрев бандажей
(из-за потерь в них на токи Фуко) может дог
стигать большой величины. Не следует делать
на пазовой части ширину бандажа более 20 мм.
На лобовых частях также бывает целесо-
образно разбивать бандаж по ширине на две
части или даже переходить на немагнитную
проволоку, особенно в машинах с большими
токами и периодичностью.
Переходные режимы. При работе на ли-
нии тяговой двигатель подвержен толчкам
напряжения вследствие отрыва токоприёмника,
прохождения через участковые изоляторы,
переключений в схеме и т. д. Так как при
этом поезд сохраняет скорость постоянной,
то эти изменения напряжения сопровождаются
изменением потока. При отсутствии сопроти-
влений в цепи двигателя
где постоянная времени
\20akwr
nN
Здесь а — число параллельных ветвей обмотки
якоря; ./V — число проводов её; п — число обо-
ротов в минуту;. wc — число витков сериесной
катушки; k = 1,3.
Всякое изменение потока наводит в магни-
топроводе двигателя токи Фуко, величина
которых, приведённая к числу витков сериес-
ной катушки [5],
где I — длина части магнитопровода в см;
р — её периметр в см (следует учитывать
полюс и остов, поскольку в якоре токи Фуко
невелики из-за лакировки листов). Полный ток
двигателя будет / = 1ф + i , где /^ — намагни-
чивающий ток, поэтому при толчке напряже-
ния в двигателе имеет место бросок тока,
подобный изображённому на фиг. 34.
Коммутация —стационарная и при пере-
ходных режимах. Так как тяговой двигатель
подвержен перегрузкам, то насыщение в теле
добавочного полюса при часовом режиме не
должно превосходить 8000—9000 гс, а в остове
15 000—16 000 гс. При этом степень искрения
при двойном часовом токе ещё допустима.
Современные высокоиспользованные двигатели
с высокими реактивными электродвижущими
силами часто имеют небольшое искрение при
номинальном режиме. Следует всегда делать
минимальное число витков в секции (особенно
в машинах без добавочных полюсов, т. е.
в рудничных) и не слишком глубокие и узкие
пазы. Применение клиньев вместо бандажей
может существенно улучшить коммутацию.
При переходном режиме реактивная элек-
тродвижущая сила вследствие толчка тока
возрастает и не компенсируется полностью
коммутирующей электродвижущей силой, кото-
рая зависит от изменения потока добавочного»
полюса (фиг. 34) по уравнению [6]
больше /?от, тем быстрее на-
где t— время; Фуст ~ установившееся значе-
ние потока, соответствующее току двигателя
в данный момент; Rm — магнитное сопроти-
вление зазора в цепи добавочного полюса;
К — коэфициент, включающий в себя выраже-
ние2тг
растает поток при переходном режиме, поэтому
в тяговых двигателях часто делают второй
зазор у остова для
уменьшения вспы-
шек под щёткой
при таком режиме.
Расслоение доба-
вочного полюса
(уменьшающее К)
также может дать
эффект, но мень-
ший. При пере-
ходном режиме •
имеет место таким фиг> 34 Токи и магнитНые
образом ВСПЫШКа потоки при переходном
под щёткой. Такой режиме,
же эффект вызы-
вает подпрыгива-
ние щёток от ударов на стыках при больших
скоростях. При достаточном напряжении на
коллекторе эти вспышки могут привести к
круговому огню, часто наблюдающемуся в
эксплоатации. Большое давление на щётки
в значительной мере ослабляет эти явле-
ния. Целесообразно также делать полный
комплект щёткодержателей и располагать отри-
цательные щётки по вертикали. Межсегмент-
ные напряжения не должны превосходить
17—20 в. В отношении коммутации двига-
тели, подвешенные на раме экипажа, т. е. под-
рессоренные, находятся в лучших условиях.
Принципы проектирования. После выбора
передаточного числа (см. стр. 461) находят
число оборотов двигателя по заданной ско-
рости экипажа. Диаметр якоря
где /( = 700-7-800 (для рудничных машин К =в
= 1000). Кроме того, Da<Cl,15a, где а — цен-
RS
Ш
300
2000 20 40 60 80 100 200 300 Шчас
Фиг. 35. Значения линейной нагрузки AS:
1 — волновые обмотки; 2—петлевые обмотки.
траль передачи. Полюсное перекрытие а берётся
в пределах 0,64—0,68. Число проводов якоря N
подбирается по линейной нагрузке AS (фиг. 35),
**—
-—
л
\
/

474
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
а именно N =
AS-TtDa _
:——. Только в трамвай-
ных тихоходных и рудничных машинах делают
двухвитковые секции, в остальных машинах
применяют стержневые обмотки. Число пазов
обычно близко к величине диаметра якоря,
выраженной в см. Размеры меди обмотки
якоря подбирают по плотности тока sa, кото-
рую можно определить, задаваясь AS-sa (см.
стр 472). Размеры паза подбираются так, чтобы
отношение высоты к ширине было порядка
3,5—4,2. Далее задаваясь индукцией в зуб-
цах Bzii (см. фиг. 33), находят длину железа
якоря La и производят расчёт магнитной цепи,
добавочных полюсов и т. д. по общепринятой
методике [1].
Приблизительный вес двигателя (без пере-
дачи) в кг
G = дМ час,
где МчаС — часовой момент в кгм; q — 7-r-9
для машин с независимой вентиляцией, 13—
15 — для самовентилированных и 16—20 — для
закрытых машин (рудничных).
Однофазные коллекторные двигатели
Однофазные коллекторные двигатели пере-
менного тока выполняются сериесными
(стр. 454). Вследствие того что магнитный
поток пульсирует во времени, статор, как и
ротор, надо делать из шихтованного железа.
Далее для улуч-
шения cos «p дви-
гателя надо унич-
тожить поток реак-
ции якоря, чтобы
не иметь электро-
движущей силы
пульсации от него.
Поэтому все такие
двигатели снабжа-
ются компенса-
ционной обмоткой.
Кроме того, элек-
тродвижущая сила
пульсации в об-
мотке возбуждения
должна быть также наименьшей, т. е. необ-
ходимо иметь в ней минимальное число вит-
ков. Это достигается слабыми насыщениями
в магнитной системе (B2i,t<l8 000 гс) и отно-
сительно небольшим зазором (только 2—3 мм
даже у крупных машин).
Размещение статорных обмоток показано
на фиг. 36, где 1 — обмотка добавочных полю-
сов, 2 — обмотка возбуждения и 3 — компен-
сационная. Ротор (или якорь) двигателя таков
же, как у двигателя постоянного тока, но
обмотка всегда выполняется петлевой, и пазы
делаются полузакрытыми для уменьшения коэ-
фициента Картера [7].
Конструкция двигателя показана на фиг. 37.
Поскольку статорное железо шихтуется, необ-
ходима литая или сварная станина, в которой
собирается статорная жесть. Одновременно
станина служит также и для направления
струи вентилирующего воздуха. Как будет
указано ниже, эти двигатели имеют большое
Фиг. 36. Пазы статора одно-
фазного двигателя.
число щёток и широкий коллектор, поэтому,
чтобы не заносить угольную пыль на обмотки,
струя воздуха направляется с обмоток на
коллектор и затем наружу.
Электромагнитные параметры. Пульси-
рующий поток возбуждения наводит в коротко-
замкнутой секции якоря трансформаторную
электродвижущую силу
et = 4,44 Ф/10~ 8 в,
где Ф — поток; /—частота тока (число
витков в секции всегда равно единице). Эта
Фиг. 37. Продольный разрез однофазного двигателя*
электродвижущая сила отстаёт по времени
от потока и тока на 90°.
При вращении двигателя трансформаторная
электродвижущая сила в сумме с реактивной
может быть в большей или меньшей степени
компенсирована полем добавочного полюса.
Для этого параллельно его обмотке включается
омический шунт, сдвигающий поле добавоч-
ного полюса относительно тока двигателя на
некоторый угол.
Однако при пуске в ход, т. е. при очень
малых оборотах, уничтожить et нельзя. С дру-
гой стороны, опытом установлено, что если
при номинальном токе е* оказывается
больше 3 в, то при перегрузочных режимах
имеет место сильное искрение под щётками.
Следовательно, допустимый поток возбуждения
при номинальном режиме
Ф<
3 • 1Q8
4,44/'
Для частоты /= 162/3 гц поток фг^ 4,05-10е,
для /=25 гц Ф< 2,75-106. Следствием
такого небольшого значения потока является
и низкая величина напряжения: ?/.<!420 в
при 162/з Щ и ?/<290 в при 25 гц. Следо-
вательно, ток двигателя весьма велик, что
вызывает необходимость увеличения длины
коллектора и применение петлевой обмотки
на якоре.
Далее мощность на пару полюсов не может
быть взята (в силу того же ограничения
по et) больше 100 кет при 163/з гц и 70 кат
при 25 гц (как было указано на стр. 468, но-

Основные технические данные тяговых электродвигателей постоянного тока
Таблица 2
Тип экипажа
Магистральные
электровозы
Тепловозы
Моторные вагоны
пригородных дорог
Моторные вагоны
метрополитена
Промышленные
электровозы
Трамвайные вагоны
Троллейбус
Автобус с электро-
трансмиссией
Рудничные электро-
возы
Тип
двигателя
ДПЭ-400
ДПЭ-340
ОЕ-72Э
ДК-304
ДПТ-140
GE-726
ДПИ-152
ДК-103А • '
ДБ-2
GE-723
ДМП-151
ДК-102
GE-1240
ДПЭ-100
ДТИ-64
ДК-251
ДТИ-60
ДМ-1А
ПТ-35
ДК-254
WC-1432
ДТБ-60
ДК-201
ДК-202
ДК-305
ДК-505
(генератор)
WC-1435
ДК-800А
ДК-800Б
ДК-801А
Часовая
МОЩНОСТЬ
в кет
4оо
34°
5бз
98 (длит.)
140
38о
i7o
i8o
73
333
153
83
75
70
55
45
55
5а
4о
5°
4О
6о
74
8о
43
5О
50
8,5
и,4
20,6
Вентиляция
Независимая, 78 м3 мин
То же
Независимая
\ Незави- & м*'ман\
}симая D8 ; )
С амовентилированный
То же
Закрытый
С амовентилированный
То же
То же
То же
Закрытый
Напряже-
ние в в
1500/3000
1500/3000
1500/3000
157
44°
боо
750/1500
1500/3000
6ОЭ/12О0
I5O0/3OOO
75O
375/75O
Зоо/боо
55о
55°
275/55O
55O
55O
55о
боо
Зоо/боо
55O
55о
55о
19о
IOO
170
но
2дО
25°
Часовой то:<
(длитель-
ный) в а
29025°
250/220
7«5
350
7оо
250/185
132/105
135188
168/145
225/162
248/305
280/350
150/60
112/70
184/130
112/70
105/65
83/50
95/72
156/-
124/93
150/I2O
160/130
2бо/2Ю
265/215
З25/27О
юо/44
55/25
95/34
Число
оборо-
тов
в ми-
нуту
7ю
6о5
9бо
270
4Ю
86о
865
1IOO
70О
124°
784
ибо
И75
47°
825
8о5
825
65°
66о
1бОО
1585
I26O
1270
1300
I00O
1700
1050
3°о
43о
боо
Вес (без
пере-
дачи)
в кг
422O
422O
243°
295°
258о
355°
J45O
235°
240Э
1500
845
305О
9б5
9б5
130О
875
525
314
655
6з5
675
4б5
42O
435
445
445
525
Диа-
метр
оси
в мм
20О
2ОО
2IO
170
i8o
180
160
180
180
По
на
i6o
160
125
120
125
120
По
на
Централь
в мм
545
545
462,25
47О,5
445
445
387
422,75
4O5
двеска
раме
479,75
318,75
3i8,75
318,75
352
324
двеска
раме
Подвеска
на раме
Подвеска
на раме
9°
9°
до
312
312
312
Диа-
метр
якоря
в мм
635
635
424,8
490
44°
44O
S8o
400
34б
537
310
310
310
360
310
275
3°5
375
275
275
275
збо
335
335
335
Длина
железа
в мм
3°5
3°5
42O
385
35°
З8о
275
412
а7о
2ОО
25O
255
255
275
240
ЗО5
2ОО
Зю
Зю
2O5
205
215
8о
8о
12б
Число
зубьев
передачи
(передаточ-
ное число)
Эр/го
86/23
57/21
75/16
86/15
64/19
70/19
7o'i9
7i/i5
68/19
67/17
б5'14
t23/i7
79/15
66/13
66/13
66/13
73' 15
66/15
G,98)
G,17)
(ю,9)
(ю,67)
A0,67)
(8,39)
(8,7б)
9°/13
90I13
9°/13
Модуль
зубча-
той пе-
редачи
в мм
ю
ю
10
9
ю
IO
9
ю
IO
1О
IO
8
8
8
8
-
-
б
6
6

476
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
минальная мощность относится к 0,7 лтах).
вследствие чего эти двигатели характери-
зуются большим числом полюсов Bр > бч-8)
и щёткодержателей.
По использованию, весу и надёжности
работы эти двигатели весьма близки к двига-
телям постоянного тока, чем и объясняется
широкое применение их на железных дорогах
ряда стран.
Попытки построить однофазный коллектор-
ный двигатель на 50 гц не увенчались успехом
из-за слишком низкого напряжения и большой
силы тока (очень широкий коллектор), что
приводит к ухудшению использования и не-
возможности вписать заданную мощность
в габарит. Основные данные тяговых двигате-
лей постоянного тока приведены в табл. 2
на стр. 475.
СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ И СХЕМЫ
СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ
Электрические аппараты, посредством кото-
рых в схеме электроподвижного состава произ-
водятся переключения, необходимые для упра-
влении тяговыми двигателями, называются
аппаратами управления. Они приводятся
в действие или непосредственно усилием руки
машиниста — система непосредственного
управления, или посредством различных
приводов, действием которых машинист упра-
вляет на расстоянии с помощью специальной
электрической схемы {схемы управления) —
система косвенного, или дистанционного,
управления.
Система непосредственного управления
обычно применяется на электроподвижном
составе малой мощности и при низком напря-
жении сети (до 600 в) — рудничные и про-
мышленные электровозы малой мощности,
трамвайные вагоны.
Аппаратом управления служат силовые кон-
троллеры, которые устанавливаются по одному
на каждом посту управления и соединяются
силовыми кабелями с тяговыми двигателями,
пусковыми сопротивлениями и другими эле-
ментами силовой цепи.
Управление производится перемещением
рукоятки контроллера, связанной с контакт-
ным барабаном или кулачковым валом, упра-
вляющим силовыми контакторными элемен-
тами.
Силовой контроллер непосредственного
управления (см. стр. 483) обычно имеет две
рукоятки: главную — для управления при
моторном режиме (реостатный пуск, пере-
группировка двигателей, ослабление поля) и
реверсивную — для переключения обмоток воз-
буждения или якорей при изменении напра-
вления движения. Для электрического тор-
можения целесообразно использовать главную
рукоятку. При этом предусматриваются пози-
ции электрического торможения при обратном
повороте рукоятки по отношению к позициям
моторного режима.
Такое устройство обеспечивает минималь-
ную потерю времени на включение электри-
ческого тормоза и считается обязательным
для трамвайных вагонов, где электрический
тормоз используется в качестве экстрен-
ного.
Иногда сбор тормозной схемы выполняется
на дополнительных позициях реверсивной
рукоятки, а для включения и регулирования
используются те же позиции главной рукоятки,
что и для моторного режима. Часто ревер-
сивной рукояткой осуществляется отключение
повреждённых двигателей, для чего преду-
сматриваются дополнительные позиции с вклю-
чением в схему части двигателей.
Размеры силового контроллера зависят от
мощности тяговых двигателей, напряжения
сети и числа пусковых и ходовых ступеней
при моторном и тормозном режиме. Для мощ-
ных промышленных и магистральных электро-
возов применение системы непосредственного
управления затруднено, и она используется
лишь иногда, например, на некоторых элек-
тровозах однофазного тока с коллекторными
двигателями.
Системы косвенного управления по-
зволяют размещать силовые аппараты наиболее
целесообразно с точки зрения общей кон-
струкции электроподвижного состава, удоб-
ства монтажа и обслуживания. На постах
управления устанавливаются контроллеры, по-
средством которых машинист управляет при-
водами силовых аппаратов. Благодаря незна-
чительной мощности, необходимой для упра-
вления приводами, контроллеры косвенных
систем имеют компактную конструкцию и
обеспечивают удобство и лёгкость манипуля-
ций при управлении электроподвижным со-
ставом.
Косвенные системы разрешают вопрос
управления несколькими электровозами (при
кратной тяге) или мотор-вагонами с одного
поста путём электрических соединений цепей
управления.
Системы косвенного управления могут
быть подразделены на три основных вида:
системы с индивидуальными контакторами,
с групповыми контакторами и смешанные.
В системах с индивидуальными кон-
такторами в качестве основных аппаратов
управления применяются индивидуальные кон-
такторы с электромагнитными и электропнев-
матическими приводами (см. стр.485). Каждым
отдельным контактором производится про-
стейшая операция замыкания и размыкания
двух точек силовой цепи, и управление осу-
ществляется путём замыкания и размыкания
цепей катушек контакторов контроллера упра-
вления, а при автоматических системах по-
средством реле.
Для обеспечения необходимой последова-
тельности действияприменяются электрические
блокировки между контакторами (см. стр. 480),
усложняющие (особенно при сложных силовых
схемах) схемы управления.
В системах с групповыми контакторами
группа контакторов объединяется в единый
аппарат — групповой контроллер — и упра-
вляется механически, например, кулачковыми

гл. xvi];
СИЛОВЫЕ СХЕМЫ
477
шайбами общего кулачкового вала, который
приводится в действие электропневматиче-
ским, моторным или электромагнитным при-
водами различных систем (см. стр. 484).
Все контакторы, предназначенные для раз-
личных операций управления — переключение
ступеней сопротивления, перегруппировка дви-
гателей, ослабление поля, — либо объединяются
в общий групповой контроллер, либо могут
быть подразделены на два или три контроллера
специализированного назначения: реостатный
контроллер, групповой или сериес-параллель-
ный переключатель, переключатель поля, кото-
рый обычно независимо от способа ослабле-
ния поля называется переключателем шунти-
ровки.
Преимущество групповой системы заклю-
чается в сокращении числа приводов и упро-
щении цепи управления благодаря надёжной
кинематической зависимости действия кон-
такторов, не требующей электрической блоки-
ровки. При нескольких групповых аппаратах
требуется ограниченное число электрических
блокировок для обеспечения взаимной последо-
вательности действия. В отличие от инди-
видуальных контакторов, которые почти всегда
снабжаются дугогашением, в групповых часто
применяют простые по конструкции контак-
торные элементы без гашения (см. стр. 484)
во всех случаях, где они работают, не раз-
рывая тока. Строгая кинематическая зависи-
мость действия контакторов позволяет на-
дёжно предотвратить разрыв тока контактор-
ными элементами без гашения при возмож-
ных в эксплоатации неисправностях.
В смешанных системах применяются как
индивидуальные, так и групповые контакторы.
Смешанные системы имеют преимущественное
применение, поскольку для каждой конкрет-
ной силовой схемы оказывается целесо-
образным одни функции возложить на инди-
видуальные, а другие — на групповые контак-
торы.
Следует отметить, что и в системах, назы-
ваемых индивидуальными, применяются аппа-
раты группового типа, например,, реверсор
или тормозной переключатель. С другой сто-
роны, в групповых системах применяются ин-
дивидуальные, так называемые линейные,
контакторы, включающие силовую цепь на
сеть и используемые, кроме того, в качестве
линейных выключателей при действии за-
щиты.
К особым системам управления отно-
сятся различные системы плавного регулиро-
вания и системы со скользящими и ролико-
выми контактами.
Практически плавное регулирование сопро-
тивления при пуске и торможении осуще-
ствляется посредством коллекторного контрол-
лера или контроллера с пальцевыми контак-
тами [10]. Применяются тормозные реостаты
с плавным регулированием посредством роли-
ков, обегающих элементы сопротивления спи-
ральной формы. Подобный принцип применён
также для плавного регулирования вторичного
напряжения силового трансформатора на ско-
ростной мотор-вагонной секции швейцарских
железных дорог [16]. На магистральных элек-
тровозах однофазного тока применяется си-
стема плавного пуска с коллекторным регуля-
тором (см. стр. 479).
Системы ступенчатого регулирования с при-
менением скользящих и роликовых контактов
встречаются в некоторых европейских кон-
струкциях электроподвижного состава: супорт-
ный переключатель и машина управления
ВВС [16].
Области применения систем управления.
На магистральных электровозах постоянного
тока, а также на мотор-вагонах, где требуется
управление несколькими моторными вагонами
поезда, применяются исключительно косвен-
ные системы. В троллейбусных контроллерах
с приводом от ножной педали также необхо-
дима система косвенного управления. Косвен-
ные системы применяются также на некото-
рых трамвайных вагонах новой конструкции.
На моторных вагонах новой конструкции
преимущественно применяются групповые си-
стемы, на магистральных электровозах посто-
янного тока — смешанные.системы (групповой
переключатель для перегруппировки двигате-
лей и индивидуальные контакторы для осталь-
ных операций), на электровозах однофазного
тока в европейских странах — преимуще-
ственно чисто групповые системы, в США —
с индивидуальными контакторами.
СИЛОВЫЕ СХЕМЫ
На электроподвижном составе постоян-
ного тока силовая схема в общем случае
включает якори с обмотками дополнительных
полюсов и обмотки возбуждения тяговых дви-
гателей, пуско-тормозные сопротивления, токо-
приёмники, силовые элементы аппаратов
управления и аппаратов защиты, возбудители
при рекуперативном торможении, разъедини-
тели для отключения аварийных двигателей и
для отключения всей силовой сети от токо-
приёмников. Наиболее употребительные в прин-
ципиальных схемах условные обозначения
приведены в табл. 6, а сокращения — на
стр. 481.
Работа схемы при управлении тяговыми
двигателями иллюстрируется таблицей замы-
кания контакторов (или контактных пальцев
барабанных аппаратов), в которой приводится
последовательность замыкания контакторов по
всем ступеням пуска и электрического тор-
можения.
Силовые схемы различаются по числу тяго-
вых двигателей и отнощению нормального на-
пряжения на коллекторе к напряжению сети,
по числу группировок двигателей, по способу
перехода с одной группировки двигателей на
другую, по системе электрического тормо-
жения.
Число двигателей в схемах электрокар,
троллейбусов и рудничных электровозов особо
малых величин — один, двухосных трамвайных
вагонов, моторных вагонов (в отдельных слу-
чаях) рудничных и лёгких промышленных
электровозов — два, мотор-вагонов и промыш-
ленных электровозов средних и тяжёлых —
четыре (редко шесть), магистральных электро-
возов — 4, 6, 8 и редко 12.
Двигатели выполняются либо на полное
напряжение сети, либо на половину. В первом
случае высшая ступень скорости соответ-
ствует полному параллельному соединению, во
втором — соединению по два последовательно.
Число группировок см. стр. 447.

478
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
Способ перехода с одной группировки на
другую является основным фактором, опре-
деляющим структуру силовой схемы. Практи-
чески применяются переходы коротким за-
мыканием по схеме фиг. 38 и табл. 3 (см.
стр. 425) или шунтированием двигателей
Фиг. 38. Схема перехода коротким замыканием.
(см. стр. 434), переход мостом по фиг. 39 и
табл. 4 [16].
Перегруппировка двигателей представляет
наиболее сложную коммутационную операцию,
в которой участвует несколько контакторов
со строго определённой последовательностью
Таблица 3
Последовательность замыкания контакторов
при переходе коротким замыканием
Позиция
Последователь-
ное соединение
(безреостатная сту-
пень)
Переходные по-
зиции :
I
II
III
IV
Параллельное
соединение (первая
реостатная ступень)
Контакторы
1
•
•
•
•
•
•
2
•
•
•
•
•
•
3
•
4
•
5
1 1 1 1 • • |
6
•
•
•
7
•
•
•
•
8-13
1 1 1 1 1 •
действия. Для контакторов, производящих пе-
регруппировку, предпочтителен групповой
привод. При индивидуальных контакторах тре-
буется электрическая блокировка, которая осо-
бенно сложна при трёх соединениях двига-
телей, поэтому обычно на электровозах с тремя
соединениями для этой цели применяют груп-
повые контакторы — групповой переключатель
(см. стр. 425). Б зависимости от системы элек-
трического торможения силовая схема допол-
няется возбудителем (при рекуперативном тор-
можении с независимым возбуждением двига-
телей), стабилизирующими сопротивлениями и
аппаратурой для переключения схемы на тор-
мозной режим и для регулирования.
При реостатном торможении в качестве
нагрузочного реостата используют те же
сопротивления, что и при пуске; в отдельных
случаях требуются дополнительные секции.
При проектировании схема сопротивлений вы-
полняется из условия использования одних и
тех же секций и контакторов для пуска и тор-
можения.
Для переключения схемы на тормозной
режим в косвенных системах применяют
переключатели барабанного типа или с кулач-
ковыми элементами без гашения. Переключе-
ние на тормозной режим и обратно на мотор-
ный производится без тока, при отключённой
Фиг. 39. Схема перехода мостом.
силовой цепи. Тормозной переключатель своими
контактными элементами разрывает ненужные
для тормозного режима соединения силовой
цепи и замыкает новые, осуществляя пере*
Таблица 4
Последовательность замыкания контакторов
при переходе мостом
Позиция
Контакторы
12 3 4 5 6-11
Последовательное со-
единение (реостатная сту-
пень)
Последовательное со-
единение (безреостатная
ступень)
Переходные позиции:
II
Параллельное соедине-
ние (первая реостатная
ступень)
крестную, циклическую или иную схему и про-
изводя реверсирование обмоток возбуждения.
При сборе тормозной схемы используются
аппараты основного) моторного» режима, кото-
рые включаются так, как это наиболее целе-
сообразно в отношении простоты устройства
тормозного переключателя. Например, иногда
для реверсирования обмоток возбуждения при
реостатном торможении используется ревер-
сор. На фиг. 40 представлена двойная цикли*
ческая схема, собираемая тормозным переклю-
чателем, для которой требуется реверсирова-
ние обмоток возбуждения реверсором. На не-
которых электровозах тормозной переключа-
тель комбинируется с реверсором в один аппа-
рат с четырьмя положениями: ход вперёд,
тормоз вперёд, ход назад, тормоз назад.
В некоторых случаях, особенно при пере-
ходе мостом, целесообразно применение схемы
перекрёстного типа по фиг. 41.
В схемах рекуперации с возбудителем тор-
мозная схема собирается основными аппара-
тами (необходимыми для моторного режима);

ГЛ. XVI]
СИЛОВЫЕ СХЕМЫ
479
для некоторых же операции применяются
дополнительные контакторы, а в тех случаях,
где не требуется размыкания цепей с раз-
рывом тока, используется тормозной переклю-
чатель.
Для защиты силовых цепей и тяговых дви-
гателей от перегрузок в схеме предусматри-
Фиг. 41. Схема перекрестного сое-
динения при реостатном торможе-
нии.
Фиг. 40. Схема двойного циклического соединения обмоток
возбуждения при реостатном торможении: а — моторный
режим; 6— тормозной режим.
ваются реле (см. стр. 486). которые при пере-
грузках выключают линейные контакторы.
При высоком напряжении сети A500 и 3000 в),
когда двигатели
2 работают очень
напряжённо в
коммутаци он-
ном отношении,
целесообразна
индивидуальная
защита каждой
параллельной
цепи двигателей
отдельным ре-
ле. При низком
напряжении возможна общая защита всей сило-
вой цепи одним реле. На трамвае, троллей-
бусах и рудничных электровозах при напря-
жении до 600 в ограничиваются защитой об-
щим автоматом (см. стр. 488). На магистральных
электровозах применяются быстродействующие
выключатели, которые при перегрузках сраба-
тывают как линейные выключатели под воз-
действием реле перегрузки, а при коротких
замыканиях — непосредственно как линейные
автоматы (см. стр. 488). На моторных вагонах
защита обычно дублируется: линейные кон-
такторы с реле перегрузки и силовые плавкие
предохранители.
Для защиты от грозовых и коммутацион-
ных перенапряжений применяются роговые
разрядники, дроссели, конденсаторы; более
совершенна защита алюминиевыми и тирито-
выми разрядниками.
Чрезмерное понижение напряжения сети
нарушает работу вспомогательных машин,
цепи управления (при питании её от сети) и
тяговых двигателей (при компаундном воз-
буждении). Внезапное восстановление напря-
жения вызывает большие толчки тока. Для
защиты применяются электромагнитные реле»
которые или совершенно отключают силовую
схему от сети (нулевые реле), или только
сигнализируют о понижении напряжения (реле
пониженного напряжения).
При электрическом торможении, особенно
рекуперативном, требуется дополнительная за-
щита от повышенного напряжения на двига-
телях. Для защиты применяются электро-
магнитные реле максимального напряжения.
Для отключения аварийных двигателей при-
меняются отключатели ножевого или барабан-
ного типа; для отключения силовой цепи в це-
лом предусматривается главный разъединитель.
Силовая схема электроподвижного со-
става однофазного тока с коллекторными
двигателями состоит из первичной высоко-
вольтной цепи (токоприёмники и первичная
обмотка трансформатора) и вторичной низко-
вольтной цепи
(вторичная обмот-
ка трансформато-
ра, система кон-
такторов для пе-
реключения ступе-
ней трансформато-
ра и тяговые дви-
гатели).
Для переклю-
чения ступеней без
разрыва тока чаще
всего применяется
схема с одним
(фиг. 42 и табл. 5)
или несколькими
делительными дросселями. На электровозах
более позднего выпуска получила распростра-
нение схема с коллекторным регулятором
Фиг. 42. Схема с делительным
дросселем: Д — делительный
дроссель.
Фиг. 43. Схема с коллекторным регулятором: К — коллек-
торный регулятор; AT — автотрансформатор, Т — вольто-
добавочный трансформатор.
Таблица 5
Последовательность замыкания контакторов
для схемы с делительным дросселем
Ступени1
скорости
i
а
3
4
5
б
Контакторы
1
•
2
1 1 1 !#•
3
•
•
4
г
5
•
6
г
7
•

480
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД, IV
(фиг. 43), посредством которого достигается
плавное регулирование напряжения при пере-
ходах с одной ступени на другую [16].
Простота и однообразие коммутационных
операций при переключении ступеней по-
зволяют успешно применять и индивидуальные,
и групповые системы.
Все тяговые двигатели соединяются па-
раллельно, в отдельных случаях по два по-
следовательно. Включение каждой цепи про-
изводится отдельным линейным индивидуаль-
ным контактором, который при перегрузках
выключается под воздействием реле пере-
грузки.
Высоковольтная цепь на электровозах за-
щищается масляным, экспансионным либо воз-
духонапорным выключателем, на моторных ва-
гонах — высоковольтным плавким предохрани-
телем. В США отказываются от высоковольт-
ных выключателей и применяют защиту посред-
ством заземляющего контактора.
СХЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ
Катушки управления приводов силовых ап-
паратов с контроллером управления, электри-
ческими блокировками и вспомогательными
аппаратами образуют особую схему — схему
управления.
Наиболее употребительные в схемах услов-
ные обозначения даны в табл. 6 и на стр. 481.
Схемы управления весьма различны в за-
висимости от способа управления пуском и
торможением (неавтоматическое, автоматиче-
ское), системы управления (индивидуальная,
групповая и т. д.), системы приводов группо-
вых контроллеров и системы питания цепи
управления.
При неавтоматическом управлении ка-
ждая пусковая (реостатная и экономическая) и
тормозная ступени получаются на определён-
ной позиции контроллера. Переход с одной
ступени на другую предоставляется усмотре-
нию водителя. Величина среднего пускового
или тормозного тока и реализуемого тягового
или тормозного усилия зависит от быстроты
перевода контроллера с позиции на позицию.
При автоматическом управлении переход с
одной ступени на другую происходит помимо
воли водителя всякий раз, когда ток тяговых
двигателей снижается до определённой вели-
чины. Автоматизация достигается чаще всего
посредством токового реле (реле ускорения —
см. стр. 486), которое вызывает срабатывание
силовых аппаратов управления и переход на
следующую ступень. За машинистом обычно
сохраняется только возможность управления
началом пуска и выбор окончания пуска на
той или иной безреостатной ступени скорости.
При торможении, а иногда и при пуске пре-
дусматривается возможность фиксации любой
достигнутой ступени.
В некоторых случаях автоматическое упра-
вление сочетается с возможностью неавтома-
тического, ручного управления.
Различаются фиксированная и регулируе-
мая автоматизации. В первом случае ток, при
котором срабатывает реле ускорения, фикси-
рован, и пуск или торможение происходят прн
практически постоянном среднем значении тя-
гового и тормозного усилия; ускорение и за-
медление при этом зависят от веса поезда и
профиля пути. Во втором случае ток срабаты-
вания реле регулируется контроллером, и води-
тель может в известных пределах регулировать
величину пускового или тормозного усилия.
На электровозах применяются неавтомати-
ческие системы, на моторных вагонах -- авто-
матические с фиксированным режимом, в от-
дельных случаях — с ограниченной регулиров-
кой, т. е. с двумя-тремя ступенями ускорения,
на трамвайных вагонах новой конструкции —
регулируемый автоматический пуск и тормо-
жение, на троллейбусах — неавтоматический
и в новейших конструкциях — регулируемый
автоматический пуск.
В схемах неавтоматического управления
с индивидуальными контакторами замыка-
ние контакторов пусковых сопротивлений осу-
ществляется посредством соответствующей
ступенчатой развёртки барабана контроллера
управления. Взаимной блокировки при пра-
вильно спроектированной схеме пусковых со-
противлений не требуется. Контакторы пере-
хода требуют взаимной блокировки с реостат-
ными контакторами. При групповом переклю-
чателе требуется блокировка его с реостат-
ными [16].
В автоматических схемах с индивиду-
альными контакторами управление контак-
торами реостатных ступеней осуществляется
по схеме фиг. 44. При отпадании якоря реле
ускорения замыкается контакт РУ и возбу-
ждается катушка контактора R1. При включе-
нии R1 переключаются его блокировки: блоки-
ровка а разрывает цепь питания катушки /?/
через РУ, блокировка Ь замыкает обходную
цепь помимо контакта РУ, и блокировка с под-
готовляет цепь возбуждения катушки следую-
щего контактора R2, которая возбуждается
при повторном замыкании РУ и т. д.
Управление по системе многих единиц,
т. е. управление несколькими электровозами
или моторными вагонами с одного поста упра-
вления, возможно и применяется при всех видах
косвенного управления. Для этого цепи упра-
Фиг. 44. Схема автоматического управления
с индивидуальными контакторами.
вления электровозов соединяются проводами
управления. Соединение осуществляется мно-
гоконтактными штепсельными соединениями
разных конструкций. В мотор-вагонных поез-
дах провода управления проводят вдоль всего
поезда.
Для работы по системе многих единиц
вся аппаратура должна иметь дистанционное
управление.
Питание цепей управления осуще-
ствляется либо непосредственно от напряжения1
сети, либо от аккумуляторной батареи. В пер-
вом случае катушки аппаратов получают пи-
тание или непосредственно, или через само-

ГЛ. XVI]
СХЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ
481
стоятельные добавочные сопротивления. Та-
кой способ питания неудобен при системе
многих единиц, потому что все поездные про-
вода и междувагонные соединения должны
быть рассчитаны на напряжении сети. Этот
недостаток устраняется при питании цепей
управления от потенциометра, но сохраняется
другой — потеря управления и невозможность
использования реостатного торможения при сня-
тии напряжения с линии или поломке токоприём-
ника. Питание от батареи всегда применяется
при высоком напряжении сети — 1500—3000 в.
Заряд батареи производится низковольтным
генератором (см. стр.493). При напряжении сети
до 825 в батарея подзаряжается либо через
сопротивление от сети, причём часто для этого
используются цепи освещения, а иногда вспо-
могательные машины, либо также от низко-
вольтного генератора.
Условные обозначения в схемах. При
составлении и чтении схем можно руковод-
ствоваться наиболее употребительными услов-
ными обозначениями, приведёнными в табл. 6,
а также следует учитывать положение, при-
менительно к которому принято давать изобра-
жение схемы: 1) напряжение на токоприём-
нике отсутствует, питание управления выклю-
чено; 2) силовые контроллеры непосредствен-
ных систем и контроллеры управления кос-
венных систем — в нулевой позиции; 3) кноп-
ки—в выключенном положении; 4) соответ-
ственно все аппараты — в положении, которое
они принимают при обесточенных катушках;
5) аппараты, не занимающие определённого
положения, при обесточенной цепи изобра-
жаются: групповые контроллеры — в положе-
нии, соответствующем началу пуска, тормоз-
ной переключатель — в положении моторного
режима, реверсор — в положении вперёд для
условного первого поста управления; 6) от-
ключатели двигателей и разъединители сило-
вой сети — во включённом положении.
Провода силовой цепи обозначаются только
на монтажных схемах, причём каждому ка-
белю даётся своё обозначение либо по со-
единяемым зажимам аппаратов и машин, либо
самостоятельным номером.
В схемах управления каждой группе про-
водов одного потенциала присваивается только
цифровое или цифровое с буквенным инде-
ксом обозначение. Принято провода, выходя-
щие в междувагонные соединения, обозначать
цифрами без буквенного индекса и провода,
не выходящие в междувагонные соединения,—
цифрами с буквенным индексом. Обычно
соблюдается правило обозначения ряда про-
водов одной цепи, проходящей через ряд
блокировочных контактов и катушек, одним
цифровым обозначением с разными буквен-
ными индексами в алфавитном порядке.
Употребляемые сокращения в схемах: АВ —
автоматические выключатели; АВУ — автома-
тический выключатель управления; АВТ —
автоматический выключатель торможения;
БВ — быстродействующий выключатель; ВУ —
выключатель управления; ВВ или вкл. — вклю-
чающий вентиль; ВКВ или выкл. — выклю-
чающий вентиль; КСП — групповой (сериес-
параллельный) переключатель; КУ—кнопоч-
ный щиток управления; ЛК или LB — линей-
ный контактор; МР — максимальное реле;
ОМ — отключатель (моторов) двигателей;
31 Том 13
Таблица 6
Условные обозначения в схемах электроподвижного
состава
Силовые схемы и схемы
вспомогательных машин
Наименование
аппарата
Токоприёмники
(пантографный,
штанговый, рель-
совый)
Разъединитель
или отключатель
моторов, выключа-
тель управления
Автом этический
или быстродейству-
ющий выключа-
тель
Контактор инди-
видуальный пнев-
матический или
электромагнитный
Кулачковый кон-
такторный элемент
группового кон-
троллера или груп-
повых контакторов
Кулачковый эле-
мент без гашения
Реверсор
Сегменты тор-
мозного или иного
переключателя ба-
рабанного типа
Якорь коллектор-
ного двигателя (тя-
гового и вспомога-
тельного)
Обозначения
КК
яя
Серяесная об-
мотка двигателя
Шунтовая об-
мотка двигателя
Заземление
Реостат (омиче-
ское сопротивле-
ние)
Сериесная обмот-
ка реле
Плавкий
хранитель
предо-
Разрядник
шш
±
-V

482
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
Продолжение табл. 6
Продолжение табл. 6
Наименование
аппарата
Обозначения
Схемы управления
Блокировка контакторов
Нормально ра-
зомкнута: замы-
кается при вклю-
чении контактора
Нормально за-
мкнута: при вклю-
чении контактора
размыкается
Комбинированная
о_
Блокировки реверсора
Замкнута в поло-
жении реверсора
вперёд
Замкнута в поло-
жении реверсора
назад
вп
Наз
Вп
Наз
о—
Блокировки тормозного переключателя
Замкнута в мо-
торном положении
переключателя
Замкнута в тор-
мозном положении
переключателя
ТК-М
77Г-ЛТ
Блокировка групповых контакторов (для сериес-
параллельного переключения двигателей)
Замкнута только
при сериесном по-
ложении
Замкнута при се-
риес-параллельном,
и параллельном по-
ложении
Блокировки реле
Блокирующий
пневматический ап-
парат
Катушка электро-
магнитного контак-
тора, вентиля, реле
ксп-с
ксп-сп-п
Наименование
аппарата
Развёртка кон-
троллера управле-
ния барабанного
типа
Развёртка контрол-
лера управления
кулачкового типа
Клеммовая рейка
Штепсель и штеп-
сельная розетка
междувагонных
соединений
Кнопочный вы-
ключатель (включа-
ющий, выключаю-
щий, импульсный)
Лампа (сигналь-
ная, освещенная,
прожектор)
Аккумуляторная
батарея
Обозначения
/ 2
Ш'
2 1 2
— |- —
ti ^ t
-oJLo.
(яяя^ о о о о о ^яящ
"Г т*
—о о— —СяО о^о—
-в- нЭ- -0-
41№~~1г=
ПВ — переключатель вентиляторов; ПВУ —
пневматический выключатель управления;
ПП — переходной переключатель; ПШ — пе-
реключатель шунтировки поля; РК — группо-
вой реостатный контроллер; РМН — реле
максимального напряжения; РН — реле нуле-
вое; РП — реле перегрузки; РПН — реле по-
ниженного напряжения; РТ—реле торможе-
ния; РУ — реле ускорения; РУМ — разъеди-
нитель цепей управления и тяговых двигате-
лей; РШ — реле шунтировки; ТК и 777—
тормозной переключатель; О — заземление;
В — вперёд; Н — назад; С — последовательное
(сериесное) соединение двигателей; СП — по-
следовательно-параллельное соединение дви-
гателей; П — параллельное соединение двига-
телей; ПП и УП—полное и усиленное поле;
ОП и НП — ослабленное и нормальное поле;
М — моторный режим; Т — тормозной режим
ТЯГОВАЯ АППАРАТУРА
КЛАССИФИКАЦИЯ И НАЗНАЧЕНИЕ
Электрическая аппаратура электроподвиж-
ного состава может быть подразделена на
следующие основные группы [2]: а) контрол-
леры силовые, производящие переключения
непосредственно в силовой цепи; б) контрол-
леры управления для дистанционного упра-
вления силовыми аппаратами; в) контакторы
(индивидуальные), производящие замыкание и
размыкание силовых и вспомогательных цепей
при дистанционном управлении; г) реле, сра-
батывающие при определённом значении тока,
напряжения или других факторов и воздей-
ствующие своими контактами на другие элек-
трические цепи; д) выключатели автоматиче-
ские (автоматы), производящие автоматиче-
ское отключение силовой или вспомогатель-
ной цепи при перегрузке или коротком замы-
кании и приспособленные также для ручного
управления; е) выключатели быстродействую-
щие, производящие быстродействующее от-

ГЛ. XVI]
КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ АППАРАТОВ
483
ключение силовой цепи при перегрузке или
коротком замыкании и приспособленные так-
же для дистанционного управления; ж) плав-
кие предохранители, защищающие электриче-
ские цепи от перегрузки и короткого замы-
кания плавлением плавкой вставки; з) разряд-
ники, защищающие электрооборудование элек-
троподвижного состава от перенапряжений,
вызванных атмосферными разрядами; и) со-
противления для пуска тяговых двигателей и
вспомогательных машин, а также для других
назначений; к) токоприёмники, осуществляю-
щие электрическое соединение между элек-
троподвижным составом и контактной сетью;
л) разная вспомогательная аппаратура.
КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ
АППАРАТОВ [9]
Контроллеры силовые по конструкции
контактной системы подразделяются на бара-
банные и кулачковые. Контроллеры обоих ти-
пов выполняются с дугогашением, если они
работают с разрывом тока контактами, и без
гашения, если надёжно обеспечено размыка-
ние контактов без тока.
Барабан барабанного контроллера выпол-
няется в виде комплекта литых сегментов,
закреплённых на стальном опрессованном
изоляцией валу со сменными контактными
накладками или без них, либо в виде цилиндра
из изоляционного материала (пропитанное
дерево, гетинакс и т. п.), на поверхности
которого укреплены контактные накладки.
Параллельно оси барабана на изолированной
рейке укрепляются пружинящие пальцы с
контактными сухарями на концах (фиг. 45).
При вращении барабана контактные сухари
пальцев, набегая
или сбегая с кон-
тактных сегментов
барабана, осуще-
ствляют необходи-
мые электрические
переключения.
Дугогасяще е
устройство бара-
банного контрол-
лера обычно вы-
полняется в виде
общей сериесной
катушки, создаю-
щей магнитное
поле в зоне раз-
рыва контактов и
выдувающей дугу вверх на изоляционные
дугостойкие (обычно асбоцементные) пере-
городки, расположенные между пальцами.
При большой частоте включения, особенно
при работе с разрывом тока, барабанный
контроллер подвержен быстрому износу
вследствие несовершенства системы гашения
дуги и большого трения контактов. В та-
ких условиях целесообразнее применение ку-
лачковых контроллеров. В современных кон-
струкциях контроллеры барабанного типа
обычно применяются только для переключе-
ний без тока при редкой работе (реверсиро-
вание двигателей, иногда переключение на
тормозной режим и т. п.).
Фиг. 45. Контактный палец
барабанного коллектора: / —
пружина; 2 — хомут; 3 — стой-
ка, опрессованная изоляцией;
4 — держатель.
В кулачковых контроллерах контактные
пальцы и сегменты заменяются контакторными
элементами (фиг. 46), состоящими из непо-
движного контакта, закреплённого на крон-
штейне, и подвижного, закреплённого на ры-
чажной системе. Неподвижная и подвижная
системы соединяются в общую конструкцию —
контакторный кулачковый элемент — посред-
ством изоляционных деталей (опрессованные
изоляцией стальные рейки, прессованные изо-
ляторы, изоляцион-
ные доски). Замыка-
ние и размыкание
контакторного эле-
мента производится
кулачками вала, кото-
рые воздействуют
на. рычажную си-
стему подвижного
контакта.
Фиг. 46. Кулачковый элемент трамвайного контроллера
МТ1 (со снятой дугогасительной камерой): / — изоля-
ционная панель; 2—рычаг подвижного контакта; 3 — дуго-
гасительная катушка; 4—полюс; 5—кронштейн непо-
движного контакта.
Применяются контакторные элементы с
нормально разомкнутыми контактами (фиг. 47),
у которых замыкание контактов происходит
при набегании выступа кулачковой шайбы на
ролик подвижного рычага, и с нормально за-
мкнутыми контактами (см. фиг. 46), у которых
контакты удерживаются в замкнутом положе-
нии пружиной и размыкаются под действием
кулачковой шайбы.
Контактное давление в кулачковых кон-
такторных элементах обоих типов создаётся
обычно особой так называемой притирающей
пружиной, воздействующей на дополнитель-
ный рычаг — держатель контакта, шарнирно
связанный с основным. Поворот держателя
при замыкании обеспечивает некоторое сколь-
жение (притирание) контактов, необходимое

484
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
для обеспечения надёжности контакта. К по-
движному контакту ток подводится, минуя
шарнирные соединения, посредством гибкого
медного шунта.
У кулачковых контакторных элементов
с гашением на кронштейне неподвижного
контакта устанавливаются индивидуальные
дугогасительные устройства в виде сериес-
Фиг. 47. Кулачковый элемент группового переключателя
электровоза ВЛ: / — рейка, опрессованная изоляцией;
2 — кронштейн неподвижного контакта; 3 — дугогаситель-
ная катушка; 4 — подвижной рычаг; 5 — кулачковый вал;
¦ 6 — дугогасительная камера.
ной катушки с железным сердечником и
дугогасительной камеры с железными полю-
сами.
Для контактов кулачковых контакторных
элементов применяется твёрдая медь, иногда,
при больших нагрузках, с серебряными на-
кладками. Кронштейны и рычаги выполняются
литыми (бронза или специальный цинковый
сплав) или из железных штампованных
деталей.
Для дугогасительных камер преимуще-
ственно применяется асбест в виде спе-
циальных прессованных деталей и досок.
Кулачковый вал представляет либо набор
металлических кулачков, собранных на опрес-
сованном изоляцией валу, либо набор изоля-
ционных прессованных шайб непосредственно
на стальном валу.
В контроллерах непосредственного упра-
вления вал вращается рукояткой, обычно
установленной непосредственно на конце вала,
или иногда посредством зубчатой пере-
дачи.
Для фиксации вала на позициях применяется
специальная кулачковая шайба (храповик) и
рычаг с роликом, западающим под действием
пружины во впадины храповика.
Контроллер может иметь несколько бара-
банов или кулачковых валов. Типичной кон-
струкцией является контроллер с двумя ба-
рабанами — главным и реверсивным. В со-
временных контроллерах главный барабан,
работающий с разрывом тока, заменяется ку-
лачковым валом с дугогасящими контактор-
ными элементами. Реверсивный барабан, ко-
торому часто присваиваются и другие функ-
ции (отключение аварийных двигателей, а
иногда и переключение на тормозной режим),
гашения не имеет. Для предотвращения раз-
рыва тока реверсивным барабаном вводится
механическая блокировка, исключающая воз-
можность поворота реверсивного барабана на
рабочих позициях главного.
Подобные механические блокировки при-
меняются в контроллерах с двумя или не-
сколькими барабанами всегда, когда требуется
обеспечить определённую кинематическую
зависимость действия, т. е. запереть какой-
либо барабан на определённых позициях дру-
гого или принудительно повернуть совместно
с ним.
Силовые контроллеры дистанционного упра-
вления при редкой работе без разрыва тока
выполняются обычно барабанного типа без
дугогашения (реверсоры всех видов электро-
подвижного состава, тормозные переклю-
чатели электровозов), при частой работе —
кулачкового типа (реостатные контроллеры,
групповые и т. п.), групповые контроллеры
обычно работают с разрывом тока и снабжа-
ются дугогашением. Однако в современных
моторных вагонах успешно применяют схемы,
в которых обеспечивается работа контроллера
без разрыва тока, и последний выполняется
без дугогашения (см. стр. 435). Особую кон-
струкцию имеют многоступенчатые контрол-
леры современных трамвайных вагонов (см.
стр. 442).
Для дистанционного управления контрол-
леры снабжаются электропневматическим,
электромагнитным или моторным приводом.
Пневматический привод представляет порш-
невой механизм, действующий сжатым воз-
духом. Впуск и выпуск воздуха из цилиндров
привода производится при помощи электро-
магнитных вентилей (фиг. 48 и 49), управля-
емых дистанционно посредством схемы упра-
вления (см. стр. 476). В простейших двухпо-
зиционных контроллерах с малым углом по-
ворота (реверсор и иногда тормозной пере-
ключатель) движение поршней передаётся
валу механизмом по схеме фиг. 50. При боль-
шом угле поворота применяется передача,
состоящая из зубчатой рейки и шестерни
(фиг. 51). В многопозиционных контроллерах
остановка вала на промежуточных позициях
достигается сообщением обеих камер либо с
атмосферой, либо со сжатым воздухом; для
фиксации применяется храповик с роликом.
Такие приводы не обеспечивают вполне на-
дёжной фиксации на позициях из-за большой
скорости вращения вала и медленности про-
цесса выравнивания давлений в камерах.
Надёжность фиксации повышается при при-
менении гидропневматического привода, в ко-
тором движение поршней сопровождается
перетеканием жидкости (масла) через сужен-
ное регулируемое винтом отверстие. Надёж-
ную фиксацию обеспечивает привод проф.

ГЛ. XVII
КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ АППАРАТОВ
485
Л. Н. Решетова (фиг. 52), в котором движе-
ние поршней передаётся валу посредством
роликов, воздействующих на звездообразный
кулачок. В этом приводе для перемещения
///////////////////////л
Фиг. 48. Схема электропневматического
вентиля включающего типа: / — корпус;
2 — втулка с сёдлами клапанов; 3 — впуск-
ной клапан; 4 — выпускной клапан;
5 — сердечник; 6 — ствол выпускного кла-
пана; 7 — якорь; 8 — катушка.
Фиг.
ский
типа.
вала на одну позицию используется полный
ход поршней до упора ролика во впадину
между лучами звезды, а обратный ход порш-
ней даёт пере1
мещение на
следующую по-
зицию. Враще-
ние в одну сто-
рону достигает-
ся за счёт не-
симметричной
конфигурации
кулачков (лу-
чей).
При малом
числе позиций
обычно применяется торможение мотора упра-
вления коротким замыканием, для реверси-
ровки — переключение якоря или обмоток воз-
буждения. Реже применяется механическое
расцепление, торможение и
реверсировка посредством
муфт и дополнительных ше-
стерён.
Сравнительно редко при-
меняются электромагнитные
приводы различных систем.
Для взаимной блокировки
контроллеров дистанционного
управления с другими аппа-
ратами и, если требуется, упра-
вления вентилями собствен-
ного привода на них преду-
сматриваются, кроме силовых
контактов. вспомогательные
блокировочные контакты ба-
рабанного, кулачкового или
дискового типа.
Контроллеры управления
по своей конструкции анало-
гичны силовым контроллерам
непосредственного управления.
Применяются барабанные и
кулачковые контроллеры, име-
ющие соответственно более
лёгким условиям работы кон-
тактные детали значительно меньших разме-
ров и обычно без дугогашения. Контроллеры
выполняются для управления рукой или но-
J
49. Электропневматиче-
вентиль включающего
Обозначения те же, что
и на фиг. 48.
Воздух
Фиг. 50. Схема привода реверсора.
реключателе электровозов
(например,
групповом
для трёх
в
пе-
или
четырёх соединений двигателей) применя-
ются поршневые механизмы с тремя-че-
тырьмя поршнями, дающие три-четыре фи-
Фиг. 51. Схема привода с зубчатой рейкой.
ксированные позиции в зависимости от комби-
нации подачи сжатого воздуха [16].
Электромоторный привод с червячной или
зубчатой передачей и шунтовым или сериес-
ным мотором управления применяется для
многопозиционных контроллеров различных
систем. Для быстрой остановки на позициях
Фиг. 52. Пневматический привод проф. Решетова.
гои — педальные с пружинным возвратом,
применяемые на троллейбусах и иногда на
трамвайных вагонах.
Некоторые контроллеры (мотор-вагоны
метрополитена и магистральных железных
дорог) снабжаются устройством безопасности
в виде пружинной кнопки или рукоятки с
пружинным подъёмом, при отпускании кото-
рых на ходовых положениях происходит от-
ключение тяговых двигателей и пневматиче-
ское торможение поезда.
Контакторы (индивидуальные) по кон-
струкции контактной системы сходны с кон-
такторными кулачковыми элементами контрол-
леров, но подвижные рычаги снабжаются
индивидуальным приводом.
По типу привода различаются электро-
магнитные и электропневматические контак-
торы.
Электромагнитные контакторы
(фиг. 53) замыкаются под действием электро-
магнитного привода, якорь которого связан
с рычагом подвижного контакта, а размы-
каются под действием выключающей пружины
или веса подвижных частей при выключении
катушки привода.

486
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
В некоторых случаях применяются нега-
тивные контакторы, замыкаемые пружиной и
размыкаемые действием электромагнита, и
импульсные контакторы, удерживаемые в за-
мкнутом положении защёлкой после кратко-
Индивидуальные контакторы снабжаются
блокировочными контактами пальцевого, мо-
стикового и дискового типа.
Фиг. 53. Электромагнитный контактор: 1 — дугогаситель-
ная катушка; 2 - дугогасительная камера; 3 — подъёмная
катушка; 4 — сердечник; 5—якорь; 6 — притирающая
пружина; 7—выключающая пружина.
временного действия привода. Для размыкания
импульсный контактор снабжается вторым
электромагнитом, воздействующим на за-
щёлку.
Как правило, электромагнитные контакторы
работают с разрывом тока и снабжаются дуго-
гасительными катушками и камерами. Специ-
альные линейные контакторы выполняются
усиленной конструкции и с более мощным
дугогашением; иногда они конструктивно
объединяются в одно целое с реле пере-
грузки.
Контакторы электропневмати-
ческие (фиг. 54) замыкаются пневмати-
ческим поршневым приводом с сильной вы-
ключающей пружиной. Управление приво-
дом производится при помощи электромагнит-
ного вентиля. Благодаря большим усилиям,
которые может развивать пневматический при-
вод, и малой мощности, потребляемой катушкой
вентиля, пневматические контакторы могут
с успехом применяться для цепей с большими
токовыми нагрузками там, где применение
электромагнитного привода вызывает увели-
чение габаритов контакторов и большую на-
грузку цепей управления (силовые цепи тяго-
вых двигателей электровозов большой и сред-
ней мощности, мотор-вагоны).
Электропневматические контакторы снаб-
жаются мощным дугогашением; в некоторых
случаях при разрыве очень малых напряже-
ний (шунтировка обмоток возбуждения дви-
гателей) применяются контакторы упрощённой
конструкции без дугогашения.
Линейные контакторы обычно предста-
вляют группу из двух, трёх или четырёх
контакторов, соединённых последовательно.
Фиг. 54. Электропневматпческий контак-
тор: 1 — рейка, опрессованная изоляцией;
2 — кронштейн неподвижного контакта;
3—дугогасительная катушка; 4 — дуго-
гасительная камера;5—подвижной рычаг;
6 — изоляционная тяга; 7 — пневматиче-
ский привод с выключающей пружиной;
8 — электропневматический вентиль.
Реле весьма разнообразны по конструкции
и назначению. Применяются преимущественно
электромагнитные реле; тепловые и другие
на электроподвижном составе применяются
редко.
Реле перегрузки имеют сериесную
катушку, которая включается в защищаемую
цепь (тяговых двигателей, вспомогательных
машин). При перегрузке реле размыкает
своими контактами цепь управления соответ-
ствующих контакторов или быстродействую-
щего выключателя.
В последнем случае возможно применение
простых реле без устройства для удержания
в разомкнутом положении — самовосстанавли-
вающиеся реле. В первом случае требуются
реле с защёлкой и дополнительным электро-
магнитом для восстановления — ресетиро-
вания.
Реле максимального и мини-
мального напряжения имеют много-
витковую катушку, включаемую на напряже-
ние сети или тяговых двигателей при рекупе-
рации и реостатном торможении через доба-
вочное сопротивление.
Эти реле обычно не имеют ресетного
устройства.
Реле ускорения (торможения) служат
для управления силовыми аппаратами при
автоматическом пуске. Эти реле имеют се-
риесную катушку (иногда две), включаемую
в цепь тока тяговых двигателей. При большом

Фиг. 55. Автоматический выключатель: / - якорь; 2—верх-
ний рог ; 3 — гибкий шунт; 4 — регулирующий винт;
5 — контакты; 5—контактный рычаг; 7 — нижний рог;
8 - контактная пружина; 9 — регулируемая пружина;
10— катушка; 11 — ударник; 12 — пружина защелки;
13 — защёлка; 14 - держатель контактного рычага;
15 — пружина рукоятки; 16 — упор рукоятки; 17 - полюсы
камеры; 18 — полюс катушки.
Фиг 56
одействующий выключатель: / - неподвижный контакт; 2 — дугогасительная катушка; 3 - по-
лвижнойкоэтТкт-Г- рычагПодвижного контакта; 5 - рычаг якоря; 6' - удерживающий электромагнит; 7 ¦- регу-
лиооТочные Sh-«-рейки, опрессованные изоляцией: 9 - пневматический привод для ресетирования; ^-вы-
ключающие пежины; 11 -дугогасительная камера; 12- вспомогательная дугогасительная катушка; 13-бло-
кировочные контакты.

488
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
РАЗД. IV
токе якорь реле удерживается в притянутом
положении, при снижении тока до определён-
ной величины (ток отпадания) якорь от-
падает, и контакты реле срабатывают, вызы-
вая действие силовых аппаратов.
Для обеспечения чёткости действия реле
выполняются либо с очень высоким коэфи-
циентом возврата, близким к единице — со-
леноидные реле без замкнутой магнитной си-
стемы, либо с замкнутой магнитной системой
и дополнительной так называемой подъёмной
катушкой, которая кратковременно возбу-
ждается после срабатывания реле, обеспечивая
притяжение якоря и фиксацию системы на
следующей позиции.
При регулируемом автоматическом пуске
предусматривается либр регулирование натя-
жения пружины, либо дополнительная регули-
ровочная катушка.
Среди других реле на электроподвижном
составе применяются реле буксования, сраба-
тывающие при разности напряжений на якорях
тяговых двигателей, реле рекуперации, при-
меняющиеся в схемах с рекуперацией, раз-
личные промежуточные реле без выдержки
и с выдержкой времени до нескольких се-
кунд.
Выключатели автоматические предста-
вляют собой однополюсные выключатели кон-
такторного типа с ручным приводом для
включения и выключения и электромагнитным
выключающим устройством для автомати-
ческого выключения при перегрузке и ко-
ротком замыкании (фиг. 55). Величина тока
отпадания регулируется натяжением пружины
якоря.
Время полного выключения автомата 0,1 —
0,2 сек.
Выключатели быстродействующие пред-
ставляют собой специальную конструкцию
однополюсных выключателей большой разрыв-
ной мощности с дистанционным управлением
для включения и выключения и устройством
для автоматического выключения при пере-
ния током короткого замыкания установивше-
гося значения.
На фиг. 56 приведён быстродействующий
выключатель, применяемый на магистральных
электровозах в СССР. Для включения выклю-
чатель имеет пневматический привод, дей-
ствующий импульсивно. После включения, ре-
сетирования, подвижная система быстродей-
ствующего выключателя удерживается во вклю-
чённом состоянии электромагнитом с так назы-
ваемой удерживающей катушкой, питаемой от
цепи управления. Система подвижных рычагов
выполнена так, что при притянутом якоре
сильные выключающие пружины прижимают
подвижной контакт к непод-
вижному, стремясь одновре-
менно оторвать якорь от удер-
живающего электромагнита
(фиг. 57). Сериесный виток
действует в зоне прилегания
Фиг. 57. Схема быстродействующего выключателя:
1 —- кнопка включения удерживающей катушки; 2—кнопка
„ресет"; 3 — контакт контроллера, замкнутый на нуле-
вой позиции; 4 — вентиль привода «ресет"; 5— сигналь-
ная лампа; б — блокировки реле перегрузки.
якоря к сердечнику против
катушки и при определённом
гп т,
удерживающей
токе вызывает
по ДВСВ
J L
Фиг. 58. Плавкий предохранитель с магнитным гашением (вид с открытой крышкой): 1 — плавкая вставка;
2— гасительный полюс; 3— зажим для вставки; 4 — дугогасительная катушка.
грузках и коротких замыканиях. Отличитель-
ной особенностью быстродействующего вы-
ключателя является исключительно малое вре-
мя полного выключения (до 0,02 сек.), обес-
печивающее разрыв цепи ещё до достиже-
выключение быстродействующего выклю-
чателя.
Отсутствие защёлок со сложной кинемати-
кой, максимальное облегчение веса рычагов
(применение алюминия) и набранные из ли-

ГЛ. XVI]
КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ АППАРАТОВ
489
стов полюсы сердечника и якорь, исключаю-
щие замедляющее действие токов Фуко, обес-
печивают малое время выключения.
Л Минимальное время го-
рения дуги после размыка-
ния контактов обеспечи-
вается мощным дугогаси-
тельным устройством. Ка-
мера быстродействующего
выключателя имеет особен-
но большие размеры, и
внутри неё установлена до-
полнительная дугогаситель-
ная катушка, помогающая
действию основной сериес-
ной дугогасительной катуш-
ки, установленной на крон-
штейне неподвижного кон-
такта.
Плавкие предохрани-
тели имеют различную кон-
струкцию в зависимости от
принципа гашения дуги.
При напряжении до 1500 в
применяются предохраните-
ли с медной калиброванной
вставкой: для установки на
крыше — открытого типа с
роговыми дугогасителями,
для размещения под кузо-
вом и внутри кузова — за-
крытого типа с дугогаси-
тельными устройствами
(фиг. 58).
При высоком напряже-
нии C000 в) применяются
герметические предохрани-
тели с медной, оловянной
или кадмиевой вставкой,
гашение в которых основа-
на
ill
но
газов
Фиг. 59. Плавкий
предохранитель
стреляющего типа:
/ — плавкая встав-
ка; 2 и 3— асбесто-
вые трубки; 4—фи-
бровая трубка;5 —
взрывная камера;
6 — винт для закре-
пления плавкой
вставки.
деионизации
при высоком давлении.
Для вспомогательных вы-
соковольтных цепей пока
преимущественно применя-
ются предохранители стре-
ляющего типа (фиг. 59), у
которых плавкая вставка
заключена в трубку, откры-
тую с одного конца. Гаше-
ние происходит за счёт вы-
хлопа газов. Для вспомога-
тельных цепей при напря-
жении до 750 в применяют-
ся трубчатые предохрани-
тели с засыпкой мрамор-
ной или меловой крошкой,
способствующей деионизации и гашению
дуги.
Разрядники простейшей конструкции —
роговые —имеют неудовлетворительную харак-
теристику вследствие большой величины и
непостоянства пробивного напряжения. Иногда
применяются они в сочетании с индуктивной
катушкой, сглаживающей фронт волны пере-
напряжения.
Значительно благоприятнее характеристика
электролитического алюминиевого разрядника
Фиг.
61. Ящик пусковых сопротивлений
с чугунными элементами.
Фиг. 60. Алюминиевый разрядник: /—элемент разрядника; 2 — высоко-
омное сопротивление, шунтирующее элемент: 3—искровой промежуток с шун-
тирующим сопротивлением.
(фиг. 60), действие которого основано на пробое
оксидной плёнки электродов, восстанавливаю-
щейся при нормальном напряжении. Алюми-
ниевые разрядники требуют особо тщатель-
ного ухода в эксплоатации.
В этом отношении удобнее тиритовые раз-
рядники, основной частью которых являются
диски из тирита — материала, обладающего
свойством резкого уменьшения сопротивления
при увеличении приложенного напряжения.
Последовательно с тиритовыми дисками вклю-
чается небольшой искровой промежуток, иногда
с магнитным гашением дуги.
Сопротивления в силовых цепях выпол-
няются либо в виде чугунных литых элемен-
тов, собранных на изолированных шпильках
(фиг. 61), либо в виде гнутых на ребро лент
из специального сплава (фехраля), закреплён-
ных на металлических держателях при по-
мощи керамических жаростойких изоляторов
(фиг. 62). ;
Сопротивления в цепях управления и вспо-
могательных цепях выполняются обычно из
проволоки, намотанной на керамические труб-
ки. Иногда для защиты проволоки от механи-
ческих повреждений и окисления такие
трубки снаружи покрываются
теплостойкой стекловидной
эмалью.
Токоприёмники имеют раз-
личную конструкцию в зависи-
мости от системы токосъёма
и условий работы. При верх-
нем контактном проводе при-
меняются пантографы, бугель-
ные и штанговые токоприём-
ники, при боковом проводе —
специальные боковые и при
третьем рельсе — рельсовые.
Пантограф (фиг. 63)
представляет шарнирную раму

490
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
из тонкостенных стальных труб, в верхней
части которой расположены одна или две
стальные штампованные лыжи с медными
¦Фиг. 62. Ящик пусковых сопротивлений с ленточными
фехралевыми элементами: а — общий вид ящика сопро-
тивлений; б— элемент сопротивления: 1 — фехралевая
лента; 2 — изолятор; 3 — держатель элемента; 4 — вывод-
ная шина.
накладками или качающийся бугель с кон-
тактной вставкой из алюминиевого сплава или
графита. Посредством пружин пантограф под-
тактныи провод в широком диапазоне высоты
последнего. Для уменьшения инерции лыжи
или бугель имеют дополнительную пружинную
подвеску. Пантографы обеспечивают хороший
токосъём при значительных силах тока и ско-
рости и не требуют перестановки при изме-
нениях направления движения. Это обеспечило
им широкое применение на быстроходном
электроподвижном составе (магистральные
электровозы и моторные вагоны) и преиму-
щественное на промышленных электровозах.
Пантографы обычно снабжаются пневмати-
ческим приводом для дистанционного управле-
ния. При впуске сжатого воздуха в цилиндр при-
вода происходит натяжение пружин подъёмного
устройства, и пантограф приводится в рабочее
состояние, при выпуске воздуха пантограф
полностью опускается, отсоединяясь от кон-
тактного провода. Применяют пантографы
с постоянным натяжением пружин и приводом,
действующим против них при опускании, однако
такая конструкция создаёт опасность само-
произвольного подъёма. На трамвае и руднич-
ных электровозах применяются пантографы
упрощённой конструкции без пневматического
привода.
Бугельные то копр и ёмн ики (фиг.64)
с алюминиевой вставкой широко распростра-
нены на трамвае.
Штанговые токоприёмники со
скользящей головкой и угольной вставкой при-
меняются на троллейбусах, с роликом — на
рудничных электровозах.
Рельсовые токоприёмники имеют
различное устройство в зависимости от способа
касания с контактным рельсом — сверху, снизу
или сбоку. Токоприёмник состоит из основа-
ния, рычагов и литого чугунного или сталь-
ного башмака, прижимаемого к рельсу пру-
жинами или (при верхнем токосъёме) собствен-
ным весом.
нимается вверх, прижимая лыжу или бугель
к контактному проводу. Соответствующей
кинематической схемой подъёмного устройства
обеспечивается постоянство давления на кон-
Фиг. 63. Пантограф.
На фиг. 65 изображён токоприёмник для
нижнего токосъёма.
Разная вспомогательная аппаратура.
Кроме основных аппаратов управления и за-

ГЛ. XVI]
КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ АППАРАТОВ
491
щиты, на электроподвижном составе находит
гфименение большое количество разнообразной
вспомогательной и специальной аппаратуры
самых различных конструкций и назначений.
Разъединители и переключатели
ножевого и барабанного типа для отсоедине-
Фиг. 64. Бугельный токоприёмник.
ния и переключения вручную силовых цепей
управления и вспомогательных цепей.
Кнопочные и поворотные вы-
ключатели с предохранителями и без них
для цепей управления и вспомогательных це-
пей (управление вспомогатель-
ными машинами, отоплением,
освещением, ресет реле и т. п.).
магистралей и производят полное автоматиче-
ское соединение при сцепке вагонов. Иногда
применяются для соединения вспомогательных
силовых цепей.
Регуляторы напряжения для авто-
матического поддержания (путём изменения
сопротивления в цепи шунто^вой обмотки)
постоянства напряжения низковольтных гене-
раторов управления при изменениях скорости
вращения и нагрузки. Системы регуляторов
различны — вибрационные, с вибрирующими
угольными контактами, со столбом угольных
пластин, меняющих сопротивление при сжа-
тии, и с многоступенчатыми контактными
устройствами.
Автоматы (реле) обратного тока
для автоматического отключения генератора
управления от батареи при появлении разряд-
ного тока батареи на генератор. Автомат имеет
шунтовую катушку и действующую против
неё при возникновении разрядного тока сериес-
ную катушку.
Клапаны пантографа для управле-
ния пневматическими приводами токоприём-
ников. Неимпульсные клапаны больших раз-
меров имеют плунжерный электромагнитный
или пневматический привод, управляемый нор-
мальным электромагнитным вентилем, им-
пульсные состоят из золотникового или проб-
кового устройства с пневматическим приводом
и двумя вентилями.
Вентили регенерации для блоки-
рования пневматических тормозов при элек-
трическом торможении представляют возду-
хораспределительное устройство с электро-
магнитным управлением.
Регуляторы давления для автома-
тического пуска и остановки мотор-компрес-
соров в зависимости от давления воздуха
в резервуарах. Регулятор имеет контактную
систему, пневматический привод с диафраг-
мой, действующий против пружины, и ры-
чажную систему, обеспечивающую необходи-
мый перепад давлений замыкания и размыкания.
Фиг. 65. Рельсовый токоприёмник.
Штепсельные междувагонные
(электровозные) много контактные
соединения для связи цепей управления
при работе по системе многих единиц. В так
называемых комбинированных сцепках они
устанавливаются на автосцепке, снабжаются
устройством для соединения пневматических
Автоматические выключатели
управления представляют контактное
устройство с пневматическим управлением и
используются для автоматического выклю-
чения электрического торможения при дей-
ствии пневматического тормоза и для других
целей.

492
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. ПГ
Индуктивные шунты— катушки с же-
лезным сердечником, применяемые для шун-
тировки обмоток возбуждения тяговых двига-
телей (см. стр. 449).
Индуктивные катушки и радио-
реактор ы—катушки без железа для сглажи-
вания фронта ^олны перенапряжения, а в со-
четании с конденсаторами — для защиты от ра-
диопомех.
ОСНОВНЫЕ НОРМЫ И ТЕХНИЧЕСКИЕ
ТРЕБОВАНИЯ
По отечественным нормам [17] аппараты
для электроподвижного состава должны быть
пригодны для работы в номинальном режиме
при температуре окружающей среды в пределах
от —30 до -J-403 С (а в некоторых случаях от
—50 до -(-40° С) и на высоте не более 1000 м
над уровнем моря.
Изготовляются они на номинальные напря-
жения у токоприёмника 220, 250, 600, 825, 1650
и 3300 в и должны работать удовлетворительно
при напряжении, превышающем номинальное
на 200/0.
Аппараты, втягивающие (подъёмные) ка-
тушки которых питаются от сети, должны сра-
батывать при 50% номинального напряжения
сети, а от батареи — при 60% номинального
напряжения батареи.
Номинальное давление сжатого воздуха для
аппаратов с пневматическим приводом 5 am;
допустимые пределы давления, при которых
аппараты должны работать удовлетворительно,
75—120% номинального.
Превышение температуры частей аппара-
тов над температурой окружающего воздуха
при испытании аппаратов в номинальном ре-
жиме не должно превосходить: для катушек из
изолированного провода класса А—65° С по тер-
мометру, 85° С по сопротивлению, класса В —
85° С по термометру, 105° С по сопротивлению,
для сплошных стыковых контактов — 75° С, для
щёточных контактов — 30° С, для сопротивле-
ний константановых и чугунных — 350° С, фех-
ралевых — 450° С, для выходящего воздуха на
расстоянии 25 мм от кожуха сопротивлений —
175° С.
Изоляция аппаратов должна выдержать без
пробоя или поверхностного перекрытия испы-
тание в течение 1 мин. переменным напряже-
нием частотой 50 гц, эффективное значение ко-
торого в зависимости от номинального напря-
жения аппарата при номинальном напряжении
до 125 в составляет 800 б, от 125 до 500 в —
2U+ 1000 в, от 500 до 3300 в — 2,25?/ + 2000в.
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Для работы электроподвижного состава,
кроме тяговых двигателей, аппаратуры упра-
вления и защиты, требуется ряд вспомогатель-
ных устройств: вспомогательные машины, ото-
пление, аппаратура управления и защиты
вспомогательных цепей, освещение и сигна-
лизация и некоторые другие.
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ
На электроподвижном составе применя-
ются следующие вспомогательные машины:
мотор-компрессоры, мотор-вентиляторы, мо-
тор-генераторы (возбудители), генераторы
управления, динамоторы.
Мотор-компрессоры служат для питания
сжатым воздухом пневматических тормозов
и электропневматической аппаратуры. Пре-
имущественно применяются поршневые одно-
цилиндровые и двухцилиндровые двухступен-
чатые компрессоры,, существуют также рота-
ционные компрессоры. Производительность
колеблется в широких пределах: троллейбусы -
от 75 л/мин (свободного воздуха) при проти-
водавлении 6-7 ати, трамвайные вагоны —
400 л/мин при 6-7 ати, моторные вагоны —
700 л/мин при 7 — 8 ати, магистральные
электровозы — до 2000 л/мин при 8-10 ати.
Производительность компрессора VQ опре-
деляется средним расходом воздуха V и рас-
чётной продолжительностью включения ПВ.
Нормально ПВ = 50% и Vo = 2Vcp. Средний
расход при продолжительности рейса Т мин.
л/м ин>
где Vi, V2 и V3 — объёмы воздуха, необходи-
мого для наполнения тормозных цилиндров
при торможении, цилиндров аппаратуры при
пуске и тормозной магистрали при отпуске;
z — число остановок и торможений в пути за
рейс; V4, U, z4 — соответственно средний рас-
ход воздуха на сигнал в минуту, продолжитель-
ность и число сигналов; V5,t5,z5- средний расход
воздуха на одно сопло песочниц, общее время
действия и число одновременно действующих
сопел; Vq — расход на утечки.
Двигатели мотор-компрессоров постоянного
тока — сериесные, нормально рассчитанные на
полное напряжение сети, иногда — при напря-
жении сети 3000 в — на половину напряжения •
сети с питанием от делителя напряжения
(динамотора) или на низкое напряжение с пи-
танием от низковольтного вспомогательного
генератора. На электровозах однофазного тока
применяются сериесные, редко репульсионные
коллекторные двигатели.
Компрессор соединяется с двигателем либо
непосредственно, либо через одноступенчатый
редуктор, вмонтированный в картер компрес-
сора.
В первом случае двигатели имеют 500 —
750 об/мин, во втором 900 — 1500 об/мин. По-
требная мощность 0,8—1,1 кет на ЮООл/мин
и 1 ата. Номинальная мощность двигателя
определяется с учётом ПВ.
На трамвайных вагонах и в отдельных слу-
чаях на пассажирских электровозах применя-
лись компрессоры с приводом от оси. В со-
временных конструкциях осевые компрессоры
не встречаются.
Данные об основных типовых мотор-компрес-
сорах, применяемых на электроподвижном со-
ставе в СССР, приведены в табл. 7.

ГЛ, XVI]
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ
493
Таблица 7
Данные об основных типовых мотор-компрессорах
для электроподвижного состава
Компрессор
Тип
Э-500 . .
Э-400 . .
Э-400 . .
Э-300 . .
Троллей-
бусный . .
я 5 а
175°
700
700
7оо
Ю5
0)
о
я а
и а
ь и
&«
СЕ
8
7
7
Двигатель
Тип
ДК 404А.
ДК-406А .
ДК-406Б .
ДК407А.
ДК-652А .
ение
о.
К в
Зооо
15°°
75°
55°
55O
н
s s
о*
So
6,о
6,о
2,1
г.^5
боро-
инуту
§и
у (-1-
91,5
IO25
1О2д
1200
I2OO
Мотор-вентиляторы необходимы при не-
зависимой вентиляции тяговых двигателей
и силовых трансформаторов; иногда они при-
меняются для форсированной вентиляции пу-
ско-тормозных сопротивлений, а также для
вентиляции пассажирских помещений.
Мотор-вентилятор состоит из центробеж-
ного вентилятора и двигателя. Двигатели
постоянного тока — сериесные, на полное на-
пряжение сети, однофазного тока — также
сериесные, низкого напряжения. Режим работы
длительный. Мощность двигателя
Р =
102y)8
кет,
где V — производительность вентилятора в
мъ\сек\ Hq — полный напор вентилятора в мм
вод. ст.;тгK —к. п. д. вентилятора; для венти-
ляторов типа „Сирокко" \ = 0,40 -г- 0,55.
Производительность вентилятора
V = KzVd м*}сек,
где V$ — количество воздуха, необходимое
для одного тягового двигателя, в мг\сек\
z — число двигателей, вентилируемых одним
вентилятором; К — коэфициент, учитывающий
потери воздуха в вентиляционной системе
(/С = 1,15 4-1,20).
Полный напор вентилятора
но = нс
вод. ст.,
V2
V
где -у „- динамический напор; Нст — стати-
ческий напор, равный сумме потерь напора
в тяговом двигателе и вентиляционной системе.
На электровозах постоянного тока по сооб-
ражениям сокращения числа высоковольтных
машин применяется групповая вентиляция
всех тяговых двигателей от одного или чаще
двух мотор-вентиляторов. Однако при этом
получаются вентиляционные каналы сложной
конфигурации, и потери напора в вентиляци-
онной системе часто превышают величину
потерь в тяговых двигателях. На электро-
возах однофазного тока поэтому часто практи-
куется система индивидуальной вентиляции
с установкой мотор-вентиляторов на каждом
двигателе [16].
Возбудители для питания обмоток возбу-
ждения тяговых двигателей при рекуперации
в современных системах снабжаются самосто-
ятельным двигателем, образуя мотор-гене-
раторный агрегат. Двигатель питается от на-
пряжения сети (возбуждение шунтовое) или
при напряжении сети 3000 в имеет независи-
мое возбуждение от низковольтной цепи упра-
вления. Кроме того, двигатель снабжается
небольшой сериесной обмоткой, создающей
магнитный поток в начальный момент при
пуске.
Генератор низкого напряжения имеет неза-
висимое возбуждение, регулируемое шунтовым
сопротивлением. Применяется сериесная ком-
паундирующая обмотка для компенсации паде-
ния напряжения на зажимах генератора.
Динамоторы (делители напряжения) слу-
жат для получения пониженного напряжения,
обычно равного половине напряжения сети,
для питания прочих вспомогательных машин,
конструкция которых при этом упрощается.
Динамотор — одноякорная, двухколлекторная
машина с двумя якорными обмотками, рас-
положенными в одних и тех же пазах. Якор-
ные обмотки соединяются последовательно.
При вращении на зажимах каждой из них на-
пряжение составляет часть напряжения сети.
Возбуждение компаундное, небольшая сериес-
ная обмотка предназначена главным образом
для создания потока при пуске машины [16].
Динамотор может быть использован также
в качестве двигателя для вентилятора или
низковольтного генератора.
Генераторы управления служат для пи-
тания цепей управления и освещения, а также
для подзарядки аккумуляторной батареи. Гене-
раторы управления либо снабжаются само-
стоятельным двигателем, либо соединяются
с какой-либо другой вспомогательной маши-
ной — мотор-вен-
тилятором или ди-
намотором. Встре-
чаются конструк-
ции с приводом к
генератору от вала
тягового двига-
теля.
Наиболее упо-
требительная схе-
ма мотор-генера-
тора приведена на
фиг. 66. Двигатель
имеет сериесную
обмотку, предна-
значенную глав-
ным образом для
создания потока
при пуске, и об-
мотку независимого возбуждения. Основное
возбуждение генератора — шунтовое; кроме
того, генератор имеет сериесную обмотку,
включённую в цепь двигателя. Эта обмот-
ка обеспечивает быстрое возбуждение генера-
тора при пуске и ускоряет возникновение то-
ка в обмотке независимого возбуждения дви-
гателя. (
Для поддержания постоянного напряжения
на зажимах генератора при колебаниях на-
пряжения сети и нагрузки применяются регу-
ляторы напряжения различных систем в цепи
шунтовой обмотки генератора.
§¦*
Фиг. 66. Схема мотор-генера-
тора для питания освещения
и цепей управления.

494
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ ЭЛЕКТРОПОДВИЖНОГО СОСТАВА
[РАЗД. IV
ОТОПЛЕНИЕ
Применяются две системы отопления: элек-
тропечами и с централизованным подогревом
воздуха.
Электропечи рассчитываются на питание
от сети и соединяются группами последова-
тельно;. На электровозах электропечи устана-
вливаются в кабинах машиниста, на моторных
вагонах, трамвае, троллейбусах — в пасса-
жирских помещениях под диванами. При
централизованном отоплении воздух подаётся
в пассажирское помещение специальным мо-
тор-вентилятором через камеру с электри-
ческими нагревательными элементами; в неко-
торых случаях используется тепло пуско-
тормозных сопротивлений.
УПРАВЛЕНИЕ И ЗАЩИТА
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ ЦЕПЕЙ
Пуск вспомогательных машин осуще-
ствляется при помощи постоянно включённых
так называемых демпферных сопротивлений,
ограничивающих пусковой ток в начальный
момент. Для двигателей большой мощности,
работающих длительно (мотор-вентиляторы,
мотор-генераторы), иногда применяют пуско-
вые панели, сочетающие пусковое сопроти-
вление с контактором, который замыкает на-
коротко сопротивление после падения пуско-
вого тока.
Включение цепей вспомогательных машин
и электропечей производится при низком на-
пряжении (до 600 в) выключателями с ручным
управлением, при больших напряжениях и во
всех случаях работы по системе многих еди-
ниц — электромагнитными контакторами с кно-
почным управлением из кабины машиниста.
Иногда предусматривается специальная пози-
ция на контроллере машиниста, при переводе
на которую происходит пуск вспомогательных
машин. Кнопочное управление мотор-компрес-
сором служит только для первоначального
пуска, в дальнейшем же происходит автома-
тический пуск и остановка регулятором да-
вления, который замыкает цепь катушки кон-
тактора мотор-компрессора при определённом
минимальном давлении в резервуарах и вы-
ключает при максимальном давлении.
Вспомогательные цепи защищаются либо
плавкими предохранителями, либо электро-
магнитными или тепловыми реле. Предусма-
тривается общее для всех вспомогательных
цепей демпферное сопротивление для ограни-
чения тока короткого замыкания.
ОСВЕЩЕНИЕ
До напряжения 825 в освещение обычно
питается от сети при последовательном соеди-
нении нескольких ламп. Погасание всей группы
ламп при перегорании одной может быть устра-
нено самозакорачивающимися патронами, дей-
ствие которых основано на пробое оксидной
плёнки при приложении полного напряжения
сети. При напряжении свыше 835 в освеще-
ние питается от низкого напряжения генера-
тора управления.
Цепи освещения включаются кнопочными
или поворотными выключателями, на моторных
вагонах при работе по системе многих единиц
предусматривается контакторное управление.
На электровозах переменного тока при
частоте 162/3 гц применение нормальных ламп
накаливания затруднено в связи с пульса-
циями света. От специальных низковольтных
ламп с толстой нитью в настоящее время
перешли к питанию постоянным током от акку-
муляторных батарей (с подзарядкой их от
мотор-генераторов) или от сухих выпря-
мителей
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Алексеев А. Е., Тяговые электродвигатели,
Трансжелдориздат, 1938.
2. Аппараты электрические (терминология), ГОСТ 2774-44.
3. Гальперин Л. Л., Групповой контроллер системы
Решетова, Трансжелдориздат, 1939.
4. И о ф ф е А. Б., Расчёт перегрева обмоток вентили-
рованных машин, я Вестник электропромышленности"
№ 12, 1937.
5. И о ф ф е А. Б., О неустановившихся режимах тяго-
вых электродвигателей, „Вестник электропромышлен-
ности" № 9, 1943.
6. И О ф ф е А. Б., Коммутация тяговых электродви-
гателей при неустановившихся режимах, „Электриче-
ство" № 2, 1946.
7. К о с т е н к о М. П., Электрические машины, Гос-
энергоиздат, 1944.
8. Ковалев Н. А., Механика трамвайной подвески,
„Труды МЭМИИТ", вып. 23, 1939.
9. Кричко А. И., Тяговая аппаратура, Машгиз, 1938.
10. Л е х т м а н Л. Я.. Электрооборудование трамвай-
ного вагона типа РСС, Ред.-изд. отдел ЦБТИЭ
1945.
П.Рабинович С. В., О предельном передаточной
числе одноступенчатых зубчатых передач, „Вестник
электропромышленности" № 4, 1947.
12. Р а б и н о в и ч СВ., Проект стандарта на корри-
гирование зубчатых зацеплений, „Вестник инженеров и
техников" № 2, 1938.
13. Р а б и н о в и ч С. В., Метод расчёта вала тягового
электродвигателя, „Электрическая тяга" № 5, 1934.
14. Рабинович С. В., Механический расчёт коллек-
тора арочного типа, Бюллетень завода „Динамо" № 4—5.
6, 1937.
15. Рихтер Р., Электрические машины, т. I, ОНТИ,
1935.
16. Тихменев Б. Н., ТрахтманЛ. М., Подвижной
состав железных дорог, Трансжелдориздат, 1939.
17. Тяговая аппаратура, ВТУ НКЭП 559-45.

ТЕПЛОВОЗЫ
Глава XVII
ОСНОВНЫЕ ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ
ТЕПЛОВОЗОВ
4 января 1922 г. Совет Труда и Обороны
вынес постановление о развитии тепловозо-
строения в СССР. В ноябре 1924 г. в СССР
Т1Тэл ,
появились первые мощные тепловозы: Щ -1,
построенный на отечественных заводах,
и Э -2, построенный за границей по за-
казу СССР. Первый имел ходовую часть теле-
жечного типа, второй — жёсткую раму паро-
возного типа.
Тепловозостроение в США начало разви-
ваться значительно позднее. Первый маневро-
вый тепловоз с электрической передачей был
введён в эксплоатацию в 1925 г., первый пас-
сажирский тепловоз — в 1934 г., первый то-
варный — в 1938 г.
Теоретические основы тепловозостроения
были разработаны в СССР в стенах Мо-
сковского высшего технического училища им.
Баумана в период 1912—1922 гг.
Тепловозы получили распространение во
всех областях рельсового транспорта, как
железнодорожного, так и промышленного.
Советскому Союзу принадлежит приоритет
в практическом освоении тепловозостроения,
а также в создании теории тепловозов.
Преимущества тепловоза по сравнению
с паровозом: а) больший к. п. д. (к. п. д.
тепловозов 24—30% по сравнению с 4—6%
у паровозов); б) постоянная готовность к от-
правке и отсутствие расхода топлива на стоян-
ках; в) малый расход воды, что весьма важно
в местностях безводных и с жёсткой водой;
г) меньшее динамическое воздействие на путь,
что даёт возможность повысить статическую
нагрузку на ось на 10—15% и увеличить
соответственно конструктивную скорость;
д) увеличение годового пробега в 1,5 раза;
е) сокращение количества остановок для на-
бора воды и топлива, что даёт возможность
располагать депо на расстоянии 700—800 км
друг от друга. Эксплоатация тепловозной
тяги показывает, что наилучший эффект полу-
чается при работе с поездами на тяговых пле-
чах 350—400 км.
При сооружении новых линий для тепло-
возной тяги получается экономия в едино-
временных затратах за счёт: а) отсутствия
приспособлений для набора воды и топлива
на промежуточных стоянках; б) уменьшения
количества депо. В общем стоимость дороги для
тепловозной тяги составляет примерно 85%
от стоимости такой же дороги для паровозной
тяги.
Преимущества тепловозов по сравнению
с электровозами: а) большой к. п. д. б) отсут-
ствие единовременных затрат на устройство
питательных станций, подстанций, рабочих и
питательных проводов; в) независимость от
состояния электрического провода; г) рен-
табельность работы на подъездных путях и на
маневрах, где электровозы неприменимы даже
в случае электрифицированной дороги; д) воз-
можность использования тепловоза с элек-
трической передачей в качестве передвижной
электростанции на стройках.
Введение тепловозной тяги на железных
дорогах в значительной мере упрощает тяго-
вое хозяйство, облегчает работу обслуживаю-
щего персонала, сокращает эксплоатационные
расходы примерно на 33,0°/0 по сравнению
с эксплоатацией
паровозов и по-
тому быстро оку-
паются первона-
чальные затраты
на сооружение те-
пловозов. Сравне-
ние эксплоатацион-
ных расходов на
104 ткм (по дан-
ным МПС) парово-
зов с конденса-
цией пара и тепло-
возов в процентах
приведено на
фиг. К
Мощность те-
пловозов считается
по нормальной
мощности двига-
телей внутреннего
Л
Статьи расхода
Топливо
Смазка
Текущий ремонт
Средний ремонт
„ . 0,004,
Капитальный ремонт*
Водоснабжение 0,08~
Амортизация
30 4.0
Фиг. 1. Сравнение эксплоата-
ционных расходов на 10* ткн
паровоза с конденсацией (/7)
и тепловозаG>
сгорания Ne с допустимой кратковременной
перегрузкой до 20% в течение 10—15 мин.
Эксплоатационные требования определяют
мощность тепловозов.
Поездные грузовые и пассажирские тепло-
возы выполняются Ne = 1000-г-3000 л. с. в од-
ном экипаже. При требованиях больших мощ-
ностей сцепляют несколько тепловозов; они
управляются по системе многих единиц,
образуя ^Ne = 4000 -f- 8000 л. с.

496
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Для маневровой службы больших сорти-
ровочных станций применяют тепловозы
с Ne = 600-ИООО л. с. и более для промежу-
точных станций и для подъездных путей при-
меняют локотракторы Ne=b0 -h 300 л. с.
Для пригородных и скоростных поездов
служат автомотрисы Ne = 100 ч- 600 л. с. В ско-
ростных поездах первый и последний вагоны
имеют силовые установки, управляемые с од-
ного поста, вследствие чего не требуется
поворотных кругов.
Для промышленных предприятий и для
заводского транспорта служат мотовозы Ne =
= 50 -г 300 л. с.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ
ТЕПЛОВОЗОВ
Основная зависимость между касательной
силой тяги FK в кг и мощностью NK в л. с#
FKv
N — ¦
1 к 270
0)
где v — скорость в км/час.
Удельное сопротивление в кг\т для тепло-
возов необтекаемой формы определяется
Щ = 0«+й1 + 0.«|93.+ ^й^; B)
Яо Яо^
для моторных вагонов необтекаемой формы
Яо
+ 0,028г>
Чоп
1/
—' C)
где<70—средняя нагрузка на ось локомотива в /я;
я — общее число осей локомотива, включая
поддерживающие; F — площадь поперечного
сечения локомотива в м2.
В тепловозах и моторных вагонах с роли-
ковыми подшипниками при v = 0-т-Ю км\час
первые два члена формул B) и C) умень-
шаются на 50о/0, при и — 10-ь55 км/час умень-
шаются на 10°/0, при v^>b5 км\час указанные
формулы справедливы без изменений.
Удельное сопротивление тепловозов обте-
каемой формы получается также из формул
B) и C) уменьшением коэфициента при Fv2
примерно на 50°/0, .т. е. для тепловозов
w0 = 0,65 +
+ 0,0093 v H ~— ; D)
для моторных вагонов
«,„' = 0.65+ 1М +0,028» + .™°^. E)
Яо ЯоИ
Сильный ветер повышает сопротивление
тепловоза, что учитывается повышением ско-
рости v на 18 км/час.
Удельное сопротивление тепловоза с элек-
трической передачей типа Ээ
wo= 2,75 + 0,0011 г/2.
F)
Удельное сопротивление тепловоза на те-
лежках типа ТЭ с электрической передачей
(по данным ЦНИИ)
w' = 1,4 + 0,014» Чг 0,000311/2. G)
Удельное сопротивление вагонов — см.
гл. VII. Полное сопротивление поезда в кг
о<?±<' (po+Q). (8)
где Ро — общий вес тепловоза в т; Q — вес
вагона в т; i — уклон в °/00. При установив-
шейся скорости w0 = FK _
Подсчитанную силу тяги.Р0Я при оптималь-
ной скорости на горизонтальном участке: для то-
варных поездов von = 40 км\час, пассажир-
ских von = 80 км';час, курьерских voa =
= 100 км\час (см. ниже Fon) следует увеличить
в 3 —4 раза и принять последнюю за F
„ т. е.
~~ AF
Зная /\,
к тах, находят необходимый сцепной
вес Рс в т тепловоза по формуле
(Ю)
где <\>к — коэфициент сцепления колес с рель-
сами:
1
3,8-f 0,035i> *
(П)
Допускаемая нагрузка на ось в зависимости
от веса 1 м рельса q кг\м и от расстояния
между центрами шпал / см выражается фор-
мулой для паровозной тяги Рв — -$ , .. Для
рельсов типа Р43 допускаемая нагрузка в паро-
возах Рв -= 20,0 т.
В тепловозах с электрической и зубчатой
передачами вследствие полного уравновеши-
вания движущегося механизма нагрузку на
ось можно допустить на 10—15% больше, чем
в паровозах.
Если сцепной вес Рс известен, то число
ведущих осей
г°-рв
При общем весе РО = РС поддерживающих
осей не требуется; скорость такого тепловоза
не должна превышать 60 км/час, если веду»
щие оси образуют жёсткую базу.
При Pq^> Pc необходимы поддерживающие
оси. Нагрузка на поддерживающие оси (бегун-
ковые) берётся Pq = ^Pe, где р = 0,74-1,0. Для
сохранения равенства сопротивлений качения
всех колёс нагрузки бегунковых осей находят
из отношений
D
A2)
Диаметры колёс D мм находят в зависи-
мости от удельной нагрузки на ось по фор-
муле
/7=1000-^ кг!мм,
A3)
где р » 16ч-20 для товарных локомотивов
и р ^ 124-16 для пассажирских.
Меньшие значения берутся для нагрузок
Рв <! 20 т, большие — для Рв > 20 т. Не-
которые фирмы США увеличивают указанные

ГЛ. XVII]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ТЕПЛОВОЗОВ
497
величины примерно на 20%, что объясняется
применением более жёстких рельсов.
Согласно стандарту на колёсные центры
при Рв ^ 20 т толщина бандажа принята 75 мм,
при этом диаметры колёс по кругу катания D
равны 750, 900, 950, 1050, 1220, 1320, 1500 мм.
При Рв > 20 т толщина бандажа принята 90 мм
и диаметры колёс D равны 1080, 1250, 1350,
1530, 1660, 1750 мм.
Число оборотов колеса в минуту находится
из уравнения
A4)
"ж~~ 0.1884D
где D в м. Передаточное число / =
где
пд — число оборотов двигателя, и соответ-
ственно сила тяги выразится
A5)
где т]о = т)л# д^пЧш — коэфициент, учитывающий
механические потери в двигателе — ч\мд>
в передаче—г\п и в шатунном механизме —
ч\ш; d — диаметр цилиндров двигателя в см;
s— ход поршня в см; p-t — среднее индика-
торное давление в кг/смг\ z — число цилин-
дров; т равно 4 для четырёхтактного, 2 для
двухтактного двигателей.
Механический к. п. д. передачи у\п зависит
от тщательности изготовления и пригонки
зубьев и числа пар зубчатых колёс, участвую-
щих в передаче (см. гл. XX). При тщатель-
ном изготовлении каждая цилиндрическая пара
имеет т]„ = 0,98-^0,985, коническая % = 0,97.
При недостаточно внимательном уходе, при из-
носе зубьев и подшипников к. п. д. умень-
шается до % = 0,87, при этом колёса работают
неспокойно. Общий механический к. п. д. пере-
дачи с учётом потерь в подшипниках выра-
жается
^ = 0.98*4-0,87*. О 6)
где к — число пар колёс, участвующих в пере-
даче. К. п. д. шатунного механизма
т]ш » 0,98*-\ A7)
где z — число пар шатунов и спарников, уча-
ствующих в работе тепловоза.
Механический к. п. д. двигателя прини-
мается в четырёхтактных г\м д = 0,75-т-0,82,
в двухтактных г\м д = 0,70-^0,75.
Изменение г\мд в зависимости от числа
оборотов и нагрузки см. стр. 514.
Отношение хода поршня к диаметру
в тепловозных двигателях следует выполнять
-— = <р я 1,0, поэтому
* ~~ Ъ 200?>т
откуда
d =
FKDz-200
A8)
A9)
Формулы A8) и A9) выведены для тепло-
возов непосредственного действия. Для дру-
32 Том 13
гих видов тепловозов d определяется из мощ-
ности двигателя (см. стр. 513).
Вес qe на 1 э. л. с. двигателя в современ-
ных тепловозах приведён ниже.
Тип тепловоза
Лг,
¦ в кг/э. л. с.
Курьерский 6о
Пассажирский 6о—8о
Товарный 8о—:оо
Маневровый ioo—но
Вес распределяется на механическое и
электрическое оборудование.
Механическое оборудование курьерского
тепловоза в кг\э.л. с:
Двигатели с наддувом .... ю—12
Оборудование двигателей . . 5
Рама тележки и ската .... 27
Тормозы, инструменты .... 1,5
Итого. . . 43.5—45-5
Электрическое оборудование курьерского
тепловоза в кг/э. л. с.
Генераторы з-6
Моторы 6,8
Аккумуляторная батарея .... i,o
Приборы пуска, регулирования
и проводка 2,з
Итого. . . 13,7
Полный удельный вес тепловоза в порож-
нем состоянии 57,2—59,2 кг/э. л. с, в служеб-
ном состоянии 60,0—62,0 кг/э. л. с.
Удельный вес тепловоза, отнесённый к ка-
сательной мощности,
где f\n — к. п. д. передачи от двигателя к колё-
сам тепловоза. Указанные веса являются только
ориентировочными, к которым должен стре-
миться конструктор. Некоторые выполненные
тепловозы имеют завышенные веса.
При проектировании надо стремиться
к идеальным условиям работы машины, при
которых NK = const, что создаёт изменение FK
по равнобокой гиперболе FKv = 27ONK = const.
Дальнейшая задача сводится к нахождению
основных размеров двигателя и передачи для
данного состава поезда при определённой ско-
рости или к определению оптимального состава
и скорости тепловоза для данного двигателя.
Пример. Требуется найти состав и вес тепловоза
с двигателем Ng = 1350 л. с. при электрической передаче.
Оценивая коэфициент обслуживания, учитывающий
расход энергии на вентилятор, компрессор, насосы, осве-
щение и пр., тH(? =• 0,90, к. п. д. передачи гт - ч]г -цм iK-
- 0,95 • 0,95 • 0,95 - 0,86, где 1\г — к. п. д. генератора,
t\M — к. п. д. мотора, 7]3 — к. п. д. зубчатых колёс, по-
лучим
Ъ ~ \б^п ~ °'775'
Касательная мощность NK = 7H1350 = 1050 л. с. Соот-
ветствующая касательная сила Т"к выражается равнобокой
гиперболой Blt Вц, d, С, (фиг. 2). Конструктивная ско-
рость г»тах ¦= 1.5»ол- Оптимальную скорость на прямом
горизонтальном участке товарных тепловозов принимаем
v — 40 км!час. При этой скорости сила тяги
270ЛГ
700°

498
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Максимальная сила тяги FK ma
При v — 0 коэфициент сцепления
вес
AFon — 28 000 кг.
— 0,264. Сцепной
-¦«•»»¦¦
Если допускаемая нагрузка Р = 18 т, то число веду-
щих осей г = ——— * 6. Вес тепловоза по конструктив-
ным условиям должен быть Р0=80 ¦ 1350=108 000 кг. При-
нимаем тепловоз тележечного типа 0-3+3-0 с нагрузкой
108
на ось Р = —z— =» 18 от. Диаметр колеса из условий
в 6
1ROOO
удельной нагрузки D = —^— — 1135 мм. Ближайший по
26Q00
2W00
20000
то
о
%
-п
и
\^~
.6%.
Si
•
'JU—
i"
-—\~~~
Л
г-
Е
"Л
л. с
1200
1000
20 40
W
80 100 v км/час
Фиг. 2. Характеристика работы идеальных локомотивов;
толстые линии относятся к грузовому тепловозу с поездом
Q — 2880 т, тонкие линии - к пассажирскому или грузо-
вому с поездом Q = 745 т.
стандарту диаметр D — 1220 мм. Число оборотов колеса
©I,
т 262 об/МИН.
к 0,18840
При установившейся скорости FK= W0-~w'PQ+w"Q,
откуда
FK - w' Po
w"
Удельное сопротивление тепловоза с электрической
передачей
W' =1,4+0,014© +0,00031©'.
Принимая состав поезда на 50°/0 из четырёхосных
вагонов весом <74—70 от и на 50°/0 из двухосных вагонов
весом <7з=20 от, находим среднее удельное сопротивле-
ние [1]
„ 0,5 • 70о>4 +0,5 • 20 • w2
"О
0,5 -70+0,5- 20
©+65
где для четырёхосных вагонов w^ ~ — " — , а для двух-
// 0 4©+10
осных о>2 — U1 + 0,02© + — , откуда при vQn
—40 км\час w" <¦ 2,33 кг/т и соответственно
Сумму сопротивлений w'P0+w"Q наносят на график
при разных скоростях (фиг. 2) и строят сопротивления на
подъёмах Wy-=i (Po+Q). Пересечение последних с FK ука-
зывает установившиеся скорости на рассматриваемых за-
тяжных участках пути, т. е. даёт характеристику работы
тепловоза с составом поезда Q=2880 от.
Из фиг. 2 видно, что такой состав тепловоз может
вести со скоростью ©=20 км/час только на затяжном
подъёме 3°/оо, т. е. на лёгких участках. Из фиг. 2 видно,
что тот же двигатель N =1350 л. с. может служить для
пассажирских и курьерских тепловозов. Оптимальная ско-
рость пассажирского поезда ©„_*=• 80 км\час. Соответ-
ствующая
N,,270
*on--Z =3550 кг;
von
4/7о„= 14 200 кг;
53,8 от.
1000фл
При нагрузке на ось 18 т число ведущих осей
53,2 ,
Общий вес локомотива должен быть РотЬА т, или
удельный вес
1000Р?
q -
= 40 кг\л. с.
Тепловозы с электрической передачей по условиям
надёжности работы двигателей и передачи выполняются
с q > 60 кг/л. с. Вес тепловоза будет
60 • 1350
1000
-81 от.
Вес тепловоза, приходящийся на бегунки, 81—54=27 т,
или на один бегунок Р^-\Ъ,Ъ т. Тепловоз имеет колёс-
ную формулу 1-3-1. Диаметр ведущих колес D -
18 000
12
—425 об/мин.
«- 1500 мм. Число оборотов п
©п
Диаметр бегунковых колёс
Dg
Л 1 ООЛ Г)
« 1125 мм.
g -=
в
Ближайший размер по стандарту Dg =¦ 1050 мм, Сопро.
тивление пассажирских четырёхосных вагонов
w"= 1,4 + 0,012© + 0.0003©2;
для ©,
км\час w" = 4,28 кг/т. Состав поезда
F—w'Pa
745 от.
Построение кривой сопротивления на горизонтала
'¦ ~
и кривых сопротивления для подъёмов W^ *• i (PQ + Q)
даёт характеристику работы тепловоза с поездом Q = 745гп.
Такой тепловоз может вести поезд со скоростью
© =» 40 км/час по затяжному подъёму i = 6,Зо/оо. Вместо
пассажирского поезда можно рассматривать грузовой
поезд с оптимальной скоростью ©0„ = 80 км\час.
При удельном расходе топлива 0,2 к г/в. л. с. ч, ка-
ждый тепловоз расходует G—0,2 • 1350=270 кг\час. Первый
тепловоз совершил полезную работу в час на горизонталь-
ном участке QiVi = 2880 • 40 = 115 200 ткм, второй
Q2©2 =745-80-59 600 ткм. Отношение работ ^— -
— 1,93 « 2. Расход топлива на 104 откл< в первом случае
gx = 23,7 кг, во втором случае g3 — 45,8 кг Отношение
Si- =» 1,93 » ¦—- , т. е. расход топлива на единицу ра-
g
бо
gi x
боты приближённо прямо пропорционален средним
техническим скоростям.
Опыт показывает, что при малых скоростях к. п. д.
тепловоза понижается. Практически можно считать, что
расход топлива на единицу работы в пределах скоростей
20—40 км почти не зависит от скорости.
С увеличением скорости © > 40 км\час сопротивление
поезда возрастает более чем пропорционально © (фиг. 2,
поезд Q = 745 т). Мощность локомотива, необходимая
для преодоления сопротивлений, увеличивается. Сравне-
ние грузового тепловоза с поездом Q — 745 т при
v => 80 км/час с поездом Qo = 2880 /га при © =¦= 40 км/час
показывает, что время перевозки груза уменьшается ¦
288° л «
в 2 раза, вес поезда возрастает в ~-j~- ^4,0 раза, расход
топлива на 10* т\км увеличивается в 2 раза и расходы
на обслуживающий персонал уменьшаются в — 2 раза.

ГЛ. XVII]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ТЕПЛОВОЗОВ
499
При собственном весе вагона, равном 40% от веса
Q брутто, собственный вес вагонов для поезда весом
Q = 2880 т равен Q-p = 1150 т и для поезда весом
Q = 745 т тара Qp = 300 т. Следовательно, при увели-
чении средней технической скорости с 40 до 80 км/час
получается экономия в собственном весе вагонов
1150 — 2 • 300 = 550 т и перерасход в весе локомотива
81 • 4=324;324—106=218/и. При тепловозной тяге стоимость
топлива на 10* ткм составляет~15°/0 от расходов по экс-
плоатации тепловоза и примерно равна расходу на об-
служивающий персонал [2]. Перерасход по топливу ком-
пенсируется уменьшением расходов на обслуживающий
персонал.
Следовательно, при тепловозной тяге пе-
реход с оптимальных скоростей на более вы-
сокие вызывает значительные затраты на прио-
бретение и амортизацию тепловозов при срав-
нительно малой экономии в стоимости и амор-
тизации грузовых вагонов. Повышение сред-
них технических скоростей выше оптимальных
30—40 км\час невыгодно даже при тепловоз-
ной тяге и допустимо только в тех случаях,
когда коммерческая скорость приближается
к среднетехнической скорости.
При паровозной тяге стоимость топлива и
воды на \№ткм составляет—45% от стоимости
эксплоатации паровоза [2], поэтому переход
от оптимальных скоростей к более высоким
при паровозной тяге сопряжён со значитель-
ными расходами не только по приобретению
и амортизации паровозов, но и с увеличен-
ными расходами по топливу и воде.
Рассмотренные положения являются общими
для всех видов транспорта. Каждая транспорт-
ная машина имеет оптимальную среднюю тех-
ническую скорость.
Анализ и опыты показывают, что опти-
мальная скорость грузовых поездов должна
быть von = 30 -р 40 км/час.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. ЕгорченкоВ. и Бабичков А., Тяга поездов,
Трансжелдориздат, 1938.
2. Ш е л е с т А. Н., „Локомотивостроение" № 1, 1931.

Глава XVIII
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Требования, предъявляемые к тепловозным
двигателям
Для тепловозов, мотовозов и автовагонов
используют двигатели внутреннего сгорания
тяжёлого топлива, работающие по двух- и
четырёхтактному циклу, простого действия,
тронковые. Нормальная мощность тепловоз-
ного двигателя в л. с. составляет 80% от макси-
мальной, при которой двигатель начинает
быстро уменьшать обороты. Тепловозные дви-
гатели работают при переменной нагрузке и
переменном числе оборотов. Двигатель должен
допускать против нормальной 10°/0-ную пере-
грузку в течение 1 часа и 20°/0-ную пере-
грузку в течение 10 мин. и, кроме того, устой-
чиво работать при переменном числе оборотов
вплоть до возможного минимума, как известно,
определяемого работой топливоподающей си-
стемы и возможностью самовоспламенения
топлива.
Число оборотов тепловозных и мотовоз-
ных двигателей 600-850 в минуту, двигателей
для автовагонов 1000—1500 в минуту.
Средняя скорость поршня 6,0—11,0 м/сек.
Среднее эффективное давление при нор-
мальной мощности и нормальном числе обо-
ротов ре = 5,0 -г- 6,0 кг/см2 для четырёхтакт-
ных двигателей, ре = 4,0 -г 5,5 кг /см2 — для
двухтактных двигателей. Для повышения ре
при том же коэфициенте избытка воздуха при
сгорании применяют наддув.
Расположение цилиндров вертикальное в
один или два ряда, горизонтальное (чаще всего
для автовагонов) и V-образное. У горизон-
тальных двигателей цилиндры располагаются
по одну или по обе стороны коленчатого
вала. Число цилиндров выбирается главным
образом из условия простоты уравновешивания,
располагаемого габарита, допустимой цилин-
дровой мощности, потребной жёсткости ко-
ленчатого вала, возможности пуска двига-
теля с любого положения коленчатого вала
(при воздушном пуске). В большинстве слу-
чаев принимают 6, 8 и 10 цилиндров при
рядном расположении и 12 и 16 при V-об-
разном.
При цилиндровой мощности не свыше
150 л. с. у четырёхтактных двигателей без
наддува и 70 л. с. у двухтактных чугунный
поршень ставится без принудительного охла-
ждения. При более высоких цилиндровых'Мощ-
ностях поршень должен иметь принудитель-
ное охлаждение, преимущественно масляное.
У четырёхтактных двигателей с наддувов,
учитывая интенсивное охлаждение днища
поршня наддувочным воздухом за время пере-
крытия клапанов, цилиндровая мощность при
неохлаждаемом поршне, особенно алюмини-
евом, может быть повышена.
Степень сжатия 16—18 для двигателей без
наддува, 13—14 для двигателей с наддувом.
Отношение хода поршня s к диаметру d ци-
S
линдра — = 1,0 -г-1,4. Отношение радиуса
кривошипа г к длине шатуна / в среднем
—- = X = -j-. Центр тяжести однорядного
двигателя располагается на общей осевой пло-
скости цилиндров и отстоит от оси коленча-
того вала на расстоянии A,55 ¦— 1,65M.
Распыливание топлива бескомпрессорно-
струйное и предкамерное; форсунки закрытые
и реже открытые. Топливные насосы золотни-
кового типа или с отсечными клапанами;
привод насосов производится от кулачка и
реже . от пружины или от газов рабочего
цилиндра.
Расход топлива при нормальной мощности
и нормальном числе оборотов колеблется
от 160 до 220 г\э. л. с. ч. Топливо дизельное
(см. ГОСТ 305-42).
Смазка подшипников только циркуляцион-
ная под давлением 1,5—4,0 am. Для смазки при-
меняется дизельное масло (см. ГОСТ 160-43).
Температура масла за двигателем 40—70° С.
Расход масла 2,5—7,0 г\э. л. с. ч., снижаясь у
мощных двигателей до 1,5 г/э. л. с. ч. Масля-
ные насосы шестерёнчатые.
Пуск двигателя воздушный или электри-
ческий.
Двигатели, работающие на электрогене-
ратор, запускаются от генератора, пре-
образуемого на период пуска в электродви-
гатель.
Охлаждение цилиндров и крышек водяное
циркуляционное, с закрытой струёй. Охлаждаю-
щая вода дестиллированная или сырая, предва-
рительно обработанная для уменьшения наки-
пеобразования.
Температура воды за двигателем 60—80° С
и максимум 90° С.
Для обеспечения устойчивой работы при
всех скоростных и нагрузочных режимах дви-
гатель должен быть снабжён всережимным ре-
гулятором и регулятором предельного числа

ГЛ. XVIII]
КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
501
оборотов, назначение которого — прекращать Вес поступательно движущихся масс криво-
подачу топлива при превышении двигателем шипно-шатунного механизма тепловозных дви-
. нормального числа оборотов на 10 — 150/0. гателей, отнесенный к 1 см2 площади поршня:
Поршень G в кг/см3
Материалы для тепловозных двигателей _ „ ,
г Биметаллический (головка сталь-
Остов двигателя (фундаментная рама, кар- ™*м юбка. ^угунная).^ .°x™-. of22-oB5
тер И ЦИЛИНДрОВЫЙ блок) ЛИТОЙ ИЛИ СВарНОЙ. Чугунный без охлаждения o'i5-oJ2o
Литые ОСТОВЫ ИЗГОТОВЛЯЮТСЯ ИЗ чугуна, СПЛЭ- Алюминиевый составной 0,12—0,13
вов лёгких металлов и реже из стального H^TLZlifanpo.1 0,07-0,10
ЛИТЬЯ. ДЛЯ разгрузки ЛИТОГО Чугунного ОСТОВа ходных двигателей (п > 1000 об/мин). 0,04—0,07
от растягивающих усилий следует ставить
анкерные связи. Сварные остовы изготовляются Конструкция тепловозных двигателей
из стального листового материала или из от-
дельных стальных отливок или штампованных В табл. 1 приведены основные характери-
элементов, приваренных к стальным листам. стики тепловозных двигателей.
Таблица J
Тепловозные двигатели тяжёлого топлива простого действия
Завод
(О S 1
8
X a
Воронежский . . .
Коломенский ...
* •
Фербенкс Морз. .
Дженерал Моторс
Зульцер
Алко *....*..
*
Болдуин
*
Инглиш Электрик *
в
в
в
в
в
в
V
V
в
2В
в
V
в
в
V
140
ноо
8оо
псо
1боо
8оо
I2OO
1бОО
22OO
IO0O
2ООО
IO0O
I50O
l60O
43°
425
боо
боо
72O
75°
75°
650
7оо
74O
IOOO
б25
625
75°
16
16
190
45°
300
300
206
216
216
216
310
310
318
229
324
324
254
320
420
380
380
2X254
2б7
267
2б7
37о
39°
393
393
3°5
4.6
6,о
7-6
7.6
6,1
6,7
6,7
6,7
8,о
9.1
8,1
8,9
8,2
8,2
7,6
4.о
5.9
5,6
7-7
5.9
6,2
6,2
6,2
5.1
8,о
7.8
ю,о
5,6
8,4
7.8
35»°
24»°
15.5
ю,о
10 ,О
10,0
9,°
8,о
14,о
9.3
16,3
8,о
14,о
9.4
* С наддувом; В — вертикальное расположение цилиндров.
При сварном остове надобность в постановке
анкерных связей отпадает. Применение свар-
ного остова даёт снижение веса двигателя на
15—20%. Коленчатые валы изготовляются из
углеродистых и легированных сталей. Рассто-
яние между осями цилиндров A,4 -~ 1,6) d.
Диаметр коренной шейки @,70 -н 0,90) d и кри-
вошипной @,60 -г 0,80) d; большие значения от-
носятся к V-образным двигателям. При под-
шипниках, залитых свинцовистой бронзой,
шейки должны быть закалены.
Крышки цилиндров отливаются из чугуна
и реже стального литья и сплавов лёгких ме-
таллов. У четырёхтактных двигателей может
быть один всасывающий клапан и один вы-
хлопной или два всасывающих и два выхлоп-
ных клапана. У двигателей, работающих с над-
дувом, в целях охлаждения цилиндра надду-
вочным воздухом осуществляют значительное
перекрытие клапанов, доходящее до 160° угла
поворота коленчатого вала. Клапаны, особенно
выхлопные, изготовляются из жароупорных
сталей, что обеспечивает больший пробег
локомотива без ремонта клапанов.
Поршни чугунные или из алюминиевых
сплавов.
Материал и расчёт деталей двигателя см.
ЭСМ, т. 2, 3 и 10.
Двухтактные двигатели
Двигатель Воронежского завода
им. Сталина (фиг. 1) имеет поперечную про-
дувку; продувочный воздух подаётся ротацион-
ным компрессором, расположенным над махови-
ком и приводимым в движение от коленчатого
вала через цилиндрическую зубчатую передачу
с упругой муфтой. Цилиндровый блок, являю-
щийся одновременно ресивером продувочного
воздуха, и картер представляют общую чугун-
ную отливку. Распыливание топлива предка-
мерное или непосредственное. Топливные на-
сосы с дросселирующей иглой монтированы в
общем блоке на торце двигателя и приводятся
от коленчатого вала через винтовую зубчатую
передачу. Запуск двигателя производится от-
работавшим газом, закачиваемым в пусковой
баллон из рабочего цилиндра.
Двигатель Дженерал Моторс (фиг. 2)
имеет щелевую продувку и клапанный выхлоп.
На каждый цилиндр поставлено по четыре
клапана, приводимых попарно от двух кулач-
ков распределительного вала. Продувочный
воздух подаётся трёхлопастным насосом Рута,
приводимым коленчатым валом через зубча-
тую передачу; ротор и корпус насоса алюми-
ниевые; лопасти насоса винтовые. Давление

502
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Фиг. 1. Двухтактный двигатель Воронежского завода,
поперечный разрез.
воздуха 1,2—1,3 ата\ коэфициент избытка воз-
духа при продувке 1,35—1,45. Распиливание
топлива непосредственное. Топливный насос и
форсунка составляют единый блок (фиг. 3),
поставленный центрально в крышку. Привод
насоса производится кулачком распределитель-
ного вала через рычаг. Регулировка подачи
топлива осуществляется поворотом плунжера.
Поршень чугунный; его днище охлаждается
струёй масла, поступающей из сверления порш-
невой головки шатуна. Палец поршня плаваю-
щий. Остов стальной сварной. 12-и 16-цилиндро-
вые модели имеют V-образное расположение
цилиндров с углом между рядами 45°. Шейки
коленчатого вала закалены. Порядок чередо-
вания вспышек: 12-цилиндровый двигатель —
1л (л — левый) — 6п (п — правый) — 1п — 4л —
Зл —4п — Зп —5л —2л — 5п —2п —6л; 16-цилин-
дровый двигатель — 1л—8л—1п—8п— Зл—6л—
Зп—6п—4л—5л -4п-5п—2л— 7л— 2п—7п. Че-
редование вспышек равномерное. Степень сжа-
тия 16; давление сгорания топлива 65 am. Сма-
зочная система работает при давлении 2,5—
3,0 am.
Фиг. 2. Двухтактный двигатель Дженерал Моторс.
Двигатель Фербенкс Морз с противо-
положно движущимися поршнями, работаю-
щими на два коленча-
тых вала, имеет пря-
моточную ¦ продувку
с наддувом. Проду-
вочные окна располо-
жены вверху, выхлоп-
ные — внизу. Нижний
коленчатый вал опе-
режает верхний на
12°, вследствие чего
выхлопные окна за-
крываются раньше
продувочных. Мощ-
ность снимается с
нижнего коленчатого
вала. Верхний колен-
чатый вал приводит
продувочный насос
типа Рут со спираль-
ными лопастями и
два распределитель-
ных вала. Порядок
чередования вспышек
1-6—10—2—4 — 9 —
5—3—7—8 у 10-цилин-
дрового двигателя.
Поршень алюминие-
вый, с масляным охла- фиг 3 Форсунка.насос дви.
Ждением. Распылива- гателя Дженерал Моторс.

ГЛ. XVIII]
КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
503
ние непосредственное; форсунки закрытые. На
каждый цилиндр поставлено по две форсунки.
Давление продувочного воздуха перед окнами
1,2—1,4 ата. Остов двигателя сварной из сталь-
ных листов. Предельный регулятор устанавли-
вается на 778—835 об/мин. Число цилиндров
5, 6, 8, 9 и 10. Передача
мощности с верхнего ко-
ленчатого вала на ниж-
ний осуществляется двой-
ной конической зубча-
той передачей с косым
зубом.
сывающих и по два выхлопных клапана, при-
водимых попарно.
Фазы газораспределения. Всасы-
вающий клапан — открытие за 27° до в. м. т..
Четырёхтактные дви-
гатели
Двигатели Коломен-
ского завода. На фиг. 4
показан двигатель, име-
ющий непосредственное
распыливание топлива и
закрытые форсунки; то-
пливные насосы с отсеч-
ными клапанами регули-
руются на начало и ко-
нец подачи и приводятся
от распределительного
вала. Поршни чугунные,
со стальной отъёмной
головкой и масляным
охлаждением. Цилиндро-
вый блок состоит из
индивидуально отлитых
стальных цилиндров.
Фундаментная рама сталь-
ная литая. С наддувом
от газотурбинного агре-
гата двигатель развивал
1754 Л. с. при 497 об/мин.
На фиг. 5 и 6 пока-
зан двигатель, имеющий
непосредственное распы-
ливание топлива, закры-
тые форсунки и топлив-
ные насосы золотни-
кового типа. На ци-
линдре по два вса-
Фиг. 4. Четырёхтактный двигатель Коломенского завода, d — 450 мм, S - 420 мм;
поперечный разрез.

Фиг. 5. Четырёхтактный двигатель Коломенского завода, d = 300 мм, s — 380 мм; общий вид.

ГЛ. XVIII]
КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
505
посадка при 37° за н. м. т.; выхлопной кла-
пан — открытие за 32° до н. м. т., посадка при
25° за в. м. т. Поршни алюминиевые, с пла-
вающим пальцем. Конструкция двигателя блоч-
L.---
Фиг. 6. Четырёхтактный двигатель Коломенского завода,
d = 300 мм, s — 380 мм, поперечный разрез.
ного типа с анкерными связями. Цилиндровый
блок, фундаментная рама и стойки отлиты из
чугуна. Коленчатый вал без термообработки.
Порядок чередования вспышек 1—4-2—6-8—
5-7-3. Пуск воз-
-Генератор душный. С НЭДДу-
вом от газотурбин-
ного агрегата дви-
гатель развивал
1100 л. с. На фиг. 7
дана схема уста-
новки на тепловозе
двух шестицилин-
дровых двигателей
с наддувом.
На фиг. 8 показан двигатель завода Зуль-
цер, имеющий предкамерное распыливание то-
плива, закрытую форсунку и насос с перепуск-
ным клапаном. Поршень алюминиевый, с паль-
цем, неподвижным относительно шатуна. Ци-
Генератор -
Фиг. 7. Схема расположения
двух двигателей на тепло-
возе.
линдровыи блок, картер и фундаментная рама—
отдельные чугунные отливки. Анкерных свя-
зей нет. Двигатель был установлен на совет-
ском тепловозе Ээл -8.
На фиг. 9—10 показаны двигатели за-
вода Алыо с непосредственным распылива-
нием топлива, закрытыми форсунками и то-
пливными насосами золотникового типа. Пор-
шень алюминиевый, с плавающим пальцем.
Цилиндровый блок и фундаментная рама от-
литы из чугуна. Крышки чугунные. Число кла-
панов на цилиндре — два всасывающих и два
выхлопных. Фазы газораспределения: всасы-
вающий клапан — открытие за 80° до в. м. т.,
посадка при 35° за н. м. т.; выхлопной кла-
пан — открытие за 50° до н. м. т., посадка при
54° за в. м. т. Наддув от газотурбинного агре-
гата, монтированного на торце двигателя.
Другой двигатель завода Алко имеет
d=229 мм, 5 = 267 мм, 16 цилиндров, с вы-
соким наддувом; непосредственное распыли-
вание топлива; алюминиевый поршень с масля-
ным охлаждением, два всасывающих и два
Фиг. 8. Четырёхтактный двигатель Зульцера, d «¦ 310 мм,
s = 370 мм.

506
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Фиг. 9. Четырёхтактный двигатель тепловоза д\ d —318 мм, s — 330 мм, поперечный разрез.

Отвод
охлаждающей воды
439-
-5089
Фиг. 10- Четырёхтактный двигатель
тепловоза ДА> общий вид.

508
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
выхлопных клапана на цилиндре. Цилиндро-
вый блок и фундаментная рама сварные.
На фиг. 11—12 показан четырёхтактный
двигатель завода Зульцер. Цилиндры распо-
ложены в два ряда; каждый ряд работает на
свой коленчатый вал. Коленчатые валы при-
водят через прямозубую цилиндрическую пе-
редачу вал, соединяемый с генератором, число
ложена в крышке центрально. Поршень алю-
миниевый, с масляным охлаждением. Число
9 7
Фиг. 12. Схема четырёхтакт-
ного двухрядного двигателя
Зульцера.
Фиг. 11. Четырёхтактный двухрядный двигатель Зульцера,
поперечный разрез, d — 310 мм, s — 390 мм.
оборотов которого в 1,2 раза больше числа
оборотов коленчатого вала. Цилиндровый блок
и фундаментная ра-
ма— чугунные от-
ливки. Наддув от
газотурбинного аг-
регата типа Рато.
На фиг. 13 и 14
показан предкамер-
ный двигатель за-
вода Болдуин 1000
л. с. без наддува.
Предкамера расположена в крышке. Да-
вление конца сжатия 32 ата, сгорания 50 ата.
Порядок чередования вспышек 1—4—7—6—
8—5—2—3. Топливная аппаратура Бендикс-
Сцинтилла. Крышки и цилиндровые втулки
отлиты из легированного чугуна. Поршень
алюминиевый. На цилиндр поставлено по од-
ному всасывающему и выхлопному клапану.
Распределительный вал приводится коленча-
тым валом через цепную передачу. Картер
и фундаментная рама стальные сварные. Диа-
метр коренной шейки вала 222 мм, диаметр
кривошипной шейки 213 мм.
Другой двигатель того же завода, имеющий
непосредственное распыливание топлива и
наддув от газотурбинного агрегата типа Эллиот-
Бюхи, развивает 1500 л. с. Форсунка распо-
Фиг. 13. Четырёхтактный предкамерный двигатель тепло-
воза дБ, поперечный разрез: 1 — распределительный вал;
2 — топливный насос; 3 — форсунка; 4 — предкамера;
5 — регулятор; 6 — всасывающий коллектор; 7 — выхлоп-
ной коллектор; 8 — напорная масляная магистраль; 9 — ма-
гистраль горячей воды; 10 — магистраль холодной воды.
клапанов на цилиндре—два всасывающих и
два выхлопных. Остов двигателя сварной [7,
10, 15—18].
НАДДУВ ДВИГАТЕЛЕЙ
Теоретическое обоснование наддува
Применение наддува четырёх- и двухтакт-
ных двигателей обеспечивает снижение веса
двигателей на 1 л. с. и увеличение мощности
при том же тепловом напряжении [14]. Наддув
осуществляют помощью воздуходувок, выпол-
няемых в виде вентиляторов Рута или центро-
бежных компрессоров с окружной скоростью
на лопатках 320—380 м/сек [12]. Привод возду-
ходувки может быть механическим, электриче-
ским или газовым. Последний осуществляется
за счёт энергии выхлопных газов двигателя
(фиг. 15). Наддув можно производить при
существующей степени сжатия е или при
уменьшенной. Конечное давление сжатия рс:
A)

ГЛ. XVIII]
НАДДУВ ДВИГАТЕЛЕЙ
509
Фиг. 14. Четырёхтактный предкамерный двигатель тепловоза ДБ, сторона распределения: /—топливный насос; 2 —фор-
сунка; 3 — регулятор; 4 — водяной насос; 5 — масляный фильтр; 6 — заливочное отверстие цля масла.
где ра и va—давление и удельный объём
воздуха в начале сжатия; п — показатель по-
литропы сжатия.
Рабочий объём цилиндра Уй = (г—1) Vc;
Vc—объем сжатия. Вес всасываемого воздуха
на один ход при рн, Тн в ресивере и при коэ-
фициенте подачи t\v
:= 0,03411ъ(.-
B)
где 7=1.183 кг/ж3 — удельный вес воздуха
при рп = 104кг/л*3; Г0 = 288° К пои влажности
Фиг. 15. Схема наддувочного агрегата: /—двигатель вну-
треннего сгорания; 2 — выхлопной трубопровод; 3 — сопло
газовой турбины; 4 — колесо газовой турбины; 5 — возду-
ходувка; 6 — воздушный фильтр-, 7 — воздушный нагнета-
тельный трубопровод; 8 - охладитель воздуха; 9 — всасы-
вающий трубопровод.
60%; Д — добавочный вес распыливающего воз-
духа в компрессорных двигателях.
Количество горючего на один рабочий ход
поршня при теоретически необходимом ко-
личестве воздуха на 1 кг топлива Lo и из-
бытке его а будет
_
0,0341
aLQT
QTH
Индикаторная работа за один ход поршня
в тепловых единицах
D)
где QH — низшая теплотворная способность
топлива, гц — индикаторный к. п. д.; откуда
среднее индикаторное давление
Pi =
14,6
10*
Коэфициент подачи (см. ЭСМ» т. 10, гл. V)
Ра Тм
1
е—1 рн
поэтому
14,6
р;=
—^т • ; . . , ч —
104 (е — 1) otL 0 A -|- -\г) Та
E)

510
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Из формулы F) следует: 1) при постоян-
ных е, а и Та увеличение pi прямо про-
порционально давлению всасывания ра; 2) при
уменьшенном е, но при постоянных апГа уве-
личение pi происходит частично за счёт ра и
частично за счёт уменьшения е; 3) в обоих
случаях pi увеличивается за счёт уменьшения
коэфициента остаточных газов -\г\ 4) с увели-
чением pi увеличивается ч\м б (см. ниже), по-
этому практически в больших двигателях Ne
увеличивается прямо пропорционально давле-
нию наддува рн,
в малых двигате-
лях Ne увеличи-
вается в отноше-
нии 0,9 рн. Приме-
нение наддува в че-
тырёхтактных дви-
гателях связано
также с продув-
Прод и наддув-
Фит. 16. Схема распределения
всасывающего и выхлопного
клапанов.
J,
гг
/7
/F
Pi
* 1266/7 С
*169j6 об/мин
*5275смг
1 I
— —
/
\
У

|
/
\
-1
Фиг. 17. Индикаторная диа-
грамма четырёхтактного двига-
теля с наддувом.
кой остаточных га-
зов Gг = 0) в пе-
риод, когда всасы-
вающий клапан от-
крывается, а вы-
хлопной остаётся
ещё открытым
(фиг. 16). Расход
сжатого воздуха на
наддув и продувку
по объёму на—^0°/0
больше рабочего
объёма цилиндра.
Продувка должна производиться в период
падения давления в выхлопном трубопро-
воде, чему в многоцилиндровых двигателях
можно удовлетворить, соединяя три ци-
линдра, выхлопы которых отстоят на 240°,
в одну выхлопную трубу, подводящую газ к
соответствующим
соплам газовой
турбины. При вы-
соком наддуве
можно рн держать
выше давления вы-
хлопных газов. Ин-
дикаторная диа-
грамма двигателя с
наддувом (фиг. 17)
имеет сходство с
диаграммой без
-Л
/
/
Ne° 1266л с
п • 169,6о5/»ип
Ч~1 ^ «-Л CiW-ч
Фиг. 18. Диаграмма четырёх-
тактного двигателя с надду-
вом, снятая слабой пружиной.
наддува.
На фиг. 18 по-
казана диаграмма
всасывания и выхлопа, снятая слабой пружиной,
а на фиг. 19—протекание давления газов в тур-
бине в зависимости от времени или угла по-
ворота кривошипа [9]. Наддув при низких
Фиг. 19. Давление газов перед турбиной: 5 — ход
поршня.
Температура воздуха в турбокомпрессорах
превышает температуру, получающуюся при
адиабатическом сжатии за счёт утечек и по-
догрева воздуха от стенок (фиг. 20). При над-
дуве />i]>l,3 кг)см2 целесообразно ставить
холодильник.
Помимо этого необходимо:
1) чтобы насос для топлива допускал по-
вышенную подачу соответственно увеличе-
//
//
{
А
А
У
/
/
/
W
/
/
\/
^—
/
у/
--
/ /4 1,8 22- 2,6рккг/смг
Фиг. 20. Температура воздуха
после турбокомпрессора в за-
висимости от давления сжа-
тия рк ата.
Фиг. 21. Выхлопной
клапан с уплотнением
шпинделя и охлаждае-
мой направляющей.
нию Ne, что достигается увеличением d или s
плунжера;
2) уплотнение штоков выхлопных и всасы-
вающих клапанов, что достигается примене-
нием лабиринтов, сальников, колец (фиг. 21);
мнрт
cm
700
600
500
ГС
20
-20 ¦
¦300
200
100
-60
0
N
\
t
КС
>
9е
0,9
0,7
0,6
0,5
ge7.
120
110
100
1000 2000 3000 W00 Нм
давлениях рн ~ 1,3 кг\смг осуществляется без
ХОЛОДИЛЬНИКа И без усиления деталей нормаль- Фиг. 22. Изменение р, t, A'e, gg в зависимости ОТ
ного двигателя. высоты двигателя над уровнем моря.

ГЛ. XVIII]
НАДДУВ ДВИГАТЕЛЕЙ
511
3) охлаждение направляющей штока вы-
хлопного клапана (см. фиг. 21);
4) увеличить перекрытие клапанов при
распределении для обеспечения продувки
(см. фиг. 16);
5) уменьшить е за счёт уменьшения про-
кладок в головке шатуна или путём при-
менения прокладки между рубашкой и ста-
ниной или между крышкой и цилиндром дви-
гателя;
6) повысить давление распыливающего
воздуха в двигателях с воздушным распыли-
ванием пропорционально давлению наддува
(при малом компрессоре следует засасывать
воздух в первую ступень из наддувочного
компрессора), а также увеличить сечения
выпускных отверстий форсуночного мунд-
штука или увеличить число отверстий в
мундштуке с соответственным усилением пру-
жины.
Наддув обеспечивает работу двигателя
с нормальной нагрузкой на разных высотах
над уровнем моря (фиг. 22), улучшает тяго-
вые свойства двигателя и уменьшает расход
топлива.
Выполненные конструкции
Как показывают опыты, наддув двигателей
следует включать после достижения 0,75 Ne
(фиг. 23). При меньших нагрузках двигатель
работает экономичнее без наддува. При более
высоких нагрузках двигатель с наддувом ра-
ботает так же экономично, как и двигатель
соответствующей мощности без наддува. При
одинаковом избытке воздуха в двигателях
с наддувом тепловой процесс протекает при
Об/мин
360
350
ДРнад
мм.рт
cm
260
240
220
меча
220
200
1ЯП
л
куем
10
8
6
ч
t°r
500
300-
inn
-
\
/7
..
^s с наддувом ~~у*
ge Без наддува
H» !
^>
ДРнад
—±-
_-
---
.
'0 025 0,50 0,75 1,0
Фиг. 23. Результаты испытаний четырёх-
тактного четырёхцилиндрового двигате-
ля N. =- 300 л. с. при п = 350 об/мин.
тех же температурах, что и без наддува,
при условии одинаковой температуры всасыва-
ния [3, 4].
Переходящее в охлаждающую воду
тепло в двигателях с наддувом уменьшается
на 5 —10% против двигателя без наддува, или
передача тепла в воду на 1 э. л. с. ч. умень-
шается примерно обратно пропорционально
давлению наддувочного воздуха. Давление
наддува в двухтактных двигателях рн =
= 1,14-6,0 ата, в четырёхтактных рн =
= 1,1-?-15,0 ата. При максимальных значе-
ниях рн двухтактные и четырёхтактные двига-
тели превращаются в механические генераторы
газов (см. гл. XX).
На фиг. 24 показан разрез турбокомпрес-
сора для автомотрисных 12-цилиндровых дви-
Фиг. 24. Разрез турбокомпрессора: 1 — воздушный фильтр;
2 — фитиль для смазки; 3 — лабиринты и уплотнение ;
4 — колесо воздуходувки; 5 — изоляция; 6 — выхлопной
ресивер турбины; 7 — штуцер отходящих газов; 8 — об-
шивка; 9 — сопловое кольцо; 10 ~ колесо турбины;
11 — штуцер, подводящий газы; 12 — подвод масла;
13 — спуск масла; 14 — нижний подшипник.
гателей Майбах (d = 160 мм; s = 200 млц
Ne = 600 л. с. при п = 1400 об/мин).
Среднее индикаторное давление без наддува
pi = 6,2 кг/см2, с наддувом рг — 8,0 кг\см?.
При п = 1300 об/мин компрессор подаёт в ци-
линдры двигателя 56 мг\мин воздуха при из-
быточном давлении 0,4 кг/см2.
На фиг. 25 дан разрез наддувочного агре-
гата двигателя тепловоза ДА, имеющего Ne =
= 1000 л. с. и/г = 740 об/мин (без наддува
Ne = 660л. с). Давление наддува рн — 1,35 ата,
давление газов перед турбиной 3,25 ата.
При п =10 300 об/мин производительность
турбовоздуходувки 230 м*\мин. Температура
газов перед турбиной 480° С, после —226° С.
Наибольшая допустимая температура газов
перед турбиной 565° С.
Турбокомпрессоры работают хорошо при
незначительном диапазоне изменений числа
оборотов двигателя, как, например, в тепло-
возах с электрической передачей. Если же
обороты двигателя изменяются в широких гра-
ницах, например, в тепловозах с механической
передачей, то турбокомпрессоры неприменимы,
что следует из примерных характеристик га-
зовой турбины (фиг. 26, а) и компрессора

to
Фиг. 25. Наддувочный агрегат тепловоза Д^: / — патрубок для подвода газов; 2 — направляющий аппарат; 3 — колесо турбины и вал; 4 — лопатки турбины; 5 — верхняя часть
корпуса турбины; 6 — газоотводящий канал; 7 —диффузор воздуходувки; 8— колесо воздуходувки; 9 — каналы для отвода воздуха; 10 — канал для соединения с карте-
ром двигателя; Л — цилиндр для прикрепления фильтра; 12 — подшипники турбины; 13 — подшипник воздуходувки; 14 — нижняя часть корпуса турбины; 15 — штуцер для
подвода воды; 16 — штуцер для отвода воды; 17 — штуцер для подвода масла; 18 — штуцер для отвода масла.

ГЛ. XVIII]
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДИЗЕЛЕЙ
513
(фиг. 26, б), работающих при переменном числе
оборотов.
На фиг. 27 приведены результаты испыта-
ния нагнетателя типа Лоренц для двига-
теля 300 л. с. с воздушным охлаждением ло-
1
/
1
/
/
NN
NN
\-1и
О 0,1 02 03 Ob 0,5 %=/(/?)
о)
Фиг. 26. Характеристика центробежного нагнетателя при
л = var: а — газовой турбины; б — компрессора.
паток турбины. Температура газов перед тур-
биной tlt после турбины t2. Вследствие утечек
количество засасываемого воздуха G\ значи-
тельно больше подаваемого G%. Этим объяс-
няется, что давление газов рг в ресивере
леред турбиной резко отличается от давления
воздуха рк, сжатого в компрессоре.
При п = 25 000 об/мин —- = 2,1. В пра-
Рк
Рг
видьно сконструированных нагнетателях — =
= 1,0—0,93.
Для двигателей, работающих с переменным
числом оборотов, применяются приводные
(%ас
400
300
200
WO
01
tuc
500
300
WO
/
ft*
/
f
Рг
J
/
У
7
f
у
/
-Рк
/
j
/
f
мм.рт
ст.
200
160
120
80
О 10000 20000 п о6/мин
Фиг. 27. Результаты испытания турбо-
нагнетателя Лоренца для двигателя
Л' =300 л. с.
двухскоростные нагнетатели (центробежные
или объёмные типа Рут).
Последние применяются также для продув-
ки и наддува двухтактных двигателей [1, 5,
12, 14].
33 Том 13
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДИЗЕЛЕЙ
Общие сведения
Нагрузка тепловозных двигателей резко
изменяется от холостого хода до максималь-
ной мощности. Мощность двигателя
Fspxnz
25W
(б)
где F — площадь поршня в см^\ &—ход
поршня в м\ г — число цилиндров; т — такт-
ность.
При воздушном распиливании
топлива процесс сгорания заканчивается при-
мерно на половине хода; температура выхлоп-
ных газов равна 400—450°С при Pi=7,5 кг\см%
и а = 1,75 4- 1.85. Воздушное распиливание
позволяет снижать обороты двигателя при
полной нагрузке до */4 от нормального и
применять в качестве топлива мазут.
Предкамерное распыливание
происходит при давлении в насосе 100—120 am,
допускает применение тяжёлых топлив и по-
зволяет снижать обороты двигателя до !/3 от
нормального.
Струйное распыливание осуще-
ствляется при высоких давлениях в насосе и
Тд'К
900
700
600
500
too
300
и?
у
/
//
У
Ц2У}
vA
тв-
Pi
j
/\
Ц2^
У
'/
ш
ш
гуу
/.
//
/У
р,
кг/см
О 1 2 3 4 5 6 Ре
Фиг. 28. Переброска нагрузки с одного цилиндра
на другой и соответственное изменение темпера-
тур выхлопа в двухцилиндровом двигателе N —
¦=¦ 60 л. с, п =530 об/мин, d = 23 мм, s — 30 мм,
• = 11,3.
форсунке порядка 250—400 am. Предохрани-
тельный клапан ставится на 500—750 am. Сни-
жение оборотов при полной нагрузке допу-
скается до ~ г/2 нормального. Для повыше-
ния эластичности двигателя давление в на-
сосе при нормальных оборотах двигателя
доводят до 1000 am и выше или же приво-
дят в движение топливный насос двумя шай-
бами различного профиля." Высокие давления

514
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
обусловливают тщательность изготовления всей
топливоподающей аппаратуры.
Струйное распыливание требует топлива,
свободного от твёрдых частиц и не коксую-
щегося.
На фиг. 28 показана переброска нагрузки
с цилиндра / на цилиндр 2 и соответственное
изменение температур выхлопа, что может
иметь место в результате неплотности штока
насоса во втулке, клапанов всасывающего,
нагнетательного, отсечного и стержня и гнезда
сопла форсунки, а также вследствие засорения
мундштука форсунки и фильтра при насосе.
Показателем неисправности работы двига-
телей служит температура выхлопных газов
в выхлопном патрубке каждого цилиндра.
В зависимости от вида передач регулиро-
вание двигателей в тепловозной службе воз-
можно при п = const, р{ = var или п = var,
р{ = const. Особенности того или другого
вида регулирования выясняются при рассмо-
трении чисто механического к. п. д. (нетто)
т\ и гидромеханического (брутто) tj^ л
При определении мощности двигателя часто
находят pi без учёта отрицательных давлений
при всасывании и при выхлопе. В этом случае
механический к. п. д. (брутто) будет
Механический к. п. д. (нетто) равен
G)
(8)
где Nz — гидравлические потери.
Механические потери обусловлены
трением в подшипниках, в поршнях, в распре-
делительном механизме, в масляном и водя-
ном насосах, в компрессоре. Если принять все
чисто механические потери за 100%, то потери
в отдельных механизмах выразятся примерно
так: в поршнях — 75%, в подшипниках — 20%,
в распределительном механизме — 2%, в мас-
ляном и водяном насосах — 3%. В общем все
чисто механические потери в бескомпрессорных
двигателях составляют 12—13%, в компрес-
сорных 15—160/0 от N,g. Чисто механические
потери пропорциональны числу оборотов. Сум-
марные гидравлические и механические по-
тери достигают 20—30% от Л^ ^.
Гидравлические потери образуются
при всасывании воздуха, при выталкивании
газов, а также от вентиляции движущихся
частей механизма. Гидравлические потери во-
дяной и масляной канализаций невелики, и
поэтому их можно учитывать совместно с по-
терями при всасывании и выхлопе.
Отрицательное давление Арспрп всасывании
АРс-7сA+Сс)^|
давление при выхлопе
где 7с — удельный вес воздуха; т8 — удельный
вес газов; ?с, С, — коэфициенты сопротивления
всасывающего и выхлопного трактов. Вместо
скоростей всасывания и выхлопа vc и va можно
F snF _
поставить vт = ст —=- = - „^ , где г — пло-
щадь поршня, /—живое сечение клапана,
тогда
(9)
A0)
Для четырёхтактных двигателей беском-
прессорных С<т = 6,5, Св = 18,0, компрессорных
Сс = 13,0, Св = 36,0 с учётом потери мощности
на компрессор.
Мощность, затрачиваемая на гидравли
ческие потери,
N2 =
2250т
Характеристики четырёхтактных
дизелей
Для получения характеристики четырёх-
тактных дизелей при n = const, pe = var сле-
дует на оси абсцисс отложить части эффектив-
Ре
ного давления J~E-, по оси ординат при
Ре н
Ре
D
= 1,0 нанести AB = Ni6 = 1,0; AD = NM;
Ре н
DC = Ыг (фиг. 29). Через точки D и С про-
вести параллели оси абсцисс. Если соединить
точки С и В и провести D'b параллельно С В,
ВС Ne Bid Nel
^7 = TUtf; ~ГЖ
С
т0 AB-==
характер изменения ч\м $ выразится кривой
^с и п ' Db Ne
OEiE. Соответственно ¦ . р = ¦ = t\M я;
АВ NiH
D\bx Nei
Хр = тгр- = Т|Л н; кривая Ое\е выражает из-
менение Т1м.н->Ре н~нормальное эффективное
В
0,2
О
0,2 Ofi
Фиг. 29. Изменение ц н, -t\M g, g л ц в четырёхтакт-
ном двигателе тяжёлого топлива при п — const, р — vtr.
давление; rj^. g и i\M. н—механический к. п. д.
брутто и нетто.
Для четырёхтактных дизелей приближённый
расход топлива gi в г/а. л. с. ч. в зависимости
ОТ-ГТ-- приведён в табл. 2.
"е н

ГЛ, XVIII]
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДИЗЕЛЕЙ
515
Таблица 2
Расход топлива для четырёхтактных дизелей
Ne
Nen
i,a
I,О
о,75
о,58
g. в г/и. л. с. ч. для дизелей
бескомпрессорных
15°
14о
138
компрессорных
15о
144
142
141
14о
Зная gfr можно построить кривую ge по
формуле
ge = ~bT7' A2)
а также кривую
632-1000
A3)
Кривые г[м6, т\м «, g"e и i\g вполне характе-
ризуют работу двигателей при п = const,
ре = var.
Для получения характеристики четырёхтакт-
ных дизелей при рj=const, n=var следует отло-
жить по оси абсцисс —, а по оси ординат
при —=1,0 нанести А В = Nt б\ AD = NM;
Н
DC=NZ. Затем нужно точку D соединить пря-
мой с началом координат и, отложив Db=-Ne,
также соединить b с О (начало координат)
(фиг. 30).
Из фиг. 30 следует:
РЬ
АЬ
АхЬг
'N,
Const.
in
Согласно формуле A1) откладывают вели-
чины Nz при разных —, т. е. 0,83 DC....0.63 DC.
пн
Если полученные точки соединить кри-
вой ОС\С и от неё отложить С В = Ne,
СхВх = 0,6 Ne и т. д., то в результате по-
лучится кривая ОВ1В== Njff при различ-
СВ N
Ne
Ni6
= Ъ/. б">
п СИ
ных —. Отношения -рн*
пн АВ
СЛВХ = Ng __
AiB\ Ni6 М'6' „
Полученная кривая Е^Е показывает, что т\м.$
увеличивается с уменьшением п.
Если принять при — = 1,0 расход топлива
Н
в г/и. л. с. ч. равным 1,0, то согласно
Si я
опытам -51- при других отношениях — равно
?- = 1,2 1,0 0,8 0,6 0,4
п
^- = \,2 1,0 0,95 0,96 0,98
Si н
Зная gi, можно построить ge и т\е как /(— )
при ре = const. В действительной службе транс-
портные двигатели работают при постоянной
подаче топлива, что приближённо соответ-
ствует р{ = const при л = van Для построения
кривой Ng =f{n) нужно отложить при — = 1,0
Н
¦ 1,0 (фиг. 31, а) и провести линию ВО,
которая выразит изменение Niff — f(n). Если
ординаты прямой помножить на соответствую-
щие г\Мтб (фиг. 30), то получится кривая N0,
имеющая N_mav при некотором —-- При
пн
о
Фиг,
ном
О? 0,4 0,6 0,8 1,0 щ |
30. Изменение t\M H, i\M g, g и tje в четырёхтакт*
двигателе тяжёлого топлива при р. — const, п — var*
дальнейшем увеличении п мощность Ne быстро
уменьшается. Чем больше ¦—, тем при боль-
ших п получается Л^ шах.
В тепловозных двигателях п = 450 -4-
-J-1000 об/мин соответственно средняя скорость
воздуха в клапанах vm = 60 -=- 75 м/сек. При
этих скоростях кривая Л^ мало отличается от
прямой. В двигателях авиационных и танковых
кривая Ne = f(n) имеет максимум Nemax-
Крутящий момент выражается
= 716.2
(И)
Сила тяги в тепловозах непосредственного
действия при диаметре колёс D в м находится
из равенства работ двигателя и на ободе
колеса.
где d — диаметр цилиндра двигателя в см;
D — диаметр ведущих колёс в м.
Формулы A4) и A5) показывают, что ха-
рактер изменения Mhp и FK зависит от т\м б.
Индикаторные М,- и t-t выразятся прямыми,
параллельными оси абсцисс.
Характеристики двухтактных дизелей
В двухтактных двигателях гидравлические
потери примерно равны работе воздуходувки,
т. е. NZ&NK. Мощность воздуходувки
A6)
где G — количество воздуха, подаваемого
воздуходувкой, в кг /мин; % ~ 0,70 — к. п. д.
компрессора; %«0,90 — к. п. д. передачи.

516
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Механический к. п. д. двигателя, включая
механические потери в воздуходувке, т\мн =
=0,87 и без учёта механических потерь тг^^О.ЭО.
Соответственно Nl6=Ne-\-NM-{-NK; NiH =
N
N+N NN'
~~NT- Построение т\м б, т\мн, ge и т\е со-
ответствует построению этих величин для
четырёхтактных двигателей.
Среднее индикаторное давление находят
по формулам для четырёхтактных двигателей,
умножая на величину A—ф), характеризующую
отношение полезного хода поршня ко всему
ходу, т. е.
На фиг. 31, а показаны теоретические кри-
вые, а на фиг. 31,5 — опытные точки разных
двигателей.
При регулировании р\ = const, п = var дви-
гатель работает значительно экономичнее, чем
при регулировании pi = var, и = const.
Фиг. 31, а построена для нормального pi. При
меньших pi кривые мощности Ne будут про-
характер, вследствие чего построенная харак-
теристика для одного двигателя подходит ко
всем двигателям, имеющим одинаковые меха-
нические и гидравлические потери. При мень-
ших механических и гидравлических потерях
кривая Ne пойдёт выше, при больших — ниже
теоретической.
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ РЕГУЛЯТОРЫ
ТЕПЛОВОЗНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Регуляторы прямого действия
Характерной особенностью работы дизель-
генераторной группы тепловоза являются ча-
стые изменения нагрузки на валу двигателя.
Это вызывает нарушение баланса между дви-
жущим моментом и моментом сопротивления,
0,8
0.6
О.ч
0,2
9е
..„ г
W0
300
200
100
О OJ 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 ?
а)' "
0,8
0,6
0,2
—7
/'
\А
*—*
А
f
/ Л
к
9е
/
L (a—t
jar"
)
0,2
0M 0,6
0,8 10 1,2
400
300
200
100
0
о Я ЕС Ме=95/!.слри п-2000
• Ланг Не* 55л с при п=2000
0 Майбал Ne • W0/i.c при n * 1400
ОДаймлер-Ne* 70лс при п = 1300
Фиг. 31. а—характеристика четырёхтактного дизеля при
р. =- const, п = var: б—сравнение теоретических кривых
с опытными точками двухтактных дизелей при p.—const;
л — var,
текать ниже Ne, и максимальное значение N^
получится при меньших оборотах.
Рассмотренный метод построения характе-
ристик работы двигателей имеет безразмерный
Отвала
Ооигателв
Фиг. 32. Принципиальная схема регулятора
прямого действия.
вследствие чего угловая скорость главного
вала отклоняется от установившегося значения.
В тех случаях, когда работа дизель-генератор-
ной группы основана на поддержании среднего
числа оборотов на постоянном уровне, изме-
нения скоростного режима недопустимы.
Регулятор должен реагировать на отклоне-
ния скоростного режима двигателя, соответ-
ственно изменяя подачу топлива. Эту задачу
выполняют центробежные регуляторы, состоя-
щие из двух основных частей: чувствитель-
ного механизма, реагирующего на изменение
угловой скорости, и исполнительного меха-
низма, воздействующего на рейку топливного
насоса.
На фиг. 32 представлена принципиальная
схема простейшего центробежного регулятора
прямого действия. Два равных груза 1 сидят
на угловых рычагах 2, имеющих на своих
концах ролики 3. Сверху рычаги нагружены
через две тарелки 4 и 5 пружиной 6. Тарелки 4
и 5 разделены роликовой обоймой 7. Верхняя
тарелка 5, непосредственно воспринимающая
усилие пружины, связана с тягой 8 и вместе
с последней может перемещаться только вверх
или вниз. Это возвратно-поступательное дви-
жение тяги передаётся на рейку топливного
насоса, изменяя подачу топлива.
Угловые рычаги могут поворачиваться от-
носительно шариковых опор 9, укреплённых
на диске 10, который приводится от вала

ГЛ. XVIII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ РЕГУЛЯТОРЫ ТЕПЛОВОЗНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
51Г
двигателя через зубчатую пару 11—12. Вместе
с диском вращаются рычаги 2, грузы 7
и нижняя тарелка 4. Таким образом рычаги
с грузами могут участвовать в сложном дви-
жении — вращении вокруг вертикальной оси
и вращении вокруг осей опор 9. Последнее
движение передаётся через тарелки 4 и 5 на
тягу 8. Конструктивный узел, состоящий из
тарелок 4 и 5 и обоймы 7, называется муфтой
регулятора.
К каждому из рычагов 2 со стороны пру-
жины приложена в точке В сила Q, напра-
вленная книзу. При исследовании свойств ре-
гулятора в дальнейшем будет использован
принцип Д'Аламбера, позволяющий рассматри-
вать механизм регулятора в состоянии равно-
весия. Для этого необходимо приложить в цен-
трах тяжести грузов 1 центробежные силы
инерции:
С--!¦
A7)
где G —вес груза в кг; ш — угловая скорость
регулятора; х — расстояние грузов / от оси
вращения в м.
Схема сил, прило-
женных к регуля-
тору, включая и
реакцию опоры R,
показана на фиг. 33.
Здесь не при-
няты во внимание
силы веса рыча-
гов, муфты и гру-
зов вследствие их
незначительности.
Фиг. 33. Схема сил, приложен-
ных к регулятору.
В равновесном
состоянии регуля-
тор бездействует:
муфта его, а вместе с ней и тяга 8 непо-
движны, благодаря чему подача топлива
в цилиндры двигателя остаётся неизменной.
При уменьшении нагрузки двигателя скорость
вращения вала, а также связанного с ним
валика регулятора увеличится. Это вызовет
возрастание центробежной силы, и грузы 1
начнут расходиться, передвигая муфту (та-
релки 4 и 5 и обойма 7) регулятора вверх,
в результате чего уменьшится подача топлива.
Движущий момент дизеля уменьшится до зна-
чения, равного величине момента сопротивле-
ния. Баланс моментов будет восстановлен,
и вал машины вновь станет вращаться с по-
стоянным средним числом оборотов. Регуля-
тор снова будет находиться в равновесном
состоянии.
Процесс регулирования будет не обяза-
тельно апериодическим. Регулятор при своём
движении может слишком сильно уменьшить
или увеличить подачу топлива, вследствие
чего новое равновесное состояние не; будет
достигнуто одним плавным движением муфты,
а начнутся колебания. Колебания механизма
регулятора относительно нового положения
равновесия должны быть затухающими. Усло-
вия, необходимые для обеспечения устойчи-
вости работы регулятора, проще всего опре-
деляются при помощи так называемой харак-
теристики регулятора. Каждое положение
механизма регулятора вполне определяется
координатой х (фиг. 33). Положение конца
углоЕО о рычага, точки В, определяет сжатие
пружины, а следовательно, и силу Q. Соотно-
шение сил Си Q найдётся из уравнения момен-
тов сил относительно точки О:
Qa = СЬ,
откуда
A8)
Фиг. 34. Характеристика регу-
лятора (устойчивое равнове-
сие).
Подобное определение можно проделать
для нескольких значений координат х (других
положений меха-
низма), всякий раз с
определяя уравно-
вешивающую цен-
тробежную силу С.
Функциональная
зависимость С =
= / (х) и является
характеристикой
регулятора. Чем
больше координа-
та х, тем выше
точка В, т. е. тем
более сжата пружина. Отсюда сле-
дует, что большим значениям х соответствуют
и большие величины сил Q и С; иными сло-
вами, C — f(x) есть функция возрастающая.
Характеристику регулятора, изображённого на
фиг. 32, можно принять за прямую линию
(фиг. 34). Крайние положения регулятора
должны соответствовать полной подаче то-
плива и полному выключению подачи топлива.
Полная подача осуществляется при крайнем
внутреннем положении грузов, а выключение —
при крайнем внешнем положении. Эти поло-
жения отмечены абсциссами xt и х2.
По величине центробежной силы, обеспе-
чивающей в данном положении равновесие
механизма, из уравнения A7) определяется
соответствующая равновесная скорость:
а>2 = -4г • —. A9)
Q
Величина — в некотором масштабе выра-
X
жается тангенсом угла, составленного осью
абсцисс, и лучом, проведённым из начала
координат в рассматриваемую точку. Так, для
точки 1
B0)
3 2 1
Чем больше tg а, тем больше равно-
весная скорость. Большим абсциссам х, т. е.
равновесным состояниям
механизма регулятора,
характеризуемым боль-
шими раздвижениями
грузов, соответствуют и
большие равновесные
скорости. Такая зависи-
мость между х и о пред-
ставлена на фиг. 35 кри-
вой /; она характеризует
устойчивое равновесие
Фиг. зб. Равновесные механизма регулятора.
кривые. Характеристика мо-
жет протекать и так,
как указано на фиг. 36. В этом случае для
всех точек характеристики tg a = const, т. е.

518
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
величина равновесной скорости не зависит от
положения регулятора. Регулятор, обладающий
такими свойствами, называется астатическим;
он находится в состоянии безразличного рав-
новесия, характеризуемого кривой 2 на фиг. 35.
Наконец, возможно и такое протекание
характеристики регулятора, при котором боль-
Фиг. 36. Характеристика Фиг- 37. Характеристика
регулятора (безразличное регулятора (неустойчивое
равновесие). равновесие).
шим х будут соответствовать меньшие tgo,
а следовательно, и меньшие скорости (фиг. 37).
Этот случай будет характеризовать неустой-
чивое состояние равновесия (кривая 3, фиг. 35).
То или иное протекание характеристики
регулятора зависит от соотношения плеч угло-
вого рычага, первоначальной затяжки пру-
жины и её жёсткости, поэтому при проекти-
ровании механизма регулятора необходимо
правильно подобрать конструктивные пара-
метры его, чтобы обеспечить устойчивое
равновесие во всей области регулирования
между х1 и дг2.
Однако регулятор, имеющий устойчивую
характеристику (см. фиг. 34), в известных
условиях не может поддержать сходящегося
процесса регулирования. Это объясняется тем,
что переходной про-
цесс регулирования
зависит не только от
свойств регулятора,
но также и от меха-
нических и электро-
магнитных свойств
дизель - генераторной
группы и тяговых
электромоторов. Ха-
рактеристика явле-
ний, происходящих во
время перехода от
одного установивше-
гося режима к дру-
гому, выясняется пу-
тём изучения системы диференциальных
уравнений, которыми выражается переходной
процесс во всех взаимосвязанных частях сило-
вой установки тепловоза с электропередачей.
Крайним точкам регулирования х1 и х2 на
кривой со = Д (х) (фиг. 38) соответствуют
наименьшая ац и наибольшая о>а угловые ско-
рости регулятора. Степенью неравномерности
регулятора называется отношение
Фиг. 38. Равновесная кри-
вая устойчивого равнове-
сия.
где
B1)
положительна. У астатического регулятора
(см. фиг. 36) е = 0, а у неустойчивого (см.
фиг. 37) е<0. Так как два последних типа
регулятора не обеспечивают устойчивости ре-
гулирования, то условие, необходимое для
соблюдения сходящегося процесса регулиро-
вания, может быть аналитически выражено
так:
е>0.
Чтобы поднять муфту регулятора, когда
последний не вращается, нужно приложить
некоторую силу, которую можно измерить
опытным путём. То усилие, с которым невра-
щающийся регулятор сопротивляется подъёму
своей муфты, называется энергией регулятора Е.
Энергия регулятора и центробежные силы
инерции грузов уравновешивают друг друга.
Энергия регулятора, изображённого на фиг. 32,
сводится главным образом к силе пружины,
ибо силы веса муфты, рычагов и грузов вслед-
ствие своей относительной малости практи-
чески не оказывают никакого противодействия
передвижению муфты вверх.
Если обозначить координату муфты регу-
лятора через s, то работоспособность регу-
лятора
•у»
А = j Eds.
B2)
Верхний предел соответствует наивысшему
положению муфты, когда подача топлива выклю-
чена, а нижний — наинизшему положению
муфты. Так как энергия и центробежная сила
уравновешивают друг друга, то
st xt
А = J Eds = J Cdx. B3)
о *,
Из уравнения B3) следует, что работоспо-
собность регулятора в некотором масштабе
изображается заштрихованной площадью на
фиг. 34.
На фиг. 39 представлены две характери-
стики регулятора, соответствующие двум раз-
личным начальным
затяжкам пружи-
ны. Если равно-
весное состояние
регулятора харак-
теризуется точкой
а с абсциссой х, то
угловая скорость
по уравнению B0)
Фиг. 39. Характеристика регу-
лятора для двух различных
затяжек пружины.
fflj = у k tg Oj.
После добавочной
затяжки пружины
равновесное состояние будет определяться
точкой Ь, для которой, как видно из фиг. 39,
угол а2 будет больше угла о1# Отсюда сле-
дует, что
Степень неравномерности регулятора, имею-
щего устойчивую характеристику (см. фиг. 34).
Усиление затяжки пружины регулятора вы-
зывает перевод машины на режим с большей
угловой скоростью, т. е. центробежный регу
лятор не только способен поддерживать за-
данный скоростной режим, но и может пере-

ГЛ. XVIII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ РЕГУЛЯТОРЫ ТЕПЛОВОЗНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
519
вести работу дизель-генераторной группы на
другой скоростной режим путём изменения
начальной затяжки пружины.
Регуляторы непрямого действия
Регулятор с жёсткой обратной связью.
Регуляторы прямого действия должны пере-
двигать рейку топливного насоса. У больших
дизелей на это требуется большая перестано-
вочная сила, что отрицательно сказывается
на чувствительности регулятора. Для избежа-
ния этого применяют регулятор непрямого
действия, у которого центробежный элемент
воздействует на специальный исполнительный
механизм.
На фиг. 40 показан регулятор, установлен-
ный на дизеле тепловоза Ээл 2-5-1. Грузы ре-
гулятора получают вращение от вала дизеля
Фиг. 40. Принципиальная схема регулятора непрямого
действия с жёсткой обратной связью.
через коническую пару /—2. Своё относи-
тельное перемещение грузы передают лёгкому
золотнику 4 через муфту 5 и шарнирно свя-
занный с ней рычаг 6—7—8. Золотник 4 упра-
вляет движениями сервомотора 9. Поршень
кинематически связан с валом, управляющим
подачей топливных насосов. Движение поршня
вверх вызывает уменьшение подачи, и наобо-
рот. Необходимую энергию сервомотор по-
лучает от специального, шестерёнчатого масля-
ного насоса (не показанного на фиг. 40), при-
водимого от вала двигателя. Благодаря тому,
что золотник 4 (фиг. 40) относительно лёгкий
и при своём движении практически никакого
сопротивления не встречает, перестановочная
сила, которую должны развивать грузы, неве-
лика. Вследствие этого сами грузы могут быть
небольшими.
Для переключения дизеля на другой ско-
ростной режим нужно изменить затяжку пру-
жины 10 регулятора. С поста управления
тепловозом машинист через систему валиков
и шестерён приводит зубчатую пару 11—12
(фиг. 40). Вращение конической шестерни 12
передаётся винту 13. На винт навёрнута
гайка 14, которая может перемещаться только
вверх или вниз, но не может вращаться вокруг
своей оси, поэтому вращение винта 13 пре-
образуется в поступательное движение гайки,
благодаря чему и изменяется затяжка пру-
жины 10.
При уменьшении нагрузки коленчатый вал
двигателя начнёт вращаться быстрее, и грузы 3
станут расходиться. Перемещение грузов пере-
даётся через муфту 5 золотнику 4, который
начинает двигаться вверх. Благодаря этому
верхняя полость цилиндра сервомотора 9 сооб-
щается со сливной трубкой (фиг. 40), а ниж-
няя полость — с напорной трубкой, идущей от
масляного насоса. Поршень сервомотора подни-
мается вверх, вследствие чего уменьшается
подача топлива сообразно новому режиму
уменьшенной нагрузки.
Необходимо отметить особую роль рычага
6—7—8, называемого обратной связью. Процесс
регулирования начинается движением золот-
ника 4 вверх, вследствие чего поршень серво-
мотора также начинает перемещаться вверх,
поднимая точку 6 рычага. Такое движение
левого конца рычага замедлит движение вверх
правого, а вместе с ним и золотника, поэтому
наличие обратной связи оказывает сдержи-
вающее влияние на перемещение золотника.
Более того, в процессе регулирования точка 6
начинает постепенно обгонять точку 7, вслед-
ствие чего точка 8, а вместе с ней и зо-
лотник останавливаются, а затем начинают
двигаться вниз. Золотник постепенно пере-
крывает трубки, питающие сервомотор маслом,
так что движение поршня сервомотора замед-
ляется.
Сходящийся процесс регулирования должен
заканчиваться тем, что золотник устанавли-
вается в среднем положении, полностью пере-
крывая трубки, а поршень сервомотора пре-
кращает своё движение, устанавливая нужную
подачу топлива.
Обратная связь сообщает устойчивость
процессу регулирования. Однако вместе с тем
она вносит в работу регулятора и один суще-
ственный недостаток. По окончании процесса
регулирования поршень сервомотора должен
занять положение, соответствующее новой по-
даче топлива, а золотник — среднее положение.
Следовательно, конечное положение точки б
обратной связи определяется нагрузкой дизеля,
конечное положение точки 8 всегда неизменно.
Поэтому рычаг 6—7—8, а вместе с ним и
муфта 5 занимают при различных нагрузках
различное положение, т. е. различным на-
грузкам дизеля соответствуют различные рав-
новесные скорости регулятора <о, а следова-
тельно, и главного вала дизель-генераторной
группы. Большим нагрузкам соответствуют
низкие положения муфты, т. е. меньшие зна-
чения со, а малым нагрузкам — высокие зна-
чения <о. Регулятор с жёсткой обратной связью
не может, следовательно, поддержать точно
одно и то же число оборотов машины при
всех нагрузках. Обратная связь сообщает
процессу регулирования устойчивость, но
лишает его точности.

520
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ТРАЗД. IV
Процесс регулирования происходит аперио-
дически, т. е. угловая скорость машины плавно
переходит от своего старого значения к новому,
несколько возросшему (фиг. 41, а). Однако
в процессе регулирования могут происходить
и колебания о>, имеющие затухающий характер
(фиг. 41, б).
Характеристика работы дизеля, управляе-
мого центробежным регулятором непрямого
Новое установ состояние
Старое устной.
Фиг. 41. Изменения угловой скорости в случае непрямого
регулирования.
действия с жёсткой обратной связью, дана на
фиг. 42. Круто падающие кривые показывают
связь между вращающим моментом на валу
дизеля Ме и числом оборотов п. Каждая из
этих кривых соответствует определённой за-
тяжке пружины регулятора. Разница между
числом оборотов, уста-
навливающихся при
полной нагрузке, и чи-
слом оборотов холо-
стого хода составляет
лишь несколько про-
центов от среднего чи-
сла оборотов данного
скоростного режима,
поэтому можно счи-
тать, что во всей обла-
сти изменения нагру-
Фиг. 42. Характеристика
работы дизеля при непря-
мом регулировании.
зок скоростной режим
двигателя остаётся
практически постоянным. Чтобы не допускать
чрезмерного увеличения подачи топлива, могу-
щего вредно отозваться на тепловом режиме
машины, движение поршня сервомотора вниз
ограничено упором. Верхняя отштрихованная
кривая (фиг; 42) изображает ограничение ра-
боты регулятора по наибольшей подаче то-
плива.
Изодромный регулятор
Более совершенными регуляторами явля-
ются такие, у которых скоростной режим под-
держивается абсолютно точно. Для этого не-
обходимо сохранить полезное воздействие
обратной связи во время процесса регулиро-
вания и устранить её вредное влияния по
окончании его.
Изодромный регулятор, поддерживающий
постоянную скорость вращения машины неза-
висимо от нагрузки, установлен на тепловозах
ТЭ, ДА, ДБ, эксплоатирующихся на железных
дорогах СССР.
Чувствительный центробежный элемент,
приводимый от вала дизеля через пару зуб-
чатых колёс 1—2 (фиг. 43), устроен так же,
как в регуляторе прямого действия (см. фиг. 32)
и в регуляторе с жёсткой обратной связью
(см. фиг. 40). Относительное перемещение муф-
ты передаётся непосредственно через тягу лёг-
кому золотнику 3 (фиг. 43). Последний переме-
щается в подвижной втулке 4, имеющей окна,
через которые в зависимости от взаимного рас-
положения золотника 3 и втулки 4 происходит
либо наполнение цилиндра сервомотора маслом,
подаваемым под давлением специальным ше-
стерёнчатым насосом, либо опорожнение ци-
линдра. Таким образом золотник 3 совместно
со втулкой 4 управляет движением поршня
сервомотора, шток которого через передаточный
механизм связан с рейками топливных насосов.
Сверху поршень сервомотора нагружён пру-
жиной, стремящейся передвинуть его в сто-
рону уменьшения подачи топлива. На штоке
поршня сервомотора укреплён другой ком-
пенсирующий поршень 6. Полость над ним
связана трубкой 8 с другой полостью, в ко-
торой ходит воспринимающий поршень 9; на
последнем укреплена втулка 4. Поршень 9 при
своих перемещениях вверх или вниз сжимает
пружину 10, которая стремится поставить пор-
Фиг. 43- Принципиальная схема изодромного
регулятора.
шень 9 всегда в одно и то оке положение,
указанное на фиг. 43, которое называется
средним положением воспринимающего порш-
ня (втулки). При среднем положении поршня
пружина 10 находится в свободном состоянии.
Трубка 8 имеет сообщение с маслосборником
регулятора через игольчатый клапан 11. Коль-
цевое сечение, образованное острием иглы»
может изменяться путём подвинчивания по-
следней. Тем самым можно изменять сопро-
тивление перетеканию жидкости из трубки 8
в маслосборник и обратно. Система, состоя-
щая из поршней компенсирующего 6 и вос-
принимающего 9, подвижной втулки 4, пру-
жины 10, иглы // и связывающих трубок,
называется изодромным элементом. Наличие
изодромного элемента и отсутствие жёсткой

ГЛ. XVI1IJ
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ РЕГУЛЯТОРЫ ТЕПЛОВОЗНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
521
обратной связи между поршнем сервомотора
и золотником составляет главную особенность
рассматриваемого регулятора по сравнению
с предыдущим.
Характерное свойство изодромного регуля-
тора заключается в следующем. Окончание про-
цесса регулирования определяется, во-первых,
тем, что пружина 10 принимает свободное,
ненапряжённое состояние и ставит восприни-
мающий поршень 9 и втулку 4 в среднее по-
ложение. В то же время поршень сервомо-
тора 12 и компенсирующий поршень 6 уста-
навливаются в положение, соответствующее
нагрузке двигателя, поэтому общее количество
жидкости, заключающееся между поршнями 6
и 9, изменяется сообразно нагрузке. Избыток
или недостаток масла перетекает через
игольчатый клапан //. Другим условием, опре-
деляющим окончание процесса регулирования,
является перекрытие трубки 13, соединяющей
золотниковую камеру с сервомотором. Это до-
стигается установкой золотника 3 против соот-
ветствующего окна в трубке 4, стоящей в сред-
нем положении. Следовательно, золотник 3,
а вместе с ним и муфта 14 устанавливаются
по окончании процесса всегда в одном и
том же положении. Основным свойством
изодромного регулятора является абсо-
лютно точное поддержание скоростного
режима независимо от нагрузки машины.
Переключение числа оборотов производится
путём изменения затяжки пружины. Это
действие осуществляется перестановкой пол-
зушки 15, положение которой фиксируется
специальным механизмом 16 с воздушным
приводом. Управление переключающим меха-
низмом— дистанционное На тепловозе ДБ пере-
ключающий механизм чисто пневматический,
причём ползушка 15 может занимать любое
положение между своими крайними и устана-
вливать любой скоростной режим дизеля в ра-
бочей области оборотов. Такой регулятор на-
зывается всережимным. На тепловозах ТЭ и ДА
применён электропневматический переключаю-
щий механизм, устанавливающий лишь восемь
вполне определённых скоростных режимов.
Такой регулятор называется многорежимным.
При изменении нагрузки процесс регули-
рования имеет три этапа:
Первый этап. При уменьшении на-
грузки главный вал машины ускоряется, вслед-
ствие чего грузы 7 (фиг. 43) начинают расхо-
диться, перемещая муфту 14 и золотник 3
вверх. При этом открывается выход масла
из-под поршня сервомотора 12 на слив, и пор-
шень, отжимаемый сжатой пружиной, начи-
нает перемещаться вниз, сокращая подачу
топлива. Это вызывает уменьшение ускорения
главного вала машины, так что муфта и зо-
лотник движутся вверх замедленно. ^Одновре-
менно компенсирующий -поршень 6 движется
вниз и подсасывает масло из полости над
воспринимающим поршнем 9, увлекая тем
самым его и втулку 4 вверх. Пружина 10 при
этом постепенно сжимается, всё более пре-
пятствуя движению поршня 9 вверх, поэтому
воспринимающий поршень 9 движется мед-
леннее компенсирующего поршня 6, а не-
достаток масла подсасывается из маслосбор-
ника через иглу 11. В процессе своего дви-
жения вниз поршень сервомотора достигает
такого положения, при котором величина по-
дачи топлива становится равной новому зна-
чению, соответствующему уменьшившейся на-
грузке. Ускорение вала дизеля падает до
нуля, процесс увеличения скорости заканчи-
вается (фиг. 44, а), а грузы расходятся на
наибольшую величину. В этот момент, отме-
ченный на фиг. 44, а цифрой /, заканчивается
первый этап регулирования.
Второй этап. На первом этапе вос-
принимающий поршень 9 (фиг. 43) вместе
со втулкой 4 отстают от золотника 3, поэтому
к концу первого этапа окно во втулке 4
остаётся ещё открытым, а следовательно, вы-
текание масла из-под поршня сервомотора
продолжается. Поршень не останавливается и
движется далее вниз, благодаря чему подача
топлива продолжает уменьшаться, становясь
меньше нужной величины. Это вызывает за-
?нов. состояние
I состояние
- f ^r —
Старое устное состояние
Фиг. 44. Изменения угловой скорости в случае изодром-
ного регулирования.
медление вращения главного вала машины;
угловая скорость ш падает, а грузы регуля-
тора начинают сходиться, перемещая зо-
лотник 3 вниз. Сечение окна во втулке 4 резко
сокращается, благодаря чему быстро умень-
шается расход масла, вытекающего из-под
поршня сервомотора. Поршень постепенно
останавливается, замедляя дальнейший про-
цесс уменьшения подачи топлива. Во время
второго этапа пружина 10 всё более сжимается,
замедляя движение воспринимающего поршня 9
вместе со втулкой 4 вверх вплоть до полной
их остановки. Второй этап заканчивается тем,
что окно во втулке 4, сообщающее цилиндр
сервомотора со сливной трубкой, перекры-
вается, и поршень сервомотора останавли-
вается, прекращая дальнейшее уменьшение
подачи топлива (точка 2, фиг. 44, а).
Третий этап. Начало третьего этапа
отмечено на фиг. 44, а точкой 2. Поскольку во
время второго этапа подача топлива сократи-
лась ниже нужной, постольку процесс замедле-
ния вала двигателя и схождения грузов регуля-
тора продолжается. Золотник в своём движе-
нии вниз обгоняет подвижную втулку 4 (фиг. 43)
и вновь открывает окно, но уже своей верх-
ней кромкой. Полость под поршнем сообщается
не со сливной трубкой, как ранее, а с напор-
ной, и поршень сервомотора под давлением
масла перемещается вверх, увеличивая подачу
топлива. Вследствие этого процесс дальнейшего
уменьшения угловой скорости задерживается,
а движение золотника вниз замедляется. В то же
время под действием сжатой пружины 10 вос-
принимающий поршень 9 и втулка 4 движутся
вниз. Если в начале третьего периода золот-
ник 3 обгоняет втулку 4, увеличивая сечение
окна, то в конце третьего периода втулка до-
гоняет золотник, благодаря чему сечение про-
хода масла в цилиндр сервомотора умень-
шается, и поршень сервомотора замедляет
свой ход вверх. Третий этап заканчивается тем.

522
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
что поршень подходит к положению, соответ-
ствующему нужной подаче топлива, угловая
¦скорость главного вала машины принимает
установившееся значение, и золотник прекра-
щает своё движение. С другой стороны, пру-
жина 10 ставит воспринимающий поршень 9
и подвижную втулку 4 в среднее положение,
причём окно втулки 4 полностью перекры-
вается золотником. Всякое сообщение с цилин-
дром сервомотора прекращается, и поршень
его останавливается. Изменение всех пара-
метров регулирования плавно заканчивается,
что и обусловливает окончание процесса ре-
гулирования.
В процессе изодромного регулирования
поршни 6 я 9, заключённая между ними
жидкость и втулка^ играют роль обратной связи.
В самом деле, если окно во втулке 4 откры-
вается, вызывая движение поршня сервомо-
тора вниз, это немедленно через систему порш-
ней 6 и 9 передаётся втулке 4, которая полу-
чит движение вверх. Следовательно, всякое
открытие окна повлечёт немедленное действие,
направленное к задержанию этого процесса.
Полезное влияние обратной связи, выполнен-
ное изодромным элементом, сохраняется в те-
чение всего процесса регулирования. Однако
в отличие от предыдущего способа регулиро-
вания изодромная обратная связь — не жёсткая.
Благодаря наличию в изодромном элементе
иглы 11 и пружины 10 конечные установки
поршней 6 я 9 независимы друг от друга,
вследствие чего поддерживаемый скоро-
стной режим также независим от нагрузки
машины.
Этот процесс регулирования имеет аперио-
дический характер (фиг. 44, а). В некоторых
случаях изодромный процесс может протекать
гак, как показано на фиг. 44, б. Угловая ско-
рость коленчатого вала дизеля стремится
к своему установившемуся значению не плавно,
а колеблясь относительно него, причём колеба-
ния носят затухающий характер. Как в первом
случае, величина установившейся скорости
для нового режима
нагрузки такая же,
как и для старого.
Характеристика ра-
боты дизеля, упра-
вляемого изодромным
регулятором, предста-
влена на фиг. 45. Бла-
годаря абсолютно точ-
ному регулированию,
кривые, связывающие
вращающий момент Ме
на валу двигателя и число оборотов его вала п,
протекают совершенно вертикально. В осталь-
ном характеристика на фиг. 45 подобна пред-
ставленной на фиг. 42 [2, 3, 9].
ОСОБЕННОСТИ В ДИНАМИКЕ
ТЕПЛОВОЗНЫХ МАШИН
Расположение колен и уравновешенность
масс
Тепловозные однорядные двигатели не
имеют каких-либо особенностей в отношении
расположения колен и уравновешенности масс
по сравнению с транспортными двигателями
других типов. Четырёхтактный тепловозный
п
Фиг. 45. Характеристика
работы дизеля при изо-
дромном регулировании.
двигатель обычно изготовляется шести- или
восьмицилиндровым с зеркальным расположе-
нием колен; он полностью уравновешен по
силам вращающихся частей и силам первого и
второго порядка.
Двигатели с числом цилиндров более восьми
в ряд не применяются из-за трудности полу-
чения достаточно высокой частоты свободных
колебаний вала на кручение.
Для двухтактных двигателей зеркальное
расположение колен применить нельзя, ибо ра-
бочий процесс будет по времени совпадать
в парах цилиндров, что ухудшит равномерность
вращения и качество продувки. Вследствие
этого двухтактный двигатель полностью не
уравновешен. Это одна из причин, почему
двухтактный однорядный двигатель распростра-
нён менее четырёхтактного. Полного уравно-
вешивания масс можно достигнуть лишь при-
менением противовесов на коленчатом и до-
полнительных валах, что усложняет машину
и вследствие этого редко выполняется.
В V-образных тепловозных двигателях
угол 7 между плоскостями, в которых лежат
оси цилиндров каждого ряда, определяется из
условия наилучшей равномерности вращения
и, кроме того, в двухтактных — из условия
равномерности расхода продувочного воз-
духа.
Если г — общее число цилиндров двигателя,
то для четырёхтактных
для двухтактных
360
B4)
B5)
При этом расположение колен должно быть
таким же, как и в однорядных двигателях с тем
же числом колен. В табл. 3 указаны углы между
плоскостями осей цилиндров в V-образных дви-
гателях.
Таблица 3
Углы между плоскостями осей цилиндров
в V-образиых двигателях в °
г
Ь
т-зт.
2 .
Збо
i8o
4
180
9°
6
I2O
бо
8
9°
45
10
72
.*>
108
12
60
3°
90
16
45
2а°зо'
б7°зо'
Такую же равномерность движения и равно-
мерность расхода продувочного воздуха можно
получить в двухтактных двигателях при углах ?.
равных C; 5; 7) f2- Это увеличение применяют в
двухтактных многоцилиндровых двигателях при
г ^ 10, когда значение ^2 по уравнению B5)
получается слишком малым, конструктивно
трудно выполнимым.
Для двухтактных машин с чётным числом
колен можно применять значения угла развала f
и по уравнению B4), если расположить колена
вала так, чтобы разделить их на две группы,
причём одна группа отстаёт или опережает
другую на угол [J = 72- В каждой группе углы
между коленами должны быть равны между
собой (см., например, схемы 13 и 15
табл. 4).

Уравновешенность масс я различных V-образных двигателях
Таблица 4
Схемы механизмов
Применяет-
ся для
двигателей
2 и к-
-тактных
2-шактных
Ъ же
4-тактых
2-тактных
То же
Тоже
rose
Неураднодеш. силы 1-го пор. Неуравнобеш. силы 2-го порядка
*'"< "О—•—
R',-2P'
Нет
Нет
Нет
Нет
Нет
Нет
РаднодейстЬ*.
пара
Нет
Нет
¦ М'=Р'а
Ml max=P 'a
Mlmin0.5
М'Ч.732Р'
V У
'а,
У
М'-1732Р'а
М1тах-1.5М'
м;т/п=0,5М'
М'=1.732 Ра
М'=1АПР'о
\у
Нет
Ч >
R"~2P"
Нет
Нет
Нет
Нет
Раднодейств.
пара
Нет
Нет
Нет
М"тах=Р"а
l
М"=1732Р"а
М'/пах^ЗОбМ'
М" =1.732 Р'а
МЧ.732Р'а
\У у
Схемы механизмов
\f:6/
I
12)
w
V,)
16)
2:7
Применяется
для
двигателей
НеураВноВеш. сит 1-го пор. НеуродноВеш. силы 2-го порядка
Роднодей-
and. сипа
-токтных
То же
Точке
2 -тактньа
То
То же
То
Ь - тактных
Нет
Нет
Нет
Нет
Hew
Нет
Нет
Нет
РаВнодепстд.
пара
Нет
Нет
Нет
Нет
\У
М',тах=1707М'
;
M'vmax'l,707M
Mlmin-a.233M
¦М'-1.235Р'о
Нет
Роднодейстб.
сипа
Rimax-IWR'
ff"-4P"
\У У
R"-4P"
Нет
Нет
Нет
Нет
Нет
Нет
Ровнодейстб.
пара
Нет
Нет
Нет
< >
МЦтах1,4Ш
M"-3.WP"a
У '/
М"-1732Р"о
\у ;
В*30°;МЦ732Р"а
В~2б';М"-ШРЪ
Нет
Нет

524
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Равномерность крутящего момента и равно-
мерность расхода продувочного воздуха бу-
дет такая же, как и при значениях -упо уравне-
нию B5) и обычном расположении колен.
В табл. 4 приведены наиболее употребитель-
ные схемы V-образных двигателей и полярные
диаграммы неуравновешенных сил первого и
второго порядка. В табл. 4 обозначают: Р' и
Рп — максимальные значения сил первого и
второго порядка для одноцилиндровой машины;
/?' и Мг — максимальные значения неуравно-
вешенных сил и моментов первого порядка
для одного ряда цилиндров; R" и М" — силы
и моменты второго порядка для одного ряда
цилиндров; /?v, Mv, i?v и М^ —силы и моменты
первого и второго порядка для всей машины
в целом. Неуравновешенные силы V-образного
двигателя меняют своё направление в пло-
скости, и потому полярные диаграммы сил
имеют в общем случае форму эллипса, в ча-
стном случае — круга.
Из схем табл. 4 схема / применена в па-
ровозе 1-4-1 завода Геншель с индивидуальным
приводом на ось, по этой же схеме часто
строят тормозные компрессоры с приводом от
электродвигателей; схема 3 применена в тепло-
возе непосредственного действия завода Зуль-
цер, схемы 6, 8, 14 и 15—в современных ди-
зелях модели 567 GMC (схема 14 — при р =
= 26°), причём в шести- и 12-цилиндровых
дизелях этого типа условие наилучшей рав-
номерности вращения не выполнено вследствие
наличия одного угла развала Y2 = 45°. Схемы 11
и 16 широко применяются в транспортных дизе-
лях различной мощности.
Многоцилиндровые двигатели современных
тепловозов, как правило, хорошо или даже
полностью уравновешены и не нуждаются в про-
тивовесах для общего уравновешивания масс.
Исключение представляют, например, бы-
строходные двухтактные однорядные дизели
GMC модели 71, где для уравновешивания
вращающихся масс (фиг. 46) применены проти-
<р~
Фиг. 46. Уравновешивание масс в двигателях
GMC модели 71.
вовесы на щеках колен, а для моментов сил
первого порядка — противовесы, размещённые
на концах распределительного и дополнитель-
ного валов. При этом для четырёх- и шести-
цилиндровых двигателей применены необыч-
ные расположения колен с неуравновешенными
моментами сил первого порядка, но с уравно-
вешенными силами и моментами второго по-
рядка (порядок расположения колен: 1, 2, 4,
3 —для четырёхцилиндровых и 1, 4, 2, 6, 3,
5 — для шестицилиндровых). Уравновешивая
моменты сил первого порядка противове-
сами, получают машину полностью уравнове-
шенной.
Противовесы увеличивают массы вала,
уменьшают частоту свободных колебаний его,
что для многоцилиндровых машин находится
в противоречии с требованием повышения
частоты по условиям крутильных колебаний.
По этой причине стремятся получить хорошую
уравновешенность масс правильным выбором
расположения колен.
По этой же причине в тепловозных маши-
нах избегают применять противовесы с целью
уменьшения усилий на коренные шейки.
Выбор частоты свободных колебаний
вала дизель-генераторной установки
При проектировании или подборе готового
двигателя для тепловоза должен быть обяза-
тельно проведён расчёт на крутильные колеба-
ния для установления зоны рабочих оборотов.
Метод и порядок расчёта см. ЭСМ, т. 1, кн. 2,
гл. III. При этом должны быть учтены особен-
ности в работе двигателя на тепловозе: 1)при
электропередаче и гидромеханической пере-
даче через гидроумформер помимо работы на
нормальных оборотах с полной мощностью
должна быть обеспечена возможность работы
с пониженными оборотами при холостом ходе
и при неполной мощности; 2) при механиче-
ской передаче должна быть обеспечена возмож-
ность непрерывного изменения числа оборо-
тов от nmin до пшах, причём nfflin должно со-
ставлять V3"—*/г от лта\' и Двигатель должен
работать как соединённым, так и разъединён-
ным от передачи.
Крутящий момент для одного цилиндра
представляется суммой гармоник различной ча-
стоты (см. ЭСМ, т. 1, кн. 2, гл. III). Порядком А-й
гармоники называется число полных изменений
её за один оборот вала. Для двухтактных дви-
гателей k = 1, 2, 3..., для четырёхтактных
* = V2. 1. W» 2...
В двигателе, имеющем z цилиндров, кру-
тильные колебания наибольшей силы обра-
зуются при резонансе с некоторыми определён-
ными гармониками, прежде всего с главными
гармониками низких порядков, для которых
ft = -~- и k = z для четырёхтактного и k±=z
и 1z для двухтактного двигателя. Избежать
резонанса с особенно опасными гармониками
можно правильным выбором частоты свобод-
ных колебаний. Наглядно решается эта задача
по диаграмме частот. •
Частота вынужденных колебаний пк в ми-
нуту от гармоники порядка k равна
л = kn,
B6)
где п — число оборотов вала в минуту.
Если в прямоугольной системе координат
отложить по оси абсцисс частоту вынужденных
колебаний пк, а по оси ординат — число обо-
ротов п, то формула B6) будет представлена

Гл. xviii]
ОСОБЕННОСТИ В ДИНАМИКЕ ТЕПЛОВОЗНЫХ МАШИН
525
прямой линией, проходящей через начало коор-
динат. Таким путём получают диаграмму частот
для Л = 1/» 1. IV2 • • • (фиг. 47). На диаграмме сле-
дует выделить главные гармоники (например,
для шестицилиндрового четырёхтактного дви-
гателя— третьего, шестого, девятого порядков).
Следует отметить также число оборотов яшах =
= пшах + 50 об/мин и n'min = nmia-50 об/мин,
наибольшее и наименьшее
где п
и я,
rain"
рабочие числа оборотов двигателя.
Значение частоты свободных колебаний дол-
жно лежать правее или левее запретной области.
Частоты свободных колебаний меньше
Зят1п возможны лишь при упругих соединитель-
ных муфтах. Это и является главной целью
их постановки.
Значение частоты свободных колебаний
выше 6ятах, наоборот, требует всемерного
повышения жёсткости вала и облегчения дви-
жущихся частей. В современных тепловозах
применяется, как правило, это решение.
п об/мин
i 1
2-5-1
Одноузподыв
7-5-1
ДдулузпоВые
Фиг. 47. Диаграмма частот и критических чисел оборотов для шестицилиндровых четы-
рёхтактных двигателей: / и II — области недопустимых значений частоты свободных ко-
лебаний для «min = 250 об мин и п = 500 об/мин.
Если отложить по оси абсцисс значение ча-
стоты свободных колебаний рассматриваемого
вала и провести в конце этой абсциссы линию,
параллельную оси ординат, то пересечение
этой линии с линиями частот разных гармоник
даёт значения критических чисел оборотов, при
которых будет резонанс с этими гармониками.
Без демпфера недопустим резонанс с глав-
ными гармониками низких порядков (третьего
и шестого для шестицилиндровых, четвёртого
для восьмицилиндровых четырёхтактных дви-
гателей) во всей области оборотов от nmin
до лшах даже при быстром прохождении соот-
ветствующих критических оборотов. Касатель-
ные дополнительные напряжения вала при
резонансе с главными гармониками третьего
и четвёртого порядков превышают 800 кг/см2,
а с гармониками шестого и восьмого порядков
400—600 кг/см2.
Для шестицилиндровых четырёхтактных
двигателей частота свободных колебаний имеет
две области недопустимых значений (фиг. 47):
от Зя
*min
до Зяша1 и от 6nmin
до 6яшах. Если
, то обе области запретных ча-
Если невозможно повысить частоту свобод-
ных колебаний выше 6п'тал, то можно сузить
интервал между n'mia и л^ах, приняв n'min>
^> —^г—, вследствие чего обе запретные
стот сливаются в одну.
области разъединяются и позволяют располо-
жить частоту свободных колебаний вала ме-
жду ними.
Подобным же образом производится выбор
частоты свободных колебаний и для восьми-
цилиндрового четырёхтактного двигателя (глав-
ные гармоники четвёртого и восьмого порядка).
Для двухтактных двигателей коэфициенты
гармоник для тех же порядков раза в 2—2,5
больше, чем для четырёхтактных, и резонанс
с главными гармониками шестого и восьмого
порядков в рабочей области оборотов тем более
недопустим.
Выбор частоты производится лишь для одно-
узловых и двухузловых колебаний. Частоты
колебаний с тремя и более узлами настолько
высоки, что опасные критические числа обо-
ротов для них всегда выше максимальных чи-
сел оборотов.
Выбранные значения частот свободных
колебаний осуществляются путём: 1) подбора

526
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
моментов инерции масс, движущихся вместе
с валом, в том числе и массы якоря генератора,
и 2) подбора жёсткости коленчатого вала или
участка вала между двигателем и генерато-
ром. Соответствующие расчёты см. [6, 13], а
также ЭСМ, т. 1, кн. 2, гл. III.
Примеры исполненных тепловозных
установок
Для тепловоза Ээл-5 и тепловозов Ээл-2-5-1
Коломенского завода с шестицилиндровыми
четырёхтактными двигателями с максималь-
ным числом оборотов 450 в минуту частота
одноузловых колебаний вала дизель-генератор-
п об/мин.
W00
При ремонте в целях повышения прочности
муфты произвольно заменяют пластины более
толстыми. Частота свободных колебаний при
этом увеличивается и заходит в область не-
допустимых значений, что и приводит нередко
к поломке вала.
Упругие муфты усложняют установку и
потому не применяются в современных тепло-
возах с электропередачей. Применяется обычно
жёсткое соединение якоря генератора с валом
двигателя без соединительной муфты и махо-
вика. Увеличением жёсткости вала, облегче-
нием движущихся масс двигателя и облегче-
нием якоря генератора добиваются, чтобы
значение частоты одноузловых колебаний было
4000 пк колеб/нин
З-эл-8
Одноузловые
Фиг. 48. Диаграммы частот для дизель-генераторной установки на тепловозе Э^л-8: / и // — области
недопустимых значений частоты свободных колебаний.
ной установки смещена в область низких зна-
чений при помощи упругой муфты между дви-
гателем и генератором, выполненной в виде
муфты переменной податливости. На фиг. 47
для одноузловых колебаний этих тепловозов
указаны два граничных значения частоты.
При большем крутящем моменте частоты сво-
бодных колебаний лежат ближе к правой гра-
нице области (приблизительно 700 колебаний
в минуту), на холостом ходу — к левой (при-
близительно 400 колебаний в минуту). Крити-
ческие обороты от гармоник выше третьего
порядка лежат при этом ниже пт1п, резонанс
с гармоникой третьего порядка на холо-
стом ходу имеет место приблизительно при
130 об/мин, при работе с нагрузкой при
230 об/мин.
Частота двухузловых колебаний соста-
вляет приблизительно 3500 в минуту, что пре-
вышает частоту гармоники шестого порядка
при максимальных оборотах. Таким образом
условия для выбора частоты свободных колеба-
ний в этих тепловозах выполнены (для nmin =
= 280 об/мин). Соединительные муфты имеют
податливость в несколько десятков раз больше
податливости колена и выполнены из 12 паке-
тов стальных пластин толщиной 2,5 мм. Прак-
тика работы показала неудовлетворительность
конструкции этих муфт, пластины которых
часто рвутся из-за защемления.
выше частоты опасных гармоник при макси-
мальных оборотах.
На фиг. 48 приведены диаграммы частот,
на фиг. 49 диаграммы напряжений для вала
двигателя тепловоза Ээл-8. Двигатель имеет
п тах = 640 об/мин. Частота одноузловых коле-
500
300
200
WO
О
8t
i
1
/!
/|
/
/ I
1
А
i
\
\
\
V
h
45Ооб/мин
Уг
%
7
V54Oo6/muh
1
5>/2
/
!-
\
^¦
и-—
!>
4
6Ш/мш1
&
i
1
i
I
-+•
*F
4.
у
/
у
1
Уг
\
\
\
1
1
1
300
№
500
600
по5/мцн
Фиг. 49. Касательные напряжения в мотылёвой
шейке вала двигателя на тепловозе Э^-8 (по ра-
счёту): 450, 540 и 640 об/мин — значения рабочих
чисел оборотов.
баний для него равна 3160 колебаниям в мину*
ту, что выше области недопустимых значений
частоты по резонансу с четвёртым порядком,
но ниже области недопустимых частот по ре-
зонансу с восьмым порядком. Резонанс с вось-

гл. xvmj
ОСОБЕННОСТИ В ДИНАМИКЕ ТЕПЛОВОЗНЫХ МАШИН
527
мым порядком даёт дополнительные касатель-
ные напряжения 350 кг/см2 и имеет место при
400 об/мин. Довольно сильные колебания имеют
место и от четырёх-с-половинного порядка (до
400 кг/см?). В зоне оборотов между критиче-
скими от восьмого и четырёх-с-половинного
порядка выбраны три значения чисел оборотов
между критическими от промежуточных гар-
моник, на которых работает двигатель при
полной и частичной нагрузке: 640, 540, 450 в
минуту.
Эта установка имеет частоту одноузловых
колебаний между запретными областями ча-
стот.
Установка тепловоза Ээл-2 с шестицилин-
дровым четырёхтактным двигателем с яшах =
= 450 об/мин имеет неудачное значение ча-
стоты одноузловых колебаний, которая у вала
тепловоза Ээл-2 равна приблизительно 2500 ко-
лебаниям в минуту. Критические значения от
шестого порядка имеют место соответственно
при 416 оборотах в минуту (фиг. 47). Кроме
того, довольно сильные колебания даёт и б^/г-я
гармоника (порядок вспышек 1—2—4—6—5—3).
Поэтому максимальное рабочее число оборо-
тов у тепловозов Ээл-2 ограничено зна-
чением л=375 об/мин и мощность двигателя
тем самым снижена на 150 л. с. Примерно
то же имеет место на тепловозе ВМ
(фиг. 47).
Для V-образных дизелей , совместное дей-
ствие гармоник от цилиндров одного и другого
ряда может оказаться слабее действия гармо-
ник одного ряда.
Ослабить действие главных гармоник можно
также расположением колен с неравными угла-
ми между ними (V-образные двухтактные
дизели GMC модели 567, схемы 14 и 15
табл. 4).
Совместное действие гармоник отдельных
цилиндров оценивается по геометрической
сумме амплитуд колебаний колен, которая
строится по так называемым фазовым диаграм-
мам (см. ЭСМ, т. 1, кн. 2, гл. III). Для первого
порядка векторы фазовой диаграммы располо-
жены взаимно так же, как и колена двигателя,
для второго порядка фазовые векторы распола-
гаются по отношению к первому под удвоен-
ными углами, для третьего—под утроенными
и т. д. Для дробных порядков k четырёхтакт-
ных двигателей векторы поворачиваются от
в. м. т. на угол в k раз больше угла по-
ворота данного колена от момента вспыш-
ки, поэтому для них имеет значение не
только расположение колен, но и порядок
вспышек.
Фазовые диаграммы для 16-цилиндрового
двигателя GMC даны на фиг. 50; сплошными
показаны фазовые диаграммы для одного ряда,
пунктиром — относительное положение фазо-
вых диаграмм для обоих рядов. Действие гар-
моник от разных порядков ослабляется, если
векторы имеют разное направление, и наобо-
рот. Главным гармоникам соответствует
совпадение всех векторов по направле-
нию. Из фиг. 50 видно, что для этого дви-
гателя главных гармоник нет, а для чет-
вёртого и 12-го порядков действие гармоник
одного и другого ряда взаимно уничто-
жается. Колебания этих порядков будут от-
сутствовать.
В общем случае для любого V-образного
двигателя это имеет место у тех порядков,
для которых
Л.7 = Ы80°, B7)
где i — любое нечётное число.
к = 1
/=45С
*=4
1.2, ЗА
Фиг. 50. Фазовые диаграммы для 16-цилиндрового V-обраэ-
ного двигателя GMC.
Для 7=60° A2-цилиндровые четырёхтакт-
ные двигатели) отсутствуют колебания от
третьего, девятого, 15-го.., порядков
Влияние крутильных колебаний
на конструкцию шатунов и вала
Увеличение частоты одноузловых колеба-
ний в дизель-генераторных установках на те-
пловозе достигается всемерным облегчением
поршней, шатунов, якоря генератора и увели-
чением жёсткости вала, в том числе и соеди-
нительного участка его между двигателем и
якорем генератора. Якорь генератора сажается
на вал, связанный с валом двигателя жёстким
фланцевым соединением, или даже просто сту-
пица якоря прикрепляется к фланцу вала
двигателя (фиг. 51). Генератор при этом ста
вится почти вплотную к торцу двигателя, »
маховиком является только якорь. Двигатель
и статор генератора устанавливаются на общей
поддизельной раме. Такая компоновка упро-
щает установку и уменьшает её вес и габариты
по сравнению с установкой с упругой муфтой.
Особенно эффективным в отношении по-
вышения частоты и уменьшения напряжений
является увеличение диаметра шеек вала, усили-
вающее демпфирующие силы и жёсткость его.
При большом диаметре шеек и высокой ча-
стоте одноузловых колебаний (более 5000 ко-

528
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
лебаний в минуту) напряжения могут быть на-
столько малы, что запретных чисел оборотов
у двигателя не будет. Для мотылёвых цапф
\
л\\\ч
[—1
Фиг. 51. Соединение вала двигателя с якорем генератора:
1 — вал двигателя; 2— якорь генератора; 3 — призонная
втулка; 4 — стяжной болт.
встречаются ограничения в диаметре по габа-
ритам головки шатуна: шатун должен прохо-
дить сквозь втулку цилиндра.
Соединение двигателя с механической
и гидромеханической передачами
В тепловозах с механической передачей,
где валы соединяются фрикционными или
кулачковыми муфтами, в колебаниях вала уча-
ствуют массы двигателя, передачи и всего
тепловоза в целом. Систему можно предста-
вить в виде спрямлённого вала с массами,
моменты инерции у которых больше действи-
; 2 з
5 6
10 11
Фиг. 52. Приведённая к валу двигателя система механи-
ческой передачи: J — моменты инерции масс; е - подат-
ливость соединительных участков; G — вес тепловоза;
R — радиус сцепного колеса.
Для работы на первой ступени: 7g = Jg + tj^g;
В, 9
g8, 9
е9, 10 "
9, 10
;2
ФГ
10
0
тельных, а податливости меньше действитель-
ных в i2 раз, где / — передаточное число —
отношение числа оборотов данного вала пе-
редачи к числу оборотов вала двигателя
(фиг. 52).
Крутильные колебания системы рассматри-
ваются отдельно для работы на каждой
ступени и при работе отключённого дви-
гателя.
Ввиду большой величины приведённой
массы локомотива узел одноузловых коле-
баний почти совпадает с местом расположения
этой массы. Частота этих колебаний очень
мала, критические числа оборотов для неё
лежат ниже рабочих чисел оборотов и обычно
опасности не представляют.
Благодаря большой податливости соедини-
тельных валов (между двигателем и передачей)
и валов самой передачи частота двухузловых
колебаний близка к частоте одноузловых
колебаний системы двигатель — маховик. Ча-
стоту этих колебаний необходимо иметь на-
столько большой, чтобы она была выше бптах
для шестицилиндровых и 8лтах для восьми-
цилиндровых двигателей. Для последних это
почти невозможно, и поэтому применение
восьмицилиндровых машин для механической
передачи затруднено, если не пользоваться
демпферами.
При передаче через гидромуфты или
гидропреобразователи крутильные колебания
за пределы муфты и преобразователя не пере-
даются.
Если муфта или преобразователь не поста-
влены вплотную у двигателя, то получить
частоту одноузловых колебаний выше запрет-
ной области частот по шестому (восьмому) по-
рядку трудно. Тогда между двигателем и пере-
дачей следует поставить упругую муфту и
сделать тем самым частоту одноузловых коле-
баний ниже, а двухузловых — выше запрет-
ной области.
ОХЛАЖДЕНИЕ ТЕПЛОВОЗНЫХ МАШИН
Основные схемы
Охлаждающее устройство на тепловозах
состоит из водяных и масляных радиаторов,
вентилятора с приводом к нему, насосов во-
дяного и масляного с трубопроводами и
баками.
На фиг. 53 представлена схема водяного
охлаждения тепловоза Э -2-5-1. Водяной ра-
диатор разбит на пять секций, расположенных
по бокам тепловоза. Каждая секция (фиг. 54)
имеет 120 трубок поверхностью охлаждения
F = 82 м2. Общая охлаждающая поверхность
Fo = 410 м*. Коэфициент теплопередачи
k a; 55 ккал/мНасоС. Решётки секций закан-
чиваются коробками, имеющими перегородки,
вследствие чего вода внутри каждого элемента
имеет шесть ходов (/—6) (фиг. 55) [6]. Секции
водяного холодильника (фиг. 53) соединены
между собой параллельно. Они испытываются
гидравлически давлением 8 ати при макси-
мальном рабочем давлении 3 ати.
На фиг. 56 показана схема масляного охла-
ждения тепловоза Э -2-5-1.
Секции масляного радиатора имеют те
же габаритные размеры. Они выполняются
из гладких трубок 7 — 8 мм, В каждом

ГЛ. XVIII]
ОХЛАЖДЕНИЕ ТЕПЛОВОЗНЫХ МАШИН
529
элементе помещается 823 трубки: 34 ряда
по 24—25 трубок в каждом ряду поверх-
ностью охлаждения /7 = 34,2 м2, всего шесть
13 18 15 14 2
17
эл
Фиг. 53. Схема водяного охлаждения тепловоза Э -2-5-1:
/ — водяной бак; 2— циркуляционный насос; 3 — всасы-
вающая труба; 4 — распределительная коробка; 5 — во-
ронки; 6 — правый холодильник; 7—левый холодильник;
8 — вестовая труба; 9 — воздушная труба; 10 — отстой-
ник; Л — приёмная сетка; 12 — нагнетательная маги-
страль; 13 — трубки от форсунок; 14 — трубка к фор-
сункам; 15 — фильтр; 16 — трёхходовой кран; 17 — слив-
ные трубки; IS — манометр.
секций общей поверхностью fo= 205,2 л<2. Коэ-
фициент теплопередачи k x 48,5 ккал/м?час "С.
Секции соединены последовательно; между
второй и третьей секциями сделан отвод с
3 2
Фиг. 54. Секция радиатора:
1 _ трубки; 2— решётка;
3 — крышка; 4 — рёбра;
5 — угольник; 6 — лист;
7—распорный болт.
вентилем. При открытии вентиля масло цир-
кулирует через две секции, остальные четыре
остаются выключенными. Этим пользуются
зимой после стоянки, когда масло в радиа-
34 Том 13
Ребра верхней
торе густеет и может вызвать давление более
6 ати. Когда масло разогреется, его пропу-
скают через все шесть секций. Иногда масля-
ные радиаторы ставят впереди водяных с
целью создания оди-
накового сопротивле-
ния для воздуха.
Как водяные, так
и масляные секции
должны крепиться к
каркасу с таким рас-
чётом, чтобы вся сек-
ция могла свободно
расширяться при тем-
пературных деформа-
циях.
Каркас радиаторов
(фиг. 57) представляет
ряд металлических
Ребра нижней
крышки
Фиг. 55. Схема секции.
стоек, приваренных
внизу к настильному
листу рамы тепловоза,
а вверху скреплённых
обвязочным угольни-
ком. Поверх каркаса
уложен железный лист с круглым отверстием,
соответствующим диаметру воздушной трубы.
Последняя скрепляется с листом, обвязоч-
ным угольником и косяками из листового
железа.
д
В радиаторах тепловоза Д применены пло-
ские трубки. Схема водяного охлаждения
21 8 13 9 14 5 U 7 12 21 22 2123 6 19 15
Ь I
17 20 16
Фиг. 56. Схема масляного охлаждения тепловоза Ээл-2-5-1:
I — бак; 2 — грязевик; 3 — всасывающая труба; 4 — обрат-
ный клапан; 5 — нагнетательная труба; 6 — фильтр;
7—комбинированный вентиль; 8 — магистраль охлаждения
поршней; Р*— наливная воронка; 10 — сливные трубы;
II — предохранительный клапан; 12 — редукционный кла-
пан; 13 — смазочная магистраль; 14 — циркуляционный
насос; 15—масляные секции холодильника; 16 — вентиль;
17 — вспомогательный насос; 18—мотор; 19- ручной насос;
20 — трёхходовой кран; 21—манометры; 22 — вакуумметр;
23 — термометр; 24 — атмосферная труба; 2-5 — труба
для смазки редуктора; 26 — сливная труба от редуктора.
представлена на фиг. 58. Ёмкость водяной си-
стемы 0,925 мг. Набор воды производится
через трубку 6 или 14 до общего заполнения
расширительного бака, имеющего контрольные
трубки 5 и 17. Циркуляционный насос засасы-
вает воду по трубам 2 и 3 из радиатора и
частично из уравнительного бака и нагнетает
в блок цилиндров через трубу 18. Вода,

530
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
омывая поверхность цилиндров и крышек, по-
ступает в водяной коллектор 22, из которого
по трубе / переходит в верхнюю часть левого
радиатора, состоящего из 13 секций, и в верх-
нюю часть правого радиатора, имеющего
Фиг. 57. Каркас радиаторов.
восемь водяных секций. Нагнетательнвш трубо-
провод 1 соединён с расширительным бач-
ком 24 трубкой 4. От правого конца водяного
коллектора вода поступает по трубке 7
в калорифер 19, обогревающий будку маши-
ниста. После калорифера вода сливается по
трубке 8 в трубку 13, откуда засасывается
водяным насосом 20. Из нагнетательной камеры
насоса вода по трубе 10 подводится к турбо-
воздуходувке 21 и оттуда по трубке // посту-
пает в насос. Температура охлаждающей воды
15 13
Фиг. 58. Схема водяного охлаждения тепловоза Д^-
О
в коллекторе 22 измеряется термопарой, про-
вод 16 от которой подходит к термометру 23
в будке машиниста.
Для удаления воды из блока цилиндров
служит трубка 15 с вентилем. При закрытом
вентиле можно спустить воду из секций ради-
аторов, расширительного бака 24 и калори-
фера через трубки 14, 13 и 8. Из воздухо-
дувки вода сливается через трубку 9, а из
сальника насоса — через трубку 12.
Система охлаждения имеет общий поток
жидкости во всех секциях, что обусловливает
малое живое сечение трубок в каждой секции
Такие радиаторы требуют заполнения про-
кипячённой водой с целью предохранения их
от накипи.
На фиг. 59 показана схема масляного охла-
т д
ждения двигателя тепловоза Д . Радиатор со-
стоит из пяти секций, соединённых общей ко-
робкой вверху и внизу. Водяные секции имеют
Фиг. 59. Схема масляного охлаждения двигателя тепло-
воза Д-"-: 1—12, 16 — трубопроводы; 13—15 — электропро-
вода; 17 — разгрузочный обратный клапан B,5 кг/см*);
18 — масляный фильтр; 19 — ручка жалюзи; 20 — вспомо-
гательный байпасный клапан A кг/см"); 21 — расширитель-
ный клапан B,5 кг/см3); 22— разгрузочный клапан
E,3 кг1-см*)\ 23 — насос; 24 — фильтр Куно; 25 - реле да-
вления; 26 — манометр B,1 кг!см» min); 27—кнопка топлив-
ного насоса; 28 — соленоид у регулятора для остановки
двигателя; 29 — турбовоздуходувка.
подобную же конструкцию. В масляных ра-
диаторах поток жидкости идёт сверху вниз.
Решётки секций приварены к верхним и ниж-
ним коробкам, которые примыкают к коллек-
торам, подводящим и отводящим масло или
воду.
Для тепловозов могут быть применены
также радиаторы, выполненные по типу авто-
мобильных (см. ЭСМ, т. 10, гл. Ill), a
в скоростном транспорте на крышах и стен-
ках с успехом могут укрепляться радиа-
торы авиационного типа, что значительно
снижает лобовое сопротивление таких радиа-
торов.
При конструировании холодильников не-
обходимо иметь в виду, что летом в жаркие
дни охлаждающая поверхность может ока-
заться недостаточной, зимой, наоборот, слиш-
ком большой. С этой целью холодильник дол-
жен быть так сконструирован, чтобы каждую
секцию можно было выключить, не нарушая
работы остальных. Регулировка температуры
„А
воды и масла в радиаторах тепловоза Д до-
стигается устройством жалюзи. Вся система
охлаждения должна иметь приспособление для
спуска всего количества жидкости.
С целью предохранения воды от замер-
зания к ней примешивают 40<>/0-ный древесный
спирт, причём температура замерзания смеси
равна— 31,12° С. Способность к испарению
спирта парализуют незначительной примесью
глицерина.
В новейших конструкциях радиаторов
в качестве охлаждающей жидкости применяют
этиленгликоль.

ГЛ. XVIII]
ОХЛАЖДЕНИЕ ТЕПЛОВОЗНЫХ МАШИН
531
Определение основных размеров
радиаторов
Количество тепла, подлежащее отводу из
двигателя, принимается ~ 600 ккал/л. с. ч.
нормальной мощности, из которых 80% идёт
на охлаждение цилиндров и головок двига-
теля qe, 15% на охлаждение поршней qn и 5%
для охлаждения смазочного масла qM. В дви-
гателях без охлаждения поршней отводится
водой qg = 92%, смазочным маслом qM = 8%
всего количества отводимого тепла.
В тепловозах с механической передачей
для охлаждения масла требуется отнять тепло
на 1 л. с/ч.
A-т\м) 632. B8)
В тепловозах с гидромеханической пере-
дачей отводимое маслом тепло от умформера
и муфт находится по формуле B8), если под-
ставить вместо г\м к. п. д. умформера t\. Общее
количество тепла, отведённого водой или мас-
лом,
B9)
Тепло, отводимое с водой или маслом в
гладкотрубном радиаторе,
/'
C0)
где tv t2 и xlf x3 — температуры входа и вы-
хода жидкости и воздуха из радиатора. Коэ-
фициенты теплопередачи при течении вдоль
гладких труб
k==
C1)
«2
где аа и а2 — коэфициенты теплопередачи от
жидкости к стенкам и от стенок к воздуху
в ккал/м2 с С; В — толщина стенок в м; \ — те-
плопроводность стенки в ккал/м час °С.
. Для воды при
При чистых стенках k и
1 + 2
скоростях шж!> 0,5 м/сек можно считать &«а2.
Коэфициент теплопередачи от жидкости
к стенке для воды в ккал/м?час °С
сч=1290 A+0,01230
w
,0,8
.0,2'
C2)
где tf—средняя температура жидкости; шж~~
скорость жидкости в м/сек; d — диаметр тру-
бок в м;
для масла при ламинарном потоке
ai — ¦ тж d I ' • \а ' , C3)
где / — длина трубы в м; а — коэфициент
температуропроводности, отнесённый к 1 сек.,
срТ.350Э м 1сек' СР теплоем
кость машинного масла и 0,4+0,0011/; 7~
та 930 кг/м% — удельный вес машинного масла;
X — теплопроводность масла, равная 0,114 +
+ 0,000075 tcp)
для масла при турбулентном потоке
= 0,05-1755A+0,0150
W
,0,87
C3')
Коэфициент теплопередачи от стенки к воз-
духу, протекающему со скоростью w вдоль
трубы,
О 8
- C4)
При течении перпендикулярно гладким тру-
бам коэфициенты теплоперехода
C5)
где X — коэфициент теплопроводности
в ккал/м час °С; dg—наружный диаметр трубки
в м; da — наименьшее расстояние между труб-
ками в свету в м; Re =¦
— критерий Рей-
нольдса.
Вязкость воздуха выражается формулой
= 1,68.10"
273
1 +
122
7
273'
7
273' <36)
где Г —абсолютная температура воздуха в °К.
Значения X см. ЭСМ, т. 1, кн. 1, стр. 482.
Значения коэфициентов сияв зависимости
Фиг. 60. Коридор- Фиг. 61. Шахматное
ное расположение расположение круг-
круглых трубок. лых трубок.
от коридорного (фиг. 60) или шахматного
(фиг. 61) расположения труб приведены
в табл. 5.
Формула C5) применима также для пло-
ских трубок, причём йэ соответствует экви-
валентному наружному диаметру трубки, d'3 —
наименьшему расстоянию между трубками
в свету.
Эквивалентный диаметр некруглого сечения
определяется по формуле
d -4/
C7)
где / — площадь прохода некруглого сечения;
U— периметр контура рассматриваемого
сечения.

532
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Таблица 5
Значения коэфициентов с и п в зависимости
от расположения трубок
Вдоль
потока
Si
d
1,25
с
in
Поперёк
1
с
5
п
потока —-
с
2
л
3
с
Для коридорного расположения трубок
1,25
2,О
о!зб7
0,418
0,290
0,592
0,586
0,601
0,250
о,299
о,357
о,бо8
о.бао
О,6О2
О.1ОО
O.IOI
0,229
O.374
0,704
O.7O2
0,632
0,0633
0,0678
0,198
0,286
Для шахматного расположения трубок
о,6
о,9
i,i35
1,25
1.5
2,0
—
0,518
0,404
0,310
—
о,55б
0,568
о,572
о,59=
—
0,505
0,460
0,416
O.356
—
0,562
о,5б8
о,58о
0,446
о,478
о',452
0,482
о,ЭТХ
0,565
о,55б
0,568
о,55б
0,562
о', 313
о,518
0,532
0,488
о,449
0,421
п
о,744
0,648
о,6о8
0,636
0,581
о,5бо
0,562
о,5б8
о^574
Передача тепла в ребристом радиаторе
происходит также по формуле C0), но коэфи-
циент теплопередачи
1
Т
/2
«2
где /-t — внутренняя поверхность, омываемая
жидкостью, элемента трубки между двумя
пластинками.
Для круглых трубок (фиг. 62) /х = itrfA/,
для эллиптических трубок (фиг. 63) f\ =
b
=** [(ан-Ь) + (Ън - 8)] д/, где x={rf
\
~b
при
а-Ь
о,з
о,6
о,8
а + b
х — 1,003 i»oi4 I»O28 1,040 I1O64 1,093 1,13 1,17
Воздушная поверхность /2 состоит из
двойной поверхности пластинки плюс наруж-
ная поверхность буртика высотой Д/ — 8Х; для
круглых трубок /2 = 2 \А<¦ — ~ (dH +
+ 20^2 U-т: (</K+25i) Ш — Si); для эллиптиче-
ских трубок /2 = 2 [АВ — я (Ьн + 85) (ан -\-
+ 01)] + их (ан + Ън + 28j) (M — 8,). При про-
текании тепла в ребристых трубках прини-
мается ширина кольца ож, эквивалентная по-
ловине площади ребра. Для квадратной пла-
стинки с круглой трубкой
. 1 i/~2A* 4 1 .
Для прямоугольной пластинки с эллиптиче-
ской трубкой г
Площадь сечения эквивалентного кольца, по
которому течёт тепло, для квадратной пла-
стинки с круглой трубкой,
8lt
для прямоугольной пластинки с эллиптической
трубкой
Sm = хп (ая + ЬН + 28Ж) lv
Схематически поверхность ребристого эле-
мента, по которому происходит передача
тепла, изображена на фиг. 64.
В тех случаях, когда пластинка общая для
нескольких трубок, выделяется элемент пла-
а -\-и Фиг. 62. Круглая трубка. Фиг. 63. Овальная трубка.
1
1
— izaHb
стинки, приходящийся на одну трубку, как по-
казано пунктирной линией на фиг. 65 и 66.
При ребристых трубках а2 ф k и выра-
жается той же формулой C5), как и для глад-
ких труб, причём dg со-
ответствует эквивалент-
ному диаметру живого
сечения между трубками
и пластинками для всех
видов ребристых радиа-
торов.
Под йэ понимаются
различные величины в
зависимости от типа ра-
диатора: 1) для ребри-
стых радиаторов с круг-
лыми и эллиптическими
трубками йэ соответствует эквивалентному
диаметру наружного сечения трубки; 2) для
ребристых радиаторов с плоскими трубка-
ми при коридорном расположении (фиг. 65) d9
соответствует эквивалентному наружному диа-
метру трубки, увеличенному в 2,0 раза;
3) для ребристых радиаторов с плоскими труб-
ками при шахматном расположении трубок
(фиг. 66) d соответствует эквивалентному на-
Фиг. 64. Схема пере-
дачи тепла ребристым
элементом.

ГЛ. XVIII]
ОХЛАЖДЕНИЕ ТЕПЛОВОЗНЫХ МАШИН
533
ружному диаметру трубки, увеличенному Количество пж циркулирующей воды или
в 1,5 раза. масла в час
р
Коэфициенты сап берутся из табл. 5,
причем —J- и -—¦ для плоских трубок соот-
ветствует -j- и -? (см. фиг. 65 и 66).
Фиг. 65. Коридорное
расположение плоских
трубок ребристого ра-
диатора.
Фиг. 66. Шахматное
расположение плоских
трубок ребристого ра-
диатора
Расстояние между пластинками опреде-
ляется из соотношения величины коэфициента
оребрения
А/р = (Д/ - 5,) Щ = Гпл + (Д/ - 5,) U,
откуда расстояние между пластинками
Тпл
Д/ — 8, =
U (<|/ - 1)'
C8)
гДе ftiA—поверхность элементарной пластинки,
омываемая воздухом (см. фиг. 65 и 66);
Д/р — поверхность отрезка трубки длиной Д/
вместе с пластинкой; b.fmp — наружная поверх-
ность элемента трубки длиной М; U — пери-
метр наружного сечения трубки.
Зная Q и ft, по формуле C0) находят по-
верхность радиаторов. Для уменьшения Fp
нужно создавать большую разность средних
температур. Если известна Fp, то глубина
сотового или пластинчатого радиатора
C9)
где U — периметр канала, омываемого возду-
хом; z — число каналов.
Глубина радиаторов с водяными трубками
/ к 25 {sx - Ь).
D0)
где Sj — b — расстояние между трубками в
свету (см. фиг. 65 и 66). Температура воды в
двигателе с радиатором открытого типа
*1<90сС, масла *1<70°С. Температура воз-
духа принимается в среднеевропейской части
СССР та -^ 30° С; в южных районах тх = 45° С.
Падение температур в водяном радиаторе
/2 _ tx ¦— Ю-т-ЗО0 С, т2 — xi m 30° С; в масля-
ном t2 — tl = 5-r-10° С, ха — гх ss 10° С; Ь =
= ха+5° С.
q — с G (ty to)' D1)
ср ж — теплоёмкость жидкости.
Количество воздуха, просасываемого через
радиатор,
Q = cpG (т3 - тО. D2)
Теплоёмкость воздуха ср ^ 0,24.
Из формулы C0) следует:
Перепад температуры жидкости в радиа-
торе
Q •
t t
77
ьр Ж^Ж
перепад температуры воздуха
откуда
где
Q
_1
k'Fn
ьр жк
1
,(/
1
• —характери-
р 2ср ЖОЖ 2cpG
стика радиатора, позволяющая судить о тем-
пературе в рубашке двигателя по температуре
окружающего воздуха, если известно (?и р
для рассматриваемой установки.
Скорость воды в радиаторе 0,5—2,0 м\сек,
в трубках 2—4 м/сек; скорость масла в радиа-
торе 0,25—1,0 м/сек, а в трубках 1,0—2,0 м\сек.
Потери давлений в радиаторах. Для те-
чений, параллельных оси трубок, потери под-
считываются по формуле
Д/» = 0,00132
0,852 1.852
/ мм вод. ст. D4>
При протекании снаружи трубок вместо d
подставляется
d -4F -
D5)
где 5] и 52 — шаг между трубками в продоль-
ном и поперечном направлениях.
Для пластинчатых гладких радиаторов -
= 0.000675
0,852 да1.852
17269"
(s-b)
D6)
где s — b — ширина воздушного канала в м.
Течение, перпендикулярное пучку гладких
круглых труб, вызывает статическую потерю
напора в зависимости от Re и расположения
труб:
^ = ^т|р D7)
где w — скорость воздуха в живом сечении
между трубками; z — число рядов в направле-

534
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
нии потока; С — коэфициент сопротивления
одного ряда, величина которого в пучке из
10 рядов для коридорного расположения при-
ведена на фиг. 67, а для шахматного на фиг. 68.
При уменьшении числа рядов уменьшается
и С. В пучке из четырёх рядов С уменьшается
на 10%. Значения -j? и ~ берутся из фиг. 60
и 61.
Течение, перпендикулярное пуч.ку ребри-
стых труб круглого или овального сечения
(см. фиг. 62—63), вызывает потерю давления:
шахматном
0,0135
E0)
где С — сопротивление первого ряда труб бе-
рётся из фиг. 67 и 68 в зависимости от Re,
и %
= 6.io-4-I
¦0.75ш1.75
vl,25
Сопротивления, создаваемые радиатором,
¦до2
а также сопротивления шахты Арш х 0,5f-~- и
D8) жалюзи Ар
где Ь = 0,8 при коридорном расположении
труб, а значения Ъ в зависимости от z при
шахматном расположении труб:
г 2 4 6 8 10
Ь 0,28 0,33 0,34 0,35 0,36
Для ребристых радиаторов с плоскими
трубками при коридорном расположении
кп-*Л™_*»*. D9)
0,10
0,09
0,08
0,07
0,06
0,05
1.25 IA
Фнг. 67. Значения коэфициента сопротивления С для коридорного расположения
трубок.
/,31,52,0
1,251,41,6 2,5 3,5 s>/d
Фиг. 68. Значения коэфициента сопротивления ' для шахматного расположения
трубок.
~— должен преодолеть
вентилятор.
При расчёте холодильного устройства не-
обходимо обеспечить равенство сопротивле-
ний водяного и масляного радиаторов. При
неравенстве этих сопротивлений ставят масля-
ные радиаторы впереди водяных или же при-
меняют для воды и масла раздельные холо-
дильные устройства и находят, для них затра-
чиваемые мощности. При положении радиато-
ров на кузове тепловоза в скоростных поез-
дах следует использовать напор, создаваемый
лобовой частью тепловоза при средних техни-
ческих скоростях. При постановке радиаторов
по бокам кузова для со-
здания скорости проте-
кания воздуха по кана-
лам радиатора нужно со-
здать дополнительное
разрежение
Ар -^ о,25 т —,
2р°
где w определяется из
средней технической ско-
рости v тепловоза:
v
При установке радиа-
торов на задней стенке
тепловоза вентилятору
нужно создать дополни-
тельное разрежение Ар=
= y о—»соответствующее
напору воздуха на лобо-
вой стенке.
Установка радиаторов
на задней стенке допу-
стима только в тихоход-
ных тепловозах.
Помимо потерь мощ-
ности на просасывание
воздуха в холодильных
устройствах тепловозов
расходуется мощность на
прокачивание воды и ма-
сла. Расчёт ведётся по
тем давлениям, на кото-
рые установлены редук-
ционные вентили: для во-
ды р = 1,5 -4- 2,0 ати,
для смазочного масларк
^2,5-1-3,0 ати, для порш-
невого масла /?=4,0 ати.

ГЛ. XVIII]
ОХЛАЖДЕНИЕ ТЕПЛОВОЗНЫХ МАШИН
535
Соответствующие
насоса будут
мощности для каждого
н 3600-75
где V—часовая подача насоса в л*3; ч\м — 0,7—
к. п. д. насоса; г\п — к. п. д. передачи.
Разбивка трубок в радиаторах по рядам
и секциям
В гладкотрубном радиаторе выбирают се-
чение трубки, её длину L — 1 -f- 2 м и шаг
между трубками s± и s2 (см. фиг. 65 и 66).
Для протока воздуха при расчётной скорости
w м/сек и удельном весе "Г = — требуется об-
Gv
щее живое сечение
Гж~
Живое сечение между двумя трубками
E2)
1000
L.
E3)
Число трубок в ряде с учётом крайних
промежутков
Тж
E4)
Суммарная ширина радиатора В = S\Z дол-
жна быть меньше или равна ширине кузова
тепловоза. Излишнюю ширину радиатора рас-
полагают по бокам тепловоза; часто весь ра-
диатор располагается по бокам, иногда на
крыше тепловоза. Зная общую поверхность
радиатора Fp и длину / выбранной трубки на
1 мг поверхности охлаждения, находим сум-
марную длину трубок:
Число трубок в радиаторе
Zv- =
Число рядов в радиаторе
ZT
E5)
E6)
E7)
Если в секции из условий компактности
содержится п трубок, то число секций
E8)
zL
n
При выборе коэфициента теплопередачи а2
задаются скоростью жидкости в трубках
<и)ж м/сек. Эта скорость должна быть осуще-
ствлена в каждом потоке проектного радиа-
тора. При этом условии число трубок в потоке
у*
E9)
т~ ЗбООД/ш^
где Д/— живое сечение трубки; гж- удель-
ный объём жидкости.
Число потоков в каждой секции
F0)
л,
При параллельном распределении секций с по-
становкой трёхходовых кранов можно неза-
висимо выключать каждую секцию.
Разбивка труб в ребристом радиаторе по
существу ничем не отличается от рассмотрен-
ной. Предварительно выбирают трубки, пла-
стинки /пл, расстояние между пластинками А/,
шаг между трубками sx и s2 и длину трубок L.
Полезная длина трубок Ln для прохода воз-
духа с числом пластинок Za
La='L
F1)
Живое сечение для прохода воздуха между
двумя трубками
/ас =1*1-(<*« +28,)] 1Я. F2)
Дальнейший расчёт производится так же, как
и в гладкотрубном радиаторе.
Пример. Для маневрового тепловоза Ne =1200 л. с.
рассчитать водяные радиаторы с расположением их по
бокам кузова. Температура воздуха т,=45° С; поршни
не охлаждаемые.
Тепло, подлежащее отводу из двигателя,
Q-600 Ne -720 000 ккал/час,
из которых отводится водой
Qe -0,92 • Q=663 000 ккал'час,
маслом
QM =0,08 ¦ Q-57 000 ккал!час.
С целью удобства изготовления и эксплоатации можно
принять для масляных и водяных радиаторов плоскую
гладкую трубку 17,5 X 4 мм толщиной стенки 8=0,65 мм.
Пластинки медные, б^ОД мм.
Шахматное расположение трубок. При j, = 12 »>м,
s3 — 8 мм (фиг. 69) теоретическая условная пластинка>
Фиг. 69. Секция радиатора с шахматным расположением
трубок.
приходящаяся на один элемент трубки, 12A7,5+4) =¦
= 258 мм%; поверхность пластинки, омываемая воздухом.
-2 J258,- (
l3,5 • 4 + -?-
- 382,8 ммК

536
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Периметр трубки t/=2 • 13,5+я4=39,6 мм. Сечение трубки
/ =66,5 мм1, f —42,1 мма. Расстояние между двумя
пластинками при ф = 8>5
л / s пл 382,8 »Sfi
Д/ — Л м = —-— =»О,о0 ММ%
1 U (ф — 1) 39,6 C,5 - 1)
При толщине пластинки 8, = 0,1 мм получим шаг между
пластинками
М = 3,86 + 0,1 «4,0 мм.
Обшая элементарная поверхность, омываемая возду-
хом,
/2 = / + (AZ — 8,) U - 382,8 + 3,9 . 39,6 = 537,3 мм'.
Элементарные поверхности, омываемые водой,
/, = B . 13,5 + it. 2,7) 4 = 142 мм*.
Коэфициент теплопередачи ребристых радиаторов
1
Ширина условного металлического кольца находится
из соотношения
откуда Ьм = 2,06 мм.
Площадь сечения условного кольца, по которому те-
чёт тепло,
f = [п D + 28„) + 2 . 13,5] 0,1 = 5,25 мм'.
Коэфициент теплопередачи от жидкости к стенке для
воды
•??
d! = 1290 A + 0,0123^ —— ,
Таблица 6
Значения параметров холодильного устройства
в зависимости от скорости
Параметр
Re
Re
k
Др
,0,57
Re
Др
Скорость воздуха w в Mi сек
10
15
20
25
Шахматное расположение труб
1380
61
575°
65,6
51.5
515»°
о.39
1О>5
"со
2760
92
575°
98,5
89,3
300,0
°.37
39,5
44,6
4^4°

575°
123,5
109,5
242,5
°,35
81,5
93,°
552O
13б
575°
145
12б,2
211,0
°.32
135.°
'55,4
Коридорное расположение труб
13°°
83,5
4°,8
38,8
684
о, 19
7.5
8,5
2бОО
128
62
58
457
о
3°
33
,о
,5
,о
.19
.9
39°°
1б4,5
8о,з
73,°
Збз
о,19
67,7
76,5
52ОЭ
Ф
85
ЗЮ
о
I2O
135
,5
,о
,7
,19
.6
1
6900
153
575°
164
138
198,
о.3°
199
231,0
225
110
9<5,5
212,4
коэфициент оребрения ф = 3,36; элементарная поверхность,
омываемая водой, fg0* = 142 мм3; сечение трубки fH =
= 66,5 мм'; Д„ = 42,1 мм*; 8„ = 1,93 мм; /„ - 517 мм;
где d — характерный размер трубки d = 2,7 мм =
= 0,0027 м; t = 85°С — средняя температура воды; ч»ж =
= 0,6 м\сек - скорость воды. При этих величинах
о, = 5750 ккал/м'час °С.
Коэфициент теплопередачи от стенок к воздуху по
формуле C5)
При
ср
60° С теплопроводность воздуха
= 0,024 ккал]мчас СС; d- ¦— = 6,7 мм; d -=5,22 мм;
9 (J Э
A-1,96 • 10-6 кгсек/м1; у-
-= 1,025 кг/м*; откуда Re — 276 w;
Re
- 1,183
288
273
ср
?1=3,0; ^ = 2.
о b
Из табл. 5 определяют с = 0,449; п — 0,57.
При w «= 10 ж/сек значение У?е°>57 „ 92.
По формуле C5) <хэ = 1,072 ReO57 = 98,5; ft-
— 89,3 ккал\м'-часа0..
Значения параметров данного холодильного устройства
в зависимости от скорости воздуха в радиаторе даны
в табл. 6.
Коэфициент сопротивления одного ряда определяют
по фиг. 68; получим сопротивление радиатора из восьми
рядов при w = 10 м\сек.
0135 w3
Ар - —^— г^-~— = 39<5 кг1м3 — 39,5 мм вод. ст.
Соответственные величины при других скоростях при-
ведены в табл. 6.
Коридорное расположение трубок. При s, =
= 10,5 мм, s, = 9,5 мм и такой же трубке, как и в шах-
матном радиаторе (фиг. 70), условная теоретическая пла-
стинка, приходящаяся на один элемент трубки, равна
10,5 X 23 мм".
Поверхность пластинки, омываемая воздухом, /пл =
= 351 мм3, периметр трубки U = 39,6 мм. Расстояние
между рёбрами Д/ = 4,0 мм. Из формулы C8) определяют
da= 6,7 мм; йэ = 4,9 мм; -^ - ~ - 2,6; -^- = 2,4.
Соответственно этим величинам из табл. 5 с = 0,272;
л = 0,617. При w — 10 м/сек, Re — 2670 соответственно
#<>0,617= 129; о2 = 62,5; k=58 ккал\м'час°С. Полученные
при других скоростях величины заносятся в таблицу (см.
табл. 6). Из фиг. 67 определяют X. при соответствующих
139.5
Фиг. 70. Секция радиатора с коридорным расположением
трубок.
Re и педсчитывают сопротивления восьмирядового радиа-
тора. Для сравнения двух видов радиаторов на фиг. 7L

ГЛ. XVIII]
ОХЛАЖДЕНИЕ ТЕПЛОВОЗНЫХ МАШИН
537
нанесены k, F
в зависимости от скорости воздуха
по живому сечению каналов. Как видно из фиг. 71, шах-
матное расположение труб почти не даёт преимуществ
по сравнению с коридорным. С увеличением скорости воз-
духа увеличиваются k и Ьр и уменьшается F . Практи-
чески целесообразно брать w = 7,5 м/сек. В скоростном
транспорте целесообразно использовать среднюю техни-
ческую скорость тепловоза, которая может покрыть все
сопротивления радиатора, и потому работа на просос
вйздуха будет тратиться только на затяжных подъёмах.
Обшее расположение трубок в одной секции показано на
15 20 '/гусе*
Фиг. 71. Характеристика радиаторов в за-
висимости от расположения трубок.
фиг. 69 и 70. Для жёсткости рё'бер концы пластинок за-
гнуты под углом 180°. При М = 10° С и Дх = 30° С коли-
чество воздуха, просасываемого через радиатор в час,
воз ~
- 92000 кг/час;
Высоту оребрённой части трубки примем L — 1200 мм.
Число пластинок в одной секции I — —¦?— + 1 — 301.
Длина полезной части трубки для прохода воздуха Ln =
- L — 8,2 — 1200 — 30,1 - 1169,9 мм. Свободная ширина
канала между двумя трубками st — \b + 28,) =• 6,3 мм,
соответственное живое сечение Л^, = 9130 лги1а=91,3 см*.
Общее число промежутков для пропуска воздуха при
w ¦= 10 м/сек, равное числу трубок в одном ряду,
V- 10*
3600 ¦ да/,
= 274.
Поверхность радиатора при полуразности температур
~Н—' Т' о Т" - 25° С получится из формулы C0)
F - 300 ж».
Длина элемента трубки поверхностью охлаждения
10*
1 ж* равна I — ~2— — 7,4 м.
Суммарная длина трубок
трубок в радиаторе
ZT -
Число рядов
L
Z_i§50_ = 675.
Ло 274 '
L — IF - 2220 м. Число
- 1850.
Если принять Z — 8, то число трубок первого ряда
сократится до г *• 274 -—— — 232, соответственно повы-
274
сится скорость воздуха до w — 10 —— = 11,8 м/сек. При
секции из восьми рядов с числом трубок в нечётных ря-
дах 12 и в чётных 11 число трубок в секции п — 92; число
Zj 1850
секций Zc = — ^- « 20.
Наружная поверхность охлаждения каждой секции
Fc~ft.i.n 10-6 _ 14>9 *«; -gL = 15 м\
Если полуразность температур -~—! ""' Т- = 25°С,
Z Z
то при U - U - Ю° С и Т'*'» = -ZEJli5.
имеем tl — 90° С, ta — 80° С.
Количество воды, подаваемое насосом в час,
60° С
О -
в t, - ta
663 000
10
ббЗООлгг/час;
66,3 м3!час.
При скорости воды в трубках w — 0,6 м\сек по-
требуется живое сечение трубок в первом потоке
3600 . 0,6
Число трубок в потоке
= 307 см*.
/« • ю-^
307
0,421
=¦ 729
Всего трубок Zj — 82 ¦ 20 — 1840. Число потоков
«л— 72q — 2,53. Принимая лд = 3,0, необходимо уве-
личить скорость воды «/
0,6
3 0
0,71 м/сек, что
немного повысит эффективность радиатора.
Подобным образом рассчитывается и масляный радиа-
тор, который часто выполняется из таких же секций, как
и водяной, что облегчает изготовление их и эксплоатацию.
Количество масла, подаваемого насосом в час,
G - - ? = —-7-— 16 100 кг/час.
м cp(U-t,) 0,472-7,5 '
При 7«— 890 кг!м3 получают V = 18,1 м?/час. Коли-
чество воздуха, необходимого для охлаждения масла при
* ~ __ , оо г*
возд
Ср (х3 -
19 800 кг/час;
возд
18 800 мЧчос.
Общее количество воздуха, просасываемого через во-
дяные и масляные радиаторы,
VQ - 90 0Э0 + 18 800 = 108 800 м*\час.
При ?р ш- 58 кг/м1 (w =• 11,8 м/сек) определяют диа-
метр вентилятора D — 1500 мм, п — 1000 об/мин. Мощ-
ность, затрачиваемая на вентилятор,
Если бы радиатор был рассчитан на скорость w
— 7,5 м/сек, то ЛГ, — 24 л. с.
о
Мощность, затрачиваемая на водяной насос,
Vo - 10* 66,3 • 0,5 • 10*
V« 3603 • 75 • т)яТ]л 3600 • 75 0,75 • 0,9
Мощность, затрачиваемая на масляный насос,
УяР ' 10*
=- 1,83 л. с.
"м.н 3600 • 75t)mT]/j
2,53 л. с.
Общая мощность, затрачиваемая на охлаждение дви-
гателя,
При конструировании радиатора необходимо
предусмотреть периодическую очистку его от
накипи и пыли и масляного слоя снаружи.
Окраска радиаторов не рекомендуется. Эле-
менты радиатора должны быть свободны от
температурных напряжений.

538
ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
При дожде и снеге шахта холодильника
заливается водой. Дно шахты с. целью авто-
матического её осушения имеет небольшой
уклон к середине. В самом низком месте
ставят спускную трубку диаметром- \" с авто-
матическим клапаном на конце трубки. Пру-
жина рассчитывается на двойной вес клапана.
Столб воды высотой - 500 мм должен пре-
одолеть пружину и открыть клапан и таким
образом спустить воду из клапана.
Охлаждение двигателей при повышенной
температуре жидкости
Применение высококипящих жидкостей для
охлаждения тепловозных двигателей даёт по
сравнению с нормальной водяной системой то
же преимущество, что и для авто-тракторных
и танковых двигателей (ЭСМ, т. 10, гл. III,
стр. 178-179).
Опытами установлено, что температуру
охлаждающей воды можно доводить до ^ =
== 120 ~ 140° С. В некоторых конструкциях
двигателей повышение температуры воды из-
меняет зазоры в органах распределения, что
необходимо иметь в виду при введении горя-
чего охлаждения. Давление воды можно до-
пустить 2,5—3,0 ати; охлаждающая система
с устройством компенсационного воздушного
колпака должна быть рассчитана на 5 ати.
В радиаторах, испытываемых на более низкое
давление, применяют этилен-гликоль (СН2ОН).
При 10%-ном содержании воды температура
кипения смеси равна 140° С, а температура
воспламенения 130° С.
При этилен-гликоле в охлаждающей си-
стеме необходимо поддерживать давление
1,3—1,5 ати. Низкое давление позволяет при-
менять горячее охлаждение в двигателях при
существующих радиаторах в автомобилях и
авиации.
Низкая температура замерзания этилен-гли-
коля предохраняет от замерзания всей охла-
ждающей системы [4, 8, 11, 19].
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Дмитриевский В. Н иХолщевников К. В.,
Нагнетатели и наддув авиационных двигателей, НКАП,
1939.
2. Д у б б е л ь Г., Паровые машины и паровые турбины^
1926.
3. Ж у к о в с к и й Н. Е.. Теория регулировки хода ма-
шин, 1930.
4. К и р п и ч е в М. В., Михеев М. А., Э й г е н-
с о н Л. С.. Теплопередача, Госэнергоиздат, 1940.
5. КертонВ., Турбовоздуходувки и турбокомпрессоры,
Энергоиздат, 1933.
6. Л у р ь е И. А., Крутильные колебания в дизель-
ных установках, Воениздат, 1940.
7. ЛибровичБ. Г. иПоздняковС. Н., Тепло-
возные двигатели, ОНТИ 1937.
8. М а л ы ш е в В. А. и др., Тепловоз Ээл, Желдор-
издат, 1941.
9. Николаи Е. Л., Регулирование машин, 1930.
10. Обзор иностранной техники по дизелестроению,
ВНИТОМАШ, 1941.
11. Пойдо А. А. и др., Тепловозы Д^ и Д*>, Гос-
трансжелдориздат, 1947.
12. Стодола А., Сборник Тепловозной комиссии, № 3,
1929.
13. Терских В. П., Крутильные колебания силовых
установок, Судпромиздат, 1940.
14. Ш е л е с т А. Н., Повышение мощности четырёх-
тактных дизелей наддувом, „Вестник инженеров и тех-
ников- № 7-8. 1938.
15. Diesel Power and Diesel Transportation, 1944—1946.
16. Diesel Railway Traction, 1938—1946.
17. J u d t m a n O., Motorzugforderung auf Schienen, Wieu
1938.
18. R e e d В., Diesel Locomotives and Railcars, London.
19. Trans. Amer. Soc. Mech. Engin., 59, стр. 573 и 833,
1937.

Глава XIX
ЭКИПАЖ ТЕПЛОВОЗА
ВВЕДЕНИЕ
К основным деталям экипажа относятся
главная рама, колёсные пары с буксами, те-
лежки и оси с поворотными приспособлениями,
рессорные подвешивания, тяговые моторы при
электрической передаче или коробки других
видов передач с кривошипно-шатунными ме-
ханизмами, упряжные приборы, воспринимаю-
щие толчки со стороны подвижного состава,
тормозы ручной и пневматический и кузов.
РАМЫ ТЕПЛОВОЗОВ
Конструкция рамы зависит от вида пере-
дачи. При передаче с групповым приводом,
требующим кривошипно-шатунного механизма,
применяются внутренние рамы. При индиви-
дуальной электрической или другого вида
передаче применяются наружные рамы. При-
мером последней может служить рама тепло-
возов Ээл, состоящая из двух листов толщи-
ной 26 мм, связанных между собой попереч-
ными креплениями (фиг. 1).
Междурамными креплениями в передней
части рамы служит буферный брус 1 и литой
ящик для упряжного прибора. Над передней
двухосной тележкой междурамным креплением
является стальная отливка 2, соединённая
с листами рам при помощи угольников. Ша-
ровой опорой 3 рама опирается на люльку
передней тележки. Междурамное крепление 4
служит опорой для переднего конца подди-
зельной рамы, а крепления 5 служат опорами
поддизельной рамы и для подвески тяговых
моторов.
Междурамное крепление над задней тележ-
кой представляет собой довольно сложную
стальную отливку 6 с шаровой опорой 7. Это
крепление служит опорой для возбудителя и
заднего подшипника генератора. Опорой для
переднего подшипника генератора служит
стальная балка 8, которая является одновре-
менно междурамным креплением. К задним
концам рамы прикреплён буферный брус 10
и литой стальной ящик для упряжного при-
бора.
С внутренней стороны листов рамы, вдоль
верхних кромок, прикреплены призонными
болтами угольники 11. Поверх угольников и
поперечных междурамных креплений укреплён
на заклёпках и поизонных болтах настильный
лист 12 с вырезами для отводов и подвесок
тяговых моторов. Настильный лист и между-
рамные крепления придают раме жёсткость
в горизонтальном направлении. Поддизельная
рама крепится к настильному листу и к между-
рамным креплениям частично призонными и
частично нормальными болтами (фиг. 2).
Для тепловозов мощностью Ne=\0OQ л. с.
и выше рамные листы выполняются часто
толщиной 100 — 125 .ш/ с вырезами для облег-
чения. Такая брусковая рама легче ли-
стовой.
В тепловозах тележечного типа рама, жёст-
кая в продольном и поперечном направлениях,
опирается через шкворни на раму тележек.
В тепловозах ДА основной рамой являются
две балки 1 двутаврового сечения (фиг. 3).
В передней и задней частях хребтовые балки
связываются между собой буферными листами.
К буферным листам и хребтовым балкам на
заклёпках крепятся специальные стальные
литые коробки, в которых монтируются при-
боры автосцепки. Над тележками расположены
шкворневые балки, состоящие из вертикаль-
ных 3 и горизонтального 4 листов, которые
привариваются к хребтовым балкам.
Междурамными креплениями в середине
между шкворневыми балками служат верти-
кальные листы 2. С наружной стороны к хреб-
товым балкам крепятся кронштейны 5, окан-
чивающиеся швеллерами 6. Для увеличения
поперечной жёсткости сверху и снизу балок
привариваются стальные листы 7 и 8.
На верхний настильный лист устанавли-
вается двигатель внутреннего сгорания, кото-
рый крепится к хребтовым балкам шпильками.
Вся конструкция сварного типа.
В тепловозах ДБ главная рама выполнена
в виде стальной отливки переменного профиля.
В середине непосредственно на главную
раму устанавливаются двигатель внутреннего
сгорания и генератор. Вместе с рамой отлиты
и шкворни, опирающиеся на тележки. В перед-
ней и задней частях рама оканчивается буфер-
ными брусьями и стяжными ящиками, пред-
ставляющими общую отливку с рамой. Рама
тепловоза ДБ обладает большей жёсткостью
в вертикальной и горизонтальной плоскостях
и имеет примерно такой же вес, как и свар-
ная рама тепловоза ДА, но сложнее в изгото-
влении.
Рамы тепловозов рассчитываются: 1) на
растяжение от максимальной силы тяги, 2) на
подъёмку, 3) на удар о препятствия.

7 6
b 11 12
11 5 11 14 5 11 13 4 3
Место под дату домкрата
/70/75
Фиг. 1. Рама тепловоза Э^^-9: 7 —передний буферный
брус; 2 — междурамное крепление над передней тележ-
кой; 3 — шаровая опора передней тележки; 4 — верти-
кальный лист междурамного крепления; 5—междурам-
ные крепления под моторы; 6 — междурамное крепление
над задней тележкой; 7 — шаровая опора задней тележки;
8— опора под передний подшипник генератора; 9 — ме-
ждурамное крепление под генератор; 10 — задний буфер-
ный брус; //—продольные угольники; 12 —- настильный
лист; 13 — буксовые направляющие; 14 — буксовые струн-
ки; 15 — путеочиститель; 16 — передний скотосбрасыва-
тель.

ГЛ. XIX]
КРЕПЛЕНИЕ ДВИГАТЕЛЯ С РАМОЙ
541
Фиг. 2. Поддизельная рама тепловоза
Сечение рамы под генератором
-2896
2870
Вид по стрелке Й
КРЕПЛЕНИЕ ДВИГАТЕЛЯ С РАМОЙ
Двигатель внутреннего сгорания крепится
к раме непосредственно или с помощью под-
дизельной'рамы. Для расчёта крепления в обоих
случаях необходимо учитывать все силы, дей-
ствующие на опорные фланцы двигателя,
к которым относятся вес двигателя G (фиг. 4),
приложенный в центре тяжести его примерно
1346-'- на расстоянии а = 1,6s, где s — ход поршня;
центробежная сила С = —„ .„ „.о , приложен-
gR C,6J
ная в центре тяжести и возникающая при
прохождении тепловоза по кривой радиусом
R м со скоростью v км/час (для магистраль-
ных тепловозов принимается R= 150 м, v =
= 40 км\час, для мотовозов R = 30 м, v =
TJ\ = Ю км/час); нормальная сила N х 0,1 —г-рг>
где рг — давление в момент вспышки; сила N
сечение рамы по шкворневой балке
7. ^^ ,
Фиг. 3. Рама тепловоза
Фиг. 4. Схема крепления дпигателя с рамой.

542
ЭКИПАЖ ТЕПЛОВОЗА
[РАЗД. IV
рассматривается в момент нахождения поршня
на расстоянии ~ 0, Is от в. м. т. Если двигатель
имеет неуравновешенные силы и моменты пер-
вого и второго порядка, а также если крутиль-
ные колебания достигают значительных вели-
чин, то необходимо их также учитывать.
Сумма моментов относительно опоры А
(фиг. 4)
N (с + А) + С (а + К) + Яф - G-j = 0, A)
откуда
*,=
B)
Из суммы моментов относительно опоры В
следует:
-!-=0, C)
откуда
Сумма проекций всех сил на горизонталь
S1+ S2 — N— C=0, E)
откуда при
с с
X — О2 — О —
N-\-C
F)
Таким образом при креплении двигателя
с главной рамой или с поддизельной рамой
действуют силы Sb 52, Rlt R%, по которым
производится расчёт,
ОСИ И КОЛЁСА
Оси и колёса тепловозов выполняются таки-
ми же, как и паровозов, и зависят от типа пере-
дачи. В тепловозах, имеющих рабочую машину
с кривошипно-шатунным механизмом паровоз-
В тепловозах с кривошипно-шатунным ме-
ханизмом от тягового вала имеются только
вращающиеся массы кривошипов, шатунов и
спарников, которые полностью уравновеши-
ваются.
В тепловозах с индивидуальной электриче-
ской передачей противовесы на колёсах от-
сутствуют. Конструкция движущих осей за-
висит от способа подвешивания тяговых мо-
торов.
У тепловоза Ээл на движущую ось дей-
ствует один тяговой мотор с люлечным (трам-
вайным) подвешиванием. Тяговой мотор с одной
стороны опирается лапчатыми подшипниками
на ось, а с другой — подвешивается на пру-
жинах к раме тепловоза. При такой подвеске
около половины веса тягового мотора пере-
даётся непосредственно на ось, увеличивая
динамическое воздействие на путь.
У тепловозов Ээл-8 на каждую движущую
ось действуют сдвоенные тяговые моторы-
близнецы, расположенные в общем корпусе и
жёстко укреплённые на раме тепловоза. При-
вод осей от тяговых моторов осуществлён по
типу AEG или Сешерона (фиг. 5). Вращаю-
щий момент тяговых моторов передаётся
через зубчатую передачу полому валу, а затем
через лапы и систему пружин движущей
оси. Полая ось вращается в подшипниках,
укреплённых в корпусе моторов. Движущая
ось размещается в полой оси с зазором 35—
40 мм и имеет возможность перемещаться на
эту величину. При таком способе подвешива-
ния тяговых моторов вес их воспринимается
рамой тепловоза, что уменьшает динамическое
воздействие на путь, а также позволяет умень-
шить расстояние между движущими осями,
следовательно, уменьшить общую длину тепло-
воза и его вес.
Однако этот способ подвешивания тяговых
моторов не нашёл распространения в тепло-
возах ввиду частых поломок пружин.
Расчёт осей для тепловозов с кривошипно-
шатунными механизмами производится, как и
для паровозов.
Фиг. 5. Движущая колёсная пара с тяговыми моторами-близнецами электровоза 1-3+3-1 Швейцарской ж. д.
ного типа (тепловозы с воздушной передачей),
наличие поступательно движущихся масс тре-
бует дополнительных противовесов на колёсах
ведущих осей, подобно паровозным.
Оси для тепловозов с индивидуальной элек-
трической передачей рассчитываются, как и
для электровозов.

Между осями рессор 1160
L, /4 hO
Фиг. 6. Передняя тележка тепловоза Ээл - 9: / — рама
тележки; 2—среднее междурамное крепление; 3 —
люлька; 4 — возвращающие секторы; 5 — подшипники
секторов; 6 — концевые междурамные крепления; 7 - ша-
ровая пята; 8 — ножи секторов; 9 — сухари секторов;
10 - отверстие для спуска грязи; 11 — защитный ворот-
ник; 12 - буксовые камни; 13— опорные болты; 14 — на-
личники.

Фиг. 7. Передняя тележка тепловозов Ээл-5
/ — рама тележки; 2 — шкворень;
3 — пята; 4—междурамное крепление главной
рамы; 5—листовая рессора; 6- спиральная
рессора 7-листовая рессора; 8—хомут рес-
соры; 9—стержень; 10 — поперечная тяга;
11 — стяжная муфта; 12—кронштейн; 13—вер-
тикальная тяга; 14 —рессорная подвеска;
15— спиральная пружина; 16— шайба; 17—верх-
няя шайба; 18 — гайки.

ГЛ. XIX|
ШАТУНЫ
545
ТЕЛЕЖКИ
По назначению различают: 1) поддержи-
вающие тележки первого, второго и третьего
классов и 2) движущие тележки (моторные).
Размещение всех осей в одной жёсткой
раме затрудняет вписывание локомотива в кри-
вые, поэтому часть передних и задних осей
(одну или две) связывают рамами в самостоя-
тельный экипаж — тележку. В этом случае
тележки только воспринимают часть верти-
кальной нагрузки тепловоза и не являются
движущими. Такие тележки называются под-
держивающими. Они имеют поперечное пере-
мещение относительно главной рамы тепло-
воза до 130—150 мм. Для возвращения теле-
жек в первоначальное положение при выходе
локомотива из кривой они снабжаются воз-
вращающими устройствами.
Передняя двухосная тележка тепловоза
Э -9 (фиг. 6) состоит из рамы с междурамными
креплениями, двух колёсных пар с буксами,
рессор и возвращающего аппарата.
Раму тележки 1 образуют два листа тол-
щиной 26 мм, соединённые посредине и по
концам стальными литыми междурамными кре-
плениями*^. Среднее междурамное крепление 2
представляет литую стальную коробку, внутри
которой помещается секторный возвращающий
аппарат. На тележку передаётся часть веса
главного строения тепловоза через шаровую
опору 7 и люльку 3, опирающиеся посредством
секторов 4 и подшипников 5 на междурамное
крепление тележки 2. Концевые междурамные
крепления 6 имеют тавровое сечение и при-
креплены к рамным листам так же, как и
среднее 2, призонными болтами. Рамы имеют
по два выреза, в которые помещаются буксы
осей. Нагрузка рамы тележки через спираль-
ные и листовые рессоры передаётся на буксу
оси. Тележки имеют независимое рессорное
подвешивание в четырёх точках. При прохо-
ждении кривой рама тележки с колёсными
скатами перемещается на секторах относи-
тельно главной рамы тепловоза; отклонение
секторов создаёт возвращающую силу.
Передняя тележка тепловозов Ээл-5 и Ээл-8
(фиг. 7) отличается тем, что возвращающий
аппарат размещён в главной раме тепловоза,
а шкворень 2— в раме тележки /. Пята шквор-
ня 3 помещена в междурамном креплении 4
главной рамы и при отклонении тележки воздей-
ствует на листовые рессоры 7, которые создают
возвращающую силу тележки при выходе тепло-
воза из кривой. Рама тележки связана с рамой
тепловоза при помощи тяг 13. Рама трёхосной
движущей тележки тепловоза ДА (фиг. 8) состоит
из двух балок 1 толщиной 102 мм, в которых
имеются вырезы для облегчения и установки
рессор. Рамные балки скрепляются по концам
швеллерами 2, а посредине вертикальными
листами 3 и 4 толщиной 25 мм. Эти поперечные
крепления накрываются двумя горизонталь-
ными листами 5и6"толщиной 19мм, к которым
привариваются планки 7 и 8 для большей
жёсткости. На горизонтальные листы 5 и 6 ста-
вится стальная литая шкворневая балка 9. Вер-
тикальные листы, перекрываемые концами бал-
ки 9, привариваются к верхним горизонталь-
ным листам. В горизонтальном листе имеются
два отверстия для установки стаканов скользу-
35 Том 13
нов 10. Крепления 3 и 4 связываются электро-
сваркой с рамой косынками 11, 12, 13. Уголь-
ники 14 служат для подвешивания тягового
электромотора. Рессорные балансиры 15 опи-
раются на буксу с двух сторон рамной балки,
а рессоры 16 и 17 размещены в вырезах балки
между осями. Все три оси тележки с каждой
стороны сбалансированы, поэтому тележка
подвешена на двух точках, а тепловоз в целом
на четырёх.
Особенностью движущей трёхосной тележки
тепловоза ДБ (фиг. 9) является цельнолитая
стальная рама 1. Боковины рамы отлиты короб-
чатого профиля, и внутри их размещено рес-
сорное подвешивание. В этой тележке листо-
вые рессоры 21 выполнены одинаковых раз-
меров и связаны с помощью коротких подве-
сок в виде хомута 25 с балансирами 13 и 14
разной длины.
Тележки подвешены тоже на двух точках.
Для поперечной устойчивости кузова шквор-
невая балка, отлитая вместе со средними
междурамными креплениями, имеет боковые
опоры с пластинками износа 20. Экипаж тепло-
воза, опирающийся на две движущие тележ-
ки, хорошо вписывается в кривую.
ШАТУНЫ
Расчёт шатунного механизма обусловли-
вается иными условиями работы его на тепло-
возах в сравнении с паровозами. В последних,
а также в тепловозах с рабочей машиной, по-
добной паровозной, шатунный механизм пред-
ставляет незамкнутую кинематическую цепь,
статически определимую. В тепловозах шатун-
ный механизм представляет собой замкнутую
статически неопределимую кинематическую
цепь. В случае расположения оси тягового
вала выше оси колёсной пары (фиг. 10, а) на
величину h при вертикальном перемещении
центра О сцепной оси на величину у шатун
будет деформироваться на величину
AL=L — L' \см],
где
-yf [ем];
G)
L = у /2 + Л2. (8)
При А = 0 (фиг. 10, б) L" будет длиннее
шатуна на величину
Д/. = L' — L [см],
где
(9)
[см];
L = l [см].
Из соотношения -=- = -§¦ следует:
L с
A0)
(П)
где Rz — дополнительное допускаемое напря-
жение в кг/см2, вызываемое деформацией ша-
туна.
Деформированная длина шатуна L' по фор-
муле G) значительно отличается от проектной
длины L (на несколько мм). Напротив, длина L'

<*719
Фиг. 8. Тележка тепловоза ДА: 1—рамная балка; 2—концевой швеллер; 3 и 4 — вертикальные листы; б и 6 —горизонтальные листы; 7я8—планки, 9 — шкворневая
балка; 10— стакан скользунов; 11, 12 и 13— косынки; 14— угольник; /5— балансир; /6-рессора; 17—рессора.

Фиг. 9. Тележка тепловоза ДБ : 1— рама; 2— спиральная пружина; 3—планка; 4—стержень; 5—верхняя направляющая; 6—нижняя направляющая; 7-болт; 8 — гиб-
кий воздуховод; 9—ось; 10—пята; П—отверстие для воздухопровода; 12—маслёнка пяты; 13 и 14—балансиры; 15 — подвеска; 16— накладка; 17-буксовая струнка;
18— болт; 19—буксовые направляющие; 20—пластинка износа боковой опоры; 2i—листовая рессора; 22—спиральная рессора; 23—подкладка; 24 — седло; 25 — подвеска;
26 — колесо.

548
ЭКИПАЖ ТЕПЛОВОЗА
[РАЗД. IV
по формуле (9) очень мало отличается от L
(в долях мм). Практически разница между V и
L может быть компенсирована за счёт зазо-
ров в подшипниках. На этом основании стре-
мятся располагать тяговой вал на уровне гео-
метрических осей сцепных колёс. Наибольшая
величина угла наклона ведущего шатуна с го-
ризонталью tg a = 0,065.
Определение усилий, передаваемых шату-
нами на пальцы, производится условно без
1) при схеме передачи по фиг. 12:
усилия по спарникам Si, S2 двигатель —
тяговой вал — по формуле A2),
Тяговый
вал
Фиг. 10. Схема ведущего шатуна шатунного механизма те-
пловоза: ее повышением гягового вала над центрами
осей колёсных пар; б — без повышения гягового вала
над центрами осей колёсных пар.
учёта сил динамических и трения. Элементар-
ный механизм, применяемый на тепловозах
(фиг. 11—13), состоит из двух спарников, со-
единяющих две пары кривошипов, насаженных
в каждой паре под углом 90° друг к другу
(фиг. 11). Этот механизм осуществляет связь
Фиг. 11. Схема кривошипно-шатунного
механизма тепловоза.
в равной мере как между двигателем и тяговым
валом, так и между последним и сцепным ко-
лесом. В первом случае оба вала имеют под-
шипники, жёстко закреплённые на раме без
относительных перемещений. Во втором случае
подшипники увязаны через рессорное подве-
шивание с относительными перемещениями.
Если обозначить тангенциальную силу на
ободе движущих колёс Р кг, отнесённую к
радиусу кривошипа и определяемую по ма-
ксимальной силе тяги, ограниченной по сце-
плению, то силы $! и S2, передаваемые спар-
никами,
S1 = P sin а и S2 — Р cos а. A2)
Усилия на пальцах и по спарникам откуда
определяться следующим образом:
Фиг. 12. Схема кривошипно-шатунного механизма
тепловоза с двигателем, расположенным над тяго-
вым валом по вертикали.
усилия по спарникам тяговой вал — колесо
Ki = P COS а] Къ = Р Sin а; A3)
пальцы кривошипов А и В тягового вала
будут испытывать усилие
R = Р; A4)
2) при схеме передачи по фиг. 13:
усилия по спарникам двигатель — тяговой
вал
Si = Р sin (а + р); S2 s= Р cos (a + р); A2а)
JVi = P sin (a — 7); N2 = P cos (а --г); A26)
Фиг. 13. Схема кривошипно-шатунного меха-
низма тепловоза, когда два двигателя рабо-
тают на общий тяговой вал.
усилия по спарникам тяговой вал — колесо
Q1 = 2Pcosa; Q2 = 2Psina; A3а)
усилие на пальцах А и В
/?=]/р2 (cos2 p-J-cos3 7—2 cos pcos 7 cos ty), A4а)
где ^ = 180° — (p + 7); в случае р = 7
A46)
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Инструкция по тепловозу ДА.
2. Инструкция по тепловозу Д° .
3. М е д е л ь В. В., Подвижной состав электрических же-
лезных дорог, механическая часть, Трансжелдориздат,
1938.

Глава XX
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
ТЕПЛОВОЗЫ С МЕХАНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
ГЛАВНЕЙШИЕ СХЕМЫ ПЕРЕДАЧ
Тепловозы с механической передачей ха-
рактеризуются постоянной жёсткой кинемати-
ческой связью двигателя с колёсами локомо-
тива в определённом интервале скоростей. Эта
связь осуществляется при помощи зубчатых
колёс и муфт сцепления. Число интервалов
скоростей — число ступеней передачи — зави-
сит: 1) от рода службы тепловоза (пассажир-
ский, грузовой, маневровый); 1) от эластич-
ности двигателя; 3) от профиля дороги.
Коэфициент эластичности 5 составляет для
бескомпрессорного двигателя 2,0—2,5, фор-
камерного 2,5—3,0, компрессорного 4,0—5,0.
Зависимость между скоростью v локомотива
в км/час и числом оборотов двигателя выра-
жается формулой.
v = 0,1884 ^Ф?,
где i = — — отношение числа оборотов щ
пк
двигателя к числу оборотов пк ведущих колёс
диаметром DK в м.
По числу оборотов двигателя и ведущего
колеса при vmax определяется диаметр колеса.
Для обеспечения простоты переключения при
переходе с одной скорости на другую необ-
ходимо применять скорости согласно геоме-
трической прогрессии
П. = п=гз==с= const>
V 2 V§ ^4
A)
где С = 0,45 4-0,7.
Разбивку передач по ступеням удобно де-
лать по нормальной индикаторной мощности
двигателя Ni, изменяющейся примерно прямо
пропорционально uq. При сохранении С =
= const в каждой ступени при пдтах дости-
гается нормальная мощность двигателя Ni =
= const.
Точки силы тяги Fi, соответствующие Л/,
в каждой ступени, лежат на равнобокой гипер-
боле Fi = — (фиг. 1). Точка А соответ-
ствует длительной работе тепловоза на за-
тяжном подъёме. По выбранному С и макси-
мальной скорости тепловоза из формулы A)
определяют i>iV , vul, vu , v{ . Через соответ-
ствующие точки проводят вертикали до пере-
сечения с Ni. Соединение точек пересечения
с началом координат даёт изменение N,- в за-
висимости от п$. Пересечение прямых N-t с соот-
ветствующими ор-
динатами даёт
п д mm. которые
лежат на гори-
зонтали nmin при-
80 V км/час
"mln u
Пересечение 2V*
первой ступени с
горизонталью nimia
указывает ско-
рость при кото-
рой прекращается
скольжение муф-
ты при разгоне
поезда.
Пример. Требуется найти передаточные отношения для
пассажирского тепловоза с бескомпрессорным двигателем
УУ.=»1200 л. с. при п , = 450 об/мин.
Скорость на горизонтали fmax — Шклцчас.
Задавшись числом
максимальных оборотов
ведущего колеса пк =
=350 в минуту, из фор-
мулы A) определяют
1. Разбивка скоростей
по ступеням. '
13
Ближайший размер
по ОСТ для D соста-
вляет 1500 мм.
Приняв его, нахо-
дим пк = 354. При
С -0,6
. =^450=1,27.
I" Пи- 354 ' '
'IV
'III
- 2,12.
L
После определения
i, v, пк, пЛ строят *иг- 2- Схема передачи с че-
схему передачи, сохра- ТЫРЬМЯ "упенями скоростей,
няя в каждой ступени
одинаковое число пар
зубчатых колёс в зацеплении (фиг. 2). На схеме кониче-
ские колёса, а также колёса 10 и 11 имеют / = 1. В этом
случае iIV - »1_2 • «10-11 • *12-13-1>27, откуда J12_13-

550
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
—1,27 Подобным образом находят 15—6 "~ 2>12. При ig—-7*~
•= 2,12 ig_g - 1,67; *з~4 ~ 2>78- Моменты на муфтах
ступеней Mj — Мц — ЛГщ — Муу — М^.
Соответствующие скорости, числа оборотов и сила
тяги указаны в табл. 1.
Таблица 1
Скорости, обороты и сила тяги
s
Ступ
IV
III
II
I
t
1,37
3,13
3,54
5.90
v в км/час
mln
60
Зб
31,6
ia.95
max
100
60
Зб
21,6
ллв об/мин
tnln
213
127
76,3
45.8
шах
354
313
I37
7б.З
л=в об/мин
mln
270
270
370
270
max
45°
45O
450
45O
Fl
в кг
3240
5 4оо
9 ооо
15 ооо
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ
ПЕРЕДАЧИ
Расчёт зубьев производится из условия
продолжительности работы 20000 час. Пред-
варительные размеры определяются по удель-
ному давлению в кг на 1 см длины зуба [15]:
Р_ 0,3
b ~~ е6+1/
B)
где <зь—предел прочности в кг\слР\ Ъ — длина
зуба в см] Р—окружное усилие в кг; v —
окружная скорость колеса в м/сек; е—продол-
жительность зацепления.
В точно обработанных зубьях — = <}; =
¦» 10 -~ 20. Модуль т выбирают в пределах
6—12 мм. При расчёте тепловозных передач
стремятся к е^2,0.
Продолжительность зацепления е, т. е. от-
ношение рабочей длины A"i#3 линии зацепле-
ния к шагу *о на основной окружности, где
*0= fcosa (фиг. 3) (см. ЭСМ, т. 2, гл. VII),
высоте головки h2 = 0,8m. Штрихпунктиром
показано зацепление AEG [11]. Цифры на кри-
вых указывают
степень пере-
крытия при пре-
дельном случае
заце п л ения,
когда Ni совпа-
дает с К\ (фиг.
3). Диаграмма
фиг. 4 позволяет
решать многие
практиче с к и е
вопросы, свя-
55
50
Фиг. 4. Диаграмма продолжительности зацепления
в предельных колёсах в зависимости от г и Л? .
icosa
V(z2
— (z2 cos a)» —
z2) sin a
^ 3
где / — коэфициент высоты головки в частях
модуля; хь х% — коэфициенты сдвига профи-
лей при корригировании; а — угол зацепле-
ния. При нормальном зацеплении/= 1,0; Х\ —
= jc2 = 0, поэтому
занные с подрезкой как при изготовлении, так и
при работе зубчатых колёс. Например, можно
пользоваться ею для подбора долбяка при на-
резании колеса заданной передачи или можно
проверить правильность зацепления колёс с
определённым
_ V (zt 4- 2J — (zi cos аJ -h 1/(^2 + 2J — (г2 cos a)» — (z1 -f- z2) sin a m числом зубьев
2п COS a
Продолжительность зацепления е можно опре-
делить по фиг. 4, где по оси абсцисс отло-
жены отношения числа зубьев большего ко-
леса к меньшему / = —
а по оси ординат —
минимальное число зубьев малого колеса [11].
Сплошные кривые соответствуют нормаль-
ной высоте головки (Лг = 1,0 /я), пунктирные—
v*' z\ и г2 при опре-
делённом а. Для
увеличения продолжительности заценле-
ния и плавности работы зубчатых ко-
лёс применяют колёса с косыми зубь-
ями (спиральными или шевронными). При
ширине венца колеса b и угле между осью и
зубом колеса [J (фиг. 5) длина зуба Ьк =
Ъ
cos
нормальное усилие Рн=
cos p
про-

ГЛ. XX]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ПЕРЕДАЧИ
551
должительность зацепления в торцевой пло- сти шара радиуса ОС = I. Замена шаровой
скости [2] поверхности поверхностью фиктивных цилин-
ег =
+ 2/ cos Р)а — (zt cos aTf 4- V(z2 + 2/cos pJ — (z2 cos arJ — (zt + z2) sin ar
2п cos а.
E)
где аj— угол зацепления в торцевой плоско-
сти, который находится из выражения
tga
cos В
(б)
К найденной е-р прибавляется величина, обу-
словленная наклоном зубьев:
frtgft fc_sinj__ f> sin g
tT = ^ nmH ' G)
где /w и тн — шаг и модуль в нормальном к
зубу сечении.
Общая продолжительность зацепления в
колёсах с косыми зубьями будет
vim,
(8)
В конических колёсах продолжительность
зацепления определяется так же, как и в ци-
линдрических, пользуясь
вспомогательными ци-
линдрическими колёсами
с фиктивными числами
зубьев [2]:
Ze> =
cos Ьх'
cos 5o'
(9)
Фиг. 5. Цилиндриче-
ские колёса с косыми где 28j и 2о2 — углы на-
зубьями. чальных конусов колёс
(фиг. 6).
Передаточное число находится из соотно-
шений
п2
sin 8X
sin 52
ПО)
В конических колёсах длина зуба Ь = tymCD,
1 1 \
где ф = 6 -г- 12; b = I — -г- -у) /. Расчёт ве-
Фиг. 6. Кониче-
ские колеса.
?U^=
min
дётся по среднему диаметру Dcp
Точное зацепление получается на поверхно-
дрических
R
R" ^
колёс радиусом Rx = v- и
R2 — —^- создаёт погрешность в зубьях,
которая уменьшается с увеличением числа
зубьев меньшего колеса. При гг = 9 и cpj =
= 45° ошибка достигает 0,01т, при zx = 35 и
Ьг = 45° ошибка получается 0,001»». поэтому
наименьшее число зубьев в передачах, рабо-
тающих в тяжёлых условиях, 2Х^35.
Величина модуля цилиндрических колёс с
прямыми зубьями определяется из формулы
(И)
где h = 2,2т; Ъ = фот; s = 0,5/ = 1,57m; Rb —
допускаемое напряжение при изгибе в кг/смй,
откуда
т
= 23,1 /-
мм.
A2)
При корригированных зубьях величины h,
bus меняются, вследствие чего изменяется
величина 23,1. Формулой A2) можно пользо-
ваться и для косозубых колёс с заменой е на
е0 по формуле (8). В конических колёсах на-
ходят средний модуль тср по среднему диа-
метру колёс:
т
ср
= 23,1 уГ-
A2')
где
ср
тпгп =
Определив пгср, находят модуль на боль-
шем диаметре:
bslnbx bs\nb2
— = mcp H —.
Z.\
Величина Rb зависит от материала зубьев,
их термической обработки и от окружной ско-
рости v в м/сек:
к г/см2.
A4)
Зависимость — и Rb от v и аь (фиг. 7)
достаточно хорошо согласуется с расчёт-
ными данными механической передачи тепло-
воза Эмх-3. Колёса выполнены из хромони-
келевой стали. Зубья цементованы и зака-
лены.
После определения основных размеров ко-
леса проверяют зубья на износ по допускае-

552
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
г/см
3200
3000
2800
2600
2400
2200
2000
1800
1600
400
1200
1000
800
600
kOO
200
\
\
ч
\
\
>
Л
к
ч
ч
12ХН..Й
бг'12000;6 = 10
S>
^<
ч
/
s
I 12ЩА '
= ;
-^.
20(
6i-7500i8'
10;
12
4
S--1
I
20ХН
6г = 7 500у 6=12
5Sa
О1
"^
"«,
1—,
^^
¦^
- 1

Rb
г = — = — — передаточное число; Л^ — пере-
даваемая мощность; п — число оборотов ко-
леса в минуту; k$ — коэфициент долговеч-
ности.
При продолжительности работы колёс
20 000 час. коэфициент долговечности kg я:
0 2 Ь 6 8 10 12 Н 16 1
Фиг. 7. Допускаемые напряжения и удельные давления
в зубьях для стали 12ХН4А и 20ХН.
мому напряжению сдвига Rs в поверхностном
слое рабочего профиля зуба [9]:
Предел усталости
Полученная величина не должна превы-
шать
aw < 0,25 (zb + о,) + 500 кг/см*, A8)
где aft — предел прочности в кг/см%; а5 — пре-
дел текучести в кг /см2.
Твёрдость по Бринелю
После определения основных размеров зуб-
чатых колёс вычерчивается эскиз механиче-
ской передачи. Зазор между шестерней и
кожухом в радиальном направлении А >. 0,05D,
в боковом Д ;> 0,26. Подвод масла к зубьям
колёс делается по направлению вращения ко-
Фиг. 8. Коробка скоростей для тепловоза Ng = 1450 л. с.
при я=470 об/мин.
лес. Возвышение дна коробки над голов-
кой рельса должно быть не менее 125 мм.
На фиг. 8 показана механическая передача
для тепловоза N — 1450 л. с. при п =
= 470 об/мин, а на фиг. 9 — передача для
двух двигателей Ne = 2000 л. с.
Валы рассчитываются по формуле
d =
B0)
где А — расстояние между осями;
2cosB
или на изгиб по формуле Сен-Венана
М = 0,35Мй + 0,65 Ум'1 + o?QM2d, B1)

ГЛ. XXI
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ПЕРЕДАЧИ
553
где Мь и Md — изгибающий и крутящий мо-
менты;
°~~ 1,3/?,
Для уменьшения веса в валах высверли-
вают отверстия диаметром d0 = @,4 ч- 0,5) d.
Цафпы валов рассчитываются на изгиб по
формуле
B2)
где Rb == —-; (J « 10 — запас прочности.
На фиг. 11 приведена граница применения
кольцевой и циркуляционной смазки.
Длина шеек цапф равна @,5 -4- 1,0) d. За-
зор подшипников выполняется в тысячных
долях от d вала в зависимости от удельного
давления к при п = 1000 об/мин (фиг. 12).
Среднее значение идеального зазора
3,3
45
мм.
B5)
Каждый вал имеет две, редко -три опоры
на таком расстоянии, чтобы наклон упругой
линии к теоретической оси на опоре tg ji =
= 0,001. Для конических колёс tg C = 0,0005.
по CD
Фиг. 9. Коробка скоростей
Кроме того, цапфа рассчитывается на из-
нос:
При длинных зубьях необходимо проверить
валы на кручение таким образом, чтобы эле-
мент боковой поверхности одного конца зуба
k = — кг/см2
и на нагревание
Л1 =
ккал/сек.
B3)
B4)
Выделенное тепло отводится с таким рас-
чётом, чтобы температура подшипника х не
KV
350
300
250
200
150
100
50
0 2,5 5 15 10 12,515 17,5 20 22,5 25 27,5 vп/се/е
Фиг. 10. Величины k в кг/см2 и kv в зависимости
от» в м/сек.
превышала 60° С. Данными фиг. 10 можно
пользоваться для приближённых расчётов.
к
35
30
25
20
15
10
5
\
\
/
\
К
/
. ¦
-—.
^~—
Ml ¦
—
— —
100 200 300 400 500 600 700 800 900 Nnx,
Фиг. 11. Граница применения кольцевой и циркуля-
ционной смазки.
опережал соответствующий элемент на дру-
гом конце на величину <; 0,01 мм.
К. п. д. зубчатых колёс без учёта потерь
в подшипниках приведён в табл. 2.
Таблица 2
К. п. д. зубчатых колёс
Характер обработки зубьев
Шлифованные
Точно нарезанные
Нормально нарезанные . . .
Тщательно выполненные, не
обработанные
Колёса
цилиндри-
ческие
о, 99
о,98
о,97
о,95
конические
о(98
о,91

554
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
К. п. д. подшипников тJ = A — 0,2 ii), где
[j- = 0,02 -г 0,2 — коэфициент трения смазан-
ных шеек вала в подшипниках.
К. п. д. пары зубчатых колёс с учётом по-
терь в подшипниках
l = W2 = lfllA-0'2fAJ- <26>
> Потери A—%) N в зубчатых колёсах про-
порциональны числу оборотов и крутящему
а/оо
3
2
1
\
\
\
ч
5 10 15 20 25 30
Фиг. 12. Зазор между подшипником и цапфой в »/„, от d
вала в зависимости от ft в кг/см1 при л=1000 об/мин.
моменту и приближённо подсчитываются по
формуле
A
'4
— 0,28- Ю'4пМа л. с. B7)
Графически эти потери изображаются пря-
мыми (фиг. 13).
/i.e.
44
40
36
зг
28
24
20
16
12
8
—
А
¦//
<ууу
/А
•
/
'//
У/,
——
/
//
b
—-—
%
/
//
О
'-/
У
.—•—
ж
/
\/
\V
Уф-
п
—
зо?
/
/
л
/
/
/
200-И
Lioo^
/
/
/
/
у
/
—-*
0 200 400 600 800 10001200140016001800 Мигм
Фиг. 13. Потери в зубчатых колёсах.
Зная потери в передаче и характеристику
двигателя, можно построить характеристику
тепловоза, т. е. построить FK, тш, NK для
каждой ступени коробки скоростей.
Фиг. 14. Схема передачи с тремя ступенями скоростей
тепловоза эМХ_з дг _Ц00 л. с. при п—400 об^мин.
кг
15000
На фиг. 14 приведена схема
тепловоза Эмх-3.
Основные величины передачи
в табл. 3.
При коэфици-
енте эластичности
двигателя 8 = 4
ЧИСЛО Оборотов 14000
двигателя на пер-
вой ступени соот-
ветствует числу i2ooo
оборотов колеса,
помноженному на 11000
i-y \ При Пд = ¦
= 58 и t» =
харак-
тепло-
10000
9000
8000
7000
6000
5000
чООО
км/час.
Общая
теристика
воза ЭМХ-3 при-
ведена на фиг. 15.
Расчёты зубча-
тых колёс в соот-
ветствии с обозна-
чениями на фиг. 14
приведены в табл.4. 3000
Расчёт произведён
в предположении,
что нагрузка вос-
принимается всегда
двумя зубьями
каждого колеса,
или продолжитель-
ности зацепления
е = 2.0.
2000
1000
\
\
ч
ft
/
/
I
'/
И/
а /
ч/т
К1
1
1
L
/
/
1
1
/
и
1
*•
/
/
\
л
/
ш
1
передачи
указаны
П%
30
28
26
"я
л. с.
900
800
700
600
500
400
300
200
100
0 Ю 20 30 40 1/нн/час
Фиг. 15. Характеристика тепло-
воза Змх_з ЛГ^-ЛЮОл. с.при
п—400 об/мин.
Основные величины передачи
Таблица 3
Параметры
I ступень
II ступень
III ступень
Передаточное число
6,91
3—4
3,73
33—90
ю
400/147
5-6
з,5+
39-99
ю
; 147/58
1414
3,97
1—3
1,0
48—48
10
400*400
7-8
1.505
48-75
ю
400/356
~
5-6
э.54
39—99
ю
256/101
25.°
2,056
1—2
1,О
48-48
IO
400/400
9—ю
o,8i
68-55
10
400/494
№ колёс передачи
Передаточное число
Число зубьев в колёсах . . . .
Модуль
Число оборотов колёс в минуту
Скорость в км\час
48—48
ю
400/400
5-6
2,54
39—99
ю
494/194

Таблица 4
Губчатые
колёса
Большой
венец
Малый
| венец
1—2
Большой
венец
Малый
венец
3
4
7
8
9
ю
5
6
Механиче-
ские свой-
ства
X
в*
о
о.
с:
ч
о
а.
С
"Ь
в
«г/лш2
бо
6о
6о
бо
8о
4°
-
40
4о
8о
8о
4о
Удлинение
S
в %
17,о
17.о
17,о
17> о
17,5
31.5
-
32,8
3°,5
17-5
17.5
31,8
Расчёт основных данных зубчатых
колёс тепловоза Эмх-3
Конструктивные размеры зубчатых колёс
Диаметр окружности
На-
чаль-
ный
d
в мм
480
39°
480
39°
332,68з
907,317
483,9оо
756,100
685,528
554,472
39L4I3
993,587
4>sS;
&х
йн
в мм
357>?83
928,317
508,900
777,io°
706,528
579,472
416,413
1014,587
Вну-
трен-
ний
de
в мм
306,683
877,317
457.9°°
726,100
655,526
528,472
Зб5.413
963,587
Число зубьев
Z
48
39
48
39
33
9°
48
75
68
55
39
99
Модуль
т
ю
IO
ю
10
IO
IO
1О
10
IO
IO
IO
Угол наклона
зубьев
Р
io°io'55°
12С33'59"
ю°ю'55"
i2e33'59"
7Ol<5'53>33"
7° 16'53,33"
7Ol6'53,33"
7 °й' 53,33"
7°16'53,33"
7°1б'53,33"
4°52'12,з"
4e52'i2,3"
Размеры зуба
Общая
высота
А
в мм
21,8
21,8
21,8
21,8
25.5
25,5
25,5
25.5
25,5
25,5
=5.5
25,5
Высо-
та го-
ловки
ft'
в мм
1О
ю
10
IO
12,5
ю,5
1а,5
ю,5
ю,5
12.5
12,5
ю,5
Высота
ножки
h"
в мм
и,8
и,8
п,8
и,8
13,о
15,о
13,о
15,о
15.о
13,°
13.о
15,0
Длина
зуба
Ь
в мм
бо
90
бо
9°
i8o
180
12Э
I2O
I2O
I2O
22O
22O
Момент сопротивле-
ния
W
в с м*
3,35
4,20
3.35
4.2O
12,ОО
12, ОО
8,о
8,о
8,0
8,о
14,7
4.7
Ступени скорости
I—III
I III
I
II
III
I
II
III
I
II
III
Действующие силы и моменты
при Ng — 1100 л. с.
Окружное
усилие
Р
в кг
5 3°°
5 3°°
9 зоо
12 2ОО
12 ООО
12 ООО
8а6о
82б0
5840
584°
27 8оо
i6 юэ
8250
27 8оо
гб loo
8250
Момент
М
в кгсм
i 145
855
2 ООО
а ооо
2 ООО
5 45о
2 ООО
3 I2O
2 ООО
I бю
5 45°
3 I2O
I бЮ
13800
7 9оо
4080
Изгибающее
напряжение
в кг1см*
1580
И5о
275°
2650
1270
1270
1315
1315
935
935
2400
139°
720
2400
1390
720
Удельное
давление
Р:Ь
в кг 1см
88о
59о
153°
135°
333
333
344
344
244
244
12бо
73°
38о
12бо
73O
38о
Запас прочности
Р
3,8
5.2
2,2
а,3
6,3
3,2
-
З'1
4.5
8,5
3.3
5,7
II,О
'.7
2,9
5,6
Число оборотов коле-
са в минуту
п
400
4Оо
4О0
4°о
4оо
147
4оо
256
4Оо
494
147
256
494
58
101
i94
Окружная скорость
V В
м/сек
Ю,1 *
8,i5*
IO, I**
8,15***
6,95
6,95
Ю,1
14.35
!4,35
3>°2
5.25
Ю,1
З.О2
5,25
Ю,1
* Напряжения определены в предположении одновременной работы обоих венцов. Действующий момент на зубчатку распределён на каждый венец пропорционально средним радиусам. ^
** Силы и направления определены в предположении работы только наружных венцов конических колёс. ел
*** Силы и направления определены в предположении работы только внутренних венцов конических колёс. " СЛ

Основные данные о валах передачи тепловоза
^ -
Таблица 5
ел
ел
Валы
(см. фиг. 14)
Наимено-
вание
Обозна-
чение
Механиче-
ские свой-
ства
кг! мм2
Конструктивные размеры
Диаметры
I
в а
в см3
Подшипники
I
в мм
р
С о
d.l
а Я
Силы, моменты и напряжения
Md
в кгм
К»
в кг/см'
2
в кг.и
§¦1
6
в кг/см9
в кг\см-
L
в «V
Р
в кг
Удельное да-
вление на под-
шипник
В KZJCM3
р_
d I
в кг см
кгм
см1 сек
Продоль-
ные
Верхние
поперечные
8о
8о
18,3
175
150
1050
75
19,2
о.ЗЗЗ
0,238
i860
525
327
93°
9°6,з
179-75
175
270
235
412
40О
I—III
I—III
3°°
боо
256
494
III
75
21,3
Г050
дбо
III
2360
2360
6400
367°
i6 200
9300
4 800
235
360
345
197
230
13830
1480
4900
53O
770
445
230
13200
б 700
45°
368
1640
1567
'45°
143°
2б8о
1442
'545
12500
2б
4,6
5.3
13,5
2,8
4,8
670 8ю 9:3
17 7°°
7 55°
88500
50 000
25600
i6 200
10850
9050
75 5OO
42500
35.2
29-4
12,6
92,0
26,6
27,0
79,о
44.5
23.
97
53
66

ГЛ. XX]
МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ И МУФТЫ РАЗГОНА
557
Наибольшие напряжения возникают в ко-
нических колёсах, каждое из которых перво-
начально состояло из двух венцов. Трудности
получения хорошего зацепления и ударные
нагрузки при переходе с одной скорости на
другую приводили к частым поломкам кони-
ческих колёс при вполне надёжной работе
цилиндрических. Замена двух венцов кониче-
ских колёс одновенечными с косыми зубьями
дала удовлетворительные результаты.
При переходе с одной скорости на другую
сила тяги падает до нуля.
В табл. 5 приведены сведения о валах
передачи. Тяговой вал, оказывается, работает
при передаче на первой скорости с запасом
прочности 3 = 2,8, что вызывает увеличение
стрелы прогиба вала и быстрый износ зубьев
пятого и шестого колёс.
МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ И МУФТЫ
РАЗГОНА
Для включения и выключения зубчатых
колёс служат фрикционные муфты с механи-
ческим, пневматическим, масляным или элек*
трическим включением, а также гидравличе-
ские муфты.
На фиг. 16 показана фрикционная муфта
с электромагнитным включением тепловоза
Эмх-3. На вал передачи насаживается на-
Фиг. 16. Электромагнитная фрикционная
муфта тепловоза Э *-3: / — катушка ма-
гнита; 2 — корпус магнита; 3 — внешний
корпус муфты; 4—5— пластинки трения;
6—якорная шайба; 7— контактные кольца;
8— пружины; 9, 10—опорные кольца.
глухо муфта 2. Её охватывает внешний ко-
жух 3, который жёстко соединяется с зубча-
тым колесом. Внутри корпуса сидят стальные
диски (пластины) 4, покрытые феродо. Между
ними помещены диски 6, сидящие на шпон-
ках корпуса 2 муфты. В муфте имеется ма-
гнитная катушка /, получающая ток через
контактные кольца 7.
Якорем служит шайба 6, оттягиваемая пру-
жиной 8. При пуске тока через катушку
образуется магнитный поток, преодолева-
ющий силу пружины 8 и притягивающий
якорь 6 к корпусу 2. Вследствие этого диски
4—5 сжимаются, вал соединяется с соответ-
ствующим зубчатым колесом через корпус 2
и кожух 3. При прекращении подачи тока
через катушку электромагнитная связь якоря 6
с корпусом 2 прекращается, и пружины 8 от-
тягивают якорь к кожуху 3.
Ход якоря составляет 8 мм; минимальный
зазор между якорем и магнитом в период
включения 1,5 мм; передаваемый момент М =
= 1900 кгм; расход энергии 0,1 кет при на-
пряжении 110 в. Период скольжения дисков
1 — 1,5 мин. Жёсткость пружины 16,5 кг/мм.
Муфта воздушного включения показана на
фиг. 17 и муфта масляного включения — на
фиг. 18. Как та, так и другая может иметь две
Фиг. 17. Фрикционная муфта с воздушным
включением.
группы дисков, из которых одни связаны
с валом, другие, связанные с кожухом муфты,
жёстко соединены с зубчатым колесом.
В муфте масляного включения (фиг. 18)
вместо дисков трения применены клиновид-
ные кольцевые выточки и впадины на муфте
и колесе.
Диски замыкаются давлением масла от цир-
куляционного масляного насоса или давлением
воздуха из резервуара. Впуск масла или воз-
духа осуществляется при помощи крана у по-
ста машиниста. Размыкание производится тем
же краном, причём масло пропускается между
дисками по канавкам.
Связь дисков трения с валом и кожухом
осуществляется соответствующими выступами
и пазами.
Отношение внутреннего диаметра к внеш-
нему ^ = 0,6 -ь 0,8.
_ "«
Толщина пластины 8 = @,01 -г 0,02) dH.
У/?
1
V/////7
\
Ьл\\//л
щ
У/////.
Фиг. 18. Фрикционная муфта с масляным включением
а — замкнутая; б — разомкнутая; / — ведомый вал; 2—4 —
масляные каналы.
Расстояние между дисками в разомкнутом
состоянии s = 0,2 -г- 0,5 мм.
Момент двигателя
Md = 71 &20^
где Ne — мощность двигателя.
B8)

558
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Расчётный момент с учётом неравномер-
ности крутящего момента и перегрузки дви-
гателя
М0=A,3~2)Мд.
B9)
Потребное число пар трущихся поверх-
ностей
z = jj[ > C°)
где Мх — момент, передаваемый парой тру-
щихся поверхностей.
Согласно обозначениям на фиг. 20
Обычно fH = fe. Полезная площадь трения
муфты
F = TtDb см\ C8)
Момент, передаваемый муфтой,
C9)
I —— л л - KZCM.
Расчётный момент
= -7rKk\}.{r\—rf) кгсм, C1)
где k — давление на диски в кг/см2.
Усилие для включения муфты
C2)
Окружное усилие, развиваемое парой тру-
щихся поверхностей,
Р = jxQ = y.kn ( r\ — rfj. C3)
При fj. = O,l Q = ЮР, т. е. осевое давле-
ние в 10 раз больше полезного усилия, пе-
редаваемого одной
парой трущихся
поверхностей.
-с; —"
При включении
муфт с конически-
ми ручьями (фиг.
19) сила в осевом
направлении (см.
ЭСМ, т. 2, гл. VII)
Схема конических
ручьёв муфты.
Sin a + (х COS а
C4)
где а — угол наклона профиля ручья.
После включения при отсутствии скольже-
ния
. гср . М '
При а = 12° Q = 3,06 —-^. Высота гребня
?ср
Л=Ю-н12 мм; расчётные давления k =
= 4 -г-10 кг/см2; коэфициент трения р, =
= 0,12-^0,15.
При электромагнитном включении находят
число витков, сечение проволоки, сечение
катушки и потребляемую энергию по силе
притяжения электромагнита. Усилие, необхо-
димое для включения муфты,
/-) ^ * R2/" и-р (QC"\
Lfc 2р
где р — магнитная постоянная; для воздуха
р= 1,25.10~8 = Q сек\см\ В — магнитная
индукция; для стального литья В =¦ 12 000 ~
-j-15 000'10~8 в в-сек/ем2; /—площадь магнит-
ных полюсов в смК
где р = 1,3 -г 2,0.
Для получения необходимой индукции В
в сечении сердечника необходимо в катушке
осуществить опре-
делённое число
ампервитков AW,
которые склады-
ваются из А ^.не-
обходимых для
преодоления со-
противления ма-
гнитному потоку в
воздушных зазо-
рах между магни-
том и якорем, и
А №ж — служащих
для преодоления
сопротивления ма-
гнитному потоку
стали, т. е.
Фиг. 20. Схема электромагнит-
ной муфты.
, D0)
D
где awe = — =9600 -~ 12 000 — удельные ам-
первитки для воздуха; атж = 8,2 — удельные
ампервитки для стали; 1в и 1Ж — длины соот-
ветствующих участков в см.
Длина магнитного пути по воздуху 1в =
= 2-0,1=0,2 см, по стали 1ж = 2а-\-2с
(фиг. 20). Диаметр проволоки для катушки
электромагнита определяется по закону Ома:
R 4nDMWc '
D1)
откуда
_^ AW-В.Лс мм< D2)
где с = 0,0175 Q ммг\м — удельное сопроти-
вление медной проволоки; DM — средний диа-
метр катушки в м; Е—напряжение в в.
По условиям нагрева плотность тока /
в проволоке катушки не должна превышать
/ = 2 -г 3 а/мм%, поэтому
_ .гс82_ ?52
ADM-Wc '
откуда число витков
Сила тока в катушке
AW
l~ W
D3)
D4)

ГЛ. XX]
МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ И МУФТЫ РАЗГОНА
559
Диаметр изолированной проволоки Ьг « 1,28,
поэтому сечение катушки будет
D5)
Потребляемая энергия
L = IE em.
Пример. Рассчитать* электромагнитную муфту для
вращающего момента двигателя М* — 70 кгм; диаметр
поверхности трения D — 430 мм; Е — 220 в.
Расчётный момент
Мо - $Мд - 1,4 -70-100 кгм.
Окружное усилие
Сила притяжения электромагнита
Поверхность трения
F - nDb ~ л • 43 • 6,4 - 860 см\
Удельное давление
р4§?
¦§?
-•¦—*
Сила притяжения электромагнита
О - — В» • f • 10,2 - -
2р
откуда
f 3100
2 • 1,25 • 10~8
525 см\
Согласно эскизу фиг. 25 DH — 375 мм, D — 230 мм,
1а + 2с — 30 см, поэтому
* / 525 ;»
3,6 см.
По формуле D0)
12 000 • 10—й
2я.37,5
525
2л. 23,0
2 • 0,1 + 8,2 • 30 - 2166.
1,25 ¦ 10~8
При среднем диаметре катушки D =320 мм — 0,32 м
диаметр проволоки
0,47 мм.
Число витков при плотности тока i — 2,8 ciiMM%
Е 220
W" r,DMic ~ к ¦ 0,32 • 2,8 ¦ 0,0175
Сила тока
, Л«7 2166 ...
7 048
4500-
Диаметр изолированной проволоки
8, = 1,2 8 = 0,58 мм.
Сечение катушки
Fl « Wb I = 4500 • 0,583 - 1300 мм* « 36x36 жд!,
Потребляемая энергия
L—1E— 0,48 -220-106 в/га.
При больших передаваемых моментах, как
это имеет место в тепловозах, электромагнит-
ные муфты выполняются обычно пластинча-
тыми, с несколькими трущимися поверхностями.
Для питания током электромагнитных муфт
тепловозов служат специальная динамомашина
и аккумуляторная батарея. Пуск может про-
изводиться или от динамомашины, или от
аккумуляторной батареи. Для плавного вклю-
чения служит контроллер с большим числом
контактов.
Кроме муфт сцепления, в тепловозах с ме-
ханической передачей ставятся муфты разгона.
Последние могут быть гидравлическими (см.
стр. 562) или фрикционными, с воздушным или
электромагнитным включением.
На тепловозах Эмх поставлена фрикци-
онная муфта с электромагнитным включением
(фиг. 21). Муфта состоит из электромагнитного
Фиг. 21. Муфта разгона с электромагнитным включением
тепловоза Э-^Х-З: / _ конец вала двигателя; 2—тело глав-
ной магнитной муфты; 3—катушка электромагнита; 4—
контактные кольца; 5 — маховик двигателя; 6—вентиля-
ционные каналы; 7 — шайба, свободно сидящая на конце
вала 1; 8 — рессорная муфта, жёстко связанная по фланцу
с шайбой 7; 9 — якорная шайба, связанная С шайбой 7
цапфами 10; 11 — фрикционная прокладка.
сердечника 2, жёстко связанного с валом двига-
теля 1, рессорной муфты 8, сидящей на валу пе-
редачи. Обод рессорной муфты жёстко связан
с шайбой 7, свободно сидящей на валу двига-
теля. Маховик 5неподвижно соединён с телом
муфты2. При пуске тока через кольца 4 в катуш-
ку 3 якорь .9 передвигается вправо и прижимает
прокладки феродо к маховику. Возникающий
момент передаётся через цапфы шайбе, рес-
сорной муфте и валу коробки скоростей.
В цепь тока, питающего катушку, вклю-
чается реостат контроллера. Регулированием
сопротивления можно достичь безударного
включения передачи и плавного трогания
тепловоза с места. Наибольшая сила тока 10 а
при напряжении 110 в. Муфта передаёт момент
Md = 1920 кгм. Скольжение около 8 мин.,
причём нагрев муфты i = 30° С над окружа-
ющей средой. Для питания муфт, вспомога-
тельных моторов, для зарядки аккумуляторной

560
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
батареи и для освещения на тепловозе имеется
динамомашина постоянного тока мощностью
б кет с коллектором на ПО и 25 в. Ко-
личество теплоты, выделяемое муфтой за пе-
риод разгона, примерно равно половине ра-
боты произведённой двигателем за тот же
период:
V' 2-427 ' К >
где со = 0,105л; t — время скольжения муфты,
которое находится из диференциального урав-
нения движения поезда (см. гл. VII)
р-3600
120 (Л-w0) '
D8)
Пример. Определить тепло, выделенное пусковой
муфтой пассажирского тепловоза мощностью Ng =
— 1200 л. с, при п — 450 об/мин. Вес тепловоза Р — НО т,
вес вагонов Q - 600 т, FK max — Р^ф — 18 000 кг, DK —
- 1520 мм.
По табл. 1 определяют i -» 5,90, ^—j- -™ 12,95 клччас,
в,- 270 об/мин, /„ - _х" - 25,4 кг/ т. При не-
Duo л /-1 -|- (^
благоприятных условиях w0 = 18,5 кг\т. Время скольжения
муфты
t _,
120 (fK -wQ)
56,5";
716,2 — =• 1720кгм.
n
Тепло, выделенное за период разгона,
5400 кипа.
2 • 427
При весе муфты G — 1000 кг и теплоёмкости стали
= 0,115 ккал/кг °С повышение температуры муфты за
период разгона равно
- '•" Та ' 47l0°
р
ВЫПОЛНЕННЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
Коробка скоростей тепловоза Эмх-3 по-
казана на фиг. '22 (поперечный разрез) и на
фиг. 23 (продольный разрез).
Между валом двигателя и коробкой скоро-
стей находится часть вала Е, жёстко связан-
ная с валом двигателя. Горизонтальный вал
коробки скоростей связывается с валом Е
через упругую муфту и электромагнитную
фрикционную муфту разгона. Коническое зуб-
чатое колесо / находится в постоянном заце-
плении с коническим колесом 2, и при помощи
цилиндрических колёс вращение передаётся
тяговому валу D, от которого через криво-
шипы с пальцами идут шатуны к колёсам
тепловоза.
Муфты /, // и /// служат для включения
и выключения соответствующих зубчатых пе-
редач. Все колёса находятся в постоянном
зацеплении. Реверс тепловоза осуществляется
в двигателе внутреннего сгорания.
На фиг. 24 показан продольный разрез и
план тепловоза Эмх-3.
Листовая рама тепловоза опирается на
пять сцепных осей, на переднюю двухосную
и заднюю одноосную тележки. На раме
укреплён главный двигатель с компрессором
мощностью Ne = 1100 л. с. при п = 400 об/мин.
Критические обороты лежат в пределах
п= 410—430
Наибольшая скорость (при п == 400 об/мин)
на первой ступени 14,4 км/час, на второй
25,0 км/час и на третьей 48,2 км/час.
Основные параметры тепловозов с меха-
нической передачей приведены в табл. 6.
Фиг. 22. Поперечный разрез коробки скоростей тепловоза
эМХ_з: в—поперечный вал; С—промежуточный вал; D —
тяговой вал; /, //, III — электрические фрикционные муфты
ступеней; 2—коническое колесо; 3—4, 5—6 — цилиндри-
ческие колёса I ступени; 7 8, 5—6—цилиндрические ко-
лёса II ступени; 9—10, 5—6—цилиндрические колёса III
ступени.
Кривые силы тяги и скорости при повыше-
нии скорости с переходом с первой ступени
на вторую и третью, полученные при испыта-
нии тепловоза Эм^-3, приведены на фиг. 25.
Переключение вызывает падение силы тяги
до 0, при этом скорость поезда на площадке
немного понижается: на Ю°/о, подъёма скорость
падает с 14 до 9 км/час [2, 7].
На фиг. 26 показаны изменения силы тяги
и скорости при понижении скорости с пере-
Фиг. 23. Продольный разрез коробки скоростей тепловоза
эМХ_з: д _ верхний продольный вал; D — тяговой вал;
Е —• часть вала, жёстко соединённая с валом двигателя;
1 — коническое колесо, сцепленное с колесом 2; 3 — ка-
тушка; 4 — контактные кольца; 5—маховик двигателя;
6—вентиляционный канал; 7 — свободно сидящая шайба;
8 — рессорная муфта; 9—якорная шайба; 10— цапфа;
11—фрикционная прокладка.

ГЛ. XX]
ВЫПОЛНЕННЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
561
1375—\ 2200 4- 2291-. Л 650
1U30-—1—1430 -I ' 1430—^—1430
Фиг. 24. Продольный разрез и план тепловоза Э^-^-3:1 — двигатель; 2 — компрессор; 3 — муфта разгона; 4 — коробка
скоростей; 5—поперечный вал; 6 — промежуточный вал; 7—тяговой вал; 8— передача к вентилятору; 9—венти-
лятор; 10 — холодильник для воды и масла; // — генератор для питания магнитных муфт и освещения тепловоза;
12 - электромотор с масляным насосом для охлаждения поршней; 13 — электромотор с водяным насосом для увлаж-
нения воздуха; 14 — электромотор с насосом для подачи топлива в главные расходные баки.
18000
16000
14000
12000
10000-
8000
6000
4000
гооо
00
г 2000
20000
18000
16000
14000
12000
10000
8000
6000
4000
гооо
¦ v
jm.
¦час
40
30
20
10
лЛ/V
0\ Щ
\-Ступень1-\
Z00
300
-Ступень П-
400
500
-18 сек
600 700
—СтупеньШ
Фиг. 35. Диаграмма сил тяги и скоростей при переключении на высшие скорости.
Ступень'
Фиг. 26. Диаграмма сил тяги и скоростей при переключении на меньшие скорости.
700 Sm
Таблица 6
Основные параметры тепловозов с механической
передачей
Основные параметры
Осевая формула
Конструктивная скорость
Максимальная сила тяги
Fn max в кг ПРИ v км/час . .
Наибольшая касательная
мощность NK в л. с
эмх-з
a-5-i
55
15200/14
92О
ЬМХ
О-2-О
45
7800
27О
Япон-
ский
i-3-i
бо
Основные параметры
Продолжение табл. 6
Главный двигатель
Число цилиндров ......
Диаметр цилиндров в мм . .
Ход поршней в мм
Число оборотов в минуту . .
Эффективное давление ре
в кг/см1
Часовая мощность на валу
в л. с
ЬМХ
Япон«
ский
Четырёхтактный
6
45°
42O-
45°
б
1050
б
S2O
32°
85O
5.5
Зоо
б
42O
боо
36 ТОМ 13

562
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Продолжение табл. 6
Продолжение табл. 6
Основные параметры
Подача водяного насоса в м3
Подача масляного насоса
в м3
Запуск двигателя
Холодильники
Поверхность радиатора в м":
водяного
масляного
Наибольшее число оборотов
вентилятора в минуту ....
Привод вентилятора ....
Наибольшая подача воздуха
в ма/час
Коэфициент теплопередачи
ккал
радиатора k в ^^^ :
водяного
масляного
Передача . . . .
Число ступеней
Передаточное число I сту-
пени и соответствующие ско-
рости
эмх-з
48
3.5
Воздушный
53°
2ОО
Редуктором
142 ооо
46
39
6,91/14.4
ЬМХ
Япон-
ский
8з
55
Механическая
=3/8,5
Основные параметры
То же II ступени
. Ш
. IV „
Экипаж
Длина между буферами в мм
База полная в мм
База жёсткая в мм ....
Диаметр движущих колёс
в мм
Диаметр поддерживающих
колёс в мм
Вес в т:
двигателя
холодильника
коробки скоростей ....
запаса топлива
запаса смазки
запаса воды
полный вес
сцепной вес
Нагрузка осей в т:
бегунковых
движущих
поддерживающих ....
Эмх-3
3.97/25.O
2,056/48,2
16696
"945
5 72O
i 320
6,8
13.85
3.5
1,0
1,0
131.0
88,0
13,0—14.0
17.6
16,0
—
—
1,0
0,23
o.5°
38.0
38,0
_
19,0
ЬМХ
Япон-
ский
13.35/14.6
7.6/25,9
4.43/45,0
3200
3200
5.0
2,0
7760
3IOO
3Ю0
1250
940
66,5
45>°
15.0
ходом с третьей ступени на вторую и первую.
Период переключения с одной ступени на дру-
гую продолжается 12—18 сек. При достаточном
навыке машиниста перерывы в силе тяги не
нарушают правильности ведения поезда. Ме-
ханическая передача нашла широкое примене-
ние в автомотрисах, в маневровых тепловозах
мощностью до 300 л. с. и в мотовозах.
ТЕПЛОВОЗЫ С ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
ВВЕДЕНИЕ
Гидравлическая передача для тепловозов
должна: 1) увеличивать момент двигателя при
трогании с места тепловоза в 4—5 раз; 2) плавно
изменять силу тяги тепловоза при всех ско-
ростях следования; 3) обеспечивать постоянство
момента двигателя при всех числах оборотов
второго вала передачи; 4) позволять произ-
водить пуск двигателя не под нагрузкой;
5) обеспечивать возможность реверсирования
тепловоза при нереверсивном двигателе;
6) иметь малый вес, низкую стоимость и вы-
сокий к. п. д.
Различают гидростатическую и гидродина-
мическую гидравлические передачи.
Гидростатическая передача (см. ЭСМ, т. 12,
гл. IX) вследствие ненадёжности в работе и
низкого значения к. п. д. не нашла примене-
ния на тепловозах.
Гидродинамическая передача турбинного
типа употребляется в виде гидравлического
трансформатора с гидравлическими и зубча-
тыми колёсами или же в виде механической
коробки скоростей с гидравлической муфтой,
исполняющей роль главной муфты сцепления.
Гидравлический трансформатор в сочетании
с гидравлическими муфтами и системой зуб-
чатых колёс широко применяется на тепло-
возах.
Гидравлический трансформатор (фиг. 27)
состоит из сочетания трёх колёс: насоса 1,
турбины 2 и направляющего аппарата 3. Вра-
щение от насоса передаётся турбине посред-
ством жидкости, циркулирующей по лопаткам
колёс. Рабочей жидкостью служит особое ма-
шинное масло, не пенящееся, имеющее высо-
Hi
4,0
3,0
\
/
ч
Ч-
\
г
\
-*¦
к"»
к
—
Фиг. 27. Гидравлический
трансформатор: 1—насос;
2—турбина; 3—направляю-
щий аппарат.
О 0,1 0.3 0,5 0,7 ^
Фиг. 28. Характеристика
гидравлического трансфор-
матора: пн — const; Мн —
ведущий вал; М-р — ведо-
мый вал.
кую температуру воспламенения и низкую
температуру застывания. Масло охлаждается
в холодильнике тепловоза.
Фиг. 29. Колёса гидравлического трансформатора: 1—на-
сос; 2—турбина; 3—направляющий аппарат; 4—кожух.

ГЛ. XX]
ОСНОВНЫЕ ТИПЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
563
Гидравлический трансформатор имеет
плавно изменяющуюся характеристику (фиг. 28)
при постоянных оборотах и моменте насоса.
Колёса трансформатора показаны на фиг. 29.
Гидравлическая муфта (фиг. 30) состоит из
сочетания двух колёс: насоса / и турбины 2.
В отличие от транс-
форматора гидравли-
ческая муфта пере-
даёт тот момент, ко-
торый воспринимает
от двигателя. Колёса
гидравлической муф-
ты обычно выпол-
няются с радиальными
лопатками (фиг. 31).
На фиг. 32 показа-
на универсальная ха-
рактеристика гидра-
влической муфты. Для
получения тяговой ха-
рактеристики (фиг. 33)
на универсальную ха-
рактеристику наносят кривую момента дви-
гателя.
Регулирование гидравлической передачи на
тепловозах производится изменением числа
Фиг. 30. Гидравлическая
муфта.
Фиг. 31, Колёса гидравлической муфты: 1—насос;
2 — турбина. .
оборотов двигателя; регулирование изменением
наполнения маслом неэкономично.
м%
450
4Г"
350
100
Z50
200
E0
1№
50
—
*ч
I
ч.
I
Si
К
N.
3?%
1
N
к
s
\
Гч
\
\
\
\
\
\
\
\
К
\
\
V
V
•
\
\
\
S
\
\
•-
_.
\
\
\
60
Лт %
М%
150
100
50
80
60
20
/
|
i
——
/
А
У
Пм
У
-
'Ми=Мдвприпдв=Усн*
1—.
100
80
60
20
0
го
60
80 пт%
Фиг. 82. Универсальная характеристика нормаль-
ной гидравлической муфты.
Фиг. 33. Тяговая характеристика гидравлической
муфты: пм, п-р — число оборотов в минуту на-
соса и турбины; т\м — к. п. д. гидромуфты.
ОСНОВНЫЕ ТИПЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ
ПЕРЕДАЧИ
Широкое развитие получила гидравличе-
ская передача с трансформатором и двумя
гидромуфтами.
Эта передача применяется на тепловозах
Ne= ПО, 200, 360 и 550 л. с.
Основные параметры тепловозов с гидра-
влической передачей приведены в табл. 7.
На фиг. 34 приведена схема управления
гидропередачи с трансформатором и гидравли-
ческой муфтой для двухосной автомотрисы
Ng = 2*165 = 330 л. с. Двигатель вращает ко-
лёса насосов трансформатора 1 и гидравли-
ческой муфты 2 через повышающую передачу
3—4. Направляющий аппарат 5 соединён с не-
подвижным кожухом передачи 6. От турбин
трансформатора 7 и гидравлической муфты 8,
сидящих на валу 9, через реверсивную пере-
дачу передаётся движение н ось автомотри-
сы. Управление пневматическое с двух постов
машиниста. При положении крана „Трансфор-
матор включён" воздух по трубопроводу 10
идёт к распределительному золотнику под пор-
шень 11, который, передвигаясь до' упора, пе-
реместит поршни 12, 13 и 14 вниз настолько,
что средняя полость золотника будет сообщена
с верхней. Масло по трубопроводам 15 и 16
поступает в трансформатор. Масло из транс-
форматора через обратный клапан 17 частично
идёт в холодильник. По достижении скорости
80 км/час кран переставляют в положение
„Муфта включена". Воздух по трубопроводу 18
проходит к золотнику и передвигает поршни 12,
13 и 14 в крайнее нижнее положение. Масло
от масляного насоса 19 пойдёт по трубопрово-
дам 15, 20 и 21 в гидромуфту. На гидромуфте
автомотриса развивает скорость до 120 км/час.
На случай порчи воздушной системы имеется
ручной переключатель 22, который закрыт кол-
паком 23.
Конструкция и характеристика передачи
показаны на фиг. 35 и 36.
На фиг. 37 изображена гидравлическая
передача автомотрисы, состоящая из двух
трансформаторов и двух муфт. Мощность пе-

564
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Таблица 7
Основные параметры тепловозов с гидравлической передачей
Параметры
Тип тепловоза
Мотовоз Автомотриса Автомотриса Мотовоз Тепловоз
Мощность
100
2X165 =- 330 | 2X180 - 360
360
1400
Род службы
Осевая формула
Главный двигатель, число ци-
линдров
Число тактов
Диаметр цилиндров в мм ....
Ход поршней в мм .
Наибольшее число оборотов
в минуту
Наименьшее рабочее число обо-
ротов в минуту
Наибольшая мощность на валу
без наддува в л. с
То же с наддувом в л. с
Число оборотов газовой турбины
в минуту
Передача
Тип ...
Скорости в км/час:
на гидротрансформаторе, ма-
невровый режим
поездной режим
на гидромуфте 1: маневровый
режим
поездной режим ...••••
на гидромуфте 2: маневровый
режим
поездной режим.......
Экипаж:
расстояние между буферами
в мм
расстояние между сцепными
осями в мм
наибольшая высота кузова
в мм............
диаметр ведущих колёс в мм
диаметр поддерживающих ко-
лёс в мм
Вес двигателя в кг
Удельный вес гидропередачи
в кг\л. с.
Маневровый
О-2-О
6
4
170
I35O
5°о
ю7
Фойт
Тр+2ГМ
ю—18,5
18,5-30
860
Пассажирский
О-2-О
6
4
13о
18о
I35O
165X2
Фойт
Тр+ГМ
о—8о
8о—I2O
Пассажирский
о-а-о
8
4
128
i8o
15°°
500
180X2
Фойт
2Тр+2ГМ .
о—58
58-83
82— I2O
22 240
14 5°°
Збоо
ооо
9оо
1 4°°
Маневровый
о-з-о
6
4
2бЪ
35°
боо
3°°
Фойт
Тр+2ГМ
О—13
O-24
34-38
х8»5-зо
38-6о
Q2OO
2600/1350
38оо
IIOO
Товаро-
пассажирский
i-3-i
8
4
3°о
38о
7оо
02О
I 4°°
XI-ООО
Фойт—
Феттингер
Тр+2ГМ
о—48
48—7о
I ооо
4 
редачи 180 л. с. На автомотрисе установлены
две передачи.
Особенность передачи составляет работа
двух трансформаторов одновременно. Специ-
альный холодильник для масла отсутствует.
Два вентилятора прогоняют воздух через
корпус передачи, чем достигается охлажде-
ние масла.
На фиг. 38 приведён общий вид тепло-
воза Ne=H00 л. с. с гидравлической пере-
дачей Фойт (фиг. 39), состоящей из трансфор-
матора и двух муфт.
Тяговая характеристика приведена на
фиг. 40.
Трёхступенчатая передача мотовоза на
360 л. с. (фиг. 41) состоит из трансформатора Л,
первой муфты В и второй муфты С.
Вал двигателя приводит гидравлическую
передачу через упругую муфту Е и зубчатые
колёса 1 и 2. Вал 3 приводит во вращение
одновременно все колёса насосов (Н, Нъ Н3)
передачи. Турбина трансформатора Т связана
с турбиной первой муфты 7\ и передаёт дви-
жение промежуточному валу 4 парой зубча-
тых колёс 5 и 6. Турбина второй муфты Т%
передаёт вращение валу 4 через зубчатые
колёса 7 и 8. На мотовозе устроена двухсту-
пенчатая механическая передача для маневро-
вого режима до у = 30 км/час и поездного
режима до у = ф км/час.
Когда зубчатое колесо 9 промежуточного
вала сцеплено с колесом 10 коробки скоростей,
то движение передаётся через коническое ко-
лесо П7 одно из конических колёс 12 и ий-

Фиг. 34. Гидравлическая передача с трансформатором и гидравлической муфтой: 1 — насос трансформатора; 2 — насос гидравлической муфты; 3—4—повышающая передача;
5 — направляющий аппарат^ 6 — кожух передачи; 7 — турбина трансформатора; 8 — турбина гидравлической муфты; 9 — вал; 10—трубопровод; 11—14 — поршни; 15, 16—трубо-
проводы; 17 — обратный клапан; 18—трубопровод; 19 — масляный насос; 20, 21 — трубопроводы; 22 — переключатель; 23 — колпак; 24 — масляный холодильник; 25 ~ ревер-
сивная передача А; 26 — гидравлическая передача А; 27 — дистанционные термометры; 28 — пневматический кран гидравлической передачи; 29 — пневматический кран ревер-
сивной передачи; 30 — запорный вентиль; 31 — пост водителя А; 32 — резервуар сжатого воздуха; 33 — пост водителя В: 34 — гидравлическая передача В; 35 — реверсивная
передача h\ 36 — упругая муфта; 37 — распределительный золотник; позиции крана реверсивной передачи: а — вперёд; в — выключено; д — назад. Позиции пневматического
крана управления гидравлической передачи: а — передача выключена; о" — трансформатор включён; в — муфта включена.

566
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
6 5 W
3 2
Фиг. 35. Продольный разрез гидравлической передачи Фойт на 165 л. с: 1 — упругая муфта, 2 — ведомый вал;
3, 6 — насосы трансформатора и муфты; 4, 7 — турбины трансформатора и муфты; 5 — направляющий аппарат;
8—9 — повышающая передача; 10 — кожух передачи.
10 гО 30 40 50 60 70 80 90пг%
Фиг. 36. Тяговая характеристика
гидравлической передачи Фойт с
трансформатором и гидравличе-
ской муфтой.
Фиг. 37. Гидравлическая передача Фойт с двумя трансфор-
маторами и двумя гидравлическими муфтами: 1 — веду-
щий вал; 2 — ведомый вал; 3 — первый трансформатор;
4 — второй трансформатор; 5 — первая муфта; 6 — вто-
рая муфта; 7—колёса вентиляторов.

Фиг. 38. Тепловоз с гидравлической передачей на 1400 л. с : 1 ~- главный дизель; 2— гидравлическая передача; 3 — вспомогательный дизель; 4—холодильник; 5—наддувочный
агрегат; 6 - баллон сжатого воздуха; 7 — колесо вентилятора; 8 — котёл для отопления; 9 — тормозной компрессор.

568
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
линдрические колёса 13 и 14 на тяговой вал.
Скорость мотовоза при этом v = 60 км/час.
Когда колесо 10 находится в зацеплении с
колесом 16, то движение от промежуточного
вала на тяговой вал передаётся через колёса
нимает его вверх (см. фиг. 41). Одновременно
масло проходит по трубопроводу 23 к коробке
F и закрывает клапан 25. Масло от центро-
бежного насоса проходит по трубопроводу 26
к средней части коробки L, выходит в верх-
Фиг. 39. Гидравлическая передача тепловоза на 1400 л. с: 1 — упругая муфта; 2 — повышаю-
щая передача; 3—первая гидравлическая муфта; 4—вторая гидравлическая муфта; 5—транс-
форматор; 6 — реверсивная передача.
9—15, 16—10, 11—12 и 13—14, что соответ-
ствует маневровому режиму мотовоза до v =
= 30 км/час.
Реверс мотовоза производится передвиже-
нием вала 43 с колесом 13, которое сцепляется
с одним из конических колёс 12.
Для заполнения маслом передачи служит
центробежный насос N с колесом 17 к с до-
полнительным колесом вихревого насоса 18,
которые приводят-
ся во вращение от
вала двигателя по-
средством зубча-
тых колёс.
Масло напра-
вляется в транс-
форматор или ги-
дравлические муф-
ты через распре-
делительные ко-
робки F и L, ко-
торые действуют
от регулятора М,
приводимого во
О 20 W 60 80пг% вращение от ведо-
г мого вала.
В начале рабо-
ты мотовоза запу-
скается двигатель,
который приводит
в движение насо-
сы передачи и ма-
сляный насос.
Посредством штурвала с поста управления
золотник 20 поднимается вверх. Масло от
вихревого насоса 18 проходит по трубопро-
воду 19,21 и 22 под поршень 24 коробки L и под-
м%
500
300
200
100
\
\
Л
л.
N
ансф!
рм
49
/
am
та
У
=__
тай
100
90
80
70о
100
80
60
40
20
Фиг. 40. Характеристика ги-
дравлической передачи на
1400 л. ел Ми /ij Mit л,—мо-
менты и числа оборотов ве-
дущего и ведомого валов; Т)п —
к. п. д. передачи.
нюю полость и по трубопроводу 27 через на-
правляющий аппарат заполняет трансформатор.
Для охлаждения масло из трансформатора
сливается через две трубки 28 в направляю-
щем аппарате. Когда мотовоз начал двигаться,
приводится во вращение регулятор. По дости-
жении мотовозом скорости на маневровом
режиме 12 км /час грузы регулятора 29 расхо-
дятся и продвигают поршень регулятора 30
влево на такую величину, что масло посту-
пает одновременно в трубопроводы 31 и 32.
По трубопроводу 31 масло проходит поверх
поршня 24 коробки L, опуская его вниз,
по трубопроводу 32 поступает под поршень
33 коробки F и поднимает его вверх. В этот
момент масло от насоса подходит к средней
полости коробки L и через нижнюю полость
по трубопроводу 34 попадает в среднюю по-
лость коробки F. Из средней полости масло
через верхнюю полость, трубопровод 35 и
подшипник поступает в первую муфту.
По горизонтальным сверлениям в корпусе
турбины масло поступает для наполнения
муфты, а по вертикальным сверлениям 41 про-
ходит в клапан опоражнивания муфты. Кла*
пан состоит из корпуса 36, крышки 37 и мем-
браны 38. Масло проходит в крышку 37 и
давит на мембрану 38. Так как площадь да-
вления масла со стороны крышки больше,
чем со стороны муфты, то мембрана прижата,
и масло не может выливаться из муфты через
клапан. Для охлаждения масло постоянно сли-
вается из муфты через два отверстия 40 диа-
метром 2 мм в колоколе муфты.
По достижении скорости v = 18,5 км/час
на маневровом режиме грузы регулятора
расходятся и передвигают поршенёк регуля-

Фнг. 41. Схема гидравлической
передачи мотовоза на 360 л с.:
А — трансформатор; В — первая
гидравлическая муфта; С—вто-
рая гидравлическая муфта;
D— щелевой фильтр; Е — упру-
гая муфта; F — распредели-
тельная коробка; Z —распре-
делительная коробка; М—регу-
лятор; N — центробежный на-
сос? К— направляющий аппа-
рат; И — насос трансформа-
тора; Т — турбина трансформа-
тора; Н-! —насос первой муфты;
Tt — турбина первой муфты;
Нл — насос второй муфты;
Га — турбина второй муфты^
1, 2 — зубчатые колёса повы-
шающей передачи; 3 — вал
насосов; 4 —
промежуточный
вал; 5, 6 — зуб-
чатые колёса
трансформато-
ра и первой
муфты; 7,8 —
зубчатые колё-
са второй муф-
ты; 9, 10, 15,
16 — зубчатые
колёса коробки
скоростей; 11,
12 — конические
зубчатые колёса;
13, 14 — зубчатые
колёса; 17 — колесо
центробежного на-
соса; 18 — колесо
вихревого насоса;
20 — золотник; 19,
21, 22, 23 — трубопро-
воды; 24 — поршень;
25— клапан; 26, 27—тру-
бопроводы; 28 — слив-
ные трубки трансфор-
матора; 29— грузы регулятора;
30 — золотник регулятора; ?/,
32 — трубопроводы; 33 — поршень; 34, 35 —
трубопровод; 36 — корпус клапана; 37— крыш-
ка; 38 — мембрана 39 — трубопровод; 40 —
сливные отверстия муфты; 41—каналы муфты;
42—отверстие клапана; 43— вал реверса;
44 — тяговой вал.

Фиг. 42. Продольный разрез гидравлической передачи мотовоза на 360 л. с:
А — трансформатор; В — первая гидравлическая муфта; С — вторая гидравлическая
муфта; В— упругая муфта; М — регулятор; N — центробежный насос; 1,2,
5— 16 — зубчатые колёса; 43, 44 — валы.

ГЛ. XX]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КОЛЁС ТРАНСФОРМАТОРА И МУФТЫ
571
тора 30 настолько, что каналы 32 и 21 пере-
крыты и масло идёт по каналу 31 поверх
поршня 24 удерживая золотник в нижнем
положении. Поршень 33 коробки F под дей-
ствием пружины опускается вниз. Масло из
средней полости коробки F протекает в ниж-
нюю полость и по трубо-
проводу 39 поступает во
вторую муфту; подача ма-
сла в первую муфту пре-
кращается. Масло из отвер-
стий 41 вытекает через от-
верстие 42 в крышке кла-
пана 37.
Работа на второй муфте происходит так
же, как и на первой.
Переход с гидравлических муфт на транс-
форматор происходит в обратном порядке.
Конструкция гидравлической передачи пока-
зана на фиг. 42 и 43. Тяговая характеристика
Фиг. 43. Реверс мотовоза на 360 л. с: 12—14—зубчатые колёса; 43, 44 — валы.
Давлением масла в муфте мембрана отки-
дывается к периферии, и масло из муфты по
сопловому отверстию в корпусе клапана 36 вы-
13000
12000
1Г000
10000
9000
8000
7000
¦ 6000
5000
то
3000
2000
то
f
1
-
"Л
Y.
|
\
\
1
\
fa
\
/г
\
\
\
\
'
V
\
/
\
\
\
\
\
\
\
\
Трансформатор
1
1
1
1
*-
- Мцфп
1 1
'
-¦
tn 7-
1
.--
V ¦
, •'
\
1ц»
—,
|
1
\
I
т
.15
W
' гЬ
ио
25 vM кн/час
W vn Им/час
Фиг. 44. Тяговая характеристика мотовоза на 360 л. с.
с гидравлической передачей: FK — касательная сила тяги;
v — скорость мотовоза; пд8 — обороты двигателя;
т) — к. п. д. передачи. ,
текает в коробку гидропередачи. Муфта опо-
ражнивается.
мотовоза для маневрового (толстые линии) и
поездного (тонкие линии) режимов приведена
на фиг. 44.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ
КОЛЁС ТРАНСФОРМАТОРА И МУФТЫ
Расчёт трансформатора (см. фиг. 27) и муфт
производят на мощность Nn = $Ne, где Ne —
мощность двигателя; р^О.9 — коэфициент, учи-
тывающий мощность, затрачиваемую на вспо-
могательное оборудование (насос, вентилятор).
Заданными также являются число оборотов дви-
гателя Пх, передаточное число повышающей пе-
редачи ii = —-, передаточное число трансфор-
пн
. ¦ пн
матора на расчетном режиме imp = —— и коэ
пт
Мг
фициент трансформации k= tj—.
/viH
Насос. Напор
н„ =
0'4
м. D9)
Расход жидкости
QH = —Ч——i^- мР/сек, E0)
У Г! и
где NH и пн — мощность и число оборотов
в минуту насоса; t\H = 0,95 -н 0,98 — к. п. д.
насоса; ? — удельный вес жидкости; я,, = 20Ю —¦
-г- 300 — коэфициент быстроходности.

572
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Диаметр вала насоса
¦см
и назначается по конструктивным соображе-
ниям.
Диаметр входа в насос
DQ+dem
Dl _ ,
где диаметр втулки
dem - A.3 -г-1.8) de; DQ=Y^- + d\m .
Входная скорость (скорость циркуляции)
Коэфициент входной скорости а дан на
фиг. 45 по Куколевскому и Шпангаке.
Диаметр выхода из насоса
D^ — ——. E2)
Окружная скорость при выходе из насоса
и2н ~
V 4tg2P2
2tgPs
где и1н — окружная скорость при входе в на-
сос; ч\г = 0,97 — гидравлический к. п. д. насоса;
ц = 0,98 — коэфициент, учитывающий конечное
число лопаток.
Углы лопаток при входе в насос р1я = 254-
4- 35°, при выходе из насоса р2« = 30 -г- 45".
Ширина колеса при выходе
szu
sin
— коэфициент сте-
где <р2я = 1 —
снения лопатками; $ — толщина лопатки; zH =
= 17 4- 19 — число лопаток насоса.
Турбина. Диаметр входа
= D2h-\-
-J- A0ч-20 мм). Ширина турбины при входе
Ь1Т = Ь2н + 3 мм. Углы лопаток турбины при
входе
7—
Uit —
при выходе
в этой формуле
с2оГ="
2Т
с
с2аТ
^
где г1Т и r2f — радиусы колеса турбины при
входе и выходе; г1н и г2н — радиусы колеса
насоса при входе и выходе; k—коэфициент
трансформации момента для расчётной точки.
Для трансформатора (фиг. 27) г2т = 1,5г2я.
Ширина колеса турбины при выходе
* Vt /г\
где
ср2Г = 1 —
SZ-,
tz?Jj- sin
5 — толщина лопатки; zT= 18 4-20 — число
лопаток турбины.
Направляющий аппарат. Геоме-
трические размеры берутся по конструктивным
данным насоса и турбины. Углы лопаток при
входе в аппарат
tg«i= Cjs-r—* E8)
l2T
при выходе из аппарата
tg«2 = - JB-T-- E9)
Число лопаток в аппарате za = 22 -f- 24.
Размеры гидравлической муфты опреде-
ляются таким же методом, как и трансформа-
Фиг. 45. Характеристи- а
ческие коэфициенты 0,8
для насосов и турбин: 0,7
1 — коэфициент вход- 0,6
ной скорости по Куко-
левскому; 2—то же по
Spannhake; A — диа-
E4) метР выхода; Д,—диа-
метр входа; п$ — коэ-
фициент быстроход-
ности.
тора, при следующих данных: п^ = 50ч-70;
dsm = 2ав; Р1я = Р2к = р1Г = Р2Г = 90°. Число
лопаток в насосе 2„ = 28, в турбине zT = 30.
ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
E5) ТРАНСФОРМАТОРА И МУФТЫ
Для построения характеристик необходимо
определить скорость циркуляции жидкости ст
в зависимости от пТ.
E6) Для трансформатора [12, б]
+ С = 0. F0)
Г2Т

ГЛ. XX]
ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТРАНСФОРМАТОРА И МУФТЫ
573
Для муфты с радиальными лопатками
где
ан чЗ,Б-|
сщ берётся по формуле E1); пнр и птр — рас-
чётные числа оборотов насоса и турбины;
(V Sin В\0,25
—=—- — коэфициент сопроти-
вления каналов лопаток колёс; v — кинемати-
ческий коэфициент вязкости жидкости в л&/сек;
ст — скорость циркуляции жидкости в м/сек;
R — гидравлический радиус в м; I — длина
лопаток по средней струйке в м\ ан и гн —
ширина и радиус колена колеса насоса.
После определения ст для различных зна-
чений пТ подсчитывают моменты насоса и
турбины трансформатора (фиг. 27):
момент насоса
-. m
момент турбины
— г2Т I и2Т —
Для гидромуфты
)]•
?•30
F3)
F4)
где F — площадь сечения колёс на выходе
в м2; г — активные радиусы колёс в м; и —
окружные скорости колёс в м/сек.
м
кгм
то
№0
W00
800
600
Ш
200
\
\
1
/
/
V
\
/
/
\
Т
\
/
Mr
\
п
к
Л
\
/Cm
Л
4М0б/
ч
\
N
чип
\
. —
\
\
\
\
4
Чтр
100*
80
60
20
0 200 т 600 800 1000
Фиг. 46. Характеристика гидравлического трансформатора
на 1000 л. с: Мн , М-р — моменты насоса и турбины;
пн,п1—числа оборотов насоса и турбины; т\тр —
к. п. д. трансформатора; сщ ~ скорость циркуляции
жидкости.
м/сек
Мглг
К. п. д. трансформатора т)отр == ^—. F5)
Для гидравлической муфты вследствие ра-
венства моментов
Характеристики трансформатора и муфты,
построенные указанным способом для тепло-
воза 1000 л. с, приведены на фиг. 46—48.
сек
32
24
20
16
12
6
Л
-~—
"——
——
—.
¦—
>
\
\
\
к
V
\
\
<
\
\
\
\
S
\
\
>
\
\
ч
\
\
\
\
\
\
\
\
\
\
V
\
\
\
\
^ Ст=норм
т
д
д
й
\
\
\\
\
0 200 400 600 800 1000 1200 пТ об/мин
Фиг. 47. Зависимость скорости циркуляции жидкости от
оборотов ведущего и ведомого валов для гидравлической
муфты на 1000 л. с.
Мкгм
1800
1600
1400
1200
1000
япп
600
400
200
"^
ч.
^ч.
Ч
^ч
^ч
4^5
ч^
ч
N
ч
V
-V,
\
\
s
\
к
ч
S
s
ч
\
\
\
\
\
\
\
\
Л
— —
V
—-—
V
\
\
\
N
——.
\
\
—.^
\
V
О 200 400, 600 800 1000 1200 пгоб/тн
Фиг. 48. Универсальная характеристика гидравлической
муфты на 1000 л. с.

574
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
ПОСТРОЕНИЕ ТЯГОВОЙ
ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЕПЛОВОЗА
С ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
При работе на трансформаторе сила тяги
где
скорость
А =
_ ш ^
R
vmp = 0,1884
hlmp
к. п. д. тепловоза
F8)
F9)
где Мдв — момент двигателя в кгм\ RK, DK —
радиус и диаметр ведущих колёс тепловоза
в ж, /а — передаточное число зубчатых колёс
на трансформаторе; ч\ц — к. п. д. пары цилин-
дрических колёс; f\K — к. п. д. пары конических
колёс; г\тр — к. п. д. трансформатора; у\сп —
к. п. д. пары спарников; z — число пар спар-
ников; гг — число пар цилиндрических колёс;
za — число пар конических колёс; г^в — к. п. д.
двигателя; kp — расчётный коэфициент транс-
формации.
При работе на первой гидравлической
муфте
FAM *г; G0)
vUt =0,1884-^-; G1)
т&1м~г1двг1м'г1цг1к'\п • (^)
При работе на второй муфте
i кг, ' G3)
где /3 — передаточное число зубчатых колёс
на второй муфте;
= 0,1884
G4)
"%2м = ЗД^ ЧJ'*Wii • G5>
Если обозначить v4 — максимальную ско-
рость тепловоза на второй гидравлической
муфте; г>3 — скорость перехода с первой на
вторую гидравлическую муфту; v2 — скорость
перехода с трансформатора на первую гидра-
влическую муфту, то соотношение скоростей
выполняется:
^L = Ji = 1,45+1,6,
G6)
s
\
Ч
Моном. 2.Л0ИОМ
f=5ceK. f=3,5a
Wot
к f-3
гом. ZflOKi
iff!
Ш
^28,
\M.
nr
Зкм/Ч
где 1,45 — для пассажирских, 1,6 — для ма-
невровых и товарных тепловозов.
18000
16000
14000
12000
10000
8000
6000
4000
2000
О W0 200 300 400 500 600 700 800 900м
Путь
Фиг. 49. Сила тяги мотовоза с гидравлической передачей
для двух спаренных локомотивов.
Тяговая характеристика тепловоза, по-
строенная указанным способом, приведена на
фиг. 44. Небольшое падение силы тяги при уве-
личении скорости на муфтах объясняется изме-
нением момента двигателя с оборотами (см.
фиг. 33). На фиг. 49 дана диаграмма силы
тяги мотовоза 360 л. с. для двух спаренных
локомотивов, на которой показаны переходы с
трансформатора на первую муфту и с первой
муфты на вторую. Переключение трансформа-
тора на первую муфту происходит в течение
3,5 — 5 сек., а с первой муфты на вторую —
2,5 — 3,5 сек. Переключение происходит плавно,
без падения силы тяги до нуля.
ТЕПЛОВОЗЫ С ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
ПРИНЦИП РАБОТЫ
Электрическая передача в тепловозах со-
стоит из: а) генератора, якорь которого меха-
нически соединён с коленчатым валом пер-
вичного двигателя; б) одного или нескольких
тяговых электродвигателей, соединённых по-
средством зубчатой передачи с движущими
осями тепловоза, и в) комплекта вспомога-
тельных электрических машин и аппаратов,
служащих для управления генератором и
тяговыми двигателями.
К электрической передаче предъявляются
следующие основные требования: 1) полное
использование мощности дизеля в возможно
большем диапазоне, изменения скорости; 2) ми-
нимальные габариты и веса электрооборудова-
ния; 3) надёжность и простота обслуживания
схемы управления и конструкции электрообо-
рудования.
В тепловозах обычно применяются гене-
раторы постоянного тока и сериесные тяговые
двигатели. Такая система наиболее просто и
надёжно обеспечивает большую пусковую
силу тяги, плавное регулирование скорости
и автоматизацию управления.
МЕТОДЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ДИЗЕЛЬ-ГЕНЕРАТОРА
Во время движения поезда сила тяги те-
пловоза должна изменяться в соответствии
с изменением сопротивления движению поезда,
которое зависит от профиля пути, радиуса
кривизны, сопротивления воздуха и т. п.

ГЛ. XX]
ПРИНЦИП АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
575
С изменением силы тяги тепловоза изме-
няется также сила тока тяговых двигателей
и генератора. Электромагнитная мощность ге-
нератора равна
Рг =Е1 ¦ 10-3= 0,736 ц„ (Ne - Ne), G7)
где Рг — электромагнитная мощность генера-
тора в кет; Е—электродвижущая сила генерато-
ра в в;/—сила тока генератора в а; \^ — коэфи-
циент, учитывающий механические потери и
потери в железе генератора; Ne — эффектив-
ная мощность на валу дизеля в л. с; Ne —
мощность вспомогательных механизмов, при-
водимых от вала дизеля, в л. с.
С целью максимального использования
мощности дизеля во время движения поезда
необходимо регулировать электродвижущую
силу генератора таким образом, чтобы мощ-
ность дизеля, а следовательно, и мощность
генератора (если пренебречь изменением i]M и
Ng) оставалась неизменной при изменении
силы тока, т. е.
/>=?/. 10~3 = const.
G8)
Кривая abed (фиг. 50) представляет иде-
альную характеристику генератора во время
движения поезда. Участок cd соответствует
максимальному значению
тока 1тлх, обеспечиваю-
щему силу тяги при
трогании поезда, участок
be представляет гипер-
болу постоянной мощно-
сти по уравнению G8),
точка b соответствует
максимальной электро-
0~ ~~ "~? движущей силе генера-
Фиг. 50. Идеальная ха- ТОра ?тах, Необходимой
рактеристика генера- для обеспечения макси-
тора" мальной скорости по-
езда.
В тепловозах применяется ручное или
автоматическое регулирование генератора. При
ручном регулировании дизель-генератор упра-
вляется двумя рукоятками: 1) управления
дизелем и 2) управления возбуждением гене-
ратора. При автоматическом регулировании
имеется лишь одна рукоятка для управления
дизелем, генератор регулируется автомати-
чески.
Ручное регулирование
Ручное регулирование (фиг. 51) осуще-
ствлено на отечественном тепловозе 2-5-1.
Тяговые двигатели Ml— М5 с сериесным
возбуждением всегда включены параллельно
0 . i
Фиг. 52. Характеристики генера-
тора при ручном регулировании.
Фиг. 51. Упрошенная схема тепловоза 2-5-1 (число поло-
жений контроллера показано условно).
и присоединены к клеммам генератора Г.
Генератор имеет независимую обмотку воз-
буждения Н и слабую противокомпаундную
обмотку ПК. Независимая обмотка питается
от возбудителя В. Последовательно с обмот-
кой включено регулирующее сопротивление R,
ступени кото-
рого замыкают-
ся контролле-
ром К. Напря-
жение возбу-
дителя В под-
держивается по-
стоянным, по-
этому величина
тока независи-
мого возбужде-
ния генератора
определяется
положением ру-
коятки контрол-
лера К. Харак-
теристика гене-
ратора для раз-
личных поло-
жений контроллера К [1-7) изображена на
фиг. 52, где пунктиром показана также идеаль-
ная характеристика генератора при полном
использовании мощности дизеля. Точка пере-
сечения каждой из действительных характе-
ристик с идеальной определяет режим дви-
жения, при котором возможно использование
полной мощности дизеля. При достаточно
большом числе положений контроллера (на
тепловозе 2-5-1 оно равно 18) можно получить
характеристику генератора, весьма близкую
к идеальной.
Подобную схему регулирования имеет
сдвоенный тепловоз ВМ с той разницей, что
для возбуждения генератора установлен от-
дельный возбудитель и контроллер с регули-
рующими сопротивлениями включён в цепь
возбуждения возбудителя. Такая .каскадная"
система возбуждения уменьшает габариты
аппаратов и потери в сопротивлении, но увели-
чивает число электрических машин (при сохра-
нении общей мощности их).
Недостатки ручного регулирования: а) не-
обходимость следить по приборам за нагруз-
кой генератора и изменять возбуждение при
каждом изменении профиля и б) опасность
перегрузки дизеля при недостаточно внима-
тельном управлении.
ПРИНЦИП АВТОМАТИЧЕСКОГО
РЕГУЛИРОВАНИЯ
Целью автоматического регулирования ди-
зель-генератора является сохранение постоян-
ной мощности его при / = var. Для этого
необходимо, чтобы вращающий момент дизеля
и скорость вращения его поддерживались во
время работы постоянными.
Общее уравнение движения дизель-генера-
тора
.. ,. GD2 dn ._пч
Ма-м=~Ш-1и* G9)
™е Md~ вращающий момент, развиваемый
дизелем на валу дизель-генератора, в кгм:

576
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
М — тормозной момент, развиваемый гене-
ратором на валу, в кгм; п об/мин — скорость
вращения вала дизель-генератора; GD2 — ма-
ховой момент вращающихся частей дизель-
генератора в кгм2.
При установившемся режиме скорость
вращения постоянна, и
Md = М.
(80)
Момент генератора (если пренебречь поте-
рями на трение и магнитными)
М = аФ1, (81)
где Ф — магнитный поток главных полюсов;
а — постоянный коэфициент, зависящий от
конструктивных параметров генератора и вы-
бора единиц.
При увеличении нагрузки / генератора
его момент увеличивается, и равновесие
между дизелем и генератором нарушается. Так
как вращающий момент дизеля практически
не зависит от скорости вращения при неизмен-
ной подаче топлива, то для восстановления
равновесия необходимо автоматически умень-
шить магнитный поток обратно пропорцио-
нально силе тока [формула (81)].
Существуют три основных метода автома-
тического регулирования магнитного потока
генератора, связанных с методами регулиро-
вания дизеля: 1) /?,-=const, n=var; 2) /i=const,
pt = var; 3) Рг = const.
При регулировании pi = const, n = var
система возбуждения генератора подбирается
так, чтобы магнитный поток Ф находился в
прямой зависимости от п.
Увеличение тока нагрузки / генератора
приводит по формуле G9) к снижению ско-
рости вращения. Снижение скорости вращения
вызывает уменьшение магнитного потока,
а следовательно, по формуле (81) и момента
генератора. Процесс снижения скорости про-
должается до тех пор, пока вновь не наступит
равенство
Новый установившийся режим будет при
изменённой скорости вращения дизель-гене-
ратора, в связи с чем и мощность дизель-
генератора несколько изменится. Точность
регулирования дизель-генератора, т. е. вели-
чина отклонения мощности от номинального
значения, зависит от характера зависимости
Чем резче изменяется магнитный поток
при каждом изменении п, тем меньше потре-
буется отклонение п для необходимого изме-
нения магнитного потока и тем меньше будет
изменяться мощность дизель-генератора при
изменении тока нагрузки. Некоторое изме-
нение скорости вращения после каждого из-
менения нагрузки является для данного метода
регулирования неизбежным; центробежный ре-
гулятор не требуется, и регулирование про-
исходит при постоянной подаче топлива.
При регулировании п = const, pi = var в
цепь обмотки возбуждения генератора вво-
дится сопротивление, величина которого из-
меняется посредством аппаратов (шунтовых
регуляторов, контакторов). Эти аппараты при-
водятся автоматически в действие при каждом
изменении скорости вращения дизель-генера-
тора и изменяют ток возбуждения генератора
до тех пор, пока не восстановится первона-
чальная величина скорости вращения.
По существу регулирующий аппарат пред-
ставляет собой также регулятор числа обо-
ротов дизеля, но он воздействует не на раз-
виваемый дизелем вращающий момент, а на
момент генератора. Обычно применяется сов-
местное действие обоих регуляторов так, чтобы
при увеличении нагрузки сначала приводился
в действие центробежный регулятор, увеличи-
вающий подачу топлива до максимального зна-
чения. При дальнейшем увеличении нагрузки
приходит в действие электрический аппарат,
уменьшая магнитный поток генератора. При
уменьшении нагрузки сначала действует элек-
трический аппарат, увеличивая возбуждение
генератора, а когда оно достигает максималь-
ной величины, начинает действовать центро-
бежный регулятор, уменьшая подачу топлива.
При регулировании 0,736 (Ne — Ne). f\M —
=Рг = const подбирается характеристика гене-
ратора так, чтобы электродвижущая сила авто-
матически изменялась обратно пропорцио-
нально току генератора, т.е. EI= const. Изме-
нение тока нагрузки непосредственно вызывает
изменение магнитного потока, и регулирова-
ние может осуществляться в идеальном случае
без перегрузки или разгрузки дизеля, а следо-
вательно, и при неизменной скорости враще-
ния дизеля.
Схемы по второму методу регулирования
можно назвать аппаратными, поскольку они
основаны на применении регулирующих ап-
паратов, а по третьему — машинными, так как
они осуществляются подбором характеристик
возбудителей и генератора. В обоих случаях
дизель снабжается
центробежным ре-
гулятором.
Часто приме-
няются также ком-
бинированные схе-
мы автоматиче-
ского регулирова-
ния, в которых
используются од-
новременно аппа-
ратный и машин-
ный методы ре-
гулирования.
При выборе схем автоматическаго регули-
рования серьёзное внимание должно быть
обращено на устойчивость работы дизель-
генератора.
Необходимым условием устойчивости ра-
боты дизель-генератора является неравенство
Фиг. 53. Характеристики ди-
зеля и генератора М-/(л).
d{Md —
dn
Г82)
Если кривая / (фиг. 53) представляет за-
висимость вращающего момента Md дизеля
и кривая 2—зависимость моментам генера-
тора от скорости вращения п, то кривая 3
представляет разность моментов:
Md-M=f(n).

ГЛ. XX]
СХЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ГЕНЕРАТОРА
577
Из неравенства (82) следует, что кривая 3
должна быть падающей.
Обычно вращающий монент дизеля весьма
мало изменяется при изменении п и может
быть принят постоянным. В этом случае,
приняв во внимание формулу (81), можно
написать:
(83)
dn
Для сериесных тяговых двигателей устано-
вившийся ток нагрузки определяется сопро-
тивлением движению поезда и не зависит от
скорости вращения дизель-генератора, поэтому
условие устойчивости в этом случае примет
вид
(84)
Это условие является необходимым, но
недостаточным для устойчивости работы. Пере-
ходный процесс при автоматическом регули-
ровании часто является колебательным, и при
определённых соотношениях между параме-
трами, характеризующими работу дизель-гене-
ратора, эти колебания могут стать незату-
хающими, поэтому устойчивость работы ди-
зель-генератора по схеме при переходных
процессах должна проверяться эксперимен-
тально.
Ниже приведены наиболее часто приме-
няемые схемы автоматического регулирования.
СХЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО
РЕГУЛИРОВАНИЯ ГЕНЕРАТОРА
Регулирование при pi = const, n=var.
Схема Лемпа. В тепловозах и автомотрисах
небольшой мощности часто применяется схема
Лемпа (фиг. 54). Генератор Г имеет обмотку
независимого возбуждения Н, которая питается
Фиг. 54. Схема Лемпа.
от возбудителя В, приводимого от вала дизеля.
Возбудитель В имеет две обмотки возбу-
ждения независимую НВ, питающуюся отисточ-
ника тока с постоянным напряжением, напри-
мер, от аккумуляторной батареи, и диферен-
циальную ДВ, обтекаемую током нагрузки
генератора и действующую против независи-
мой обмотки.
При увеличении тока генератора ампер-
витки обмотки ДВ увеличиваются, и магнит-
ный поток возбудителя падает. Вследствие
этого напряжение возбудителя, ток возбу-
ждения генератора и магнитный поток послед-
него уменьшаются. Это сделано с целью при-
близить характеристику тормозного момента
37 Том 13
генератора к идеальной характеристике [фор-
мулы (80) и (81)]:
М ~- аФ1 =Md = const.
В действительности обратной пропорцио-
нальности между Фи/ при п = const
в схеме Лемпа не получается, и при неко-
торых токах М^>Мф
Перегрузка дизеля приводит к уменьшению
п, что в свою очередь вызывает уменьшение
Ф. Таким образом при уменьшении п умень-
шается М и несколько увеличивается Мд (при
неизменной подаче топлива). Равенство ме-
жду М и Мд восстанавливается при пони-
женном п.
Магнитный поток генератора, если принять
магнитную цепь его ненасыщенной, пропор-
ционален ампервиткам обмотки Н:
ф == k • AW,
но
*\ ?
(85)
где wu— число витков обмотки И; /„ — ток
ft tt
возбуждения в обмотке Н; Ед — электродви-
жущая сила возбудителя В) RH — сопротивле-
ние цепи возбуждения генератора. В свою
очередь
где Фв — магнитный поток возбудителя; Ъ —
коэфициент, зависящий от конструктивных
параметров возбудителя.
Отсюда магнитный поток генератора
Ф
kwH ЬФ8
R
п =
(86)
Следовательно, с уменьшением п умень-
шается и нагрузочный момент генератора.
Условие статической устойчивости выполнено,
так как
dn
При насыщенной магнитной цепи генератора
Ф не пропорционален п, но прямая зависи-
мость между ними сохраняется.
На фиг. 55 изображены процентные харак-
теристики генератора при схеме Лемпа. Кри-
вая 1 представляет идеальную характери-
стику — гиперболу постоянной мощности. Кри-
вая 2 — характеристика генератора при по-
стоянной скорости вращения дизель-генера-
тора. Действительная автоматическая харак-
теристика генератора при совместной работе
с дизелем представлена кривой 3. Кривая 4
изображает зависимость мощности генера-
тора от тока нагрузки. Чем меньше магнитное
насыщение генератора, тем меньше падение
мощности его.
Схема стрёхобмоточным гене-
ратором. Генератор Г (фиг. 56) имеет три
обмотки возбуждения: 1) шунтовую Ш, при-
соединённую к клеммам генератора, 2) неза-
висимую Н, питающуюся от аккумуляторной

578
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
батареи или от возбудителя В и действующую
согласно с обмоткой Ш, и 3) диференциаль-
ную или противокомпаундную обмотку Д, дей-
ствующую против двух других. Характеристика
генератора Е =/(/) аналогична фиг. 55.
При уменьшении скорости вращения ди-
зель-генератора электродвижущая сила гене-
ратора уменьшает-
ся, вследствие че-
го снижается ток
возбуждения в
шунтовой обмот-
ке Ш. Таким об-
разом магнитный
поток генератора
уменьшается при
уменьшении ско-
рости вращения.
Если независимая
обмотка питается
от возбудителя,
электродвижущая
сила которого про-
порциональна ско-
рости вращения,
то изменение ма-
гнитного потока
при изменении п становится более резким,
и регулирование будет более точным. При
120 160 ZOO 2U0IX
Фиг. 55. Характеристики ге-
нератора при схеме Лемпа.
*иг. 56. Схема с трёхобмоточным
генератором.
питании обмотки Н от постоянного по вели-
чине напряжения падение мощности больше,
чем при схеме Лемпа. При питании её от воз-
будителя точность регулирования больше, чем
в схеме Лемпа, однако добавление шунтовой
и противокомпаундной обмотки в генераторе
увеличивает габариты последнего. В первой
советской дизельэлектрической автомотрисе
применена схема с возбудителем, но без шун-
товой обмотки на генераторе.
Схема RZM. На германских железных
дорогах для быстроходных автомотрис была
принята схема регулирования дизель-генера-
тора по фиг. 57, которая известна под симво-
лом RZM.
В схеме применяется трёхобмоточ-
ный генератор с добавлением двух реле Р1
и Р2. Катушки этих реле включены последо-
вательно в цепь главного тока. Контакты их
замыкают накоротко сопротивление R в цепи
обмотки Н независимого возбуждения генера-
тора. Когда ток нагрузки равен нулю, кон-
такты реле Р1 замкнуты, реле Р2 — разомк-
нуты. При трогании поезда с места, когда ток
нагрузки достигает максимального значения,
контакты реле Р1 размыкаются, реле Р2 —
замыкаются, сопротивление R замкнуто нако-
ротко. Характеристика генератора при за-
мкнутом сопротивлении R изображается кри-
вой abed, при сопротивлении, введённом в цепь
обмотки,— кривой efgh (фиг. 58). В начале
разгона генератор работает по характери-
стике abed. При увеличении скорости поезда
ток уменьшается до значения, соответствую-
щего установке реле Р1 (фиг. 57) (точка с на
фиг. 58), контакты реле Р1 размыкаются, и
генератор начинает работать по характери-
стике efgh. При уменьшении тока до значения,
соответствующего точке/, срабатывает реле Р2
(фиг. 5 ) и замыкает сопротивление R, вновь
Фиг. 57. Схема RZM.
увеличивая возбуждение генератора. Действи-
тельная характеристика генератора (при по-
стоянной скорости вращения его), изображён-
ная ломаной кривой abjkghcd, меньше откло-
няется от идеальной характеристики, показан-
ной пунктиром, чем без реле, поэтому точность
регулирования повышается. В таком виде
схема может быть применена лишь при малой
мощности генератора, так как реле не могут
разрывать больших сил тока. Увеличенные
габариты трёхобмоточного генератора и услож-
нение схемы вследствие добавления реле де-
лают систему малоперспективной.
ЬО 80 120 160 200 2W 2801%
Фиг. 58. Характеристика генератора
при схеме RZM.
Регулирование при п = const, />j = var.
Схема с вибрационным реле. На
фиг. 59 приведена схема, которая относится
к числу аппаратных. Генератор Г имеет неза-
висимую обмотку возбуждения Н, питающуюся
от возбудителя В. В цепь обмотки возбужде-
ния Н включены сопротивления R2 и R3, ко-
торые могут шунтироваться сопротивлением R1
посредством контактора К1 и контактами, кон-
тактора К2. Катушки контакторов включаются
на клеммы батареи ^В контактами реле Р.
Катушка реле Р включена на напряжение воз-
будителя В.
При повышении скорости вращения дизель-
генератора напряжение возбудителя увеличи-
вается, и контакты реле Р замыкаются, след-
ствием чего является замыкание контактов

ГЛ. XXI
СХЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ГЕНЕРАТОРА
579
контакторов К1 и К2, увеличение тока воз-
буждения генератора и уменьшение напряже-
ния на клеммах катушки Р (вследствие уве-
личения падения напряжения в части сопро-
тивления R1, включённого последовательно с
катушкой реле Р).
Контакты реле вибрируют, причём соотно-
шение между длительностью замкнутого
и длительностью разомкнутого состояния их,
а следовательно, и средняя величина тока
RI К1
ГШЛЯГ1
R2 R3
Фиг. 59. Схема с вибрационным реле.
возбуждения зависит от скорости вращения
дизель-генератора. Реле автоматически изме-
няет ток возбуждения генератора таким обра-
зом чтобы скорость вращения поддерживалась
практически постоянной.
В некоторых конструкциях катушка реле Р
питается от специального тахиметрического
генератора, соединённого механически с валом
дизель-генератора. При этом принцип работы
схемы не изменяется, но точность регулирова-
ния скорости вращения повышается. Схема
обеспечивает высокую точность регулирования,
но применима лишь при малых мощностях
генератора, так как с ростом мощности уве-
личиваются размеры контакторов К1 и К2 и
возникают затруднения в обеспечении быстрой
вибрации их. Недостаток схемы — износ ви-
брирующих контактов и необходимость тща-
тельного ухода за ними.
Схема с шунтовым регулятором
(фиг. 60) применяется для маневровых тепло-
возов. В цепь обмотки И независимого возбу-
ждения генератора Г включён шунтовои ре-
гулятор ШР с электропневматическим приво-
дом. Привод управляется двумя электрома-
Фиг. 60. Схема с шунтовым регулятором.
гнитными вентилями, катушки которых обозна-
чены на схеме буквами Б и М. При включе-
нии катушки Б привод поворачивает контакт-
ный рычаг шунтового регулятора так, что
сопротивление, включённое в цепь обмотки Н,
уменьшается, и ток возбуждения увеличивается.
При включении катушки М рычаг регулятора
вращается в обратном направлении, уменьшая
возбуждение генератора. Включение катушек
Б и М осуществляется контактами реле ско-
рости PC, имеющего два неподвижных кон-
такта и один подвижной между ними. Под-
вижной контакт связан механически со што-
ком центробежного регулятора дизеля таким
образом, что при самом незначительном уве-
личении скорости вращения дизеля подвижной
контакт замыкает цепь катушки Б, и шунто-
вои регулятор увеличивает ток возбуждения,
а следовательно, и нагрузку генератора. Это
происходит до тех пор, пока скорость враще-
ния не снизится до некоторого определённого
значения, при котором контакты реле PC раз-
мыкаются, после чего шунтовои регулятор
останавливается. При уменьшении скорости
вращения реле PC замыкает цепь катушки М,
и шунтовои регулятор уменьшает возбуждение
генератора, пока не восстановится первона-
чальная скорость вращения. Для устранения
продолжительных качаний рычага шунтового
регулятора около положения равновесия в
схему вводятся добавочные устройства. Одним
из таких устройств является контактор К, ка-
тушка которого включается одновременно с
катушкой Б, а контакты замыкают накоротко
часть сопротивления регулятора и тем самым
ускоряют процесс изменения возбуждения»
Схема обеспечивает высокую точность регу-
лирования и может применяться при мощности
генератора до 500—600 кет, но имеет те же
недостатки, что и схема фиг. 59.
Схема с диференциальным воз-
будителем (фиг. 61) применяется в совре-
менных тепловозах (типа ДБ и других). Неза-
Фиг. 61. Схема с диференциальным возбудителем.
висимая обмотка возбуждения Н генератора
питается от специального возбудителя В.
Возбудитель (фиг. 62) представляет шести-
полюсный генератор, два полюса которого
имеют уменьшенное магнитное сечение. Воз-
будитель имеет четыре обмотки возбуждения:
1) независимую НВ, питающуюся от батареи;
2) компаунднуюЯТ?, обтекаемую током нагрузки
генератора и действующую согласно с обмот-
кой НВ; 3) шунтовую ШВ, включённую на
клеммы возбудителя В и действующую со-
гласно с обмотками НВ и KB, и 4) диферен-
циальную ДВ, обтекаемую током генератора
и действующую против первых трёх обмоток.
Обмотки ШВ и ДВ расположены на двух по-
люсах уменьшенного сечения, обмотки НВ и
НВ — на четырёх остальных полюсах. Элек-
тродвижущая сила в якоре возбудителя равна
сумме электродвижущих сил, создаваемых
обеими группами обмотки. Кривая / (фиг. 63)

580
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
-Бат
представляет зависимость электродвижущей
силы возбудителя, создаваемой только обмот-
ками НК и KB от тока нагрузки главного гене-
ратора, кривая 2—
электродвижущую
силу от действия
только обмоток
ШВ и ДВ. Харак-
теристика возбуди-
теля при совме-
стном действии
всех обмоток изо-
бражена кривой 3.
При такой форме
характеристики
возбудителя харак-
теристика генера-
тора (фиг. 64) мо-
жет быть получена
весьма близкой к
идеальной, изобра-
жённой пунктиром.
-Возбудитель
Фиг. 62. Схема соединений ди-
ференциального возбудителя.
Для компенса-
ции искажений ха-
рактеристики гене-
ратора вследствие
изменений темпе-
ратуры обмоток, а также для сохранения нор-
мальной скорости вращения дизель-генератора
при уменьшении мощности дизеля служит до-
бавочное регулирующее устройство. Оно со-
стоит из столба (фиг. 61) угольных пластин УС
(карбонстата), сопротивление которого зависит
от величины нажатия на него. Угольный
столб УС включён последовательно с обмот-
кой НВ. Нажатие на УС регулируется гидра-
влическим приводом, зависящим от работы
центробежного регулятора дизеля. При умень-
шении скорости вращения дизеля давление на
столб уменьшается, сопротивление его увели-
чивается, и нагрузка генератора падает до
тех пор, пока не будет восстановлено поло-
жение рычага регулятора, соответствующее
нормальной подаче топлива.
Так как возбудитель приводится от дизеля
и его электродвижущая сила пропорциональна
Фиг. 63. Характеристика
диференциальиого возбуди-
теля.
Фиг. 64. Характеристика
генератора при диферен»
циальном возбудителе.
скорости вращения дизеля, условие статиче-
ской устойчивости системы выполнено. Схема
обеспечивает высокую точность регулирования
и надёжную работу. В связи с усложнением
конструкции возбудителя её применение целе-
сообразно при больших мощностях генератора
(более 400 кет).
Схема с возбудителем с расще-
плёнными полюсами. На аналогичном
принципе построена схема, изображённая на
фиг. 65. Отличие её от показанной на фиг. 61
заключается в несколько изменённой схеме
R1
Фиг. 65. Схема с возбудителем с расщеплёнными
полюсами.
включения обмоток возбудителя В и ином
конструктивном выполнении его. Возбуди-
тель В имеет четыре полюса, каждый из
которых разделён по длине (фиг. 66) на
две неравные части. Воз-
будитель имеет две
обмотки возбуждения:
1) обмотку НВ, которая
Фиг. 66. Продольный раз- Фиг. 67. Характеристика
рез возбудителя с расше- возбудителя с расщеплён-
плёнными полюсами. ными полюсами.
охватывает обе части полюсов и питается
частью от вспомогательного генератора ВГ,
с постоянным напряжением через сопротивле-
ние R1, частью от якоря возбудителя В через
сопротивление R2, и 2) диференциальную об-
мотку ДВ, которая обтекается током нагрузки
генератора и охватывает меньшую часть по-
люсов. Электродвижущая сила возбудителя
при действии одной обмотки НВ представлена
кривой / (фиг. 67), кривая 2 представляет ха-
рактеристику возбудителя при совместном
действии обеих обмоток.
Для сохранения скорости вращения дизель-
генератора при отклонении режима работы от
нормального в магистральных тепловозах пре-
дусматривается иногда центробежное реле
скорости PC (фиг. 65), которое смонтировано
на конце вала возбудителя В. В зависимости
от скорости вращения изменяется соотношение
между длительностью замкнутого и разомкну-
того состояния контактов реле PC и тем са
мым изменяется средний ток возбуждения
таким образом, что скорость вращения под-
держивается постоянной.
В отношении характеристики генератора
и устойчивости работы схема фиг. 65 подобна
схеме фиг. 61.

ГЛ. XX]
СХЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ГЕНЕРАТОРА
58!
Схема с электр огидравлическим
регулятором. На фиг. 68 изображена
принципиальная схема устройства электроги-
дравлического регулятора. Регулятор выпол-
няет функции: 1) регулирования возбуждения
генератора с целью сохранения п = const при
максимальной подаче топлива, 2) регулирова-
ния подачи топлива дизелю с целью поддер-
жания п = const при пониженной нагрузке
генератора и 3) ограничения максимальной
подачи топлива, различной для разных ско-
ростей вращения.
Обмотка возбуждения Н генератора пи-
тается от амплидина А. Амплидин имеет не-
зависимую обмотку возбуждения НА, питаю-
щуюся от аккумуляторной батареи через ре-
остат нагрузки RH, и диференциальную об-
мотку ДА, включённую параллельно обмотке
дополнительных полюсов генератора. Движок
реостата RH приводится в движение поршнем
П1 сервомеханизма PC (регулятор скорости).
Этот же поршень приводит в движение ры-
чаг Р1, связанный через рычаги Р2 и РЗ с
плунжером топливного насоса*.
Поршень П1 приводится в движение под
давлением масла, поступающего в верхнюю
или нижнюю полость цилиндра в зависимости
от положения золотникового механизма. Золот-
никовый механизм находится под действием
двух сил: силы пружины ПР1, стремящейся
поднять золотники вверх, и силы электромаг-
нита Кр, направленной вниз. Катушка Кр по-
следовательно с установочным реостатом Ry
включена через комплект выпрямителей на
трёхфазный тахогенератор Т, механически со-
единённый с валом дизель-генератора. Эффек-
тивная величина напряжения генератора Т
Ток катушки Кр равен
Ut on
Фиг. 68. Схема электрогидравлического регулятора
дизель-генератора.
пропорциональна скорости вращения дизеля.
Блок выпрямителей служит для преобразова-
ния переменного трёхфазного тока в постоян-
ный ток, необходимый для питания катушки
электромагнита Кр. Выпрямленное напряжение,
как известно, пропорционально эффективному
напряжению переменного тока.
Усилие, развиваемое электромагнитом Кр,
определяется величиной тока катушки.
R
Ro'
(88)
где Uт — выпрямленное напряжение тахогене-
ратора; Ry—введённое сопротивление уста-
новочного реостата; Rp — сопротивление ка-
тушки Кр', а — постоянный коэфициент, зави-
сящий от конструктивных параметров тахо-
генератора и передаточного отношения между
ними и дизелем; п — скорость вращения ди-
зель-генератора в об/мин.
При некотором значении /р0тока катушки Кр
усилие электромагнита и усилие пружины
взаимно уравновешиваются в том положении
золотникового механизма, при котором оба
отверстия к сервомеханизму перекрыты. Это
положение соответствует установившемуся
режиму работы дизель-генератора с постоян-
ной скоростью вращения:
п„ —
(89)
* Механические связи между отдельными элементами
изображены для простоты рычагами. Конструктивно они
могут быть выполнены зубчатыми колёсами, рейками и т.п.
При нарушении установившегося режима
например, вследствие уменьшения нагрузки
генератора, скорость вращения дизеля увели-
чится, ток в катушке ip возрастёт, и усилие
электромагнита станет больше усилия пру-
жины. Золотники переместятся вниз, и масло
под давлением поступит в нижнюю полость
цилиндра сервомеханизма. Поршень П1 под-
нимается и передвигает вверх движок ре-
остата RH. При этом сопротивление реостата
уменьшается, и ток возбуждения амплидина
увеличивается. Вследствие этого увеличивается
ток возбуждения и напряжение генератора,
т. е. увеличивается нагрузка дизеля, и ско-
рость вращения его вновь падает. Процесс
продолжается до тех пор, пока отверстия к
сервомеханизму не будут перекрыты золотни-
ками. Это произойдёт, когда ток в катушке Кр
будет равен ip§, т. е. когда скорость вращения
дизеля достигнет первоначального значения пн.
Если движок реостата замкнёт накоротко весь
реостат, а равновесие дизеля и генератора
ещё не будет достигнуто, рычаг Р1 придёт в
соприкосновение с рычагом Р2 и опустит ры-
чаг РЗ, уменьшая тем подачу топлива.
При увеличении нагрузки дизеля скорость
вращения его будет падать, и ток ip умень-
шится. Усилие электромагнита будет меньше
усилия пружины, и последняя поднимет зо-
лотники. Поршень П1 будет опускаться вниз
и увеличивать подачу топлива до тех пор,
пока рычаг F2 коснётся упора, связанного с
поршнем /72, и остановится. При дальнейшем
перемещении поршень П1 начнёт вводить в
цепь обмотки НА сопротивление реостата RH
и тем самым уменьшать напряжение генера-
тора, а следовательно, и нагрузку дизеля.
Таким образом сервомеханизм PC, элек-
тромагнит Кр и тахогенератор Т представляют
собой регулятор числа оборотов дизеля, дей-
ствующий не только на подачу топлива, но и
на возбуждение генератора.
Изменение установившейся скорости вра-
щения производится изменением положения
движка установочного реостата Ry, связанного
с рукояткой управления на посту машиниста.

582
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Из формулы (89) следует, что при посто-
янном ip0 скорость вращения пн растёт с уве-
личением Ry. При повороте движка против
часовой стрелки сопротивление постепенно
замыкается накоротко, и в соответствии с
этим уменьшается скорость вращения дизеля,
поддерживаемая регулятором.
Кроме катушки Кр, электромагнит имеет
стабилизирующую катушку /Сс, которая через
три конденсатора С включена: а) на выпря-
мленное напряжение тахометрического генера-
тора, б) на реостат Rc, движок которого меха-
нически связан с поршнем III, и в) на клеммы
амплидина. При установившемся режиме ток
в стабилизирующей катушке отсутствует, так
как конденсаторы не пропускают постоянного
тока. При неустановившемся режиме, т. е.
в процессе изменения скорости вращения
дизеля или тока нагрузки генератора или по-
ложения поршня П1, напряжение на клеммах
стабилизирующей катушки изменяется, и через
неё протекает ток. Стабилизирующая катушка
действует при этом на золотниковый механизм
так же, как при указанных изменениях будет
действовать регулирующая катушка, но с опе-
режением во времени по отношению к по-
следней. Этим можно избегнуть перерегулиро-
вания и добиться устойчивой работы регуля-
тора.
Сервомеханизм РОП служит для ограни-
чения максимальной подачи топлива и упра
вляется золотниковым механизмом с электро-
магнитом Коп- Катушка электромагнита Коп
включена последовательно с реостатами Ron
и Исл на клеммы батареи. При изображённом
на фиг. 68 положении золотников силы ка-
тушки и пружины уравновешены. Движок
реостата Ron связан, как и движок рео-
стата Ry, с рукояткой управления. При пере-
воде рукоятки управления на положение пони-
женной скорости вращения сопротивление
в цепи катушки КОп увеличивается, ток умень-
шается, золотники под действием пружины
поднимаются, открывая доступ масла в верх-
нюю полость цилиндра, и поршень П2 опу-
скается, ограничивая подачу топлива меньшей
величиной. Одновременно движок следящего
реостата опускается, уменьшая сопротивление
в цепи катушки КОп- Движение поршня 112
прекратится, когда усилие катушки и пружины
уравновесится и золотники вследствие этого
перекроют отверстие к сервомеханизму. Таким
образом при уменьшении с поста управления
скорости вращения дизеля автоматически сни-
жается максимальная подача топлива.
Электрогидравлический регулятор помимо
функций, выполняемых центробежным регуля-
тором числа оборотов, регулирует также воз-
буждение генератора с целью сохранения по-
стоянной мощности.
МЕТОДЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ ТЯГОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Максимальная мощность, развиваемая теп-
ловозом на ободе колеса, определяется мощ-
ностью дизеля и равна
NK = (Ne — Ne) f\n = -^ л. с. , (90)
где т\а—к. п. д. электрической передачи;
FK — сила тяги тепловоза на ободе колеса в кг;
v — скорость поезда в км/час.
Идеальная тяговая характеристика тепловоза
(фиг. 69), если пренебречь изменением чцл
и Ne, представляет собой гиперболу, т. е. ско-
рость поезда приблизи-
тельно обратно пропор-
циональна силе тяги. По
скорости характеристика
ограничивается величи-
ной максимальной ско-
рости i/max под током.
По силе тяги FKmn ха-
рактеризуется сцепле-
нием колёс с рельсами
(см. гл. VII). Кроме того,
отмечают Fк дл — макси-
мальную длительную силу
тяги, допустимую по на-
греванию тяговых двига-
телей и генератора.
Фиг. 69. Идеальная тя-
говая характеристика
тепловоза.
Регулирование напряжением генератора
При автоматическом регулировании воз-
буждения генератора напряжение последнего
изменяется в зависимости от тока нагрузки.
Соотношение между напряжением U, то-
ком / генератора, силой тяги FK и скоро-
стью v тепловоза определяется следующими
формулами:
U = -^c0Mv+-^IRM = E-lR; (91)
FK = 0,367— у\мсФм1,
Z
(92)
где 2 — число двигателей на тепловозе; zx —
число параллельных групп двигателей; Фм —
магнитный поток двигателя; с — постоянный
коэфициент, зависящий от конструкции дви-
гателя и передаточного отношения между
двигателем и осью; R — сопротивление сериес-
ных обмоток генератора; RM — сопротивление
обмоток двигателя; ч\м — коэфициент, учиты-
вающий магнитные и механические потери
в двигателе.
Величина сФм представляет магнитный по-
ток, выраженный в в час/км, и равна
Ф
где Ем — электродвижущая сила двигателя.
В тепловозах применяются сериесные дви-
гатели постоянного тока, для которых маг-
нитный поток сФм зависит от тока двигателя:
Из формулы (92) следует, что сила тяги FK
при постоянном соединении двигателей за-
висит только от тока генератора. Таким об-
разом при изменении силы тяги автоматически
изменяется напряжение генератора, а следова-
тельно, и скорость тепловоза при постоянной
скорости вращения дизеля. Изменение ско-
рости вращения дизеля даёт дополнительное

ГЛ. XX]
СХЕМЫ ВЫПОЛНЕННЫХ ТЕПЛОВОЗОВ
583
изменение напряжения генератора и скорости
тепловоза. Комбинация регулирования воз-
буждения генератора и скорости дизеля обес-
печивает экономическое регулирование «ско-
рости от нуля до максимального значения. При
постоянном соединении двигателей максималь-
ное значение скорости, при котором мощ-
ность дизеля используется полностью, опре-
деляется максимальным напряжением гипер-
болической части характеристики (точка А
на фиг. 64). Дальнейшее увеличение скорости
возможно, но сопровождается уменьшением
мощности дизеля. Если это имеет место при
скорости ниже максимальной, то приводит
к ограничению тяговой характеристики по на-
пряжению генератора (пунктирная линия на
фиг. 69).
Последовательно-параллельное
переключение
В отличие от электрической тяги и про-
мышленного электропривода с питанием от
сети, где последовательно-параллельное пере-
ключение применяется для получения несколь-
ких экономических скоростей и уменьшения
расхода энергии в пусковых реостатах, в тепло-
возах оно преследует лишь одну цель — умень-
шение габаритов генератора путём уменьшения
диапазона изменения гока и напряжения гене-
ратора.
При автомагическом регулировании дизель-
генератора переключение двигателей не изме-
няет их режима работы, а изменяет только
режим генератора. Переключение двигателей
производится в момент, когда напряжение
генератора достигает максимального значения.
Если число параллельно включённых двига-
телей до переключения равно г^ и после пере-
ключения z2, то ток генератора после переклю-
чения увеличится в — раз.
Так как мощность генератора Рг^=
=. El = const, то электродвижущая сила гене-
Zo
ратора после переключения уменьшится в ——
раз, но во столько же раз изменится и число
двигателей, соединённых последовательно.
Таким образом напряжение на клеммах ка-
ждого двигателя, если пренебречь изменением
падения напряжения в обмотке генератора,
остаётся после переключения таким же, как
до переключения. Дальнейшее увеличение
скорости тепловоза может быть получено
повторным увеличением электродвижущей
силы генератора по той же характеристике.
Максимальное напряжение генератора при i/max
равно
z z
max ~ м тях ' о -W'
Оно в
раз меньше, чем при постоянном
соединении [см. формулу (91)], что позволяет
уменьшить размеры генератора.
Ослабление поля двигателей
Ослабление поля двигателей в тепловозах,
как и переключение, имеет своей целью умень-
шение габаритов генератора. Из формулы (91)
следует, что при уменьшении Фм для полу-
чения той же скорости требуется меньшее на-
пряжение U, следовательно, максимальная
скорость двигателей с ослабленным полем
может быть получена при меньшем значении
напряжения генератора, чем при полном поле.
Таким образом диапазон регулирования на-
пряжения генератора уменьшается. Так как
при автоматическом регулировании дизель-
генератора увеличение тока в результате
ослабления поля сопровождается снижением
напряжения, то толчок тока при шунтиро-
вании обмотки возбуждения значительно
меньше, чем в электровозах, питающихся от
контактного провода. Ослабление поля осуще-
ствляется обычно шунтированием обмоток
возбуждения омическим сопротивлением по-
средством электромагнитных контакторов 4
и 5 (фиг. 70).
СХЕМЫ ВЫПОЛНЕННЫХ ТЕПЛОВОЗОВ
Принципиальная схема тепловоза ТЭ-1
На фиг. 70 изображена принципиальная
схема главной цепи отечественного тепло-
воза ТЭ-1. Тепловоз имеет шесть тяговых
двигателей Ml—Мб, питающихся от генера-
тора Г. На тепловозе применено автоматиче-
ское регулирование дизель-генератора по
схеме фиг. 65, но без реле скорости PC. Воз-
будитель В с расщеплёнными полюсами и
вспомогательный генератор ВГ имеют общий
вал и остов и приводятся от конца вала гене-
ратора клиновым ремнём. Вспомогательный
генератор ВГ служит для питания цепи воз-
буждения возбудителя, заряда аккумулятор-
ной батареи и питания цепей управления и
освещения. Его напряжение поддерживается
постоянным во всём диапазоне изменения ско-
рости вращения дизеля при помощи регуля-
тора напряжения РН. Включение вспомога-
тельного генератора для заряда батареи и
отключение его при остановке дизеля произ-
водятся а-втоматически посредством реле
обратного тока РОТ и контактора 10. Вклю-
чение обмотки НВ возбуждения возбудителя
осуществляется контактором 7, обмотки И
возбуждения генератора — контактором 6.
Вспомогательное реле РУ служит для увели-
чения сопротивления в цепи возбуждения при
трогании тепловоза с места. При нормальном
движении поезда контакты реле РУ замкнуты.
В схеме предусмотрено последовательно-
параллельное переключение тяговых двига-
телей. При пуске и на малой скорости все
шесть двигателей соединены последовательно.
При повышении скорости происходит автома-
тическое переключение двигателей на две
параллельные группы по три последовательно
соединённых двигателя в каждой. Переклю-
чение производится с помощью реле пере-
хода РН, одна из катушек которого включена
через добавочные сопротивления С2 и СЗ на
клеммы генератора, вторая катушка с сопро-
тивлением Cl включена параллельно обмотке
дополнительных полюсов и диференциальной
обмотки генератора. Ампервитки второй на-
правлены против ампервитков первой. С увели-
чением напряжения ток нагрузки снижается.
Сила притяжения шунговой катушки увеличи-

584
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
вается, сериесной — уменьшается и при не-
котором соотношении напряжения и тока
реле срабатывает. После этого начинается
переключение двигателей. Сначала размыкаются
контакты контактора 6, чтобы снизить напря-
жение генератора, затем включается кон-
тактор 1, замыкая двигатели М4, М5 и Мб
накоротко и включая Ml, М2 и МЗ на клеммы
генератора, далее выключается контактор 2,
РЗ
Фиг. 70. Принципиальная схема тепловоза ТЭ-1.
отключая двигатели М4, М5 и Мб. После
этого контактор 3 включает их на клеммы
генератора и, наконец, контактор 6 вновь
замыкает накоротко сопротивление С4,
увеличивая возбуждение генератора. Если
после переключения ток нагрузки двигателей
продолжает уменьшаться, то реле РП вновь
срабатывает и включает контакторы 4 и 5,
которые шунтируют двумя сопротивлени-
ями СП сериесные обмотки двигателей и тем
увеличивают скорость движения. При увели-
чении нагрузки двигателей реле РП выклю-
чает контакторы 4 и 5, автоматически пере-
ключая двигатели на полное поле. Автомати-
ческое переключение на последовательное
соединение двигателей в схеме не преду-
смотрено. Блок-контакты реле времени РВ
в цепи катушки напряжения реле РП служат
для изменения режима срабатывания реле при
обратном переключении на полное поле.
В схеме имеются два реле боксования РБ1
и РБ2, катушки которых включены по прин-
ципу мостика между двигателями и сопро-
тивлениями. Сопротивления так подобраны,
что при нормальной работе ток в катушке
реле равен нулю. При боксовании же одного
из двигателей через катушки проходит ток,
и реле включает зуммер и выключает контак-
тор 7, отключая возбуждение возбудителя.
Реле заземления РЗ служит для защиты
электрооборудования от коротких замыканий
и перебросов на коллекторе, причём проис-
ходит переброс тока на землю. В этот момент
через катушку реле проходит ток, реле
выключает контактор 7, и напряжение генера-
тора снижается почти до нуля.
Реле РТ служит для ограничения макси-
мального тока генератора при параллельном
соединении двух групп двигателей. Реле имеет
сериесную катушку, включённую в цепь пер-
вой группы тяговых двигателей, и вибрацион-
ную катушку, включённую последовательно
с подвижным контактом. При нормальных на-
грузках генератора подвижной контакт под
действием пружины замкнут с верхним непод-
вижным. При этом сопротивление С12 вклю-
чено параллельно сопротивлению С5. Когда
ток силовой цепи превышает допустимое зна-
чение (на тяжёлых подъёмах), усилие сериес-
ной и вибрационной катушек становится
больше усилия пружины, и подвижной кон-
такт отходит от верхнего неподвижного кон-
такта. Ток в независимой обмотке НВ при
этом снижается, и ток нагрузки генератора
уменьшается. Контакты вновь притягиваются
и вибрируют около не-
подвижного контакта.
В случае, если выключе-
ния сопротивления С12
недостаточно для ограни-
чения тока генератора и
он продолжает увеличи-
ваться, подвижной кон-
такт переходит к ниж-
нему неподвижному. При
этом обмотка ИВ шун-
тируется сопротивлением
С13, отчего ток в об-
мотке уменьшается. Для
уменьшения искрения
контактов параллельно
им включён конденсатор.
В схеме предусмотрен электрический за-
пуск дизеля от аккумуляторной батареи. Для
этой цели включают контакторы 8 и 9, приклю-
чающие генератор к аккумуляторной батарее.
В генераторе предусмотрена сериесная пуско-
вая обмотка ПК., не включённая в цепь гене-
ратора при нормальной работе и работающая
лишь при запуске дизеля. Независимая об-
мотка И при запуске отключена. Генератор
работает как сериесный двигатель, вращая вал
дизеля до тех пор, пока не произойдёт вос-
пламенения топлива и не будет получено до-
статочное давление смазочного масла. После
этого контакторы 8 и 9 размыкаются.
Принципиальная схема тепловоза Д
На фиг. 71 изображена принципиальная
схема главных цепей тепловоза Д . Автома-
тическое регулирование дизель-генератора осу-
ществляется по фиг. 61. Диференциальный воз-
будитель В и вспомогательный генератор ВГ
объединены в один агрегат, установленный
на остове генератора Г и приводимый кли-
новым ремнём от вала генератора. Шесть тя-
говых двигателей Ml—Мб разделены на две
группы, соединённые всегда параллельно и при-
соединяемые к генератору контакторами 1 и 2.
В схеме предусмотрены две ступени ослабле-
ния поля двигателей. Переход на ослабленное
поле и с ослабленного на полное поле происхо-
дит автоматически с помощью двух реле РОП1
и РОП2. Катушки реле соединены последова-
тельно с добавочным сопротивлением С9 и
включены на клеммы генератора Г. При по-
вышении напряжения генератора сначала сра-
батывает реле РОП1, контакты которого (не
показанные на схеме) замыкают цепь катушки
контакторов Ш1 и Ш2. При этом получается
первая ступень ослабления поля, и напряжение
генератора понижается. При повторном повы-
шении напряжения генератора до несколько
большего значения срабатывает реле РОП2,
которое включает контакторы ШЗ и Ш4 второй
ступени ослабления поля. При снижении напря-'

ГЛ. XX]
СХЕМЫ ВЫПОЛНЕННЫХ ТЕПЛОВОЗОВ
585
жения сначала отпадает реле Р0П2, отчего
совершается переход на первую ступень осла-
бления поля и повышение напряжения. При
повторном снижении напряжения до более
низкого значения отпадает реле Р0П1 и пере-
водит двигатели на полное поле. Вспомога-
тельный генератор ВГ выполняет те же функ-
ции, как и в тепловозе ТЭ-1. Напряжение его
поддерживается постоянным при изменении
скорости дизеля вибрационным регулятором
напряжения РН с двойным комплектом кон-
тактов. С целью более равномерного распре-
деления нагрузки между контактами последо-
вательно с каждым контактом включено одно из
сопротивлений С13 — С16. Включение вспомо-
гательного генератора и отключение его
производятся автоматически контактором 7
под действием реле обратного тока РОТ
с тремя катушками: шунтовой, сериесной,
включённой параллельно шунту Ш, и дифе-
ренциальной, к которой при разомкнутом кон-
такторе 7 приложена разность напряжений
батареи и вспомогательного генератора. Реле
включает, когда напряжение генератора выше
напряжения батареи, и отключает, когда
батарея начинает разряжаться на генератор
при остановке последнего. Защита генератора
от чрезмерных токов при включении на раз-
ряженную батарею осуществлена с помощью
теплового элемента ТЭ. При увеличении тока
свыше нормального тепловой элемент ТЭ уве-
личивает давление на столбик из угольных
шайб УС2 в цепи катушек регулятора, напря-
Устройства для повышения надёжности
работы оборудования
В современных тепловозах применяется
много электрических аппаратов и устройств,
служащих для повышения надёжности работы
оборудования тепловоза. К ним относятся реле
заземления, реле ограничения тока, реле бок-
сования, защищающие от аварий электро-
оборудование.
Применяются также электрические устрой-
ства для обеспечения бесперебойной работы
дизеля.
Реле давления масла. Для защиты двига-
теля от аварии в случае недостаточного
давления смазочного масла применяется реле,
принципиальная схема которого показана на
фиг. 72. К подвижному контакту К приложено
через шарнирный рычаг Р усилие пружины /7,
стремящееся разомкнуть контакты. Ему проти-
водействует давление масла, передаваемое
через сильфон С. Когда усилие, создаваемое
давлением масла, больше усилия пружины,
контакты замкнуты. Контакты находятся в цепи
катушки электромагнита Э, который при вы-
ключении прекращает подачу топлива дизелю.
При нормальном давлении масла контакты
замкнуты, электромагнит включён. При сни-
жении давления масла ниже допустимого кон-
такты размыкают цепь катушки электромагнита,
и подача топлива дизелю прекращается.
Иногда предусматривается также сигнализация
Фиг. 71. Принципиальная схема тепловоза
Масло
Фиг. 72. Принципиальная схема
работы реле давления масла.
жения РН. Вследствие этого регулятор сни-
жает напряжение вспомогательного генера-
тора и ограничивает ток заряда. Защита сило-
вой цепи от перегрузки и коротких замы-
каний отсутствует.
Защита от боксования осуществлена анало-
гично тепловозу ТЭ-1 двумя реле боксования
РБ1 и РБ2. Отличие от ТЭ-1 состоит в том,
что реле воздействует не на цепь возбуждения,
а на установку центробежного регулятора
дизеля.
При срабатывании любого из реле ско-
рость вращения дизеля снижается, и сила
тяги тепловоза уменьшается до тех пор, когда
прекратится боксование и реле вернётся
в начальное положение, после чего восстана-
вливается автоматически прежняя скорость
вращения дизеля.
Электрический запуск дизеля производится
путём включения контакторов 3 и 4. Принцип
запуска тот же, что на тепловозе ТЭ-1.
о срабатывании реле давления масла вклю-
чением сигнальных ламп или звонка.
Нагреватель топлива. На фиг. 73 пока-
зана электрическая схема автоматического
управления котлом для подогрева топлива,
применённая на тепловозе Д . Подогрев тя-
жёлого топлива осуществляется горячей во-
дой, которая нагревается в котле и прого-
няется через установленные в топливных ба-
ках змеевики с помощью водяного насоса.
Котёл отапливается лёгким топливом, воспла-
менение которого производится с помощью
магнето, приводимого во вращение от двига-
теля. Последний служит также для привода
вентилятора, подающего воздух для распыли-
вания и сжигания топлива. Управление кот-
лом полностью автоматизировано.
Включением рубильника Р (фиг. 73) по-
даётся напряжение батареи через плавкие
предохранители П к двигателю водяного на-

386
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
<юса ВН и цепи управления котла. Водяной
насос начинает работать сразу после вклю-
чения рубильника Р. Для запуска котла нужно
нажать пусковую кнопку ПК (с возвратной
пружиной). При этом включится реле выклю-
чения РВ, и его контакты в цепи катушки
реле управления РУ замкнутся. Аквастат А
представляет собой тепловое реле, контакты
которого замыкают цепь катушки РУ при
низкой температуре и размыкают при высокой,
поэтому при запуске эти контакты замкнуты,
и реле РУ срабатывает. Его контакты вклю-
чают клапан подачи топлива КП, двигатель
вентилятора и магнето В. Происходит воспла-
менение топлива, и котёл начинает нагре-
баться. Когда давление выходящих газов под-
нимется до нормального значения, замкнутся
контакты реле отходящих газов РГ. После
РВ
Фиг. 73. Электрическая схема подогревателя .топлива.
этого кнопку ПК можно отпустить. Катушка
реле РВ будет питаться через свои контакты
и контакты реле РГ. Когда температура воды
достигнет установленного заранее предела,
-аквастат А разомкнёт цепь катушки РУ, по-
дача' топлива прекратится вследствие выклю-
чения КП, и двигатель вентилятора остано-
вится. Циркуляция воды будет продолжаться.
После того как температура воды упадёт до
низшего установленного предела, контакты А
вновь замкнут цепь катушки РУ, и котёл
опять начнёт работать. Если по каким-либо
причинам упадёт давление отходящих газов
(прекратится подача топлива или его горение),
разомкнутся контакты реле РГ, положение
которых зависит от давления газа (аналогично
реле давления масла). Через 90 сек. после
этого разомкнутся контакты РВ, и котёл пере-
стаёт работать. Выдержка времени сделана
с той целью, чтобы не было перерыва в ра-
боте по случайным кратковременным причи-
нам и во время переключения аквастата. При
остановке котла из-за высокой температуры
контакты РГ шунтируются контактами А,
и РВ остаётся включённым.
ГЛАВНЫЙ ГЕНЕРАТОР
Определение мощности
Длительная мощность на якоре генератора
{так называемая электромагнитная мощность)
согласно формуле G7) равна
Рг = 0,736 тш (Ne - Ng) кет.
Мощность Ne вспомогательных устройств,
приводимых от вала дизеля, задаётся заводом,
изготовляющим механическую часть тепловоза.
При предварительных расчётах можно при-
нять Ne = @,05+0,09) Ne.
Коэфициент f\M учитывает механические
потери и потери в железе генератора. Обычно
г\м = 0,96-5-0,97.
Вал генератора, как правило, соединяется
с валом дизеля без промежуточной передачи,
поэтому длительная скорость вращения гене-
ратора равна скорости вращения дизеля.
Полный к. п. д. генератора для предвари-
тельных расчётов может быть принят в зави-
симости от тока нагрузки, выраженного в
процентах от длительного тока:
I... so 4° 6о 8о loo 120 140 i6°
\ ¦ • во 92,5 93,5 94,5 93,5 92.5 9°>5 &
Для электрической тяги стандартизованы
номинальные напряжения 600, 825, 1650 и
3300 в, которым соответствуют максимальные
рабочие напряжения 690, 950, 1900 и 3800 в.
Этот стандарт не является обязательным
для тепловозов, однако его применение жела-
тельно в целях возможно большей унифика-
ции элементов электрооборудования (двига-
телей, аппаратов и их узлов) и технологии их
изготовления для электрической и тепловоз-
ной тяги. Применение напряжений 1650 и
3300 в для тепловозов нецелесообразно, так
как требует повышенной изоляции, увеличи-
вает габариты двигателей и аппаратов и за-
трудняет коммутацию. Практика показывает,
что при мощности генераторов, применяемых
в современных тепловозах, напряжения 700 —
1000 в дают оптимальные результаты для кон-
струкции генераторов и двигателей. Следует
выбирать максимальное рабочее напряжение
тепловоза не свыше 71H в при мощности
дизеля менее 1000 л. с. и не свыше 950 в для
больших мощностей.
Выбор величины ?тах определяет мини-
мальный ток генератора в а при использовании
полной мощности дизеля:
_1000Рг
'min p
Пределы регулирования генератора опре-
деляются пределами регулирования и схемой
переключения тяговых двигателей. Во избе-
жание значитель-
ного увеличения
габаритов генера-
тора рекомендует-
ся ограничить пре-
делы регулирова-
ния его значением
степени регулиро-
вания генератора:
t-max
E-min
с =
= 1,8 -f 2,2, (93)
I mm
Фиг. 74. Характеристика трёх-
обмоточного генератора при
n—const.
где Ет\п соответствует точке максимального
тока при использовании полной мощности ди-
зеля (фиг. 74).
Величина максимального тока в а
* m av
1000Р,
(94)

ГЛ. XX]
ГЛАВНЫЙ ГЕНЕРАТОР
587
откуда
'min
'min
(95)
циент /гш = ¦¦
AW»
U
определяет угол наклона
По этим данным строится рабочая характери-
стика генератора.
Построение рабочих характеристик
При наличии нескольких обмоток на гене-
раторе выбор их производится в соответствии
с установленными режимами генератора и
проверяется построением рабочих характе-
ристик. Выбор обмоток и построение трёхоб-
моточного генератора производятся следующим
образом.
Точки пересечения характеристики генера-
тора при постоянной скорости вращения с ги-
перболой постоянной мощности (фиг. 74) дают
предельные значения электродвижущей силы
Етя% и Emiu, при которых мощность дизеля
используется полностью.
Магнитный поток генератора определяется
алгебраической суммой ампервитков всех об-
моток:
A W = A WH-\- A Wm— A Wc=
- kcl,
где AWH — ампервитки независимой обмотки
(на один полюс); АМ7ш=кши—ампервитки
шунтовой обмотки; A Wc = kcl — ампервитки
противокомпаундной обмотки; U = Е — IR2 —
напряжение на клеммах генератора; km и kc —
коэфициенты пропорциональности, зависящие
от параметров обмоток.
По характеристике холостого хода генера-
тора при номинальной скорости вращения
определяются значения A Wmax и Л1^ш5п соот-
ветственно для Етах и Emin.
Для определения параметров обмотки
имеются два равенства:
. (97>
где /?г — сопротивление последовательных об-
моток генератора.
В генераторах с двумя обмотками эти ра-
венства определяют параметры обмотки.
В трёхобмоточном генераторе одним из пара-
метров /гш либо &гнеобходимо задаться. Обычно
число витков противокомпаундной обмотки wc
выбирается равным одному или половине
(т. е. одному витку на полюс с размещением
на половине полюсов). Кроме противокомпаунд-
ной обмотки, должны быть учтены размагничи-
вающие ампервитки реакции якоря, которые
приблизительно пропорциональны току:
тогда
kc - wc 4- V
При более точных расчётах пользуются
опытными нагрузочными характеристиками ге-
нератора. Из равенств (96) и (97) можно опре-
делить A WH и km.
Можно также задаться кш, исходя из на-
клона характеристики холостого хода. Коэфи-
падения напряжения в шунтовой обмотке.
Если прямая аЬ напряжения в цепи шунтовой
обмотки (фиг. 75) параллельна прямолинейной
части характеристики генератора, то внешняя
характеристика (фиг. 74) при больших токах
будет перпендикулярна оси абсцисс и резко
выпуклой. Чем более выпукла характеристика,
тем больше её несоответствие с гиперболой
и тем больше падение мощности дизеля при
автоматическом регулировании, поэтому угол
наклона прямой аЪ должен быть больше угла
наклона прямой части характеристики. Если Rz
неизвестно, то можно принять предварительно
падение напряжения
(98)
откуда можно определить /?г.
Правильность выбора генератора и пара-
метров обмоток проверяется построением ра-
Фиг. 75. Построение автоматических характеристик.
бочих характеристик E = f(l), n=f(l) и
Метод построения характеристики ?"=:/(/)
при заданной скорости вращения п\ показан
на фиг. 75. Кривая 1 представляет собой ха-
рактеристику холостого хода генератора при
п = щ. По оси абсцисс откладывают отрезок
Оа = A WH.
Прямая аЬ проводится под углом а, опре-
деляемым коэфициентом kM. От точки а от-
кладывают произвольный отрезок ad, и от
точки d проводят ординату de = -т—. Через
точки а и г проводят прямую.
Точка Ъ даст максимальное значение
электродвижущей силы при холостом ходе.
Прямая ас проводится под углом % опре-
деляемым отношением координат
R, Е
+ ' kc~AW'
Задавая значения тока нагрузки /j, /2,
/3,..., откладывают от точки а к началу ко-
ординат отрезки aax = kcli, aa<i — kc]<it а.аъ =

588
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
= kcls;..., проводят перпендикуляры агсь д2са.
c9Cj,... и из точек си с2, cs,... проводят пря-
мые с\Ьх, сфъ, cBb3,..., параллельные аЬ. Точки
пересечения их с кривой / дают значения Еь
?2. Еь,... при нагрузках /ь /2, /в. • • • > по ко-
торым строится искомая характеристика
?=/(/). Для других чисел оборотов генера-
тора построение ведётся таким же образом
по характеристикам холостого хода 2, 3,...,
пересчитанным для новой скорости вращения.
Е Е.
щ
Если независимая обмотка питается от ис-
точника тока с постоянным напряжением, то
точки Ь1, ь\, b'2,. • • пересечения прямых c\bh
c^b2,... с кривой п2 дают сразу значение
электродвижущей силы при я2. Если она пи-
тается от возбудителя, электродвижущая сила
которого пропорциональна скорости вращения
дизель-генератора, то необходимо вместо Оа
отложить отрезок
В остальном метод построения остаётся таким
же. Для построения автоматических характе-
ристик Е = /(/), п = /(/) и Рг = /(/) строятся
по данным изложенного расчёта промежуточ-
ные характеристики генератора Р2 = f (л) для
различных /lt /2
/8 (кривые
1,2, 3,... фиг.
76) и характери-
стика свобод-
мощности
Фиг. 76. Характеристика дизеля
Pq •* f (л) и характеристики гене-
ратора Рг ¦» / (л) при различных
токах нагрузки (f—б).
Фиг. 77. Автомати-
ческие характери-
стики генератора.
дизеля Р$ =/(л). Величина Рд подсчитывается
на основании внешней характеристики дизеля
Ne=f(n) по формуле
(Ne-Nt).
Точки пересечения их дают установившиеся
режимы работы дизель-генератора, по кото-
рым и строятся требуемые характеристики
(фиг. 77).
При отсутствии характеристики холостого
хода данного генератора можно для предвари-
тельных приближённых подсчётов пользоваться
процентной характеристикой (фиг. 78), где
точка lOO'/о электродвижущей силы соответ-
ствует значению /?тах, среднему для различных
тепловозов. При выпуклых характеристиках
Фиг. 78. Процентная харак-
теристика холостого хода.
генератора рекомендуется уменьшить насыще-
ние, т. е. принимать ?Wx = 80-г-95°/0, при
гиперболических мо-
жно принимать ?тах=
= ЮОч- 110%- При
этом следует выбрать
^ = 0,154-0,2"), затем
последовательным под
бором установить же-
лательные величины
^тах и ?ппп И СТрОИТЬ
характеристики в про-
центах.
При специальных
возбудителях для по-
строения характеристики генератора нужно
иметь характеристику возбудителя.
Конструкция генератора
Генератор обычно соединяется с дизелем
без промежуточной передачи посредством
муфты.
Современные генераторы тепловозов де-
лаются с одним подшипником со стороны, про-
тивоположной дизелю, поэтому часть веса
якоря генератора воспринимается подшипником
дизеля.
Часто муфты делаются так, что допу-
скают некоторый перекос между осями валов
двигателя и генератора.
На фиг. 79 показан продольный разрез ге-
нератора, применённого на тепловозе ТЭ-1. На
9 П 10 | 12 13 Ь 5 6
Фиг. 79. Продольный разрез генератора: 1 — вал; 2 — ко-
робка якоря; 3 — железо якоря; 4 — обмотка якоря; 5 -
уравнительные соединения; 6 — коллектор; 7 — щётко-
держатель; 8 — соединительные кольца щёткодержателя;
9 — вентилятор; 10 — полюс; 11 — обмотка полюса; 12 —
остов; 13 — передний щит; 14 — роликовый подшипник.
вал / генератора насажена литая коробка
якоря 2, на которой расположено железо
якоря 3 и якорная обмотка 4. На коробке
якоря укреплён вентилятор 9, служащий для
охлаждения генератора. Охлаждающий воз-
дух засасывается через отверстие переднего
щита 13, проходит между полюсами и через
каналы в якоре и выбрасывается вентилятором
наружу.
Остов 12 генератора укрепляется непо-
средственно на станине дизеля, где для этого
предусмотрена специальная расточка.
В остальном конструкция генератора не
отличается от конструкции обычных машин
постоянного тока.

ГЛ. XX)
ГЛАВНЫЙ ГЕНЕРАТОР
589
Электрический и механический расчёт гене-
ратора аналогичен расчёту тяговых двигателей
электровозов (см. гл. VII). Габаритные размеры
генератора тепловоза ТЭ-1 показаны на фиг. 80.
Для построения можно воспользоваться процентной
характеристикой холостого хода генератора (фиг. 78); при
этом принято, что ^tnax ~ 88() 8 соответствует орди-
нате 90% по процентной характеристике. В соответствии
с этим на фиг. 81 построена характеристика, где электро-
движущая сила выражена вей ампервитки возбуждения
в процентах.
Затем следует выбрать угол наклона прямой напря-
жения цепи шунтовой обмотки. Как было указано, чем
меньше этот угол, тем более выпуклой будет внешняя
характеристика генератора и меньше точность регулиро-
вания. Пусть угол наклона будет несколько больше угла
наклона характеристики холостого хода, например, по
прямой О А.
Коэфициент *шравен отношению абсциссы к ординате
прямой О А. Для AW — 50% по прямой О А ордината
равна Е = 1000 а, следовательно,
Фиг. 80. Габаритные размеры генератора тепловоза ТЭ-1.
Основные данные генераторов выполненных
тепловозов приведены в табл. 8.
50
1000
- 0,05.
По характеристике холостого хода для п — ЮС/о ампер-
витки для Етах - 880 в и Emia - 440 в; при Ешах - 880 в
AWn
76%; Emln - 440 в; AWmln - 33»/,.
Основные данные генераторов и тяговых двигателей выполненных тепловозов
Таблица 8
Изготови-
тель
тепловоза
СССР
СССР
Alco
Alco
GMC
GMC
Baldwin
Ingalls
Изготовитель
электро-
оборудования
СССР
СССР
ОЕ
GE
ЕМ
ЬМ
Westinghouse
Westlnghouse
Тип
тепловоза
2-5-1
3«-30
А1А-А1А
А1А-А1А
А1А-А1А
Во-Во
Са-С
Во-В0
Мощность дизелей
в л. с.
i°5°
IOOO
ахюоо
аооо
аХ'ооо
IOOO
1650
Данные генераторов
Длительная мощ-
ность в кет
8оо
б8о
I3bo
1380
68о
QOO
68о
1040
Длительный ток
в а |
145»
13,5°
1700
—
—
io6o
1760
Число оборотов
в минуту
4=5
74°
74о
IOOO
800
800
025
ббо
Максимальное
напряжение в в
75°
ооо
—
—
—
—
IOOO
750
Вес в кг
14 5°°
(с воз-
буди-
телем)
4 2OO
4 53°
5°3°
5°7°
Длительная мощ-
ность в кет
122
юз
Зго
31°
ЗЮ
2ОО
но
23°
Данные тяговых
Длительный
ток в а
ago
735
700
—
—
54°
—
Длительная сила
тяги в кг
зз°о
31оо
зИдо
345°
28оо
Э7оо
35°°
4800
Длительная ско-
рость в км/чае
i8,7
10
4°,о
31.5
40
34
ю
Максимальная
скорость в км/час
57
9°
129
144
15°
112
96
Ю4
двигателей
Диаметр колеса
в мм
I22O
IOl6
IOl6
IOl6
915
IO16
IO66
IO66
Передаточное
отношение
8бм5
75:16
64:19
63:21
55:32
61:16
68:14
63:15
Вес в кг
334°
355°
394°
—
2&ЭО
28оо
379°
(с пе-
ред.)
Пример 1, Определить параметры обмоток и построить
рабочие характеристики трёхобмоточного генератора с по-
стоянным независимым возбуждением для дизеля мощ-
ностью N = 1000 л. с. при п — 741) об/мин. Внешняя ха-
рактеристика свободной мощности дизеля, выраженной
в кет, приведена на фиг. 82 (скорость вращения дана
в процентах).
Принимая коэфициент механических и железных по-
терь генератора tj «= 0,965 и мощность вспомогательных
механизмов 7а'„ от мощности дизеля, определяют электро-
магнитную мощность генератора:
Рг => 0,736 ¦ 0,93 • 1000 • 0,965 - 660 кет.
Приняв максимальную электродвижущую силу гене-
ратора при полной мощности Етах — 800 в находят
В соответствии с равенством (98) сопротивление глав-
ной цепи генератора
Я, = 0,10 =р^ - 0,01 -j-z - 0,012 он.
'min
7&0
Система уравнений (96) и (97) для заданных режимов
76 - A WH + 0,05 (880 - 0,012 ¦ 750) - 750 kj
33 - А №„ - 0,05 D40 - 0,012 • 1500) - 1500 kr.
ft L
WOO
660
ymin " 880
10s
- 750 a.
Выбирают согласно равенству (93) среднюю степень
регулирования генератора:
- 2,
откуда
Emia ~ ¦
880
* #м очг ^
2
660 • 103
~440
-440 в;
- 1500 а.
0°б 20 U0 60 80 Ю0 120 КОШ
Фиг. 81. Построение характеристик для примера 1.

590
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Решая систему, определяют
2
с= 75 ' й
R.
0,012 • 75
= 0,45 -
AW
Отложив 0а = 53%; от точки а назад aat ¦= 50% и от
точки а„ перпендикуляр авсе,
аеса - 0,45 • A W = 0,45 • 50 = 22,5 в.
Через точки съ и а проводят прямую, а также пря-,
мую ab, параллельную ОА. Прямая ab в точке пере-
сечения с характеристикой для п — 100% даёт максималь-
ную электродвижущую силу генератора при холостом
ходе. Такие же прямые проведены для нагрузок ЗСО, 600 а
и т. д., причём для проведения этих прямых от точки а
отложены отрезки, равные
и т. д.
На фиг. 81 построены также характеристики при
я — 95, 90 и 85%. Точки пересечения прямых ab и т. п.
с характеристиками генератора при различных п дают
электродвижущие силы, по которым можно определить
Р_ - Е ¦ I
Для маневрового тепловоза полученная точность регу-
лирования является приемлемой. Для магистральных
тепловозов она недостаточна, поэтому такая система воз-
буждения в них не применяется.
ТЯГОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Определение режимов работы двигателей
При расчёте двигателей исходными величи-
нами являются формула осей тепловоза, рабочий
вес Q в т, сцепной вес Qc в т, максимальная
скорость vmax в км/ч ас, диаметр колеса DK в м,
а также полезная мощность дизеля Ne в л. с.
и мощность вспомогательных механизмов
Ng В Л. С.
По этим данным определяется число тяго-
вых двигателей z, равное числу сцепных осей,
и полная мощность тягового двигателя в кет:
Р и —
0,736 (Ne -
(99)
Результаты подсчётов сведены в табл. 9.
Результаты расчётов
Таблица 9
I в а
п %
IOO
95
до
85
600
Е
в а
9°9
85°
795
732
Рг
в кет
545
510
477
439
900
Е
в в
840
772
Г5
650
Р в
кет
75°
695
644
585
1200
Е
в в
7O5
Ь35
575
52°
Р в
кет
847
762
690
1500
в в
44°
3*5
34°
295
Р в
кет
66о
578
443
На фиг. 82 нанесены кривые зависимости Р — /(я)
при различных токах нагрузки. Пересечение этих кривых
с характеристикой дизеля даёт рабочие точки автомати-
ческой характеристики мощности генератора.
По этим точкам, а также исходным точкам (/ — 750,
Е = 880) и (/ = 1500. Е ¦= 440) построены кривые на
фиг. 83. Из этих кривых видно, что полная мощность ди-
р
кВт
700
600
500
Ж
200
/
Pa.
/
/
1
J
Л
1
/
7
/
¦4
Ц
L
7
А
//
/
/
ЮО 500*
80400
60-300
1*0хЖ
20
0 20
60 80 100 п%
где т)л — к. п. д. передачи; при предваритель-
ных расчётах можно принять t\n = 0,85.
По мощности двигателя тепловоз рассчи-
тывают так, чтобы тяговые параметры могли
быть максимально использованы в соответ-
ствии с его назначением при различных усло-
виях работы.
В зависимости от назначения тепловоза
(быстроходные пассажирские, грузовые и
грузо-пассажирские, промышленные и мане-
вровые) режимы работы различаются, но во
всех случаях является желательной возмож-
ность полного использования мощности дизеля
при всех режимах от максимальной скорости
до максимальной силы тяги.
Максимальная сила тяги определяется
обычно по максимальному коэфициенту <\>с
сцепления колёс тепловоза с рельсами при
трогании.
Обычно принимают фс = 0,25 -ь 0,30.
Максимальная сила тяги
тепловоза
Минимальная сила тяги, раз-
виваемая двигателем при ма-
ксимальной рабочей скорости,
F —
' м min
367Р,
A01)
Если число тяговых двига-
телей г, то максимальная сила
тяги, развиваемая одним двига-
телем,
№00 1а
Фиг. 82. Характеристики дизеля и ге-
нератора для примера 1.
Фиг. 83. Рабочие
генератора для
*м min"
к шах
A02)
зеля используется лишь при токах нагрузки 750 и 1500 а.
В промежутке между этими значениями скорость враще-
ния падает и при / = 1100 а достигает минимального зна-
чения, которое на 20°/0 ниже номинального. Мощность
в этой точке снижается до 575 кет, т. е. на ~ 13°/0. При
нагрузках менее 750 и более 1500 а скорость вращения
поддерживается постоянной, а мощность генератора умень-
шается, и вследствие этого регулятор максимального числа
оборотов (которое при расчёте принято равным номиналь-
ному) снижает подачу топлива.
характеристики
примера 1.
Длительная сила тяги FKdA
поездного тепловоза обычно определяется
величиной руководящего уклона и весом по-
езда *.
• При коротком руководящем уклоне возможен выбор
веса состава по силе тяги большей, чем длительная. В этом
случае необходимо провести расчёт нагревания двигате-
лей и генератора.

ГЛ. XX]
ТЯГОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
591
Для переводимой на тепловозную тягу
железнодорожной сети СССР максимальный
руководящий уклон может быть принят рав-
ным 9%0. Если вес поезд'а при проектировании
тепловоза не задан, но известна мощность
тягового двигателя Рм в кет, то можно опре-
делить длительную силу тяги двигателя,
руководствуясь выбором скорости на руково-
дящем подъёме. Эта скорость может быть
принята равной половине средней технической
скорости на горизонтальном участке. Тогда
длительная сила тяги двигателя
г м.дл
367 Р,
v
A03)
дл
Длительный вращающий момент одного
двигателя
2 F
м. дл
дл~~
A04)
тер
где DK — диаметр колеса в м; i — передаточ-
ное отношение зубчатой передачи между
двигателем и колесом; ~t\nep— к. п. д. зубчатой
передачи.
Параметры зубчатой передачи выбираются
так же, как и для электровозных двигателей
(см. стр. 550).
с овременные курьерские тепловозы имеют
/ = 2 -т- 4, грузовые — / = 4 -ь 6 и промышлен-
ные с двухступенчатой зубчатой передачей
/=6-5- 16.
Для снижения веса двигателей выгодно
брать максимальное передаточное отношение:
Р-max = 0,188 Du
где птах — максимальное возможное по кон-
струкции двигателя число оборотов в минуту.
Однако выбор передаточного отношения
зависит также от способа подвески двигателя,
получающихся размеров шестерни и зубча-
того колеса и т. п.
Промышленные и маневровые тепловозы
небольшой мощности имеют относительно
низкие fп,ах = 50-I-70 км/нас, двигатель же
небольшой мощности может быть выполнен
с очень высокой скоростью вращения, поэтому
для таких тепловозов целесообразно приме-
нение двухступенчатой передачи.
Для магистральных тепловозов с t>max^
]> 100 км/час и мощными двигателями односту-
пенчатая передача обеспечивает обычно ма-
ксимальное использование двигателя по допу-
стимой скорости вращения.
Выбор схемы переключений двигателей
Вопрос о применении последовательно-
параллельного переключения и ослабления
поля двигателей решается в зависимости от
степени регулирования двигателей, т. е. от
величины
Величины IMtaax и IMjnin определяются по
полученным из равенств A01) и A03) зна-
чениям FMmax и FMmln. При предварительном*
проектировании, когда рабочие характери-
стики двигателя отсутствуют, можно поль-
зоваться универсальной характеристикой те-
пловозного двигателя (фиг. 84), построенной
как средняя из характеристик современных-
тепловозных двигателей, причём за 100%.
принят длительный ток двигателя.
К переключениям двигателей следует при-
бегать в том случае, если степень регули-
рования двигателей см значительно превы-
60-
50
1H
120" Ш 200 MIMl
Фиг. 84. Универсальная характеристика
тепловозного электродвигателя.
шает рекомендуемую степень регулирования?
генератора с по формуле (95).
При постоянном соединении двигателем
степень регулирования генератора
¦/min
' м min
где гг — число двигателей, соединённых:
параллельно.
Если применяются две группировки дви-
гателей, причём на второй группировке число-
параллельно включённых групп двигателей
равно z2, то
A05>
' м шах'
— z2JMtain,
(Г06;
¦ = -=1-См. (Ю7>
С другой стороны, перед переходом на^
следующую группировку, если переход совер-
шается при токе двигателя /м п, ток генера-
тора уменьшается до величины
I'in=z1IJ
min
A03>
В связи с постоянством мощности, полу-
чаемой двигателями, общая сила тяги и ско-
рость тепловоза после перехода остаются
приблизительно такими же, как до перехода.
Сила тока в каждом двигателе после перехода
остаётся равной /м п, следовательно, ток ге-
нератора после перехода возрастает до
/'та* "" Z*IM. п- 009>

592
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Степень регулирования генератора опре-
деляется отношением большей из величин /max
и /'max K меньшей из величин 1тт и /'min-
Степень регулирования генератора будет
наименьшей, если
= *!/*. «г (п°)
A11)
В этом случае
'м. п = V '
м max*'м min »
с.. ==
С -—' *~~"
A12)
A13)
A14)
Расчёт и конструкция тяговых двигателей
см. в гл. XVI. Габаритные размеры двигателя
тепловоза ТЭ-1 приведены на фиг. 85. Основ-
ные данные выполненных тяговых двигателей
приведены в табл. 1.
Пример 2. Произвести выбор двигателей и схемы их
переключения для тепловоза 0-2-2-0 мощностью 1000 л. с.
Вес тепловоза 80 от, максимальная скорость под током
"max = *^ км:час характеристика генератора — по при-
меру 1 (см. стр. 589).
Примем максимальный коэфициент сцепления при пу-
ске <рс — 0,26, тогда пусковая сила тяги тепловоза [фор-
мула (.100)]
fk max - *<CQC - 0>26 ¦ 80 000- 20 800 кг.
Из формулы ходовых частей следует, что тепловоз
имеет четыре двигателя. Длительная мощность двига-
теля определяется по формуле (99):
0,736 • 0,93 • 0,85 • 1000
=» 145 квот.
При длительной скорости тепловоза vqa
длительная сила тяги двигателя
25 км. час
Если при этом с получается выше реко-
мендуемой формулой (93) величины, то сле-
дует применить дополнительно ослабление
поля двигателей. Ослабление поля позволяет
уменьшить степень регулирования двигателей.
В этом случае 1мтп[п определяется для задан-
ного FMmXa по характеристике для ослаблен-
ного поля [см. фиг. 84, кривая F @/7)], кото-
рая даёт значение тока большее, чем при
полном поле [кривая F (Я//)]. Переход с пол-
ного поля на ослабленное поле следует про-
изводить при токе /'min генератора. Степень
ослабления поля должна выбираться так, чтобы
ток двигателя после шунтирования обмоток
не превосходил допустимого по коммутации
предела и ток генератора был меньше /тах-
Если степень регулирования двигателей не-
много превышает степень регулирования ге-
нератора по формуле (93), возможно огра-
ничиться ослаблением поля без переключения
двигателей.
Длительный ток двигателя определяется
после выбора группировок, как ток, соот-
ветствующий 10и°/0 по процентной характе-
ристике. Если длительный ток двигателя
140
-572-
Фиг. 85. Габаритный чертёж тягового двигателя тепло-
воза ТЭ-1.
получается при первой группировке, то дли-
тельный ток генератора определяется вели-
чиной тока iM n после перехода, умноженной
на z2.
Для определения токов перехода реко-
мендуется построить кривые v — f(I) по
рабочей характеристике генератора.
Максимальная сила тяги двигателя
-ЮОО
Минимальная сила тяги определяется по максималь-
ной скорости [формула A12)]:
ОЙТ 1 Л Г
^м min
M
Приняв длительную силу тяги за 100°/0, можно опре-
делить по процентной характеристике тягового двигателя
(фиг. 84) диапазон регулирования тока без применения
ослабления поля.
Режим
минимальной
силы тяги
533
25
39
максималь-
длительный ной силы
213°
too
IOO
тяги
52OO
344
214
Отсюда степень регулирования двигателя
'м шах 214
min
39
~5,5.
Для генератора (см. пример 1) принята степень регу-
лирования
¦•max „
ymin
следовательно, необходимая степень регулирования дви-
гателей без переключения получена быть не может.
При одном последовательно-параллельном переклю-
чении и с — 2 можно получить степень регулирования
двигателей [формула C6)]
см = с1 •= 4.
Эта степень регулирования также меньше необходи-
мой, поэтому следует применить дополнительно ослаб-
ление поля на второй группировке. Приняв ослабление
поля на 5 1 /„, можно по характеристике силы тяги для
ОП - 50°/0 (фиг. 84) определить при FM min - 25°/0
м min "" '"'
Максимальный ток остаётся прежним, так как пуск
происходит при полном поле, следовательно,
214
-5Г-4'2-

ГЛ. XX]
РАСЧЁТ ПУСКА ТЕПЛОВОЗА
593
Последовательно-параллельное переключение обеспе-
чивает (при использовании ослабления поля) достаточно
близкую к см степень регулирования, поэтому такой ва-
риант можно принять.
Группировки могут быть приняты в двух вариантах:
1) при пуске все двигатели соединены последовательно,
затем переключаются на две параллельные группы по два
двигателя последовательно и далее ослабление поля на
той же группировке и 2) при пуске двигатели соединены
в две группы по два последовательно, затем все четыре
параллельно и, наконец, ослабление поля при параллель-
ном соединении.
Второй вариант обеспечивает лучший коэфициент
сцепления при пуске, но требует увеличенного числа кон-
такторов ослабления поля и контактов реверсора (по
числу параллельных групп) по сравнению с первым вари-
антом, кроме того, во втором варианте на коллекторе
каждого двигателя будет полное напряжение генератора.
Двигатель относительно малой мощности 145 кет при
напряжении до 1000 в на коллекторе будет недостаточно
надёжным, поэтому следует предпочесть первый вариант.
Если поставить требование использования полной мощ-
ности дизеля до скорости 100 км!час, то эта скорость по
характеристике генератора (фиг. 83) должна быть при
токе генератора
/„,„ -= 750 а
или ток* двигателя
Iм min
750
375 а.
При v = 100 км/час процентный ток, как указано выше,
равен при О/7 = 50
U min - 51%.
отсюда длительный ток двигателя, соответствующий
100%, равен
100
'*. дл - 375 -~ = 740 а.
Пользуясь характеристикой генератора (фиг. 83)и про-
центной характеристикой двигателя, можно найти процент-
ные и абсолютные значения силы тяги двигателя при
различных токах генератора. Скорость тепловоза может
быть определена из формулы
367
4 • и,965 FM '
К. п. д. генератора vj2 берётся в зависимости от силы
тока (см. стр. 586), к. п. д. двигателя — по фиг. 84, мощ-
ность генератора Рг — по фиг. 83.
Результаты расчётов сведены в табл. 10.
Таблица 10
Результаты расчётов
о а
75°
ооо
поэ
13°°
1500
75°
9°о
IIOO
1300
1500
750
900
IIOO
13°°
т5°°
в кет
ббо
ОО2
575
588
65о
обо
боя
575
588
ббо
ббо
6О2
575
588
65о
J
в а
375
45°
55°
65°
75°
375
45°
55°
650
75°
75°
ооо
IIOO
1300
1500
м
в %
6i
74
88
IOI
51
6i
74
88
IOI
102
122
148
176
202
Рм
В°/о
=5
33,5
45
59
72
в кг
533
7ю
955
1250
153°
СП
38
5°
65
83
101
IO2
127
1бХ
196
229
8о5
IOOO
1380
1760
2140
С
2l6o
2690
341°
415°
4850
В°/0
°,85
°,85
о,85
°,85
°,845
О>85
о,'85
°,85
°,85
O.8-I5
о,85
о,84
о, 835
0,815
0,785
v в
км; час
ioo
68,5
49
38
35
66,5
45,9
33,6
2б,9
2j,°
24,7
17,8
13,3
ю,8
10,1
те
в.
2 I3O
2840
3820
5оэо
6 12O
3 22O
4240
5 5*»
7°4°
856о
8640
ю 75°
1;3 боо
1б 600
19 4°°
По данным табл. 10 на фиг. 86 построены кривые
v "¦ / U) и FM — f (I) для разных группировок. Проведя
горизонтальные прямые перехода с одной группировки
двигателей на другие, можно определить длительный ток
генератора. После перехода на СП ток генератора равен
1500 а. Режим, соответствующий длительному режиму
Фиг.
и F
1а
Характеристики v—f(D
=/(/) для примера 2.
двигателя / = 2 IM^ qa = 2 • 740 = 1480 а, будет при вто-
рой группировке, и, следовательно, длительный ток гене-
ратора
1дл = 1480 а.
Однако если допустить некоторое недоиспользование
мощности на первой группировке и осуществить переход
кг
1КППП
12000
6000
?
\\
\\
\
\
кСП
V
s—
i
0П50?
—
20 ЬО 60 80
Фиг. 87. Тяговая характеристика
тепловоза для примера 2.
при токе 1М = 600 а, как показано пунктиром, то дли-
тельный ток генератора может быть принят равным
!дл - 1250 а.
На фиг. 87 по данным табл. 10 построена тяговая
характеристика тепловоза FK ¦= / (v).
РАСЧЁТ ПУСКА ТЕПЛОВОЗА
Трогание поезда производится при мини-
мальной скорости вращения дизеля. По мере
увеличения скорости поезда увеличивают ско-
рость вращения дизеля. В некоторых случаях
сила тяги, полученная по автоматической ха-
рактеристике генератора при минимальной ско-
рости вращения, даёт слишком большую на-
чальную силу тяги и не обеспечивает плав-
ного пуска одного тепловоза или мягкого на-
тяжения сцепных приборов в поезде. В этих
случаях необходимо уменьшить возбуждение
генератора.
Начальная сила тяги на первом пусковом
положении рукоятки управления выбирается
по условию трогания с места одного тепло-
воза и определяется из равенства
38 Том 13

594
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
где Wj — удельное сопротивление движению
тепловоза при трогании с остановки в кг/т
(см. гл. VII), ориентировочно wT=3 ~ А кг/т;
7 — коэфициент, учитывающий инерцию вра-
щающихся масс тепловоза, при ориентиро-
вочных подсчётах можно принять ч =1,15-^-1,25;
а — ускорение в м/сек'*\ ускорение при трога-
нии тепловоза принимается в пределах а =
= 0,3 -г 0,5 л/сен*.
На последующих положениях контроллера
управления сила тяги равномерно увеличи-
вается. Увеличение силы тяги при переходе
с одной позиции на другую желательно вы-
бирать приблизительно равным силе тяги на
первой позиции, однако в целях уменьшения
числа пусковых позиций иногда выбирают его
большим.
Обычно число положений контроллера
управления принимается равным 7—10.
Для каждого из полученных значений FKli
Fk2, Fk3, ..., FK max по характеристике двига-
теля определяется 1М\, /ж2> ?мз> • • ¦ • ^м шах и
электродвижущая сила генератора по фор-
муле
ждения возбудителя. Тогда определяется тре-
буемое напряжение возбудителя
uaX^iHlRH A19)
и по характеристике возбудителя определяется
необходимый для этого ток iB H независимого
возбуждения возбудителя.
Добавочное сопротивление в цепи незави-
симой обмотки равно
-Я-
в. н\
A20)
где Zx — число двигателей, соединённых па-
раллельно на первой группировке; Ra — экви-
валентное сопротивление главной цепи;
A17)
где Rz — сопротивление последовательных об-
моток генератора; RM — сопротивление после-
довательных обмоток двигателя; z — число
двигателей.
Для первого пускового положения скорость
вращения дизеля принимается равной мини-
мальной рабочей скорости вращения. По ха-
рактеристике холостого хода генератора при
данной скорости определяется по полученной
величине Е\ требуемый ток возбуждения ге-
нератора iHi и добавочное сопротивление, не-
обходимое для получения этого тока:
ц
*Ч — , — Кн. A18)
где ив г — напряжение вспомогательного гене-
ратора, от которого питается обмотка возбу-
ждения возбудителя; Rg н ~ сопротивление об-
мотки независимого возбуждения возбудителя.
На последующих положениях контроллера
сопротивление в цепи возбуждения умень-
шается до величины, необходимой для авто-
матического регулирования генератора при
полной мощности, и постепенно увеличивается
скорость вращения дизель-генератора.
Во время разгона поезда электродвижущая
сила генератора при скорости vK определяется
из равенства
' F \
' " ' к. A21)
где
— величина, выражающая в не-
котором масштабе магнитный поток тягового
Z
двигателя; гс = — — число последовательно
zi
соединённых двигателей.
АККУМУЛЯТОРНЫЕ БАТАРЕИ
где ид — напряжение цепи возбуждения; RH —
сопротивление обмотки независимого возбу-
ждения генератора.
Если обмотка возбуждения генератора пи-
тается от возбудителя, то сопротивление вклю-
чается в цепь обмотки независимого возбу-
Аккумуляторная батарея в тепловозе слу-
жит для питания вспомогательных цепей (цепь
управления, цепь освещения, моторы насосов
для подачи топлива и масла и т. п.) при не-
работающем дизеле, а также для электри-
ческого запуска дизеля.
На тепловозах применяются как свинцовые,
так и щелочные аккумуляторы.
На фиг. 88 приведены кривые заряда и раз-
ряда аккумулятора Ж-ЗЗ-Х при различных
силах тока.
В табл. 11 приведены технические данные и
размеры аккумуляторов типа Ж-33.
Таблица 11
Данные аккумуляторов типа Ж-33
Тип
Максимальный
ток в а
при
разряде
при
заряде
II:
Размеры элемента
в мм (фиг. 89)
Количество
пластин
поло-
житель-
ных
отрица-
тель-
ных
Ж-33-IV
Ж-33-VI
Ж-ЗЗ-Х
7.5
7.5
7,5
198
ЗЗо
i8
28
45
36
56
90
40
60
100
4.5
7
13
29,5
44.5
65.5
180
253
382
220
230
230
374
376

ГЛ. XX]
ВЫПОЛНЕННЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ С ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
595
Фиг. 89 показывает общий вид аккумуля-
торного элемента, применяемого на железных
дорогах Союза для освещения поездов.
В табл. 12 приведены данные секции акку-
муляторной батареи ТН-550. Секция состоит
из четырёх последовательно соединённых эле-
ментов.
Таблица 12
Данные секции аккумуляторной батареи ТН-550
Разрядный
режим
10 час . .
5 „ . .
5 мин .
Преры-
вистый . .
ток в а
Разрядный
55
95
9оо
1700
шряже-
а в в
Конечное н
ние разряд
х,8
i,8
1,5
I.»
2
к
Номинальн
кость в а-*
55°
475
IOO
Габаритные
размеры секции
в мм
Длина без
ручек
732.3
Ширина
348,2
Высота
полная
373,3
Ориентиро-
вочный вес
в кг
элемента
41
секции
184
Электрический запуск дизеля является для
тепловозной аккумуляторной батареи самой
тяжёлой нагрузкой, поэтому выбор батареи
производится глав-
ным образом по
условиям запуска
дизеля. Выбор чи-
сла элементов ба-
тареи определяет-
ся также напряже-
нием применяемых
ламп освещения.
В СССР стандарт-
ные железнодо-
рожные лампы рас-
считаны на на-
пряжение 50 в. Число элементов берут
г = 25-г26. Иногда по условиям запуска ди-
зеля принимают z = 30-f-35.
Как указывалось выше, запуск обычно
производится главным генератором, который
для этой цели снабжается пусковой сериесной
обмоткой возбуждения (фиг. 90).
Продолжительность работы батареи зависит
от силы тока при разряде.
0I23U5678
Фиг. 88. Кривые заряда и раз-
ряда аккумулятора Ж-33.
Отношение энергии отданной к энергии,
затраченной в аккумуляторной батарее, назы-
вается к. п. д. батареи:
цб = ^р рХр = 0,7 -0,75,
где тр и т3 — время разряда и заряда в часах.
Долговечность батареи определяется 400—
500 разрядами.
При разомкнутом состоянии аккумуляторы
теряют 10/0 своего заряда в сутки.
Фкг. 89. Обший вид аккумулятора Ж-33.
Нормальное напряжение элемента при раз-
ряде и = 1,8-^2,0 в. Нормальный удельный вес
раствора серной
кислоты в воде
7 = 1,16-4-1,17. Во-
обще 7=1.16-1,24.
Для обеспече-
ния надёжного за-
пуска дизеля не-
обходимо выпол-
нять следующие
условия: а) вра-
щающий момент
при включении ге- фиг ж Схема
нератора должен теля тепловоза ТЭ-1.
быть больше мо-
мента сопроти-
вления дизель-генератора в самых небла-
гоприятных условиях — при застывшей смазке
и разряженной на 70—80% батарее; б) пуско-
вой ток в момент включения должен быть
допустим для батареи; в) вращающий момент
генератора при скорости вращения, которая
обеспечивает воспламенение топлива в ди-
зеле, должен быть больше момента сопроти-
вления дизель-генератора; г) ёмкость батареи
должна быть достаточна для обеспечения 10—15
повторных пусков.
ВЫПОЛНЕННОЕ ТЕПЛОВОЗЫ С ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
Основные параметры выполненных тепло-
возов с электрической передачей приведены
в табл. 13.
На фиг. 91 показан тепловоз Ээл2-5-1 про-
изводства Коломенского машиностроительного
завода.
На локомотивной раме установлен дизель 1,
вращающий при помощи гибкой муфты 2 якорь
генератора 3 постоянного тока с независимым
возбуждением. Для возбуждения служит спе-
циальная динамомашина (возбудитель) 4, якорь
которой соединён непосредственно с валом ге-
нератора. Ток, выработанный возбудителем,
используется также для зарядки аккумулятор-
ной батареи и освещения тепловоза. Генера-
тор питает током пять тяговых электродвига-
телей 5, расположенных на движущих осях
тепловоза. Кроме движущих осей, тепловоз
имеет также бегунковые оси в двух тележках:
передней двухосной и задней одноосной. Ка-
ждый тяговой мотор с одной стороны опирается

596
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Основные параметры главнейших
Теп
Тепловоз
Год
постройки
Осевая формула
(ведущие оси
отмечены^)
Длина
между
буферами
в мм
Жёсткая
база в мм
Служебный
вес при
полных
запасах
в от
щЭЛ_] Товарно-пассажирский . . .
эЭЛ_2 товарный
эЭЛ_5 товарный
Оэл-6 маневровый
дЭЛ_з товарно-пассажирский . . .
Ээл типа 2-5-1
ВМ-20 (сдвоенный)
Тепловоз Т-16
Тепловоз ТЭ-1
Тепловоз ТЭ-2
ДА1 1000 л. с. . . ¦
ДБ 1000 л. с
Балдвин-Вестингауз 1500 л. с. . . .
Магистральный Алко B000 л. с.). .
Товарный GM 5400 л. с
Пассажирский GM 4000 л. с. ...
Товарный GM 2000 л. с
Балдвин Вестингауз 3000 л. с. ...
Фербенкс-Морзе 2000 л. с
Инджелс 1500 л. с
Французский пассажирский 4160 л. с.
1924
1924
I931
1933
1933
19зэ
1934
*939
1947
1948
1945
I946
1945
2-О0
I-40
2-50
i-ao+20-i
°-Зо+Зо-°
°-Зо +Зо-о
°-3o+3o-°
о-Зо+Зо-о
2„-20 + 20-20-J-20-20-f20-2
3+3о+3о-3
О-20+20-О
0-2o-i-a0-0
22 760
14 201
15 820
13 77O
17 850
15 710
27 2O2
13 418
16 892
23 512
17 160
17 679
17 678
32 720
58 9ОО
43 о00
22 72O
27 890
15 545
i8 008
33 000
4500
5720
5700
4220
7000
5720
45°°
3400
343°
2250
3427
39б2,
3962
4674
—
—
4674
4953
2896
4800
182
124,8
137.5
98,8
149
138
245.6
104
121,6
165
122,9
122,6
136,4
150,0
408,6
208
112,6
З
108,9
X2
Дизель
Тепловоз
Число
цилин-
дров
Диаметр
и ход
поршня
в мм
Эффектив-
ная мощ-
ность на
валу в л. с.
Вес
дизеля
в кг ****
!Св«;в
щЭЛ.1 товарно-пассажирский . . .
Э ЭЛ-2 товарный
3ЭЛ.5 товарный
ОЭЛ-6 маневровый
ЭсЭ^-втоварно-пассажирский . . . .
Ээл типа 2-5-1
РМ-20 (сдвоенный)
Тепловоз Т-16
Тепловоз ТЭ-1
Тепловоз ТЭ-2
ДА1 1000 л. с
ДБ 1000 л. с
Балдвин-Вестингауз 1500 л. с. ...
Магистральный Алко B000л. с.). .
Товарный GM 5400 л. с
Пассажирский GM 4000 л. с. ...
Пассажирский GM 2000 л. с.. . . ¦
Балдвин-Вестингауз 3000 л. с. ...
Фербенкс-Морзе 2000 л. с
Инджелс 1500 л. с
Французский пассажирский 4160 л. с
2X8
б
2X6
8
б
2X6
6
8
8
2Х б
Х
Х
2X8
2ХЮ
8
2X^X6
450/420
450/420
280/380
310/370
450/420
450/420
300/380
314/330
3I4/33O
3*7>5/33°'2
324/394
3^4/394
317.5/330,2
216/254
216/254
216/254
324/394
216/254
3i7.=/38i
Зоо " зю
380
45°/350
45°
75э
640
425
4оо
боо
74O
74O
740
б25
625
74о
8оо
8оо
8оо
б25
«so
66о
700/630
IOOO
1200/1000
1200
650
2X825
1050
2X1050
800
IOOO
2X1000
IOOO**
1000
1500
Х
4XI35O***
Х*
4Х
юоо***
2X1500**
2OJO***
1650***
Х**
; 33 o°o/33
25 OOO/25
26 890/23,3
5 200/8
и 500/14
аб 840/25,6
28 ооо/гб.б
9 650/12
15 380/15,5
15 380 I5.5
15 345/15.3
14000
15 345/15-3
/
220X2
195
196
195
i8o
175/182
170
175
700
410
405
480
410
2Х45О
6 секций
429
2X429
429,45
429-45
* Числитель — для охлаждения, знаменатель — для отопления поезда. ** Четырёхтактные дизели с наддувом. *** Двух

ГЛ. XX]
ВЫПОЛНЕННЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ С ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
597
Таблица 13
выполненных тепловозов
Л0В03
Нагрузка
на движу-
щую ось
в т
i6
18,4
19-7
18
21,3
19,6
19,725
2О
2О,3
20,6
2°.35
2О,4
22,5
36,15
27,5
_
27.5
23.25
28,2
25.5
18,5
Запас
топлива
в кг
8ооо
4000
39°°
2ООО
бооо
42OO
аХ4!2о
2000
6050
7ооо
5480
2737
3217
455°
16 33°
_
4 ооо
12 ООО
4 loo
3 4°°
7 ооо
Запас
смазки
в кг
IOOO
IOOO
800
850
500
900
2X734
348
270
360
380
740
3230
_
800
iaoo
850
535
1440
Запас
воды *
в кг
20ОО
IOOO
II2O
I20O
2000
II2D
2X1325
IOOO
945
1З00
910
1100
1232
3790
55°°
8000
—
1300
3700
3300
75°
1818
3600
Диаметр
движущих
колёс в мм
ю-о
I22O
I22O
I32O
132°
I22O
I22O
ЮдО
1°5°
Ю50
Ю1б
1067
1067
1016
1016
—
-
1016
1067
1067
1500
Конструк-
тивная
скорость
в км/час
75
5°
55
55
65
55
72
95
IOO
IOO
об
9б
96
13°
13°
—
i6o
187
105
169
130
Наибольшая
сила тяги при
скорости
тепловоза
не свыше
15 км/нас
в кг
22 ООО
15 2ОО
15 ооо
13 5°°
25 ооо
21 ООО
2О ООО
—
—
22 6ОО
27 55°
2О ООО
4о 9°9
—
IO2 I5O
49 94°
28 375
43 °°°
34 ооо
32 66о
i8 000
Касатель-
ная мощ-
ность
в л. с.
8оо
ооо
780
5°о
I2OO
82O
2X817,5
850
155°
850
8бо
I2OO
—
—
— '
-
245°
1700
I32O
283О
Удельный вес,
отнесённый
к касательной
мощности,
в кг/л. с.
214
132
171
192
121
169
43
144
1Об
144
136
-
—
—
—
-
ш
66,5
77,5
8i,o
Продолжение табл. 13
дильник
Максимальное
число оборотов
вентилятора
в минуту
I2OO
I2OO
I2OO
I2O0
IOOO
I200
1120
-
1240
IOOO
1600
-
-
—
Максимальная
подача возду-
ха в м3/час
IOO0O0
138 ооо
150 ооо
126 ООО
162 ооо
150000
12б ООО
-
150 ооо
-
-
—
Расход мощно-
сти на венти-
лятор в л. с.
6о
4°
75
5Х-3
45'7X2
-
42
20
6о
-
_
-
Максималь-
ная сила
тока в а
Зооо—1500
13°°
175°
140Э
i8oo
175°
2500
1100
135°
2000
-
1760
2X2100
Генератор
Максималь-
ное напря-
жение
в в
360-720
IOOO
75°
700
800
75°
75°
45°
870
870
870
1050
—
бэо
75°
735
Часовая мощ-
ность в кет
2X4°°
8оо
770
378
2Х510
787
495X573
73б
736
-
-
2Xl4°°
Вес генератора
и возбудителя в кг
Удельный вес, от-
несённый к часовой
мощности, в кг/квт
2X8 з°о
2О,7
14 3°°
17,9
14 5°°
18,8
7 4°°
Г9'5
2X5°°°
9,8
4,9
2Xn 8i5
14.8
4 585
6,23
4 539
6,15
-
—
Часовая мощ-
ность в кет
хоХюо
5Х'42
35°
2X233
138,9
133
265
6Х
б25
-
-
6Х47Э
Максимальное
число оборо-
тов в минуту
-
1400
i°3°
IOOO
Г35°
220 Э
220О
22OO
—
-
И4°
Мотор
Передаточное
число
. 4.625
6,14
5-75
4.75
5.8
5.75
4-31
-
4,63
4,68
4,85
3.8i
4.2O
2,82
Вес в кг
Удельный вес,
отнесённый к
часовой мощ-
ности, в кг/квт
эХз 6х>
25-4
5X3 8°°
24 ¦"
3 2OO
9,15
5Хз ооо
21,8
23,2
4X3535
-
2 5+2
22,5
—
1 i I I
-
—
тактные дизели с прямоточной продувкой. **** Знаменатель — удельный вес дизеля, отнесённый к N в кг/л,с.

598
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Фиг. 91. Продольный разрез и план тепловоза 3^2-5-1.
при помощи лап с подшипниками непосред-
ственно на ось, а с другой — подвешен на спи-
ральных рессорах к раме тепловоза. На концах
якорей моторов с обеих сторон насажены зуб-
чатые колёса с косыми зубьями, сцепленные
и кг
21000
19200
с такими же колёсами, но большего диаметра,
насаженными на ступицы движущих осей. При
помощи этой передачи тяговые моторы приво-
дят в движение колёса тепловоза. Управление
тяговыми моторами осуществляется посред-
ством контроллера 6, установленного на посту
машиниста в передней части тепловоза. Тяго-
вые моторы охлаждаются воздухом, пода-
'V*
п.с.
800
720
640
560
480
Ш
320
240
160
80
/
1
/
/
7
fT^Jxп
.—i
^2
5
^-6-1,5
750
К
\
О/мин
ч
ч
\
15 20 25 30 35 40 U5VKM/час
5 10 15 20 25 30 35 40 U5 V км/час
Фиг. 92. Сила тяги FK в зависимости от скорости при Фиг. 93. Мощность NK в зависимости от скорости при
различных подачах топлива. различных подачах топлива.

ГЛ. XX]
ВЫПОЛНЕННЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ С ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
599
ваемым вентилятором 7, который приводится
во вращение через зубчатый редуктор 8 от
конца вала возбудителя. В передней части
тепловоза расположен холодильник 9 для
охлаждения воды и масла двигателя. Воздух
засасывается снаружи вентилятором 10, при-
водимым в действие от вала двигателя посред-
ством редуктора 11 и фрикционной муфты 12.
Корпус редуктора установлен на водяном
баке 13, расположенном под секциями холо-
дильника. Всё машинное отделение тепловоза
размещено в кузове, который для удобства
монтажа сделан разъёмным. Управление осу-
ществляется по способу Вард-Леонарда.
На фиг. 92 показана зависимость силы тяги
тепловоза от скорости v км/час и подачи то-
плива а на рабочий ход поршня при постоян-
ном числе оборотов двигателя (п = 425 об/мин).
Наличие на тепловозах ограничения по
возбуждению не давало возможности исполь-
зования полной мощности двигателя при всех
конструктивных скоростях. Ограничение по воз-
буждению начинается примерно при 25 км/час,
что ясно из кривых фиг. 92. В последующих
конструкциях тепловозов ограничение по воз-
буждению было отодвинуто до скорости 45—
50 км\час. На фиг. 93 показано изменение мощ-
ности в зависимости от скорости. К. п. д. тепло-
'" О 5 10 15 20 25 30 35 W 15 Vкм/час
Фиг. 94. К. п. д. тK на ободе движущих колёс в зависи-
мости от скорости при различных подачах топлива.
воза в зависимости от скорости и подачи то-
плива о выражается кривыми фиг. 94.
Кроме ограничения по сцеплению, по мощ-
ности и по возбуждению, тепловоз имеет огра-
ничение и по холодильнику (фиг. 95). Кривые
указывают, что с повышением температуры
наружного воздуха должна уменьшаться на-
too
380
360
310
320
—
6-3,0
6=2,5-2.75
&
И—
6-2,0
\
V
6-1,5
\
\
/7-«2
\
\6-2j}
\
!\
\
|
-6*25
¦6-2,0
49
13 55 57 59 61 63 65 t0
Фиг. 95. Ограничение мощности двигателя
по водяному холодильнику в зависимости
от температуры воздуха.
грузка двигателя. Тепловой баланс тепловоза
при п = 425 об/мин и v = 25 км/час показан
на фиг. 96, где qt — потери с отходящими га-
10
1 0 2 2,5 36
Фиг. 96. Тепловой баланс
тепловоза Э^Л 2-5-1 при
п
425 об/мин и
= 25 км/час.
зами и охлаждающей водой; qd — гидромехани-
ческие потери в двигателе; qe — потери на
вентилятор; q3 + Яг + q — потери в электро-
моторах, в зубчатых передачах и в вентиляции
тяговых моторов. Не- %п
заштрихованная часть
показывает использо-
вание тепла на полез-
ную работу тепловоза
на ободе колеса.
Тепловоз ВМ-20
(фиг. 97) состоит из
двух отдельных сек-
ций, из которых ка-
ждая в отдельности
представляет само-
стоятельный тепловоз
со всем необходимым
силовым оборудова-
нием и управлением.
Секции тепловоза
связаны между собой 30
автосцепкой. У ка-
ждой секции имеется
свой пост управле-
ния, что устраняет
необходимость пово-
рота тепловоза в обо-
ротном депо.
По мощности ка-
ждая секция сдвоен-
ного тепловоза ВМ
эквивалентна тепло-
возу Ээл-2-5-1.
Особенности конструкции сдвоенного те-
пловоза ВМ: а) совместное управление двумя
дизелями с поста машиниста; б) совместная
работа электросиловой установки двух сек-
ций тепловоза; в) сблокированная схема упра-
вления.
Для надёжной и эффективной работы такого
тепловоза в сдвоенном агрегате требуется нали-
чие синхронности нагрузок и оборотов дизелей
обеих секций. Без этого условия невозможно
получить полную общую мощность тепловоза,
не рискуя перегрузить отдельные силовые уста-
новки.
Для синхронности работы электропередачи
отдельных секций тепловоза требуются одина-
ковые характеристики для всех моторов и обоих
генераторов и синхронная работа дизелей по
оборотам и по мощности.
Условие сохранения равенства оборотов
обоих дизелей вызывает необходимость бло-
кировки их управления в пути с поста маши-
ниста.
Электрическая схема тепловоза ВМ-20 по-
строена так же, как и схема тепловоза Ээл-2-5-1,
с тем лишь добавлением, что возбуждение
главного генератора каждой секции питается
от специального возбудителя, а обмотка воз-
буждения последнего в свою очередь питается
от вспомогательного генератора. Таким обра-
зом на тепловозе ВМ осуществлена каскадная
схема питания обмотки независимого возбужде-
ния главного генератора.
На фиг. 98 дана схема тепловоза 0-6
маневрового типа. По тяговой характеристике
эти тепловозы эквивалентны паровозу серии О,
почему и обозначены буквой О. На теплово-
зах Оэл-6 и Оэл-10 применён один общий

600
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
Фиг. 97. Тепловоз ВМ-20: 1 — дизель; 2 — генератор; 3 — соединительная муфта;4 — тяговые моторы;
5—секции холодильника; 6— возбудитель; 7 — контроллер управления; 8—пусковые баллоны;
9— вспомогательный насос для масла; 10 — продувка моторов; 11 — бак для набора топлива;
12 —баки для топлива.
Фиг. 98. Схема тепловоза О^^-6: 1 — двигатель внутреннего сгорания; 2 — генератор; 3— вспомогательный
генератор и возбудитель; 4 — тяговой мотор; 6 — зубчатое колесо на тяговом валу; б—ведущий шатун;
7—спарники; 8— холодильник; 9 — ящик для тормозных сопротивлений; 10 — фонарь кузова тепловоза;
11—глушитель; 12— котёл для обогревания тепловоза; 13— вентилятор для тяговых моторов; 14—мотор-компрессор;
15— вентиляторное колесо; 16—i мотор вентилятора; 17 — сиденье машиниста.

ГЛ. XX]
ВЫПОЛНЕННЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ С ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
601
тяговой мотор, расположенный на раме. Вра-
щение от мотора передаётся движущим осям
через тяговой вал шатунами, действующими
на третью ось, от которой идут спарники обыч-
ной паровозной конструкции к остальным дви-
жущим осям. Рама тепловоза листовая. По
обоим концам тепловоза имеются тележки Бис-
селя. Средние сцепные колёса безребордные.
Четырёхтактный бескомпрессорный двигатель
со струйным распыливанием топлива имеет по
два всасывающих и по два нагнетательных
клапана на каждой крышке двигателя. Водя-
ной насос приводится от электромотора. Между
На фиг. 101 показан серийный тепловоз ТЭ-1.
Установка тягового электродвигателя на тепло-
возе ТЭ-1 показана на фиг. 102.
На раме тепловоза ДБ установлен четырёх-
тактный предкамерный восьмицилиндровый
двигатель Ne = 1000 л. с. при п = 625 об/мин.
Запуск электрический, эластичность двигателя
5^5 од# Главный генератор вось-
норм
625
р
миполюсный, с независимым возбуждением, са-
мовентилирующийся. 1дл — 1060 a, U = 1050 в;
рг = 670 кет. Возбудитель со специальными
16 19
12 18 3 17 8 2 20 О
Фиг. 99. Тепловоз ДА с электрической передачей: 1 — дизель с наддувом: 2 — главный генера-
тор, з — возбудитель и вспомогательный генератор; 4 — тяговые электромоторы; 5— рама
тележки; 6 — рессорное подвешивание; 7— колёсные пары; 8 — компрессор; 9—вентилятор холодиль-
ника; 10 — секции холодильника; 11 — главная рама; 12 — пост управления; 13 — капот; 14—топливный
бак; ' 15 — воздушный резервуар; 16 — песочница; 17 — вентиляторы тяговых моторов; 18 — камера
с электроаппаратурой; 19— аккумуляторная батарея; 20 — труба для выхлопных газов.
двигателем и генератором имеется рессорная
муфта. Запуск двигателя производится от ак-
кумуляторной батареи. Тяговой мотор серие'с-
ного типа имеет независимое возбуждение для
шунтировки поля и электрического торможе-
ния. Мотор имеет независимую вентиляцию.
В тепловозах серии ДА (фиг. 99) применён
наддув Бюхи для повышения мощности двига-
теля; тепловоз ДА имеет автоматическую схему
управления, благодаря которой тяговые моторы
в зависимости от профиля пути и скорости
автоматически переключаются с последователь-
ного на последовательно-параллельное вклю-
чение и на шунтировку моторов. Запуск дви-
гателя производится от аккумуляторной бата-
реи. Тепловоз ДА имеет две основные тележки
и шесть тяговых моторов.
Тяговая характеристика тепловоза Д пред-
ставлена на фиг. 100. В системе управления
тепловозов ДА предусмотрена езда по системе
многих единиц с управлением из одного
поста.
полюсами, имеющими встречную обмотку. Тяго-
вые электромотс ^ы сериесные, с независимой
вентиляцией.
Передаточное
68 . о„
число i = jj =4,86.
Подвешивание
электродв игателе й
трамвайное. Схема
тепловоза ДБ пока-
зана на фиг. 103,
тяговая характери-
стика - на фиг. 104;
поперечные разре-
зы тепловоза ДБ
даны на фиг. 105.
Американская
практика построй-
ки мощных тепло-
возов основана главным образом на при-
менении принципа сочленения машин, при ко-
тором соединяются в один локомотив несколько
20 30 40 50Vkm/4gc
Фиг 100 Тяговая характери-
стика тепловоза Д ¦

О
^4-24 6 43 \TpJ2 «
22 „21201719 16 18 15 34 33
/- mgz
31 7 8 9 28 23
Фиг. 101. Серийный тепловоз ТЭ-1 с электрической передачей: 1 — дизель, 2— главный генератор; 3 — воздушный компрессор; 4—вспомогательный генератор;
5—кабина машиниста; 6 кабина приборов электроуправления; 7—контроллер; 8—кран машиниста воздушного тормоза; 9 — кран вспомогательного тормоза;
10 — аккумуляторная батарея; 11 — турбовоздуходувка; 12 — выхлопная труба дизеля; 13—всасывающий коллектор дизеля; .74 — колпаки над крышками дизеля;
75 холодильник' 16 вентилятор холодильника; 17 — место для компенсационного бака водяного охлаждения; 18—верхние жалюзи; 19—гибкий привод вентиля-
тора; 20 фрикционная муфта вентилятора; 21 — масляный фильтр; 22 — тяга верхних жалюзи; 23—вентиляторы тяговых двигателей; 24—вспомогательный
топливный насос; 25 нижний топливный бак; 26 — верхний топливный бак; 27 — сигнал; 28 — калорифер отопления кабины машиниста; 29 — главные воздушные
резервуары- 30 — инструментальный ящик и сиденье помощника машиниста; 31 — сиденье машиниста; 32 — ступени площадки тепловоза; 33—барьер площадки;
' 34 — бункер передней песочницы; 35 — бункер задней песочницы.

ГЛ. XX]
ВЫПОЛНЕННЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ С ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
603
— 940
по А В
507 ^
521,5-
-634-
Средняя линия тележки
no EF
-Hi
Фиг. 102. Установка тягового
электродвигателя на тепло-
возе ТЭ-1: / — тяговой
Электродвигатель; 2— ведущее
колесо; 3 — ось ведущей
колёсной пары; 4 — корпус
люлечного подшипника;
5 — упоры для упругого под-
вешивания; 6 — ведомое зубча-
тое колесо (большое); 7—ко-
жух зубчатой передачи;
8 — коллекторные люки.
FPPPPfPPi
3 2 ч 19 id 12
I I I \
8 11 9
-J8 -JD
noEF
17687
Фиг. 103. Схема тепловоза Д^: 1 — двигатель внутрен-
него сгорания; 2 — главный генератор; 3 — вспомогатель-
ный генератор и возбудитель; 4 — компрессор с холо-
дильником; 5 — вентилятор с приводом; 6 — секции хо-
лодильников; 7 — тяговые двигатели; S — рама тележ-
ки; 9— рессорное подвешивание; 10—колёсная пара;
11 — главная рама; 12 — пост управления; 13 — передняя
часть кузова; 14 ¦—• бак для топлива; 15 — воздушные
резервуары; 16 — песочница; 17 — котёл для обогрева;
18 — вентиляторы тяговых моторов; 19 — электроаппара-
тура; 20 — аккумуляторная батарея.

G04
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
вполне одинаковых машин — две, три или че-
тыре, причём управление таким локомотивом
производится с одного поста.
Тепловозы GM с двигателем Винтона полу-
чили широкое распространение на железных
дорогах США для
F N обслуживания пас-
сажирских и грузо-
вых поездов. Те-
пловозы строятся
отдельными сек-
циями мощностью
Ne= 1350 л. с. Ка-
ждая секция может
работать самостоя-
О
кг
28000
24000
200СЮ
16000
12000
8000
4000
J
ft
'¦' »
r
1 +^
1 1
1
—^
_
——
V
ПС
700
600
500
тельно. Обычно
эти секции соеди-
О
10 20 30 40 50 60\/км/час няются по две, три,
четыре единицы,
Фиг. 104. Тяговая характери- образуя тепЛОВОЗЫ
стика тепловоза ДБ. МОЩНОСТЬЮ 2700,
4050 и 5400 л. с.
Основная единица секции представляет ло-
комотив с осевой формулой 0-20-20-0, с нагруз-
кой на ось 26 т. На фиг. 106
представлена половина четы-
рёхсекционного тепловоза.
Дизель Winton V-образный.
16-цилиндровый, /V^= 1350 л. с.
при п =¦ 800 об/мин.
С дизелем соединён гене-
ратор постоянного тока на
напряжение 600 в, который
питает четыре тяговых мо-
тора.
Электрическая схема
управления тепловоза позво-
ляет иметь следующие рабо-
чие группировки моторов:
1) последовательно-парал-
лельное соединение с пол-
ным полем; 2) последова-
тельно-параллельное соеди-
нение с ослабленным полем;
3) параллельное с полным
полем; 4) параллельное с
ослабленным полем.
На тепловозе GM в отличие от всех пре-
дыдущих тепловозов (за исключением Оэл-7)
введено регенеративное торможение.
Эти тепловозы возят поезда весом до 4000 т
со средней технической скоростью 47 км/час.
Тепловоз Болдвина имеет два двигателя в
одном кузове общей мощностью 3000 л. с.
Осевая формула 2-40+4q-2. Схема такого те-
пловоза с основными размерами показана
на фиг. 107. Конструктивная скорость v =
= 180 км/час. В эксплоатации скорость огра-
ничивается v = 137 км/час.
Рама четырёхосной моторной тележки это-
го тепловоза показана на фиг. 109.
На фиг. 108 показан тепловоз мощностью
2080 ¦ 2 = 4160 л. с. с двигателем МАН или
Зульцер.
Двигатель двухрядный, шестицилиндровый,
с двумя валами и с наддувом по типу Рато.
Запуск двигателя электрический. Электри-
ческая схема Леонарда имеет ту особен-
ность, что величина возбуждения главного
генератора тесно связана со скоростью тя-
говых моторов, так как возбудительная ди-
Фиг. 105. Поперечные разрезы тепловоза

42 41 НО Я
м ля
7 4 18
19 20 17 5 б 12 11 15 32
t ' ! / / . ., /, /, 1 L.
21 12 1122 23 24 8 7 5 26 27 28 5 10 9 25 11 12 1 21
«-An, .,'. f , i t—I— I 1—II л. __* i_i i i {'{,,'
15 11.13 16 6 5
t 7 29 31 12 it 30 3U 33
Фиг. 106. Схема тепловоза GM мощностью 5400 л. с, который состоит из четырёх секций: / — двигатель мощностью 1350 л. с; 2—главный генератор; .3 — вспомога-
тельный генератор; 4 — воздушный компрессор; 5—муфта; 6—привод вентилятора; 7—вентилятор тягового двигателя; 8—водяной бак и холодильник масла; 9—наполнитель
масла; 10—масляный фильтр; 11 — наполнитель песка; 12 — резервуар с песком; 13 — сиденье; 14 — управление (водитель); 15 — ручной тормоз; 16 — инструментальный ящик;
17— высоковольтный шкаф; 18 — низковольтный шкаф; 19— шунтовое сопротивление мотора; 20— шунтовые сопротивления генератора; 21—труба топливного бака с оградительной
сеткой от пламени; 22—топливный фильтр; 23— топливный насос: 24— шит управления двигателем; 25— нагрузочный реостат и щит сопротивления; 26 — батарея; 27—распреде-
лительный шкаф; 28—паропроводы; 29 - бак для очистки воды; 30 — паровой котёл и управление; 31 — водяной бак парового котла; 32— уборная; 33 — главный воздушный ре-
зервуар; 34— оборудование пневматического торможения; 35— привод тахометра; 36—система охлаждения входящего воздуха; 37 — жалюзи; 38 — вход воздуха в машинное отде-
ление; 39 - тормозные реостаты; 40 — указатель уропня топлива; 41 - наполнитель топлива; 42 — аварийное выключение топлива.

Bud по стрелке А
— 3200
Ш
— 2159
-зш
2372b
-27890-
10
J\
«I ,ц
1 'пппппппп
_1 -I х i-
ЗДИ
Фиг. 107.Схема тепловоза Болдвин Л^е — 2-1500=3000 л. с. при я=625 об/мин: / — двигатели внутреннего сгорания; 2 — наддувочные агрегаты; 3 — топливный бак; 4— водяной
бак; 5 — трёхцилиндровые воздушные компрессоры; 6 — всасывающие фильтры; 7 — воздушные резервуары; 8 — секции холодильников; 9 — главные генераторы; 10 — аккуму-
ляторная батарея; 11 — вентиляторы тяговых моторов; 12 — камеры электроаппаратуры; 13 — песочницы; 14 — пост управления; 15 — отопительный котёл; 16 — кожухи вен-
тиляторов холодильника.

7 в Ю 16 П
12 18
Фиг. 108. Общий вид и план секции тепловоза Ne — 2 . 2080 = 4160 л. с. типа 2-30-2 + 2-30-2: 1 — двухрядный шестицилиндровый четырёхтактный двигатель с
наддувом; й—наддувочный агрегат; 3 — картер для зубчатой передачи к генератору; 4 — главный генератор; 5 — вспомогательный генератор; 6—тяговые
моторы; 7—радиаторы холодильника; 8 — бак для воды; 9—водяной насос с мотором; 10—моторы вентиляторов; // —баки для топлива; 12—аккумуляторная
батарея; 13 — камера для электроаппаратуры; 14 — вентилятор для охлаждения моторов; 15 — компрессор с мотором; 16 — резервуары для воздуха; 17 — выхлопная
труба; 18 — регулятор нагрузки двигателя; 19 — контроллер.

608
ТИПЫ ТЕПЛОВОЗОВ
[РАЗД. IV
намомашина работает от оси тележки те-
пловоза.
Тяговые двигатели жёстко связаны с ра-
мой дизель-электрической группы. Вращающий
момент передаётся оси при помощи двух зуб-
чатых колёс, находящихся в зацеплении с двумя
колёсами, наглухо сидящими на полом валу,
сквозь который проходит ось тепловоза с ра-
диальным зазором 40 мм. Привод каждого
Фиг. 109- Рама четырёхосной моторной тележки.
колеса производится по типу AEG или Сеше-
рона.
Каждая тележка соединена с рамой тепло-
воза центральным шкворнем и имеет боковое
перемещение до 2 • ПО мм с возвращающими
рессорами.
Нагрузка на тележку передаётся боковы-
ми скользунами с горизонтальными башма-
ками и чашками. Требующийся для тормо-
зов сжатый воздух подаётся двумя компрес-
сорами, каждый из которых подаёт 1,9 m3jmuh
воздуха и сжимает его до 8 ати.
Характеристика тепловоза показана на
фиг. ПО.
3200
3000
Л 7800
\700
803
Y6Q0
500
400
300
200
60 80 ШО 120 v км/час
О
Фиг. 110. Характеристика тепловоза Ne = 4160 л. с. для
часовой мощности. Мощность, расходуемая на вспомога-
тельное оборудование,— 250 л. с. Располагаемая для ра-
боты мощность N =3910 л. с: Л — полная сила тока
главного генератора; /2 — шунтированная сила тока глав-
ного генератора; Ui — напряжение полного поля; U а— на-
пряжение шунтированного поля; т)°/0 — к. п. д. генера-
тора, моторов и зубчатой передачи.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Алексеев А. Е., Тяговые электродвигатели, Транс-
желдориздат, 1938.
2. Добровольский В. А., Детали машин. Машгиз,
1939.
3. Добровольский Н. А., Сборник Тепловозной
комиссии, Транспечать, 1930.
4. Зюберкрюб М., Тяговые передачи, Госжелдориз-
дат, 1933.
5. Курбатов С. И., Богоявленский В. Н.,
Электрическая передача тепловозов, ОНТИ, 1937.
6. М а л ы ш е в В. А. и др., Тепловоз Э^Л 2-5-1, Ред-
бюро Трансмаш, 1936.
7. Минут С, Труды МВТУ, кафедра тепловозострое-
ния, вып. 43-44. ОНТИ. 1938.
8. Н а х о д к и н М. Д., Тяговые электродвигатели, Транс-
желдориздат, 1935.
9. Петрусевич А. И.. „Вестник машиностроения"
№ 1, 1942
10. П о и д о А. А. и др., Тепловозы ДА и Д^ , Желдор-
игдат, 1941.
11. Р е ш е т о в Л. Н„ Корригирование эвольвентных за-
цеплений. ОНТИ, 1935.
12. С е м и ч а с н о в И. Ф., а) Одноступенчатые преоб-
разователи момента, Сборник трудов КМММИ им. Бау-
мана № 1, 1941; б) Турбопередачи тепловозов, Машгиз,
1948.
13. Степанов А. Д., Тепловозы и автомотрисы с элек-
трической передачей, Госэнергоиздат, 1915.
14. X о х л о в Т. Н. и Рудая К. И., Паспорт тепло-
воза ДА . Желдориздат, 1948.
15. Ш е л е с т А Н., Тепловозы, „Техническая энцикло-
педия", т. 22, ОГИЗ, 1933.
16. Я к о б с о н П. В., Тепловоз. ОГИЗ. 1932.
17. „Diesel Railway Traction", 1938—1946.
18. „Diesel Power", апрель 1946.
19. „Railway Age" № 1, 1943.

Глава XXI
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
ТЕПЛОВОЗЫ НЕПОСРЕДСТВЕННОГО
ДЕЙСТВИЯ
Принцип действия
Тепловозы непосредственного действия ха-
рактеризуются постоянным сцеплением двига-
теля с ведущими колёсами в период работы.
Это сцепление осуществляется различными
способами. На фиг. 1, а показано сцепление
двумя кривошипами по концам коленчатого
вала двигателя, соединёнными шатунами с
кривошипами ведущих осей.
С целью устранения добавочных сил и мо-
ментов коленчатый вал двигателя располагают
на линии центров сцепных осей или по линии
центров ставят тяговой вал, соединяющийся
Фиг. 1. Схема сцепле-
ния двигателя с колёса-
ми в тепловозе непос-
редственного действия.
с валом двигателя шату-
нами или зубчатыми ко-
лёсами (фиг. 1, б).
На фиг. 1,в показана
передача при вертикаль-
ном расположении дви-
гателя.
Основным требовани-
ем для тепловозов не-
посредственного дейст-
вия является наличие
дополнительного пуско-
вого устройства для
разгона поезда до скорости, обеспечивающей
надёжность вспышки топлива в главном дви-
гателе тепловоза.
В качестве такого пускового устройства
применяют добавочный дизель-компрессор с
большим количеством баллонов со сжатым
воздухом или паровой котёл, обогреваемый
теплотой отработавших газов главного двига-
теля, а на стоянках — за счёт сжигания доба-
вочного топлива.
Мощность дополнительного дизель-ком-
прессора составляет 10—25% от нормальной
мощности главного двигателя. С уменьшением
мощности дизель-компрессора необходимо
увеличить объём баллонов со сжатым возду-
хом.
39 Том 13
Выполненные тепловозы
непосредственного действия
Схема пассажирского тепловоза с двухтакт-
ным дизелем простого действия Зульцер по-
казана на фиг. 2, основные параметры его
даны в табл. 1.
Давление пускового воздуха 50 ати, про-
дувочного— 1,4 кг/см*
Таблица 1
Основные параметры тепловозов
Параметры
Осевая формула
Главный двухтактный дви-
гатель:
число цилиндров ....
диаметр цилиндров йъмм
ход поршня s в ми . . .
наибольшее число оборо-
тов в минуту
расчётное эффективное
давление в кг/см3 ....
Мощность в л. с
Вспомогательный двухтакт-
ный двигатель:
число цилиндров ....
диаметр цилиндра d в мм
ход поршня s в мм . . .
наибольшее число оборо-
тов в минуту ......
наибольшая мощность
Длина между буферами в мм
Колёсная база в мм ....
Жёсткая база в мм ....
Диаметр колёс в мм:
поддерживающих ....
Вес в т:
полный
Нагрузка осей в от:
сцепных
поддерживающих ....
Конструктивная скорость
Объём пусковых баллонов
Запас топлива в т
Зуль-
Цер
3-2-2
4
380
55°
275
—
95°
3
3°5
380
35°
25°
i6 боо
is 70O
3 боо
I ПКО
* / э
I ООО
95
17.Ч
/' о
15.°
IOO
4
Теплово
Ансаль-
ДО
2-3-2
6
48о
2X3°°
3°о
3,7
I IOO
—
—
—
—
7О
/
14 2ОО
ю 75°
4 loo
I Q7O
* о/
о8о*
84
45
1^
13
75
3,6
1,2
3
Дейтц
2-2-2
3 **
Збо
боо
33°
_
7OO*S*
24O
43°
_
—
_
8о
о4
* /
Г1<5
НО
2
* Задних 1100.
** Двигатель двойного действия.
*** Мощность тепловоза на крюке 600 л. С,
**** Двигатель четырёхтактный.

610
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 2. Схема тепловоза непосредственного действия 2-2-2 Зульцер: 1 — главный двигатель; 2 — продувочные насосы;
3 — вспомогательный дизель-компрессор; 4 — пусковые воздушные резервуары; б — резервуары для воды, нефти
и масла; 6 — выхлопной горшок.
Сила тяги тепловоза при p-t — 8 кг\см"* вы-
ражается кривой F к (фиг. 3). Сила тяги при
Pi — 10,4 кг/см3 показана кривой FK. При ис-
пользовании воздуха вспомогательной дизель-
компрессорной установки для наддува в период
сгорания топлива общая сила тяги выразится
кривой f"k. Сопротивление поезда в 38 осей
общим весом Р -\- Q = 475 т на горизонтали
(ге>0=0) и на подъёмах /о/оо выразится кривыми
фиг. 3. Пересечения FK с Wq согласно основ-
ному уравнению движения поезда дают уста-
новившиеся скорости на соответствующих
участках. Так, данный состав тепловоз мог
вести на горизонтальных участках со скоро-
стью i> = 75 км/час, на затяжном подъёме
/ = 8°/оо со скоростью V— 15 км\час с макси-
мальной перегрузкой двигателя и с использо-
ванием дополнительной дизель-компрессорной
10 20 30 kQ 50
90 v км/час
Фиг. 3. Тяговая характеристика тепловоза Зульцер с поез-
дом весом 475 от: FK -при нормальной нагрузке двигателя
(р I =8 k?/cjh2); F — при перегрузке двигателя на 30%
{р I = 10,4 «г/еж2); FK— при добавочной нагрузке от вспо-
могательной машины (pi = 11,3 кг/см3).
установки. Разгон поезда ещё труднее. На го-
ризонтальном участке поезд может развить
скорость 75 км/час через 7'56" (фиг. 4),
пройдя путь 6,24 км.
Из сравнения мощностей тепловоза и па-
ровоза серии Ку (фиг. 5) видно, что они экви-
валентны при скорости v х 100 км\час\ при
малых скоростях мощность тепловоза недоста-
точна. Из фиг. 5 видно, что: 1) мощности дви-
гателя в тепловозах непосредственного дей-
ствия не могут служить критерием в сравни-
тельной оценке с паровозом; 2) работа тепло-
воза в пути носит неустойчивый характер;
3) тепловоз типа Зульцер непригоден для
частых остановок поезда.
На фиг. 6 показана схема тепловоза
Ансальдо, построенного в Италии в 1926 г. [5].
Основные параметры тепловоза Ансальдо
приведены в табл. 1.
(мин
Фиг. 4. Время и пройденный путь за период разгона
поезда.
Продувочные компрессоры выполнены i
виде двухцилиндровой машины, служащей i
для разгона поезда. Сжатый воздух подаёте

ГЛ. XXI]
ТЕПЛОВОЗЫ НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ДЕЙСТВИЯ
611
к машине из ресивера, в котором поддержи-
вается постоянное давление редукционным
вентилем. В резервуар воздух подаётся из 36
баллонов ёмкостью 3,6 мъ. Для наполнения
баллонов служит компрессор высокого давле-
ния рк = 120 кг/см2, цилиндры которого уста-
новлены на передних крышках продувочных
Н„а.с
WOO
800
600
400
200
V
-7
f
i
¦ -\,
//
i/
/
/^
X
A
//
*3*
~~—
v''a
•
V
' /
/
к
/
1—-—л
/
7
[с
20
60
80 v км/час
Фиг. 5. Сравнение тепловоза Зульцер с эквивалентным по
мощности паровозом: Л^— нормальная мощность (pi =
«=8 кг/см*); дг^ — при перегрузке 30% (p^lOA кг/см?);
Nк — при добавочной нагрузке от вспомогательной ма-
шины (pi = 11,3 кг/см1).
насосов. Переход на топливо происходит при
v = \0 км/час. Через 3 км пробега компрес-
сор наполняет баллоны. Холодильники поста-
влены по обоим концам тепловоза. Сила тяги
и мощность тепловоза показаны на фиг. 7.
Схема тепловоза непосредственного дей-
ствия 2-2-2 Дейтц показана на фиг. 8. Основ-
ные параметры тепловоза Дейтц приведены
в табл. 1.
Крайние цилиндры работают на вторую
движущую ось, внутренний цилиндр наклонён
и работает на первую коленчатую ось. Рабо-
чие цилиндры продуваются при помощи воз-
духодувок Рута, подвешенных к задней те-
лежке подобно тяговым моторам.
Распределительный механизм управляет
подачей воздуха в передние и задние полости
цилиндров в зависимости от скорости. Распре-
делительный вал приводится от второй дви-
жущей оси при помощи двух конических пе-
редач и карданного вала.
Вспомогательное оборудование состоит из
трёхцилиндрового четырёхтактного двигателя,
трёхступенчатого компрессора, генератора и
водяного насоса; привод — от вспомогательного
двигателя. Холодильник для главного двига-
теля помещён впереди, для вспомогательного —
сзади тепловоза. Для сжатого воздуха имеются
баллоны ёмкостью 2 м3. Разгон тепловоза с
поездом совершался сжатым воздухом, в ко-
торый впрыскивалось определённое количество
топлива, зажигаемого особой свечой. Несмотря
на все предосторожности, при работе получа-
лись пропуски в зажигании и как следствие это-
го повышение давления в цилиндрах двигателя.
Для получения равномерной силы тяги при
разгоне поезда и избежания чрезмерных на-
пряжений в движущем механизме впуск воз-
духа пониженного давления производится в
цилиндр до поворота кривошипа на 100°.
С увеличением числа оборотов колёс тепловоза
впуск воздуха постепенно уменьшался, и при
п = 250 -f- 260 об/мин двигатель переходил на
нормальную работу. Среднее индикаторное да-
вление изменялось по кривой pi (фиг. 9). Всё
это возможно при идеальной работе топлив-
ной системы всех полостей цилиндров.
При выходе из строя одного из цилиндров
равномерность работы других цилиндров на-
рушается, что влечёт колебание вращающего
момента и силы тяги. Неустранимая игра в
зубчатой передаче к нефтяному насосу может
изменять дозировку топлива, что поведёт к
колебанию величины крутящего момента.
На фиг. 10 показан двигатель, предложен-
ный в 1914 г. проф. В. И. Гриневецким [4].
6 Двигатель представляет собой
трёх цилиндровую машину. Воздух,
сжатый в цилиндре 7, дожимался
в цилиндре 2, куда вводилось то-
пливо и производилось частичное
расширение газов. В цилиндре
Фиг. 6. Схема движущего механизма тепловоза Ансальдо: / — двигатель; 2 — воздушный цилиндр^;
3 — золотниковая коробка; 4 — кулисный механизм; 5 — компрессор высокого давления; 6 — трёхплечий
балансир; 7 — шатуны; 8 — тяговой вал.

612
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
7 5
3 8 7,
,оо 9
1
a >]
Та
1
-is»
1——
10
О 50 100 НО 200 250поб/ми>
0 W 20 30 40 50 60•v км/vac
Фиг. 7. Характеристика тепло-
воза Ансальдо. -j
Фиг. 8. Схема тепловоза непосредственного действия 2-2-2 *иг' ^- Пусковая диа-
Дсйтц: 1 — дизель; 2 — воздуходувка; 3 — топливный на- грамма в зависимости
сое; 4 - вспомогательный дизель; 5 - компрессор; 6— °* оборотов ведущего
вспомогательный генератор; 7 — охлаждающая установка; колеса.
8 — выхлопной горшок; 9—воздушный баллон; 10 — охла-
ждение поршней; 11 — резервуар для топлива.
Фиг. 10. Двухтактный двигатель проф. В. И. Гриневецкого, трёхцилиндровый, двои-юго
действия, двойного расширения и реверсивный: /—воздушный цилиндр; 2 — сожигательный
цилиндр; 3 — расширительный цилиндр.
80 100 v км/час
Фиг. 11. Сравнение сил тяги тепловоза В. И. Гри-
невецкого и паровоза серии Ку: FK — при нор-
мальной нагрузке (pg = 4,5 кг/см*); Fк — при
перегрузке 25%; F — при перегрузке 505/0;
Г —при перегрузке 75%.
А
/
1
г?
f\
р,
У /
/
—
/
К'
S
\/
/
/
К
1—¦¦
г
/
V
/
\/
/
У
¦<
У4
"к
г=10
W 20 30 Ь0 50 60 70 80 90 100 У км/час
Фиг. 12. Сравнение мощностей тепловоза В. И. Гри-
невецкого и паровоза серии К^: NK — при
нормальной нарузке (п <= 4,5 кг/см1); ЛГ — при
в к
перегрузке 25%; NK — при перегрузке 50%;
in
NK —при перегрузке 75%,

ГЛ. XXI]
ТЕПЛОВОЗЫ С МЕХАНИЧЕСКИМ ГЕНЕРАТОРОМ ГАЗОВ
613
3 газы расширялись до атмосферного давле-
ния и выпускались наружу. Цилиндры J и 3
имеют кривошипы, расположенные под углом
~ 90D, что должно облегчить разгон тепло-
воза сжатым воздухом из баллона. При реверсе
расширительный цилиндр становился воздуш-
ным, а воздушный — расширительным.
В период 1914—1916 гг. проф. В. И. Гри-
невецким при участии инж. В. М. Ошуркова
разработаны товарный и пассажирский тепло-
возы непосредственного действия 2-3-2.
Тепловоз с каждой стороны имеет по од-
ному трёхцилиндровому двигателю, действу-
ющему на оси колёсных пар, с кривошипами
350 мм. Диаметры цилиндров 600, 230 и 600 мм
при общем ходе поршней s = 720 мм. Вспо-
могательный дизель-компрессор двухцилин-
дровый, N = 250 л. с. Объём пускового резер-
вуара 60 м3. Сила тяги пассажирского тепло-
воза FK = 4050 кг.
Сравнение тепловоза проф. В. И. Грине-
вецкого с паровозом Ку по силе тяги пока-
зано на фиг. 11, а по мощности — на фиг. 12.
При высоких скоростях тепловоз при нор-
мальной нагрузке мощнее паровоза серии Ку •
ТЕПЛОВОЗЫ С МЕХАНИЧЕСКИМ
ГЕНЕРАТОРОМ ГАЗОВ
Принцип действия
Принцип действия тепловоза с механическим
генератором газов состоит в следующем.
Двигатель внутреннего .сгорания, работая со-
вместно с компрессором, образует механиче-
ский генератор газов, который свою энергию
в виде продуктов сгорания высокого давле-
ния и температуры, соответствующей пере-
гретому пару, подаёт в газовый ресивер,
откуда газ расходуется поршневой или турбо-
машиной.
Давление и температура газов особым
регулятором поддерживаются постоянными
независимо от их расхода.
Для осуществления этого генератора мож-
но использовать любой двигатель, работающий
на произвольном топливе и по любому
циклу.
Механический генератор системы
А. Н. Шелеста
На фиг. 13 показана схема тепловоза си-
стемы А. Н. Шелеста. Воздух, сжатый в ком-
прессоре 1 до давления рн, подаётся в ре-
сивер 2, откуда в период всасывания проте-
кает в цилиндр сгорания 3 и заполняет весь
полезный объём его по линии ага (фиг. 14).
В н. м. т. цилиндр сгорания разобщается от
ресивера, и воздух сжимается по линии ас.
В точке с вводится топливо. Происходит сго-
рание (Zj) и дальнейшее расширение {ze) газов.
При давлении рг газы выталкиваются по линии
Г\Г в ресивер 4, откуда поступают в нижнюю
рабочую машину 5, которая может быть порш-
невого или турбинного типа. В в. м. т. откры-
вается всасывающий клапан цилиндра сгора-
ния, и вновь начинается описанный про-
цесс.
Избыточная площадка индикаторной диа-
граммы цилиндра сгорания идёт на работу
зарядного компрессора, на механические и ги-
дравлические потери в генераторе.
Если процесс осуществляется по двухтакт-
ному циклу, то индикаторная диаграмма ци-
г
Фиг. 13. Схема тепловоза системы А. Н. Шелеста: 1— за-
рядный компрессор; 2 — ресивер наддувочного воздуха;
3 — цилиндр сгорания; 4—ресивер продукта сгорания;
5 — рабочая машина; 6 — выпускная труба.
линдра сгорания аналогична индикаторной диа-
грамме нормального двигателя, осуществляе-
мой при высоком давлении продувки рн
(фиг. 15).
Если генератор предназначен для обслужи-
вания существующих машин, то зарядка ци-
линдра сгорания
получается при по-
ниженном давле-
нии рн (фиг. 16),
вследствие чего
давление выталки-
ваемых газов рн
будет значительно
выше, чем по фиг.
14 и 15. Особым
регулятором тем-
пература и давле-
ние газа поддер-
живаются постоян-
ными при перемен-
ном числе оборо-
тов генератора, ав-
томатически по-
полняя расход га-
за, потребляемого
машиной. Предо-
хранительный кла-
пан на ресивере 4
(фиг. 13) позволяет
не останавливать
Фиг. 14. Схематическая диа-
грамма цилиндра сгорания по
четырёхтактному циклу.
Р
Дтм. пиная
Фиг. 15. Схематическая диа-
грамма цилиндра сгорания по
двухтактному циклу.
генератор на ко-
ротких стоянках,
что упрощает уход
за генератором.
Новый принцип работы был установлен авто-
ром в 19L г. (английский патент № 5381/14
и русский патент № 28189, 1915 г.).
Тепловой расчёт цилиндра сгорания генера-
тора производится подобно расчёту двигателя
внутреннего сгорания, у которого внешнее
давление р$ и температура То соответствуют
давлению и температуре сжатого воздуха в
ресивере (см. ЭСМ, т. 10, гл. I).
При давлении выхлопных газов рг = 6 ата
и двухтактном процессе температура сгорания
изображается кривой Тz К в зависимости от

614
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
избытка воздуха а (фиг. 17). Соответственно
изменяется pt.
Задаваясь произвольными размерами ци-
линдра сгорания, например, d=220 mm, s —
= 300 мм, п — 750 об/мин, е = 9, подсчиты-
вают его мощность Nep, которая должна рав-
няться мощности зарядного компрессора NK.
Пересечение Nep с Nк указывает, при каком
а получается равенство работ. В рассматри-
ваемом случае а = 2,6.
Так как на продувку и зарядку цилиндра
сгорания компрессор должен сжать <~ 1,5
объёма рабочего цилиндра сгорания, то с 1 «г
нефти получается Gp = 57,0 кг
газов. По тепловому расчёту
рабочей машины (фиг. 18) оп-
ределяют температуру газов,
входящих в машину (^«500° С)
и выходящих из неё (/2~200° С),
секает кривую NK при а>2,6, или при том
же а получается Ner^>NK. Разность Ner—NK
можно использовать на сжатие добавочного
воздуха, что повысит количество G2, прихо-
дящихся на 1 кг топлива, или же рабочая
машина и цилиндр сгорания генератора дол-
жны работать на общий вал, вследствие чего
двигатель имеет высокий наддув. Механиче-
ский генератор газов можно использовать для
реактивных установок. Генератор, работающий
четырёхтактным циклом, даёт лучшие показа-
тели (см. штрихпунктир Д/е4 и т^на фиг. 18).
На фиг. 19 представлен опытный генератор
Тг'К
2400
2200
2000
р
h г
f—ч
W
\ \
\ \
\ \
л
а, \
woo
Nn.c
500
400
WO
Ч>^<? 200
г,. WO
\
ч
1
/"ег
——.
--—
Фиг. 16. Схематическая диаграмма
цилиндра сгорания по четырёхтакт-
ному циклу с повышенным давле-
нием выхлопа.
60
50
40
30
20
p&L,
•см*
20
15
10
1.0 7.5 2.0 2.5 3.0а
Фиг. 17. Основные параметры
расчёта цилиндра сгорания
в зависимости от избытка воз-
духа.
50
45
40
Цл?- 35
500 г 30
500
Ш
300
200
Ю0 - 5
N
К
ч
ч
ч
\
^,-—
^^
/Л
NT
¦¦-—
ГС
700
500
№
1.0 1.5 2.0 2,5 3.0а
Фиг. 18. Основные параметры рас-
чёта рабочей машины в зависимости
от избытка воздуха.
при адиабатическом расширении. При порш-
невой рабочей машине необходимо tx пони-
зить до 400° С, что достигается впрыскиванием
воды.
Теплосодержание газов, располагаемое для
работы в идеальной машине,
/х — /2 = ср {t] —12) = 78,0 ккал\кг.
Расход газа в реальной машине
g = — — = 10,6 чг\э. л. с. 1.
Расход топлива
ge == -gj-Q = 0,186 кг/э. л. с. ч.
100 = 34,0%.
К. п. д. установки
632
0,186-104
Зная расход топлива на 1 э. л. с. ч. и общий
часовой расход, можно определить мощность,
развиваемую рабочей машиной, Ne2 = 240э.л.с.
Следовательно, цилиндр сгорания мощностью
Ne = 240 л. с. приготовляет газ для рабочей
машины приблизительно той же мощности.
С уменьшением а возрастает мощность рабо-
чей машины, включая и избыточную мощность
цилиндра сгорания, до Ne2 = 600 э. л. с. К. п. д.
установки при этом мало изменяется, доходя
до t]e2 = 32и/0 при а =1,0. Для повышения т]е2
(фиг. 17) необходимо уменьшить работу ком-
прессора NK. В этом случае кривая Ne пере-
системы А. Н. Шелеста, построенный в 1924—
1926 гг. Поршень генератора двухступенчатый;
нижняя часть служит для зарядного компрес-
сора, верхняя — для цилиндра сгорания. Диа-
метр цилиндра d = 380/630 мм\ ход поршней
5 = 450 мм\ вспомогательный компрессор d =
= 85/220 мм\ ход поршней s — 200 мм.
Вспомогательный компрессор спроекти-
рован для шестицилиндрового генератора.
Всасывающий клапан нормальной конструкции
снабжён уплотняющим металлическим сальни-
ком, выпускной клапан — уравновешивающим
поршеньком, назначение которого — разгру-
зить клапан в период его открытия при высо-
ких давлениях (фиг. 20).
Клапан и его корпус имеют надёжное охла-
ждение. На фиг. 21 показаны индикаторные
диаграммы механического генератора.
Схема тепловоза с механическим генера-
тором газов системы А. Н. Шелеста изображена
на фиг. 23. Нормальная мощность ./VK=1000 л. с;
сила тяги на ободе колеса FK = 5400 кг при
г/ = 50 км/час; к. п. д. ч\д — 30—36%. Меха-
нический генератор газов можно осуществить
с газовой турбиной [8, в]. Газовая турбина /
(фиг. 22) приводит в действие поршневой или
турбокомпрессор 2, нагнетающий воздух в
камеру сгорания 3. Продукты сгорания пере-
ходят во вторую половину камеры сгорания,
где смешиваются с холодным сжатым возду-
хом, вследствие чего понижается температура
газов до требуемой величины. Охлаждённый
газ поступает в расходный резервуар 4, оттуда
в цилиндры локомотива 5 и частично в газо-
вую турбину 7. Подобная схема применена в

Фиг. 19. Продольный и поперечный разрезы механического генератора системы А. Н. Шелеста.

616
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
3 4
р кг/
р кг/см2
Фиг. 21. Индикаторные диаграммы опытного генератора:
а — цилиндр сгорания; б— зарядный компрессор; в —
вспомогательный компрессор второй ступени; г — вспомо-
гательный компрессор третьей ступени.
Фиг. 20. Разрез выхлопного клапана с уравнове-
шивающим поршнем системы А. Н. Шелеста:
1 — вход воды в корпус; 2—выход воды из корпу-
са; 3 — вход воды в клапан; 4 — выход воды из
клапана; 5 — вход смазки; 6 — уравновешивающий
поршень; 7 — металлическая набивка.
Фиг. 22. Схема тепловоза с механическим генератором
газов турбинного типа системы А. Н. Шелеста.
/430—1— /4JC—(-— /460—V—1380—1—/200
Фиг. 23. Схема тепловоза
с механическим генерато-
ром газов системы А. Н.
Шелеста: 1 — цилиндры
сгорания; 2—зарядные ком-
прессоры: 3 — компрессоры
для распыливания топлива;
4— газовый резервуар; 5-
рабочие цилиндры; б—пус-
ковые бутыли; 7—баки для
воды; 8—баки для топлива
и смазки.

ГЛ. XXI]
ТЕПЛОВОЗЫ С МЕХАНИЧЕСКИМ ГЕНЕРАТОРОМ ГАЗОВ
617
Фиг. 24. Механический генератор газов завода Гота-Веркен: /- двигатели; 2 - зарядный компрессор; 3 - тахометр;
4 - масляный насос; 5 — шаровое соединение; 6 — пусковой клапан; 7 — продувочный ресивер; 8— газовый ресивер;
9 — привод клапанов Клуга; 10 — регулятор.
по А В по CD
Г
Фиг. 25. Общий вид и разрезы механического генератора газов Зульцера.

<318
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
современных авиационных реактивных двига-
телях, где газы из ресивера направлены в
сопло. По другому варианту газы из камеры 3
поступают в турбину 1, где отдают часть
энергии, необходимую для приведения в дей-
ствие компрессора, и после поступают в ре-
зервуар 4, оттуда — в цилиндры локомотива
18, в].
Механический генератор Гота-Веркен
Двухтактный генератор Гота-Веркен для
маневрового тепловоза мощностью 300 л. с.
показан на фиг. 24.
Генератор двухцилиндровый, с одноци-
линдровым продувочным компрессором двой-
ного действия. Открытие и закрытие выхлоп-
ного клапана производится сжатым воздухом,
причём закрытие регулируется в пределах
40—85% от хода поршня специальным эксцен-
триком Клуга, приводящимся в движение от
распределительного вала и управляемым осо-
бым регулятором. Генератор установлен на
тепловозе, имеющем поршневую рабочую ма-
шину, аналогичную паровозной.
11ри t\ = 500° С давление газов достигало
6,32 ата, вес газов бг=57,8 кг на 1 кг то-
плива. Подобный генератор был построен также
для тепловоза Ne = 500 л. с. с газовой турби-
ной в качестве рабочей машины.
Испытание судовых механических генерато-
ров газа показали rie = 33,5%, давление сгора-
ния рг = 60 кг/см2 при воздушном распылива-
нии топлива и рг=70 кг/см2 при механиче-
ском распыливании.
Рабочий газ рг = 6 ата. Размеры генера-
тора в мм: диаметр цилиндра сгорания d =
— 370, ход поршня 5 = 480; число оборотов
л = 300 в минуту.
Механический генератор Зульцера
На фиг. 25 представлен восьмицилиндро-
вый двухвальный двигатель Зульцера с проти-
воположно движущимися поршнями. Диаметр
цилиндра 160 мм; ход поршня 2X225 мм;
число оборотов 1000 в минуту; давление про-
дувочного воздуха 2,5 ата; среднее эффектив-
ное давление 13,5 кг/см2; мощность 2750 л. с.
При рн — § ата подобный двигатель с пе-
ременной камерой сгорания превращался в
генератор газов,
причём ре= 18,3
кг\см2 (фиг. 26).
Расход топлива
158—190 г/э. л.с. ч.,
соответствующая
экономичность ус-
тановки f\e = 32—j-
4-38%. Теоретиче-
ски обосновано и
экспериментально
проверено, что ци-
линдр сгорания ге-
нератора по ли-
тражу составляет
~50% объёма нор-
мального двигате-
ля той же мощности, остальные 50% заменяют-
ся или компактной поршневой машиной паро-
возного типа, что позволяет изменять крутящий
момент в широком диапазоне, или же газовой
J2
/
/
,
5 рната
Фиг. 26. Эффективное давле-
ние, отнесённое к валу гене-
ратора, в зависимости от да-
вления наддува рн ата.
турбиной с соответствующим редуктором.
Установка получается компактной, могущей
конкурировать с другими двигателями. При-
менение механических генераторов газов для
реактивных машин значительно повышает
экономичность и надёжность действия подоб-
ных установок.
ТЕПЛОВОЗЫ С ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ
ПЕРЕДАЧЕЙ
Принцип действия
Тепловозы с пневматической передачей
характеризуются применением сжатого воз-
духа, газа или пара для работы ь нижней
машине, идентичной машине паровоза с её
распределением и управлением. Сжатие ра-
бочего тела осуществляется в компрессоре,
приводимом в действие двигателем внутрен-
него сгорания, установленным на тепловозе.
Различают передачи разомкнутого и замкну-
того процессов. К первой относятся воздуш-
ные, паро-воздушные и газовые передачи.
К передаче с замкнутым процессом отно-
сится паровая передача. Рабочее тело — пар —
после расширения в рабочих цилиндрах воз-
вращается в компрессор, где опять сжимается
до рабочего давления.
Определение основных размеров
Практически и теоретически выяснена не-
выгодность работы сжатым воздухом без по-
догрева его за счёт теплоты отработавших
газов в двигателе. По условиям смазки тем-
пература сжатого газа в рабочей машине
принимается 380—425° С, воздуха в компрес-
соре ~ 200° С, в рабочей машине 320—360° С.
Рабочее давление выбирают р = 7 ати.
При работе воздуха в идеальной ма-
шине 1 кг может совершить работу
А
A)
Расход воздуха в идеальной машине на
1 л. с. ч.
4=7^-. B)
' ''
Расход воздуха на 1 л. с. ч. на ободе ко-
леса
632 /о\
где r\i и 0,80 — индикаторный к. п. д. и
ч\м х 0,85 — механический к. п. д. машины.
Часовой расход воздуха
G.=g,NK. D)
где NK — мощность тепловоза.
Мощность, затрачиваемая на сжатие этого
количества воздуха,
А] _
3600 • 75
^ 427
-. E)
^ 0,70 —
где Д$ — приращение энтропии;
к. п. д. компресора.
Такую же мощность должен развивать и
двигатель, непосредственно связанный с ком-

ГЛ. XXI]
ТЕПЛОВОЗЫ С ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
619
прессором, т. е. NKoM = Ne.
на касательную силу-час *
Se. K—SeTf~ •
Расход топлива
F)
гДе Se — расход топлива в кг/л. с. ч. двига-
телем.
К. п. д. тепловоза
632
Se к Чн
где QH — низшая теплотворная способность
топлива в ккал\кг. Наполнение нижних рабо-
чих цилиндров при нормальной работе е и
з: 30%. Отношение —т- выполняют в рабочей
машине 0,9—1Д в компрессоре—0,5.
Пример. Определить основные размеры тепловоза с
воздушной передачей мощностью Nк = 800 л. с. при v =•
— 60 км час; давление воздуха 7 am и; температура на
выходе из компрессора tK -= 200° С поддерживается по-
стоянной за счёт впрыска воды. Воздух подогревает-
ся отработавшими в двигателях газами до ^= 320е С. По
формуле C) расход воздуха
632
14,5.
в Ui - »о) ъ i
Общий часовой расход воздуха по формуле D)
О =, сг дг = ц 600 кг\час.
в °в к
Для сжатия этого количества при tK = 200° С тре-
буется мощность по формуле E)
N..
N, = 1400 л. с.
'ком
Расход топлива по формуле F)
1400
Se.K - ОД80 8(H
К. п. д. тепловоза
632
- 0,310 кг[л. с. ч.
10* • 0,31
100 - 20,4°/0.
Объём, занимаемый воздухом в цилиндре, при на-
полнении 8=0,3, при Т = 320 + 273 =. 593° К с учётом
потерь на мятие ~ 10% в подогревателе и ~ 10°/0 в зо-
лотниках и каналах машины t\mp =¦ 0,9 • 0,9 => 0,81
и Тр0
Ъ То Рк
- 0,0716 л».
Объём цилиндра
W
откуда
0,0716
0.3
м3.
Ход поршня ^ — 0,93 . 700 - 650 мм.
Компрессор двухцилиндровый, двойного действия,
Nv~,. •¦ 1400 л. с. при п — 450 об/мин. Количество воз-
к ом
духа, засасываемого компрессором за один ход поршня,
gaN
и = -r—t-^ir •= 0,107 кг.
к
60 -450
Коэфициент подачи компрессора при вредном про-
странстве е0 «= 3°/0 и Го= 313° К, при показателе политропы
п = 1,2
где Го — температура в °К и ра — давление засасываемого
воздуха; 1 а— температура в °К в начале сжатия и рк —
давление сжатого воздуха при выходе из компрессора.
Рабочий объём компрессора при —г- =» 0,5
0,84
о,Ю7 т 0Д07
nd's
4
откуда
0,5л
= 64,5 « 64 см.
Ход поршня 5 = 0,5 • 64 = 32 см.
Выполненные тепловозы
На фиг. 27 изображён тепловоз 2-3-2 с
воздушной передачей Ман и Эсслинген.
'Г *
по А В
15800
Фиг
воздуха
. 27. Тепловоз с воздушной передачей Ман и Эсслинген: 1 — двигатель; 2 — компрессор; 3 — подогреватель
lyxa; 4 — рабочие цилиндры; 5— баллоны со сжатым воздухом; 5 — котёл отопления; 7 — радиаторы; 8 — моторы
вентиляторов; 9 — вспомогательное динамо.
Найденные величины относятся к мощности NK при
v = 60 км';час. Для определения основных размеров
нижней рабочей двухцилиндровой машины двойного дей-
ствия можно принять —.— = 0,93. При v — 60 км/час и
диаметре колеса D — 1,6 м пк = 199 об/мин. Расход воз-
духа за один ход поршня при р = 1,1
«в Nk
4 • 6J - пк
= 0,267 кг.
Основные параметры тепловоза с воздуш-
ной передачей:
Осевая формула 2-3-2
Конструктивная скорость 80 км\час
Главный четырёхтактный двигатель:
число цилиндров . • 6
диаметр цилиндров 450 мм
ход поршня ....-¦ 420 „
число оборотов в минуту 450 *
эффективное давление 6 кг/см*
наибольшая мощность 1200 л. с.

620
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
Компрессор двойного действия:
число цилиндров • 2
диаметр цилиндров . • 640 мм
хоц поршня • ¦ 320 „
рабочее давление воздуха 7 ати
наибольшая подача воздуха .... 175,5 м31ман
подача охлаждающей воды .... 5,5 кг\мин
Холодильник:
поверхность водяных радиаторов . 223 м'
мощность, затрачиваемая на вен-
тиляторы 30 л. с.
Подогрев воздуха:
поверхность подогревателя .... 82,5 jua
температура воздуха при входе в
подогреватель 200° С
температура воздуха при выходе
из подогревателя 360° С
коэфициент теплопередачи .... 30 ккал/м* час °С
Рабочая двухцилиндровая машина:
диаметр цилиндров 70Э мм
ход поршней • ... 650 .
диаметр золотников 250 „
Экипаж:
длина между буферами 15 800 мм
колёсная база 12 500 „
жёсткая база 4 700 „
диаметр движущих колёс 1 600 „
диаметр поддерживающих колёс. 850 „
Вес в т:
двигателя 25,0
холодильника 7,0
запаса топлива 2.0
полный вес тепловоза 124,6
сцепной вес тепловоза 54,6
Для уменьшения работы компрессора в
него впрыскивается вода в период сжатия,
вследствие чего температура воздуха дер-
жится tK х 200° С при давлении рк = 6,5 -г-
-г- 7,0 ати. Из компрессора воздух поступает
через патрубок / в подогреватель (фиг. 28) и
оттуда в цилиндры нижней рабочей машины.
Отработавшие в двигателе газы входят в no-
догреватель через патрубок 3 и, пройдя ряд
трубок, выходят через патрубок 4 в атмо-
сферу.
Для предупреждения взрывов служат пре-
дохранительные пластинки 8. Весь ряд трубок
может удлиняться в уплотнённых сальниках.
Система труб может быть удалена через тор-
5 7 6
Фиг. 28. Подогреватель воздуха: / — вход воздуха; 2 —
выход воздуха; 3 — вход газов; 4 — выход газов; 5 — со-
единительные коробки для газовых потоков; 6 — камеры
для воздушных потоков; 7 — компенсирующая металличе-
ская труба; 8 — предохранительная пластинка; 9 — компен-
сатор температурных расширений.
цевые крышки подогревателя. Верхний бара-
бан подогревателя соединён с компрессором,
остальные два барабана жёстко прикреплены
к кузову тепловоза.
Первый барабан подогревателя снабжён
компенсатором 9 из волнистого металлического
рукава. Воздушный подогреватель заключён
Фиг. 29. Воздушный компрессор: / — всасывающий клапан; 2— патрубки для всасывания воздуха; 3 — нагнетательный
клапан; 4 — предохранительный клапан; 5 — патрубок отвода нагнетаемого воздуха; 6 — насос для охлаждающей
воды; 7 — сопло для впрыскивания воды; 8 — насос для смазки; 9 — смазочные штуцеры; 10 — распределительный вал;
11 — зубчатая передача к распределительному валу; 12 — маховик и соединительная муфта.

ГЛ. XXI]
ТЕПЛОПАРОВОЗЫ
621
в жёсткий каркас, при помощи которого он
может быть легко поднят над тепловозом.
Температура отходящих газов понижается с
520 до 270° С, температура воздуха повы-
Фиг. 30. Нижняя рабочая машина.
шается с 200 до 320—360° С. Вредное про-
странство компрессора составляет 3% при
расстоянии между крышкой и поршнем 1,5 мм
(фиг. 29).
Всасывающие клапаны — управляемые, на-
гнетательные — самодействующие. Цилиндры
90 V КМ/-ЧОС
Фиг. 31. Изменение силы тяги и мощности в зависимости
от скорости.
рабочей машины с золотниками двойного
впуска обычной конструкции для уменьшения
мятия воздуха при работе тепловоза (фиг. 30).
О 100 200 300 №500 600 700 800 Nn
Фиг. 32. Механический к. п. д.
нижней рабочей машины в зависи-
мости от Nn при различных ско-
ростях.
Изменение силы тяги и мощности тепло-
воза в зависимости от скорости показано на
фиг. 31. Механический к. п. д. нижней рабо-
V
* >
¦
40
—-—
, ¦
1
60
^=80нм/час
, ¦
С
V=20 км/час
чей машины т\м резко ухудшается с уменьше-
нием Nn и увеличением скорости тепловоза
(фиг. 32). Минимальный расход топлива в
г/л. с. ч. получается при v = 20 км/час и Nn =
= 500 л. с. (фиг. 33). Соответственно к. п. д.
тепловоза достигает ч\п = 22,4%. Изменение
температуры отходящих газов и воздуха до
t°C
500
WO
300
200
100
0~~"Ш WO 600 Nn
Фиг. 34. 1 — температура
отходящих газов до пере-
гревателя; 2—то же после
подогревателя; 3 — темпе-
ратура воздуха до подогре-
вателя; 4 — то же после
подогревателя; 5—темпе-
ратура отработавшего
воздуха.
щсч
600
W0
200
\\
if
\
3
d
1
ь
..—'
.—
—
п
.—'
-2
'3
\
0 200 W0 600 800Nn
Фиг. 33. Расход топлива
тепловозом в зависимости
от Nn при различных ско-
ростях: 7 — 80 км/час; 2 —
60 км/час, 3 — 40 км/час;
4 — 20 км/час.
и после воздухоподогревателя в зависимости
от Nn представлено на фиг.^ 34.
Давление в золотниковой коробке при е =
= 0,3 регулируется изменением числа оборо-
Д-100%
Фиг. 35. Тепловой баланс те-
пловоза при Nn — 800 л. с. и
v — 60 км!час: А — тепло то-
плива при полной мощности
100%; а — потери с отходящей
водой 29,0%; б—потери с от-
ходящими газами 26,5%; в —
потери за счёт увеличения
давления при выхлопе газов
2,0%; г—индикаторная работа
двигателя 42,5%; д—механиче-
ские потери в двигателе и ком-
прессоре 13,2%; е—индикатор-
ная работа компрессора 29,3%;
ж — потери в клапанах ком-
прессора 5,9%; з—потери
в трубопроводе 3,6%; и — по-
тери на выхлоп 14,0%; к— вы-
игрыш в работе за счёт частич-
ного использования тепла
отходящих газов 12,5°/0; л—по-
тери от дросселирования, уте-
чек, охлаждения и выхлопа в ци-
линдрах рабочей машины 6,0%;
м — использованное тепло в
индикаторной работе машины
26,3%; к — механические по-
тери в машине 4,0%; о—по-
тери в экипаже локомотива
1,9%; п—использованное тепло
на крюке локомотива 20,4%.
тов двигателя пд = 250 ~ 400 об/мин. Тепловой
баланс при Nn = 800 л. с. и v = 60 кмj час
представлен на фиг. 35.
ТЕПЛОПАРОВОЗЫ
Пассажирский теплопаровоз
Стилл-Китсона
Теплопаровозы относятся к тепловозам не-
посредственного действия, разгон которых про-
изводится паром. В цилиндрах двигателя двой-
ного действия Стилла (фиг. 36) с одной сто-
роны осуществляется цикл дизеля, с другой —-
происходит работа пара. Верхняя часть ру-

622
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
башек двигателя соединена с котлом, исполь-
зующим теплоту отходящих газов, вследствие
чего повышается к. п. д. двигателя до
*)е~400/0.
Котёл генерирует пар во весь период раз-
гона и, кроме того, добавляет пар на затяж-
6 5
Фиг. 36. Схема двигателя Стилла: 1—цилиндр двигателя;
2—котёл; 3—водоподогреватель отходящими газами;
4 — питатель трубопровода; 5 — паровпускное окно;
6—выпуск пара.
ных подъёмах (за счёт сжигания топлива).
Котёл должен обеспечить мощность паровой
части, составляющей ~0,3—0,75 мощности дви-
гателей внутреннего сгорания. На фиг. 37 по-
казана схема пассажирского теплопаровоза
Стилл-Китсона.
Основные параметры теплопаровозов при-
ведены в табл. 2.
Распределительный вал, перемещающийся
в осевом направлении, имеет кулачки перед-
него и заднего хода. При ревесировании дви-
гателя ролики поднимаются при помощи ры-
чага над кулачками и блокируются, что даёт
возможность передвинуть вал. Передача от
вала двигателя к тяговому валу состоит из
двух цилиндрических двойных зубчатых колёс.
Оба колеса имеют упругое устройство вен-
цов, благодаря чему путевые толчки не ока-
зывают вредного влияния на двигатель. Тео-
ретически построенная тяговая характери-
стика теплопаровоза Стилл-Китсона показана
на фиг. 38. Тонкими линиями нанесены харак-
теристика тепловозной части FT, паровоз-
ной Fn, толстыми — их сумма FK и NK.
Экономичность теплопаровоза зависит от
количества дополнительного топлива, сжига-
емого в паровом котле, которое, как и в паро-
возе, используется с к. п. д у\д = 4 ~- 6%.
Расход топлива
632
632
0,06 • 104
= 1,05 кг/э.л. с. ч.
Двигатель бескомпрессорный, работает со
0,18
служебным расходом топлива ge = =
= 0,2 кг/л. с. ч.
К. п. д. теплопаровоза
632 1
632 .
х- \~У
632
У
"Ч.
где х — мощность дизельной части; у — мощ-
ность паровой части в долях от общей мощ-
ности теплопаровоза.
При х = 0,5, у = 0,5
1
0,5
¦100=10,1%.
0,5
0,316 "*" 0,06
Эти к. п. д. выведены в предположении
использования полной мощности дизельной и
и паоовой части.
Фиг. 37. Схема пассажирского теплопаровоза Стилл-Китсона: /—котёл; 2— цилиндры двигателя; 3—камера сгорания
топлива; 4~ форсунки; 5 и 6—топливные трубопроводы; 7 — трубопровод, подводящий воду к двигателю; 8—трубопро-
вод, отводящий воду из двигателя; 9—регуляюрный золотник в паровом колпаке; 10 — паровпускные трубы; И —
паровыпускной клапан; 12 — паровыпускные трубы; 13 — парораспределительный механизм; 14—дымогарные трубы.

ГЛ. XXI]
ТЕПЛОПАРОВОЗЫ
623
FK
гг
10000
8000
6000
4000
2000
\
\
/у
(
II
X
/ч
\
\
г/
^~~
/
%
п. с.
1000 qj
800 02
о
20
— 600
200
bOvnN/час
0,8
0.2
0.6
0.6
0.2
0.8
Фиг. 38. Тяговая характе-
ристика тепловоза Стилл-
Китсона,
Фиг. 39. Изменение к. п. д.
тепловоза в зависимости от
мощности тепловозной и
паровозной частей: 7" и П—
мощность тепловозной и
паровозной частей в долях
от общей мощности тепло-
паровоза.
Изменение к. п. д. теплопаровоза при раз-
личных соотношениях мощностей паровозной
части и тепловозной дано на фиг. 39.
Таблица 2
Основные параметры теплопаровозов
Основные параметры
Осевая формула ....
Число цилиндров ....
Диаметр цилиндров в мм
Ход поршней в мм • ¦ .
Наибольшее число обо-
ротов в минуту ......
Максимальная мощность
в л. с
Передаточное число от
двигателя к тяговому
валу
Рабочее давление пара
в кг/см* ... •
Площадь колосниковой
решётки в л3
Поверхность нагрева
в ла:
топки
дымогарных труб . .
регенеративных труб
полная
котла
перегревателя ....
Сила тяги на ободе ко-
леса в кг
Длина между буферами
в мм
Колёсная база в мм:
полная
жёсткая
Диаметр колёс в мм:
движуших
поддерживающих . .
Запас в т:
топлива
смазки
воды . • . . . . • . .
Вес в т:
полный
сцепной
тендера с полным
запасом
Нагрузка в т:
сцепных осей . . . .
передних бегунков .
задних „
Конструктивная ско-
рость в кмчас
Теплопаровозы
Майзеля
Вороши-
ловградско-
го завода
пассажир-
ский
i-4-i
2
^K7r,°
3000
20
4,73
195.5
72.6
7
6300
9<х>
9оо
62,8
132
Коло-
менско-
го за-
вода ;
грузо-
вой
J5S
1-5-1
4
500
2X7°°
3000
13
4,6?
7.5
80,5
12 35°**
6500
900
I 050
163
134
i-3-i
8
434
395
45°
870/1120
1,878
6,7
45,5
47.1
99.3
3500*
11 950
8625
4 345
1524
95°
1.5
0,4
4.5
70,0
17,0
9.о
ю,о
72
По мере увеличения мощности паровозной
части экономичность локомотива понижается.
Локомотив необходимо проектировать как те-
пловоз, в котором паровая часть используется!
исключительно для разгона и для преодоления
тяжёлых затяжных подъёмов.
Испытания теплопаровоза Стилл-Китсон по-
казали, что расход жидкого топлива соста-
вляет 82 кг, воды ИЗО кг на 104 ткм при
v = 30 KMJ4ac и NK = 566 л. с, или на каса-
тельную л. с. ч. qK — 0,635 кг; служебный к. п. д.
632
100 = 10,0%.
кг- ** Без тендера.
*** Числитель—уголь, знаменатель-нефть.
0,635 • 104
Пассажирский теплопаровоз системы
Майзеля Ворошиловградского завода
Л. М. Майзель совместно с конструкто-
рами Ворошиловградского завода создал пас-
сажирский тепловоз 1-4-1 мощностью дизель-
ной и паровой машины 3000 л. с. (фиг. 40).
Схема теплопаровоза показана на фиг. 41.
Два противоположно движущихся поршня
образуют три полости: среднюю между порш-
нями и две крайние между крышками и со-
ответствующим поршнем. При трогании с
места пар из котла подаётся во все по-
лости цилиндра. При скорости 30 км/час до-
ступ пара в среднюю часть прекращается.
Насосом типа Аршаулова впрыскивается
жидкое топливо и одновременно устанавли-
вается сообщение с воздуходувкой. Впуск
воздуха и выпуск отработавших газов произ-
водятся поршнями. Отработавший пар из па-
ровых полостей поступает в турбину дымо-
соса и оттуда в турбину воздуходувки про-
дувочного воздуха.
Общий вид пассажирского теплопаровоза
изображён на фиг. 40.
Цилиндры теплопаровоза охватывают раму
посередине, образуя междурамное крепление
(фиг. 43).
В стальном блоке запрессованы чу-
гунные втулки с каналами для охлаждения
цилиндра водой. На этом блоке укрепляются
стальные цилиндры с запрессованными втул-
ками паровой части.
Поршень для паровой и дизельной частей
показан на фиг. 42. К головке поршня прива-
ривается днище с пробкой. Образуется замкну-
тая масляная камера для охлаждения газо-
вой части поршня, имеющей шесть цилиндри-
ческих колец. К газовой части прикрепляется
стальная втулка, образующая паровую часть
с тремя поршневыми кольцами. Впуск пара
осуществляется кулачковым распределением
типа Ленца. Парораспределительный меха-
низм — типа Маршаля.
Совершаемая в цилиндрах работа пе-
редаётся тяговым валам. Пальцы криво-
шипов переднего тягового вала для порш-
невых и сцепных дышел расположены под
углом 170°.
Кривошипы заднего тягового вала имеют
общие пальцы для поршневых и сцепных
дышел. Правые кривошипы обгоняют левые
на 90°.
Тендер пассажирского теплопаровоза
шестиосный, с запасом воды и топлива, обес

624
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 40. Пассажирский теплопаровоз 1-4-1
Нефть U3j
тендеса
Условные обозначения-
свежий пар
мятый пар
продудочный доздух
выхлопные газы
Фиг. 41. Схема теплопаровоза
Майзеля Ворошиловградского
завода: 1—форсунка; 2—толка-
тель; 3 — турбовоздуходувка;
4—дымосос; 5—передний тяго-
вой вал; в—задний тяговой вал.
Черчен правый С f A f"~
задний .„
-Оби -1
по CD no ЛВ
Фиг. 42. Поршень со штоком теплопаровоза 1-4-1 Майзеля Ворошиловградского
завода.

ГЛ. XXI]
ТЕПЛОПАРОВОЗЫ
625
-2W0-
-1950 —
1900-
-1300-
Майзеля Ворошиловградского завода.
-1255
W00-
-1255
Фиг. 43. Блок цилиндров теплопаровоза Майзеля Ворошиловградского завода.
40 Том 13

626
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
печивающим пробег 600—700 км без допол-
нительных наборов. На фиг. 44 показана сила
10 20 30 40 50 bOvKM/час
Фиг 44. Сила тяги теплопаровоза
Майзеля Ворошиловградского завода.
тяги пассажирского теплопаровоза. Основные
параметры пассажирского теплопаровоза Май-
зеля даны в табл. 2.
Грузовой теплопаровоз Коломенского
завода
Грузовой теплопаровоз Коломенского за-
вода с газогенератором приводится при раз-
гоне в движение паром. При скорости 12—
15 км/час в средние части цилиндров откры-
вается впуск смеси воздуха и генераторного
газа, получаемого из антрацитного газогенера-
тора, установленного на тендере. С этого мо-
мента начинается совместная работа газовых
двигателей и паровых машин.
Теплопаровоз развивает 3000 л. с, из ко-
торых ~2000 л. с. приходятся на газовые дви-
гатели.
Грузовой теплопаровоз имеет четыре ци-
линдра, образующих два блока, по одному с
каждой стороны рамы. Блоки соединяются
фланцами в вертикальной плоскости по оси
локомотива, лежат на раме теплопаровоза
промежуточной частью и образуют опору пе-
редней части котла.
Движущиеся в противоположные стороны
поршни цилиндров через крейцкопфы и ша-
туны действуют на качающиеся рычаги, си-
дящие на валах. Рядом с рычагами от цилин-
дров насажены кривошипы, от которых дви-
жение передаётся тяговым валам, расположен-
ным на линии центров сцепных осей. Тяговые
валы имеют кривошипы, причём правый об-
гоняет левый на 90°. Движение от тяговых
валов передаётся на сцепные колёса. Все
сцепные колёса соединяются дышлами обыч-
ного типа. Парораспределительный механизм
типа Маршаля. Ротор воздуходувки делает
9000 об/мин; на нём насажены диск паровой
турбины мощностью N=300 л. с, диск ком-
прессора, нагнетающего 4300 м*\час газа при
давлении /7=1,2 ата.и диск компрессора,
нагнетающего 11500 мг\час воздуха при да-
влении 1,2 ата.
Основные параметры грузового теплопаро-
воза приведены в табл. 2.
Газогенератор помещён на тендере (фиг. 45).
Часовая производительность генератора на
антраците составляет 4750 мъ газа теплотвор-
ной способностью 1200 ккал/м?. Газ охла-
ждается до 200° С в трубчатой части котлов

ГЛ. XXI]
ГАЗОТУРБОВОЗЫ
627
утилизаторов, подогревающих воду для пи-
тания котла. Общая поверхность нагрева
66,8 м2. После охлаждения газ поступает в
грубый фильтр для очистки, откуда пере-
ходит в калорифер для подогрева воздуха,
поступающего в генератор. В калорифере газ
охлаждается до 100° С и поступает в тонкий
очиститель с кольцами Рашига. После очистки
газ поступает в газовую камеру турбовоздухо-
дувки и оттуда в цилиндры двигателя одно-
временно с воздухом. В задней части тендера
помещён конденсатор на 13 000 кг пара в час
и, кроме того, он отводит тепло от двигателя
и газоохладителя 2,3 X Ю6 ккал/час. Конден-
сатор типа тендер-конденсаторов паровозов
СОК имеет 21 секцию двойного охлаждения
общей поверхностью 3420 м2. Воздух для охла-
ждения просасывается тремя пропеллерными
вентиляторами, приводимыми во вращение па-
ровой турбиной мощностью 300 л. с.
Тендер имеет запасы сырой воды в баках
10,6 л3 и в конденсационной системе с баком
4 м3. Запасы топлива — dm антрацита для
генератора и 10,7 т угля для котла.
Пробег без пополнения запасов возможен
до 370 км.
При сравнительном пробеге паровоза ИС
и теплопаровоза 1-4-1 с составом 858 т со
средней скоростью 50 kmjhuc паровоз израс-
ходовал 3700 кг угля, теплопаровоз—1900 кг
угля и 190 «г моторной нефти.
ГАЗОТУРБОВОЗЫ
Принципы действия
Газотурбовозом называется локомотив, на
котором в качестве основного двигателя
используется газотурбинная установка. Газо-
турбовозы имеют большей частью электриче-
скую передачу мощности от турбинного вала
к движущим колёсам; турбина приводит (или
непосредственно, или зубчатым редуктором)
генератор постоянного тока, который даёт
энергию тяговым моторам, поставленным по
одному на каждую движущую ось.
Силовую установку газотурбовоза можно
осуществить из двух турбин: одна из них при-
водит компрессор, а другая даёт полезную
мощность. Преимуществом такого разделения
мощности является
возможность само-
стоятельного регу-
лирования числа
оборотов каждой
турбины в целях
большей экономич-
ности (см. ЭСМ,
т. 10, гл. VIII).
Основные пре-
имущества приме-
нения газовой тур-
2 К
Л
юзы /
5
Фиг. 46. Схема газотурбин-
ной установки: 1—компрессор;
2 — камера сгорания; 3 — то-
пливный насос; 4 — газовая
турбина; 5 — генератор.
бины в качестве
двигателя на локо-
мотиве: 1) нет не-
обходимости в во-
де и в устройствах
для охлаждения её; 2) меньший вес силовой
установки и всего локомотива; 3) значительно
большая экономичность по сравнению с па-
ровозом.
К числу недостатков газотурбовоза можно
отнести: 1) меньшую пригодность к маневро-
вой работе и 2) значительное уменьшение
экономичности при частичной нагрузке.
На фиг. 46 дана схема современной газо-
турбинной установки со сгоранием топлива
при постоянном давлении. Воздух из атмо-
сферы всасывается компрессором 1 и подаётся
при давлении 4—8 ата в камеру сгорания 2,
куда насосом 3 подаётся жидкое топливо
(мазут и другие виды низкосортного жидкого
топлива). Сгорание топлива происходит при
р = const. К газам за камерой сгорания при-
мешивается воздух в количестве, достаточном
для понижения их температуры до 600—700° С.
Смесь газов сгорания и воздуха подводится
в турбину 4 и после расширения выпускается
в атмосферу. На привод компрессора расхо-
Фиг. 47. Силовая установка газотурбовоза ВВС: 1—вход воздуха; 2 — аксиальный компрессор; 3—воздухопровод;
4—воздухоподогреватель; 5 — камера сгорания; 6 — канал для подвода воздуха к форсунке; 7—канал для подвода
избыточного воздуха; 8— форсунка; 9 — смесительная камера; 10 — газовая турбина; 11 — редуктор; 12 — генератор
постоянного тока.

628
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
дуется большая часть мощности газовой тур-
бины и меньшая часть мощности отдаётся
генератору 5.
Газотурбовоз ВВС
На фиг. 47 дана схема силовой установки
газотурбовоза ВВС мощностью 2200 л. с.
Воздух из атмосферы входит через патру-
бок / в 18-ступенчатый аксиальный компрес-
сор 2; после сжатия воздух через трубопро-
вод 3 и воздухоподогреватель 4 подаётся
к камере сгорания 5 частично через кольце-
вой зазор 6 для горения и частично через
кольцевой канал 7 для понижения темпера-
туры газов сгорания.
Жидкое топливо подаётся форсункой 8.
Смешение газов сгорания и добавочного воз-
духа происходит в камере 9, откуда смесь
поступает для расширения в пятиступенчатую
реактивную турбину 10. Из турбины смесь,
имеющая ещё довольно высокую температуру,
выходит через воздухоподогреватель 4 в атмо-
сферу.
Большая часть мощности турбины расхо-
дуется на привод компрессора, а меньшая
часть через зубчатую передачу // отдаётся
генератору постоянного тока 12 для привода
тяговых моторов.
На фиг. 48 показан общий вид газотурбо-
воза ВВС.
Основные параметры этого локомотива:
Продолжительная мощность на
муфте генератора (при скорости вра-
щения турбины 5200 об/мин и генера-
тора 812 об/мин) N = 2200 л. с.
Сила тяги на ободе колёс F в т:
при трогании с места до 25,8 км/час 13,1
при скорости 48,8 км\час 7.7
„ „ 72,5 км/час . . . . 5>°
Проектная температура газов перед
турбиной в °С . боо
Максимальная скорость в км/час . iia,5
Максимальный вес в рабочем со-
стоянии, включая топливо, в /и ... 9Г>6
Максимальная нагрузка на ось в т
Удельный вес в кг 1л. с
15,9
4i,6
Система управления включает ряд предо-
хранительных приспособлений (против разноса,
против высокой температуры газов, недоста-
точного подвода смазки и т. п.).
На фиг. 49 дана схема масляной системы
управления данного локомотива.
Надлежащее координирование всех регу-
лирующих устройств обеспечивается масля-
ными реле, включёнными в общую масляную
схему.
Мощность газотурбовоза регулируется из-
менением возбуждения генератора. Насос 9
подаёт масло под давлением в общую напор-
ную линию ко всем регулирующим устрой-
ствам, из этой же линии при пуске через
дросселирующее отверстие 31 подаётся масло
к подшипникам. Во время нормальной работы
смазка подшипников обеспечивается насосом 8.
Главный маховичок управления 14, приводи-
мый в движение машинистом, регулирует одно-
временно по линиям Id и 19 количество то-
плива, подаваемого насосом 7 к форсунке 12
камеры сгорания 2, посредством сервомо-
тора 20, а также положение муфты скорост-
ного регулятора 21 посредством кулачкового

ГЛ. XXI]
ГАЗОТУРБОВОЗЫ
629
вала 22. Скорость меняется с изменением да-
вления масла, а скоростной регулятор в свою
очередь управляет регулятором возбуждения 24
по трубе 23 и таким образом регулирует элек-
трическую мощность.
Для получения большей мощности маши-
нист открывает подвод масла по трубам 18
и 19 поворотом маховичка 14. Сервомотор 20
пропускает больше топлива в камеру сгора-
ния; кулачок 22 поворачивается зубчатой рей-
кой и изменяет положение муфты скоростного
регулятора 21 в сторону увеличения скорости
агрегата.
Когда рычаг 15 стоит в положении „Выклю-
чен", управление подачей топлива отключено
от поста управления А, если в данный мо-
мент используется пост управления В. В пе-
реднем и обратном положениях рычаг 15 слу-
жит и как реверсивный переключатель для
тяговых моторов. Вывинчивающаяся ручка 16
позволяет регулировать соотношение между
количеством жидкого топлива, т. е. полезной
мощностью, и скоростью вращения (которое
установлено кулачком 22).
Рычаг 17 позволяет временно сделать ана-
логичную регулировку, например, во время
короткой стоянки, если желательно сохранить
небольшую скорость вращения, чтобы сокра-
тить время, необходимое для повторного пуска,
и получить максимальный пусковой момент
в минимальный срок.
Чтобы привести в рабочее состояние всю
газотурбинную установку, необходимо сначала
пустить вспомогательный дизель-генератор,
дающий энергию для разгона главного агре-
гата до такого числа оборотов, при котором
компрессор подаёт достаточно воздуха. Между
пуском вспомогательного дизельного агрегата
и зажиганием топлива в форсунке турбоагре-
гата проходит около 4 мин. Воспламенение то-
плива осуществляется посредством нагревае-
мой током спирали, после чего агрегат быстро
разгоняется. Далее переключают дизель-гене-
ратор с генератора газовой турбины на тяго-
вые моторы, что обеспечивает передвижение
локомотива к поезду со скоростью около
10 км/час без использования турбоагрегата,
который приходит в рабочее состояние через
Фиг. 49. Схема управления газотурбовоза ВВС: А, В - посты управления локомотивом; / — компрессор; 2—ка-
мера сгорания; 3 — газовая турбина; 4 - воздухоподогреватель; 5 — зубчатая передача; 6— генератор; 7—топливный
насос; 8— масляный насос; 9 - вспомогательный насос; 10 — масляный холодильник; 11 — перепускной клапан;
12 — форсунка; 13 — воспламеняющий стержень; 14 — главный маховичок управления с двойным клапаном и реостатом
возбуждения; 15 — рукоятка реверсирования; 16 — регулятор температуры; 17 — регулировка холостого хода;
18 — трубопровод системы управления подачей топлива; 19—трубопровод системы регулирования скорости; 20 пор-
шень, управляющий подачей топлива через форсунку; 21 - центробежный регулятор; 22—кулачковый вал для регу-
лирования скорости из кабины водителя (воздействует на муфту регулятора 21); 23 — труба к регулятору возбу-

630
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
[РАЗД. IV
 мин. Во время прицепки локомотива к
'поезду машинист выключает дизель-генератор
и включает тяговые моторы на главный ге-
нератор.
До этого момента все вспомогательные
нужды обслуживаются небольшой аккумуля-
торной батареей, которая служит и для пуска
вспомогательного дизель-генератора.
Общая мощность газовой турбины при пол-
ной нагрузке равна около 8000 л. с, из кото-
;рых около 60С0 л. с. идёт на привод компрес-
сора. Если при следовании по уклону пол-
шостью выключить или уменьшить подвод
.топлива до таких размеров, чтобы только под-
держать горение и соответствующим переклю-
чением превратить тяговые моторы в генера-
торы, то мощность, даваемую моторами, можно
тюдвести к главному генератору, который,
работая как мотор, будет приводить турбину
и компрессор. Открытием выпускного клапана,
который в обычных условиях закрыт, боль-
шая часть подаваемого компрессором воздуха
отводится в атмосферу, и только малая его
часть идёт через воздухоподогреватель в ка-
меру сгорания для поддержания горения.
Таким образом можно использовать полную
мощность тяговых моторов для торможения
без каких-либо добавочных устройств.
На стоянке или при следовании под уклон
машинист уменьшает подачу топлива так, что
агрегат продолжает замедленно вращаться,
при этом регулирующий механизм автомати-
чески уменьшает число оборотов с 5200 до
3000 в минуту.
На фиг. 50 даны результаты испытаний
силовой установки газотурбовоза ВВС в зави-
симости от полезной мощности на валу элек-
Таблица 3
Результаты ходовых испытаний газотурбовоза
20
П
12
10
8
6
об/мин
1000\
900
BOO
700
600
500
500 10001500 2000 п.с
Фиг. 50. Результаты испытаний сило-
вой установки, газотурбовоза ВВС:
1 — экономический к. п. л.; 2—число
оборотов генератора в минуту; 3 — тем-
пература газов перед турбиной; 4— да-
вление воздуха за компрессором.
трогенератора. Температура воздуха в воз-
духоподогревателе при полной нагрузке повы-
шается с 201 до 284° С, а температура газов
уменьшается с 366 до 279° С.
В табл. 3 даны результаты ходовых испы-
таний газотурбовоза при различных весах со-
ставов.
Полезная мощность и к. п. д. газотурбин-
ной установки в большой степени зависят от
наружной температуры. На фиг. 51 даны зна-
чения мощности, к. п. д. и удельного расхода
топлива силовой установки для газотурбовоза
ВВС в зависимости от температуры наружного
воздуха.
На фиг; 52 показана схема газотурбинной
установки для локомотива мощностью 4000 л. с.
Показатели
Скорость v в км/час ....
Мощность на крюке NK
Расход жидкого топлива ge
в кг/л. с. ч
К. п. д. локомотива в % . .
Вес состава в т
430
74
1070
о,55
и,5
313
7°
8р8
0,676
9.35
313
8о
74а
о. 735
8,74
Эта установка имеет новую конструкцию
части высокого давления, которая состоит из
турбины высокого давления и включённого
параллельно с ней агрегата для обмена давле-
ниями („компрекс"). Последний заменяет собой
Фиг. 51. Зависимость
показателей работы си-
ловой установки газо-
турбовоза ВВС от на-
ружной температуры:
1 —общая мощность га-
зовой турбины Nт +
+NK; 2—мощность, за-
трачиваемая на ком-
прессор, Л>; 3 - к. п. д.
i)e %! 4 — расход то.
плива ge г/л. с. ч; 5 —
полезная мощность га-
зотурбинной установки
30 2010 -0
компрессор и частично турбину высокого
давления двухвальной газотурбинной уста-
новки. Воздух и газы попеременно подводятся
к продольным спиральным каналам, располо-
Фиг. 52. Схема газотурбинной установки мощностью
4000 л. с : / — компрессор; 2 — компрекс; 3 — вентилятор;
4 — камера сгорания; 5 и 6 — трубопроводы для газов;
7—турбина высокого давления; 8— ротор турбины;
9 — турбина низкого давления.
женным по окружности вращающегося бара-
бана. В этих каналах воздух сжимается, а газы
расширяются. При 30 каналах и 6000 об/мин
агрегат даёт в секунду попеременно 3000
объёмных порций газов и воздуха Объёмные

ГЛ. XXI]
ГАЗОТУРБОВОЗЫ
631
порции газов, имея большее давление, сжи-
мают порции воздуха, действуя, как поршень.
Давление газов в камере сгорания 10 ата;
давление воздуха за компрессором и газов за
компрексом А ата, к. п. д. компрекса около 70%,
окружная скорость на ободе барабана около
200 м/сек. Газы, выходящие из камеры сго-
рания с температурой около 1000° С, проходят
компрекс и поступают в турбину низкого да-
вления, имея температуру около 600° С. Другая
часть газов, смешиваясь с добавочным возду-
хом, также имеет допустимую для рабочих
лопаток температуру и поэтому направляет-
ся непосредственно в турбину высокого да-
вления.
Пройдя турбину низкого давления, газы
поступают в регенеративный воздухоподогре-
ватель и далее в атмосферу.
В установке использованы такие же ком-
прессор и турбина, как и в газотурболокомо-
тиве мощностью 2200 л. с, работающем на
швейцарских железных дорогах. Благодаря
применению компрекса и турбины высокого
давления полезная мощность доведена до
4900 л. с. Вся силовая установка размещена на
одной плите, что удобно для монтажа.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. „Американская техника и промышленность' № 1,
1948.
2. „Британская промышленность и техника", сентябрь
1943.
3. „Вестник машиностроения" № 3-4, 1945.
4. Гриневецкий В. И., Проблема тепловоза и его
значение для России, изд. Теплотехнического инсти-
тута, 1924.
5. Л о т к е в и ч Е., Тепловозы непосредственного дей-
ствия, Сборник тепловозной комиссии № 3, Транспечать,
1930.
6. ,Транспортное машиностроение" № 4, 1939.
7. Хлебников Г., Исследование тепловых процес-
сов, „Транспортное машиностроение" № 4, 1940.
8. Ш е л е с т А. Н., а) Исследование работы тепловоза
Зульцер в Швейцарии, „Вестник инженеров" № 3, 1917;
б) Тепловоз с механическим генератором газов, „Вестник
инженеров" № 7, 1927; в) ¦ Проблемы экономичных
локомотивов, ВТТИ, 1923; г) Путь к быстрому тепло-
возостроению, „Известия теплотехнического института"
№ 5, 1930; д) Тепловозы, Техническая энциклопедия,
т. 22.
9. „Railway Mechanical Engineer", II, 1943.
10. „Railway Gazette" 5/XII, 1947.

ВАГОНЫ И ТОРМОЗА
Глава XXII
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Классификация вагонов
„Правилами технической эксплоатации же-
лезных дорог СССР", § 6 [10] предусматри-
вается разделение подвижного состава на ва-
гоны пассажирского и товарного парка об-
щего и специального назначения (вагоны про-
мышленного транспорта классификацией не
охватываются). Применительно к этим „Пра-
вилам", а также установившимся понятиям о
назначении вагонов все вагоны различных ти-
пов, которых в СССР насчитывается более 150,
могут быть классифицированы по следующим
признакам.
По назначению различают вагоны:
1) грузовые (товарные): а) общего на-
значения (крытые вагоны, гондолы, хопперы,
цистерны, платформы и изотермические) и
б) специального назначения(думпкары, транс-
феркары, транспортёры, вагоны для перевозки
живности—скота, рыбы, птицы, цистерны для
специальных целей и др.).
У) пассажирские: а) общего назна-
чения (купейные, бескупейные, мягкие и
жёсткие, ближнего сообщения, дальнего сле-
дования и пригородные паровой и электри-
фицированной тяги, вагоны-рестораны, поч-
товые и багажные); б) специального назна-
чения: салоны, служебные, вагоны-лаборато-
рии, вагоны-клубы и др.
По условиям эксплоатации вагоны де-
лятся на: а) общесетевые, которые в
зависимости от габарита, нагрузки на ось и
на 1 пог. м пути допускаются в гружёном со-
стоянии к курсированию по железнодорож-
ным путям СССР или в заграничном сообще-
нии; б) промышленные, которые в гру-
жёном состоянии допускаются к курсированию
только по внутризаводским и промышленным
путям замкнутого направления. Промышлен-
ные вагоны, которые удовлетворяют техни-
ческим условиям Министерства путей сообще-
ния на ходовые части, ударно-тяговые при-
боры и автотормозы, допускаются' к проходу
по железнодорожным путям Министерства
путей сообщения в порожнем состоянии, как
„груз на своих осях".
По ширине железнодорожной колеи
различают: а) вагоны широкой колеи,
т. е для железных дорог СССР — 1524 мм,
заграничных — 1435 мм и др. (обычно термин
„широкая колея" к названию вагонов этой
группы не добавляется); б) вагоны узкой
к о л е и, которые курсируют по путям с ко-
леёй, более узкой, чем нормальная. К назва-
нию этих вагонов добавляется указание о ши-
рине колеи, например, „четырёхосный думпкар
30 т колеи 1000 мм".
По устройству ходовых частей разли-
чают вагоны: а) бестележечные, в ос-
новном двухосные, реже трёхосные, с рессор-
ным подвешиванием, расположенным на раме ва-
гона (фиг. 1); (бестележечные вагоны строятся
Фиг. 1. Рессорное подвешивание бестележечных вагонов.
преимущественно в странах Западной Европы);
б) вагоны тележечные; рама или кузов
вагона опирается через пятник и боковые
скользуны на ходовые тележки, несущие также
Фиг. 2. Соединение рамы вагона с тележкой.
и рессорное подвешивание. Соединение рамы
вагона с тележкой производится при помощи
шкворня, проходящего через пятник вагона и
подпятник тележки (фиг. 2)

ГЛ. XXII]
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
633
Двухосные тележки обычно применяются
под вагонами общего назначения, двухосные
и трёхосные — под специальными вагонами,
под транспортёрами применяются также много-
осные тележки. Количество тележек под ва-
гоном — две, реже три, под специальными ва-
гонами (транспортёрами) — четыре и более.
Тележечные вагоны имеют хорошую про-
ходимость по кривым участкам пути, что по-
зволяет обеспечить достаточную длину ва-
гона и в зависимости от числа осей под ва-
гоном грузоподъёмность от 50 до 150 т.
Воздействие вагона на железнодорожный
путь
Воздействие вагонов на железнодорожный
путь, искусственные железнодорожные соору-
жения и мосты ограничивается максимально
допустимой нагрузкой: а) от веса вагона
(брутто), передаваемого на рельсы через одну
колёсную пару (Pj), и б) от веса вагона (брутто),
приходящегося на 1 пог. м железнодорожного
пути (Р2). Эти нагрузки исчисляются при ста-
тическом состоянии вагона и ограничиваются
нормами, приведёнными в табл. 1 и 2 по ГОСТ
4007-48 и ОСТ 2394.
Таблица 1
Нормы максимально допускаемых нагрузок
для вагонов широкой колеи
Нагрузка
Р1 в т
Ра в т\пог. м..
Вагоны
Грузовые
Общесете-
вые
2О,5
6,5 (8,о)*
Промыш-
ленные
23.0
8,о
Пассажир-
ские обще-
сетевые
i8,o
6,5 (8,о)*
* Для основных направлений.
Таблица 2
Нормы максимально допускаемых нагрузок
для вагонов узкой колеи
Тип дороги
Лёгкий
Облегчённый ....
Нормальный ....
Усиленный
Я, в т при
ширине колеи
в мм
750
З.о
4,о
6,3
9, о
1000
6,5
9.о
12. О
Р2 в т/пог. м
при ширине
колеи в мм
750
i.7
2,3
2,6
3.6
1000
4,8
Действительные значения величины Р1 и
Р2 для вагона определяются по формулам
р'=-—?. П)
1 п \ J
B)
где Г — собственный вес вагона; QB — полез-
ная нагрузка (грузоподъёмность); п — число
осей; L — полная длина вагона по концам бу-
феров или осям сцепления автосцепки (наи-
меньшая из них).
Коэфициенты тары и удельного объёма
Основным критерием оценки конструкции
вагона и его эксплоатационнои рентабельности
является величина собственного веса (тары)
вагона, приходящаяся на единицу перевози-
мого груза, называемая коэфициентом тары
(см. табл. 15—17).
Для товарных вагонов коэфициент тары hT
выражается отношением веса вагона к его
полезной грузоподъёмности, т. е.
Для пассажирских вагонов коэфициент
тары hn выражается отношением веса вагона
к числу пассажирских мест, т. е.
где п — число пассажирских мест для сидения
или лежания.
Коэфициент h тары вагона зависит от на-
значения, конструкции и технологии изгото-
вления вагона. При равной прочности срав-
нимых конструкций коэфициент тары выше для
вагонов двухосных и трёхосных, клёпаной или
стальной литой конструкции и ниже для ва-
гонов четырёхосных и многоосных (больше-
грузных), а также вагонов сварной конструк-
ции. Коэфициент тары для пассажирских ва-
гонов :
Вагоны hn
Пригородного сообщения с местами
для сидения 0,45—о.55
Дальнего следования бескупейные
с жёсткими местами:
для сидения 0,42—0,46
„ лежания о,8о—0,90
Дальнего следования купейные с
жёсткими местами 1»25—!K5
Дальнего следования купейные с
мягкими местами (I и II классов). . . 1,50—3,00
Дальнего следования типа СВПС
(спальные вагоны прямого сообщения
I и II категорий) 3°о—з>4°
Увеличение коэфициента тары вагонов
дальнего следования и мягких обусловлено
сокращением количества пассажирских мест
для предоставления пассажирам больших
удобств и лучшей отделкой пассажирских по-
мещений.
Товарные специальные вагоны имеют коэ-
фициент тары выше, чем вагоны общего на-
значения, что объясняется:
а) наличием специальных механизмов для
саморазгрузки (люков, цилиндров, рычажной
передачи) или самопередвижения (в трансфер-
карах — тяговых двигателей, пусковой аппа-
ратуры и пр.); б) приданием вагонам необхо-
димой прочности; в) наличием дополнительных
устройств.
В почтовых и багажных вагонах коэфи-
циент тары (отношение собственного веса к
полезной грузоподъёмности) hT равен 1,5—
2,6 для вагонов с деревянным кузовом и ме-
таллической рамой и 2,0—3,0 для вагонов
цельнометаллических сварной конструкции.

634
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Некоторое увеличение коэфициента тары h
в более совершенной конструкции почтового
или багажного цельнометаллического вагона
объясняется тем, что кузов этого вагона рас-
считывается на продольное сжатие силой 382 т,
в то время как в обычном вагоне рассчиты-
вается на сжатие силой 80 т только нижняя
рама, а кузов вообще не рассчитывается.
В товарных вагонах кузовного типа или
цистернах существенное значение имеет ве-
личина полезного объёма вагона, приходя-
щаяся на 1 т перевозимого объёмного груза
и характеризуемая коэфициентом удельного
объёма:
h -Vb
где Vb—полезный объём вагона в м*.
В крытых товарных и изотермических ва-
гонах желательно иметь большие значения
коэфициента hv. В цистернах, в которых может
перевозиться продукт более высокого удель-
ногр веса, увеличенный объём котла не по-
зволит загрузить его полностью, что повлечёт
за собой появление динамических ударов при
движении вагона. Излишне большая ёмкость
кузова, не соответствующая удельному объёму
перевозимого груза в гондолах и хопперах,
вызовет перегрузку вагона сверх нормы и
может привести к поломке (в первую очередь
рессор и ходовых частей). Коэфициент удель-
ного объёма кузова должен строго соответ-
ствовать удельному объёму груза, для пере-
возки которого предназначен данный вагон.
Оптимальные значения коэфициента удель-
ного объёма hv, принимаемые при расчётах
современных вагонов кузовного типа, при-
ведены в табл. 15 и 16 (стр. 644).
Значения коэфициента тары hT, hnn удель-
ного объёма hv для вагонов узкой колеи ана-
логичны значениям этих коэфициентов для
вагонов широкой колеи.
Собственный вес кузовного вагона, прихо-
дящийся на единицу его полезного объёма,
выражается отношением
hTv =
При конструировании вагонов необходимо
стремиться к уменьшению величины hTv.
Коэфициенты тары вагонов облегчённого
веса
В целях снижения собственного веса ва-
гона и улучшения коэфициента тары h в со-
временных конструкциях вагонов для изгото-
вления несущей части конструкции (рамы и
кузова) широко применяются новые материалы
большей прочности или с меньшим удельным
весом, а именно: а) низколегированные стали
с пределом прочности до 65 кг/мм? и пределом
упругости до 52 кг/мм? (отечественные марки
СХЛ2, СХЛЗ, МС и СДС); б) сплавы алю-
миния и магния; в) нержавеющая хромони-
келевая сталь марки 18-8 с пределом проч-
ности 105—140 кг)мл& и пределом упругости
85—120 кг/мм* (см. также ЭСМ, т. 3, гл. VII).
Применение низколегированных сталей и
лёгких сплавов даёт снижение общего веса
товарного вагона на 10—15%, пассажирского —
на 15—200/0.
Применение стали марки 18-8 позволяет
снизить общий вес товарного вагона на
15—25%, пассажирского — на 20—40%.
Габариты подвижного состава
Габариты подвижного состава и прибли-
жения строений, в которые должны вписы-
ваться по ширине вагоны железных дорог
СССР, приведены в табл. 3, основанной на
ОСТ/ВКС6435, ОСТ 10167-39 и других стан-
Фиг. 3. Габарит подвижного состава 1893 г.
дартах. Ширина железнодорожной колеи В —
расстояние между внутренними гранями го-
ловок рельсов (см. фиг. 2), равное 1524 мм
для широкой и 600, 750 и 1000 мм для узкой
колеи. Вагоны, вписанные в габарит № 0, как
Таблица 3
Габариты подвижного состава железных дорог СССР
Наименование
габарита
Габарит 1893г.
(фиг. 3)
Габарит № 0
(фиг. 4)
Габарит № 1-В
(фиг. 5)
Габарит №2-В
(фиг. 6)
Габарит колеи
750 мм (фиг. 7)
Габарит колеи
1000 жл* (фиг. 8)
Ширина
габари-
та по-
движно-
го со-
става
в мм
3414
315°
325°
Збэо
2450
гдэо
Область распространения
габарита на вагоны
Вагоны прежней постройки,
допускаемые к обращению по
всей сети железных дорог
СССР
Вагоны новой постройки,
допускаемые к обращению по
всзй сети железных дорог
СССР и в прямом междуна-
родном сообщении
Вагоны, допускаемые к об-
ращению по всей сети желез-
ных дорог СССР
Товарные и пассажирские
вагоны, обращающиеся на
замкнутых направлениях ре-
конструированных участков,
пассажирские и моторные ваго-
ны пригородного сообщения на
электрифицированных линиях
Вагоны, обращающиеся по
всей сети железных дорог
этой колеи
То же

ГЛ. XXII]
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
635
Габарит при
блиЖения стро-
ений Ж-д колеи
1435мм^
Уровень
верха головни
рельса
Фиг. 4. Габарит подвижного состава № О 1934 г.
Фиг. 7. Габарит подвижного состава
железнодорожной колеи 750 мм.
Фиг. 5. Габарит подвижного
состава № 1-В 1934 г.
Фиг. 8. Габарит подвижного состава
железнодорожной колеи 1000 мм.
Для строений из несгораемого материала
на электрифиц. линиях
-1603^-1603 —I
\12951295\
у электровозов и моторва-
гонов с показанием лреде/гьн.
¦13024^00 Нормальное рассто-
яние до оси второго главного пути
Фиг. 6. Габарит подвижного состава № 2-В 1934 г.
Ливия 1-2-3-4-5-6-габарит приближения строений и мостов
Линия 1-7-8-9-10-11-6-габарит приблиЖ. однопутных тоннелей
Линия 1-7-8-12-1 З^габарит приближения двупутных тоннелей
Фиг. 9. Вписывание токоприёмника в габарите № 2-В.

636
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
(РАЗД. IV
габарит строительный, за границу ходить не
могут.
В верхней части очертания габарита № 2-В
дан внутренний контур, куда должен быть
вписан токоприёмник вагона электрифициро-
ванного железнодорожного транспорта (фиг. 9).
Каждому из габаритов подвижного состава
№ 0,1-Ви2-В соответствует „условный вагон",
размеры которого (фиг. 10) приведены в табл. 4.
Таблица 4
Размеры условных вагонов
Габарит
№0 .
№1-В
№2 В
Кш.
i
i
i
Lo
•4
,4
.4
Размеры вагона
Ширина
снаружи
Вусл
315°
325°
Збоо
Длина ку-
зова
12800
11 000
24 000
в мм
База ваго-
на
Lo
9 220
7860
17 140
Ширина Вусл условного вагона равна ши-
рине габарита подвижного состава, длина LK
определена из условия равенства смещений
оси вагона от оси пути по середине и у конца
вагона при вписывании его в кривую радиуса
R = 400 мм, т. е. ус = у'к (фиг. 10).
Все колебания условного вагона при про-
хождении его по прямым и кривым участкам
Фиг. 10. Вписывание кузова вагона в кривую.
пути, нормированные допуски и износы входят
в межгабаритное пространство (зазор между
габаритом приближения строений и габаритом
подвижного состава).
При вписывании в габарит подвижного со-
става Л» 0, 1-В и 2-В вновь проектируемого
вагона на кривых меньшего радиуса или раз-
мерами LK, Zo, отличными от размеров
условного вагона, ширина нового вагона опре-
деляется по формулам:
для середины вагона
C)
— [у"с — у'с);
для конца вагона
D)
где ВуСл — ширина условного вагона (табл 4);
ВНов и А нов — ширина нового вагона в сред-
ней части и конце кузова; ус и ук—смещение
продольной оси условного вагона от продоль-
ной оси пути соответственно по середине ва-
гона и на. конце кузова; ус и ук — то же для
нового вагона.
Общее значение ус и ук выражается фор-
мулами:
для бестележечных вагонов
L
W
2R
для тележечных вагонов
8R '
~8Я"
E)
F)
G)
(8)
где Z-о — база вагона (расстояние между цен-
трами пятников или крайними осями бесте-
лежечных вагонов); /0 — база тележки; а —
длина консольной части кузова; R — радиус
кривой (все размеры в м).
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАГОНОВ
Техническое задание на проектирование
При проектировании железнодорожных ва-
гонов должно быть обеспечено соблюдение
следующих технических требований.
Габарит вагона должен вписываться в один
из габаритов подвижного состава железных
дорог СССР, нагрузки от одной колёсной пары
вагона на рельс железнодорожного пути и от
вагона на 1 пог м пути не должны превышать
допустимых норм (см. стр. 633). Проектиру-
емый вагон должен соответствовать „Прави-
лам технической эксплоатации железных до-
рог СССР" [10].
В техническом задании должны быть ука-
заны: 1) назначение вагона; '2) грузоподъём-
ность, полезный объём или вместимость вагона;
3) условия эксплоатации (способы погрузки
и разгрузки, вес и размеры перевозимых
грузов, размещение груза в вагоне и т. п.);
4) ускорения и замедления при разгоне и тор-
можении, длина тормозного пути и скорости
передвижения (для самодвижущихся вагонов;
5) дополнительные требования к размерам и
форме вагона или его отдельных частей, к пла-
нировке пассажирских вагонов и т. п.; 6) кри-
вые минимального радиуса, в которые должен
быть вписан вагон или его отдельные части и
механизмы (например, рычажная передача тор-
моза и пр.).
Технический расчёт и выбор отдельных
сечений конструкции всех железнодорожных
вагонов, кроме пассажирских цельнометалли-
ческой конструкции, производится по „Основ-
ным данным на проектирование железнодо-
рожных вагонов широкой колеи 1524 мм".

ГЛ. XXII]
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАГОНОВ
637
составленным Центральным вагоноконструк-
торским бюро в 1934 г. и согласованным
с Тяговым управлением НКПС. При этом не-
обходимо учитывать также изменения, внесён-
ные в .Основные данные" Междуведомствен-
ной комиссией конструкторов НКТМ, НКСМ
и НКПС в 1939—1940 гг.; увеличение мини-
мально необходимой площади сечения хреб-
товых балок вагонов открытого типа со 150
до 160 см2.
Технический расчёт пассажирских вагонов
цельнометаллической конструкции произво-
дится по «Основным данным на проектирова-
ние железнодорожных вагонов широкой колеи
1524 мм", а также „Дополнительным данным
на проектирование железнодорожных пасса-
жирских цельнометаллических вагонов". До-
полнительными данными устанавливаются по-
вышенные ударные и сжимающие нагрузки на
Статические нагрузки, действующие на вагон
раму и кузов вагона и увеличенные размеры
сечений отдельных его элементов.
Кроме того, при выдаче технического за-
дания на проектирование вагонов в каждом
отдельном случае могут быть установлены
дополнительные расчётные нормы.
Основные данные для проектирования
вагонов железных дорог широкой колеи [1]
На вагон действуют: а) статические на-
грузки (постоянные силы) (см. табл. 5) и
б) динамические нагрузки (переменные силы)
(см. табл. 6). Расчёт выполняется в двух ва-
риантах: 1) с учётом только одних статических
нагрузок и 2) с учётом совместного действия
статических и динамических нагрузок при
наиболее неблагоприятном их сочетании.
Таблица 6
Характер нагрузки
Полезная нагрузка (грузоподъёмность) ва-
гона Qg
Тара вагона (собственный его вес) Г
Усилие распора С , действующее на стенки
вагонов, полувагонов и борты платформы
Направление действия
силы
Вертикальное
Горизонтальное
Величина нагрузки
Устанавливается ТУ на проектирование
вагона
Определяется из конструкции вагона (эскиз-
ного проекта)
Определяется по формулам A2) — A4)
Таблица 6
динамические нагрузки, действующие на
Характер нагрузки
Ударное усилие
При автосцепке Руд
При винтовой стяжке Pyjg
Тяговое усилие
При автосцепке Pj-д
При винтовой стяжке Pjg
Давление жидкости (при ударе или
рывках) Р
Центробежная сила
Для товарных вагонов Сц т
Для пассажирских вагонов С
Давление ветра на боковую по-
верхность вагона Cg
Вертикальное усилие N, возникаю-
щее на стыках рельсов, крестовин и
стрелках (учитывается только для не-
подрессоренных частей вагона)
Сила инерции Р при экстренном
торможении (учитывается только при
расчёте рам тележек и ходовых
частей вагона)
Направление действия силы и точки
приложения
Горизонтальное по оси автосцепки,
приложено к концу рамы вагона
Горизонтальное по оси буфера, при-
ложено к его концу (одному буферу)
Горизонтальное по оси сцепки, при-
ложено к концу рамы
То же
Горизонтальное, действует на днише
цистерны
Горизонтальное, приложено в цен-
тре тяжести вагона
То же
Горизонтальнее, приложено в цен-
тре боковой поверхности вагона
Вертикальное
Горизонтальное, приложено в цен-
тре тяжести вагона вдоль его оси
вагон
Величина нагрузки в кг
8о ооо
4о ооо
бд ООО
2О ОЭО
8о ооо
Определяется по формуле A5) при
w=50 км/нас и #=200 м
Определяется по формуле A5) при
¦с=7и км'час и #=21H м
Определяется по формуле A7) при
р = 150 кг на 1 л2 боковой поверхности
Определяется по формуле B1) как
25°/0 суммы статической нагрузки и
вертикальной составляющей центро-
бежной силы и давления ветра
Определяется по формуле B2) как
20% максимальной статической на-
грузки
Примечания. Для ориентировочных подсчётов можно принимать:
1) центр тяжести вагона, расположенный на высоте 210 см от головки рельсов, т. е. Я„ = 210 см;
2) центробежную силу для товарных вагонов, равной 10% от статической нагрузки, т. е. с _,— 0,1 (Q \-Т);
3) центробежную силу для пассажирских вагонов.равной 20'У0 от статической нагрузки, т. 'е. С
Ч- л
0,2 (Q+T).

638
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Расчёт вагона на устойчивость при про-
хождении кривых железнодорожного пути про-
изводится, исходя из действия вертикальных
статических нагрузок (полезная нагрузка плюс
ве'с вагона) и поперечных горизонтальных
с возможностью более точного определения
действующих на них сил составлены приме-
нительно к нормам деталей I группы с учётом
возможного ослабления сечения деталей при
их износе.
¦Линия расположения
.Днище котла
X цистерны
Только для
цистерны
усилии распора
Боковые неподрессоренныв
части телв?кки
¦¦ ¦ т
т
—Р
• «Руд Ось автосцепки или
. винтовой упряЖи
РТА(илиРТВ)
Рув
Фиг. 11. Схема воздействия сил на вагон.
динамических нагрузок (центробежная сила и
сила ветра). При расчёте вагона на прочность
с учётом действия горизонтальных попереч-
ных нагрузок превышение наружного рельса
в кривой железнодорожного пути не учиты-
вается, а при расчёте на устойчивость учи-
тывается.
Общая схема действия на вагон сил, ука-
занных в табл. 5 и 6, дана на фиг. 11.
При расчёте вагона с учётом действия
только статических нагрузок принимают коэ-
фициент безопасности в среднем равным 2.
При расчёте по более точному методу, т. е.
с учётом совместного действия статических и
динамических нагрузок при самом невыгодном
их сочетании, коэфициент безопасности при-
нимается равным около 1,5.
Все рассчитываемые детали вагона разде-
ляют на две группы в зависимости от дей-
ствия на эти детали динамических ударов,
возникающих при прохождении кривых, стре-
лок, крестовин и стыков рельсов.
В первую группу входят детали, на кото-
рые это воздействие оказывает меньшее влия-
ние ввиду их лучшего подрессоривания или
большей упругости (в общей системе конструк-
ции).
Нормы допускаемых напряжений для Дета-
лей первой группы приведены в табл. 7 и 9.
Во вторую группу входят детали, на кото-
рые динамические воздействия пути оказы-
вают большее влияние. Сюда относятся шквор-
невые и поперечные балки товарных вагонов,
шкворневые балки пассажирских вагонов, вся
рама тележки и детали люлечного и рессор-
ного подвешивания. Допускаемые напряжения
для них приведены в табл. 8 и 9.
Нормы допускаемых напряжений для дета-
лей рычажной передачи тормоза в связи
Листовые рессоры, работающие на изгиб,
рассчитываются на максимальную приходя-
Таблица 7
Допускаемые напряжения для деталей I группы
Материал
Прокатная сталь
марки МСТ-3
Прокатная сталь
марки МСТ-0
Стальные отлив-
ки по ГОСТ 977-41
Серый чугун *
марки СЧ 12-28
по ГОСТ В 1412-42
Род напряжений
Растяжение, сжа-
тие и изгиб. . .
Срез
Растяжение, сжа-
тие и изгиб . . .
Срез
Прямое растяже-
ние, растяжение
при изгибе ....
Прямое сжатие,
сжатие при изгибе
Срез
Изгиб
Сжатие
Срез и растяже-
ние
Напряжение
в кг,'см3
При расчёте только
на статическую на-
грузку
I3OO
9бо
goo
Юоо
I2OO
8оо
35°
9<эо
3°о
При расчёте на наиме-
нее выгодное сочета-
ние статических и ди-
намических нагрузок
1400
II2O
goo
720
1200
1400
960
35°
900
30Э
* Не допускается применение серого чугуна
деталей, подверженных действию ударных нагрузок.

ГЛ. XXII]
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАГОНОВ
639
Таблица 8
Допускаемые напряжения для деталей II группы
щуюся на них статическую нагрузку с учё-
том дополнительного динамического прогиба.
Материал
Прокатная сталь
марки МСТ-3
Прокатная сталь
марки МСТ-4 (для
деталей люлечно-
го подвешивания)
Прокатная сталь
марки МСТ-0
Стальные отлив-
ки по ГОСТ 977-41
Серый чугун *
марки СЧ 11-28 по
ГОСТ В 1412-42
Род
напряжений
Растяжение, сжа-
тие, изгиб ....
Срез
Растяжение, сжа-
тие, изгиб ....
Срез ......
Растяжение, сжа-
тие, изгиб ....
Срез
Прямое растяже-
ние, растяжение
при изгибе ....
Прямое сжатие,
сжатие при изгибе
Срез
Изгиб
Сжатие
Срез и растяже-
ние
Напряжения
в кг1,см*
При расчёте только
на статическую на-
грузку
9оо
72O
I2OO
96о
675
54°
75°
9°о
боо
обо
675
При расчёте на наи-
менее выгодное соче-
тание статических и
динамических нагрузок
1050
840
74СО
II2O
675
54°
goo
1050
720
збо
675
225
* Не допускается применение серого чугуна для де-
талей, подверженных действию ударных нагрузок.
Таблица 9
Допускаемые напряжения деревянных
деталей I и II групп
Порода и сорт
Дуб 1-го сор-
та
Сосна 1-го и
дуб 2-го сорта
Сосна 2-го
сорта *
Род напряжений
Растяжение, изгиб и
сжатие вдоль волокон
Сжатие поперёк во-
Срез вдоль волокон
Растяжение, изгиб и
сжатие вдоль волокон
Сжатие поперёк во-
локон
Срез вдоль волокон
Срез поперёк воло-
кон
Растяжение, изгиб и
сжатие вдоль волокон
Сжатие поперёк во-
локон
Срез поперёк воло-
кон
Напряжение
в кг/см*
Для
деталей
I
группы
IOO
00
!б
7°
25
IO
2=5
5?
15
15
Для
деталей
II
группы
75
32
15
53
i8
7
18
37
12
)
12
Тип рессоры или пружины
Надбуксовые рессоры у товар-
ных вагонов
Надбуксовые рессоры у пасса-
жирских вагонов
Люлечные рессоры у пассажир-
ских вагонов (в сумме для верх-
ней и нижней половин эллипти-
ческой рессоры)
Пружины товарных вагонов . .
Пружины пассажирских вагонов
Динамический
прогиб
в мм
3°
4°
3°
а5
3°
При этом напряжения в рессорах не должны
превосходить допускаемых по ГОСТ 1496-42
для пробных нагрузок, а именно:
Тип рессоры или пружины Напряжения
в кг 1мм3
Пружины из стали диаметром
до 30 мм 55—6о *
То же свыше 30 мм 45~55 *
Листовые рессоры из стали мар-
ки 55 • 95 **
То же марки 55С2 too**
Витые пружины рассчитываются на круче-
ние от действия направленной вдоль оси пру-
жины силы, вызывающей их сжатие до сопри-
косновения витков.
Витые пружины, работающие как рессоры,
рассчитываются на максимальную приходя-
щуюся на них статическую нагрузку с учётом
указанного выше дополнительного динамиче-
ского прогиба. При этом допускаемые напря-
жения не должны превосходить приведённых
выше.
Нормы допускаемых напряжений для вагон-
ных осей в зависимости от метода расчёта
приведены в табл. 10.
Таблица 10
Допускаемые суммарные напряжения для вагонных
осей
Метод расчёта
и характеристика оси
По формулам НКПС
(приказ М° 11430 от 11
сентября 1923 г.)
Для осей вагонов,
обращающихся в пас-
сажирских поездах
Для осей вагонов.
обращающихся в то-
варных поездах
По более точному
методу с учётом всех
сил
Действующие
силы
Статические
нагрузки . . .
То же ...
Статические
и динамиче-
ские нагрузки
Напряжения
в кг/см1
hi
ч §.s
etc х
550
700
1200
§!?
N
ч | s
Et С О
44о
5бо
I2OO
Расчёт на продольное сжатие продольных
балок рамы, стоек и раскосов боковых ферм
кузова в случаях, когда линия действия сжи-
мающей силы Р не совпадает с нейтральной
* Для сосны 2-го сорта срез вдоль волокон не допу-
скается.
* Кручения
*• Изгиба.

640
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
осью рассчитываемого элемента, производится
по формуле
w
О)
где а^ — суммарное напряжение сжатия в кг/см2;
F— площадь поперечного сечения элемента
в см2; <р — коэфициент понижения допустимого
напряжения в функции от гибкости стержня X;
Х=А; A0)
(см. ЭСМ, т. 1, ч. 2-я, стр. 287), где / — расчёт-
ная длина элемента в см; г — радиус инерции;
-. / J min
= 1/ ~
(и)
Jmin — минимальный момент инерции элемента
в см4; W — момент сопротивления в си8;
с — расстояние в см между линией действия
силы и нейтральной осью элемента. При их
совпадении с — 0.
Давление сыпучих грузов на стенки ваго-
нов, полувагонов и борты платформ передаётся
на них по закону треугольника (см. фиг. 11).
Усилие распора любого участка стенки, отне-
сённое к 1 пог. м её длины, определяется по
формуле [5]
A — sin а)
A + sin а)
или
A2)
A3)
Усилие распора Ср на всю боковую стенку
или некоторую длину её расчётного участка
определяется по формуле
Ср = CpLcm, A4)
где С' —усилие распора на 1 пог.м длины
стенки в кг) 7 — вес 1 «и3 насыпного груза
в кг; h — высота засыпки в м; Lcm — расчёт-
ная длина участка в м\ a — угол естествен-
ного откоса насыпного груза; значения аи]
приведены в табл. 11.
Таблица 11
Величины объёмного веса 7 и угла естественного
откоса а для сыпучих грузов
Груз
Зерно
Каменный уголь
Кокс
Древесный уголь
Железная руда
Соль
Торф
Песок средней влажности
в кг/м3
8оо
8оо
5°о
2ОО
25OO
IOOO
5°о
i8oo
а в град.
25
3°
35
35
35
45
5°
Для любых значений скорости и радиусов
кривых железнодорожного пути центробежная
сила Сц от массы вагона определяется по
формуле
С« g ' R 3,62 кг' .
где Q—вес вагона брутто в кг, равный
Q=QB+T;
A5)
A6)
R — радиус кривой железнодорожного пути
в м; V— скорость в км/час; ^ = 9,81 м\сек'К
При расчёте вагона на устойчивость при
прохождении кривых железнодорожного пути
в формуле A5) за величину Т принимается
собственный вес вагона. При расчёте вагона
на прочность для определения вертикальных
составляющих силы Сц за величину Т прини-
мается вес вагона за вычетом веса ходовых
частей (или тележек). Сила Сц приложена
в центре тяжести вагона и направлена от
центра кривой железнодорожного пути.
Давление ветра на вагон
A7)
где р = 150 кг/м?— удельное давление ветра
на 1 м2 боковой поверхности вагона; FEB —
площадь проекции боковой поверхности ва-
гона на вертикальную плоскость в мК Норма
удельного давления р = 150 кг/м2 соответ-
ствует ураганному ветру, и для этого случая
должна быть проведена проверка устойчи-
вости вагона. Если при проверке коэфициент
устойчивости получился равным или меньшим
единицы, то величину р определяют согласно
ГОСТ 1664-42 по формуле
Р = k (р°в +
A8)
где k — коэфициент обтекания, оценивающий
форму поверхности и её расположение по от-
ношению к воздушному потоку (для вагона
можно принять k = 0,8); р® — удельное давле-
ние ветра на уровне земли в кг/м2, зависящее
от скорости ветра и защищённости поверхно-
сти; ki, h — коэфициенты. Значения р®, kx и Л
принимаются по ОСТ 1664-42.
Сила ветра Св действует горизонтально,
нормально к боковой поверхности вагона. При
расчётах вагона на прочность или устойчи-
вость принимают направление силы Св одина-
ковым с направлением центробежной силы С
Горизонтальные поперечные силы Св
передаются на боковые балки рамы или нижние
обвязки боковых ферм кузова в виде верти-
кальных составляющих (реакций) Rc, которые
нагружают одну сторону и разгружают другую.
Рассчитывается та сторона, где Rc суммируется
со статическими нагрузками Qg и Т$.
Си I f t,
„ t> ts ' и, и
и С.
где / — расстояние в см поперёк вагона между
центрами тяжести нижних обвязок боковых
стен вагона; Q$ и Tq—вес груза и тары, при-
ходящейся на боковину.

ГЛ. XXII]
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАГОНОВ
641
Обычно величина Rc равна
Rc = @,35 -г- 0,40) (Q6 + Тб), A9)
и суммарная вертикальная нагрузка на боко-
вину равна
i B0)
Вертикальные усилия N от ударов на сты-
ках рельсов, стрелок и крестовин учитываются
только для расчёта неподрессоренных ходо-
вых частей вагона и определяются по фор-
муле
N = k{Qxr + Rxr), B1)
где k = 0,25 — коэфициент динамичности воз-
действия пути; Qxr — вес статической нагрузки,
приходящейся на рассчитываемый^элемент ва-
гона; Rxr — величина вертикальной составляю-
щей сил Св и Сц, действующей на рассчиты-
ваемый элемент.
Сила инерции, возникающая при экстрен-
ном торможении вагона,
B2)
где Q — наибольшая статическая нагрузка
(вес вагона брутто).
Сила инерции Ри воспринимается подпят-
никами ходовых тележек или рессорными
державками. Вертикальная составляющая инер-
ционного усилия, передаваемая на ходовые
части,
Яи=^, B3)
где ha — высота от подпятника до центра тя-
жести вагона; La — база вагона.
Сечение хребтовых балок у задних упор-
ных кронштейнов должно быть не менее
160 см3 у вагонов открытого типа и цистерн
и не менее 140 см? у крытых вагонов. Напря-
жение сжатия <3ф возникающее в хребтовой
балке от ударного усилия, определяется по фор-
муле (9) и должно удовлетворять требованию
<*d < 0.00775P, B4)
гДе р — ударное усилие в кг. При Р = 80000 кг,
т. е. при ударе автосцепки,
od< 0,00775 • 80000 или 0d<62O кг/cw*.
Толщина глухих торцевых стен крытых
вагонов и полувагонов, выполняемых из ме-
таллических штампованных или гладких ли-
стов, должна быть не менее 6 мм при стенке
из одного цельного листа, а при составной
стенке из нескольких листов—не менее б мм
на нижней трети высоты и не менее 4 мм на
остальной части. Стенки из гладкого листового
железа или деревянной обшивки должны быть
усилены стойками и раскосами в количестве
не менее трёх (не считая угловых стоек) со
следующим минимальным моментом сопроти-
вления.
Тип концевого усиления W
в см*
Вертикальные стойки или раскосы (не
менее трёх), общий суммарный момент . . 135
Вертикальные стойки или раскосы
(более трёх), момент сопротивления ка-
ждой из них 4°
Горизонтальные концевые балки, мо-
мент сопротивления на] пог. м внутрен-
ней высоты вагона 7^
Волнистые (штампованные) листовые
стенки, момент сопротивления на 1 пог. м
внутренней высоты вагона 74
41 ТОМ 13
Вертикальные стойки и раскосы распола-
гают симметрично оси вагона с расстоянием
между ними Ъ ^ 0,2В, где В — ширина вагона
внутри. При усилении концевых стенок гори-
зонтальными балками расстояние между ними,
а также от пола до нижней балки h^.0,2H,
где Н — высота вагона внутри.
Присоединение верхних концов лобовых
стоек и раскосов должно быть рассчитано на
действие условной силы Pit приложенной
к этим элементам на высоте а = 45 см от
уровня пола:
B5)
Присоединение нижних концов этих эле-
ментов должно быть рассчитано на действие
приложенной в нижнем узле условной силы
Р2 = ecpFcm. B6)
В этих формулах иь — 1400 кг/см2 — до-
пускаемое напряжение на изгиб; аср =
= 1120 кг/см% — допускаемое напряжение " на
срез; W — момент сопротивления элемента
в с-и3; Fcm — площадь сечения элемента в см2;
I — длина элемента в см.
Деревянная концевая обшивка на з/3 высоты
от уровня пола должна иметь толщину
40—45 мм.
Моменты сопротивления концевых стоек
торцевых стен пассажирских вагонов с каждого
конца вагона даны в табл. 12.
Таблица 12
Минимально допускаемые моменты сопротивления
концевых стоек пассажирских вагонов
Вагоны
Поездов локомотивной
тяги
Электрифицированных
железных дорог при весе
поезда не более 270 m . .
Автомотрисы (при при-
цепных вагонах) при весе
поезда не более 100 m . .
Момент сопротивления
в см3
Для
всех
стоек
стены
IOOO
650
240
В том числе для
угловых
стоек
250
170
бо
для всех
остальных
стоек,
включая
и дверные
75з
480
i8o
Прочность соединения стоек вверху и внизу
рассчитывается на условное усилие Р%, кото-
рое считается приложенным в этих углах. Мо-
менты сопротивления стоек и раскосов боковых
стен и дуг крыши должны быть не менее
указанных ниже величин.
Элементы
Стойки и раскосы боковой стены
в любом горизонтальном сечении
между поверхностью пола и над-
оконным поясом на участке между
угловыми стойками на 1 пог. м длины
боковой стены (между центрами кон-
цевых панелей)
Дуги крыши на 1 л*2 горизон-
тальной проекции крыши, поддержи-
ваемой этими дугами .
Момент сопроти-
вления сечения
в см*
i6,o
«•7

642
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Расстояние / от оси автосцепки до нижней
кромки верхнего армировочного листа (или
упора для хомута автосцепки) должно быть
/ ^ 155 мм. Расстояние Ъ между внутренними
стенками хребтовой балки в месте постановки
фрикционного аппарата должно быть равно
330 мм. Высота от головки рельсов до оси
автосцепки товарных и пассажирских вагонов
должна лежать по ГОСТ 3475-46 в пределах
1040—1080 мм, а высота до оси буферов
новых вагонов для четырёхосных грузовых и
пассажирских вагонов при диаметре колёс
900—950 мм принимается 1040 мм, то же при
диаметре колёс 1050 мм — 1065 мм, для двух-
осных товарных вагонов с однорядными рес-
сорами при диаметре колёс 1050 мм— ПООлш.
Минимальный диаметр буферных тарелок
для новых вагонов с базой до 6000 мм—340 мм,
вагонов с базой от 6000 до 10 000 мм — 400 мм,
вагонов с базой свыше 10000 мм — 450 мм.
Для вагонов с базой свыше 14000 мм диаметр
тарелок буфера надо определять путём вписы-
вания вагонов в кривые путей наименьшего
радиуса, по которым вагону придётся про-
ходить в эксплоатации.
Приведённые в табл. И величины угла
естественного откоса насыпных грузов служат
для расчёта прочности боковых стен и стоек.
Для конструирования люков, наклонных стенок
и опрокидывающихся полов саморазгружаю-
щихся вагонов устанавливаются следующие
величины углов естественного откоса: при пе-
ревозке каменного угля 35°, при перевозке
железной руды 45°, при перевозке смешанных
пород 40°, для опрокидывающихся кузовов
думпкаров оптимальный угол наклона 42°.
Нормы расчёта рычажных тормозных
передач. Тормозное усилие Ртр, равное сум-
марному давлению всех тормозных колодок
на колёса, должно составлять для всех типов
вагонов 70—80% от собственного веса вагона,
т. е. Р =0,7-г 0,8Г. Сила нажатия штока
тормозного
муле
цилиндра определяется по фор-
Р.
Рш =
тр
п
где п—передаточное число рычажной пере-
дачи (всей системы — от штока до колодки);
максимально допустимые значения п см.
в табл. 13.
Таблица 13
Максимально допускаемые передаточные числа
тормозной рычажной передачи
Вагоны
Пасса-
жирские
То же
Товар-
ные
j
То же
Режим
тормоза
Одноре-
жимныи
То же
-
Двухре-
жимный
Система
торможения
Односторон-
нее
Двухсторон-
нее
Одно-и двух-
стороннее
То же
Давле-
ние в
тормоз-
ном ци-
линдре
в am
3,5
3>5
3.5
1.8
Переда-
точное
число
8
9
9
ю
Величины Ртр и Рш определяются при ра-
бочем давлении р в тормозном цилиндре; при
однорежимном тормозе товарных и пасса-
жирских вагонов р = 3,5 am, при двухрежим-
ном тормозе товарных вагонов р = 1,8 am.
Диаметр d тормозного цилиндра определяется
из соотношения Рш—Р —д— •
Расчёт валиков на изгиб производится по
схеме фиг. 12. Напряжение изгиба
\2 4J'
B7)
где Р — нагрузка на валик в кг (считается
равномерно распределённой); 1= а\- b — рас-
чётная длина вали-
ка, равная расстоя-
нию между сере-
динами щёк вилки
или подвесок; Ь —
толщина щеки вил-
ки или подвески;
а — ширина голов-
ки тяги или тол-
щина рычага; d —
диаметр валика.
Расчёт деталей
рычажной тормоз-
ной передачи всех
типов вагонов дол-
жен производиться
при давлении в
тормозном цилин-
дре р — 3,5 am, при
этом диаметр тяги
не может быть
меньше 22 мм и
расчётные напря-
жения не должны
превышать указан-
ных в табл. 14 ве-
личин.
Фиг. 12. Схема нагрузки
тормозного валика.
Таблица 14
Максимально допускаемые напряжения для
деталей рычажной тормозной передачи
Наименование
детали
Рычаги
Тяги, кроме го-
ловок и вилок на
них
Вилки и голов-
ки тяг
Валики
Род напряжения
Растяжение ....
Растяжение ....
Изгиб
Срез
Смятие (в отвер-
стиях рычагов и ви-
лок)
Напряже-
ние
в кг/см*
iaoo—1300
9оо— iooo
5оо—боо
IOOO—I2OO
боо—7°°
IOOO
Дополнительные данные для проектирова-
ния пассажирских цельнометаллических
вагонов
Дополнительные данные распространяются
на проектирование пассажирских вагонов
цельнометаллической конструкции, применяе-
мых в поездах с весом тары не менее 270 т,
и составлены исходя из того, что пассажир-

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
643
ские вагоны могут стоять в голове поезда за
локомотивом и служить как вагоны прикры-
тия. Для обеспечения этих условий работы
к кузову и раме пассажирского вагона предъяв-
лены повышенные технические требования [12].
Во всём остальном при техническом расчёте
этих вагонов надлежит руководствоваться
„Основными данными на проектирование же-
лезнодорожных вагонов широкой колеи".
Тележки должны иметь надёжное замочного
типа соединение с кузовом вагона в узле
пятника. Соединение рассчитывается на срез
силой Рг = 113,5 т (чтобы вес тележки уча-
ствовал в поглощении внешних сил при аварий-
ных толчках) и на растяжение силой Р2 веса
тележки (чтобы обеспечить возможность под-
нятия тележки вагона вместе с кузовом).
Рама вагона. Хребтовая балка рассчиты-
вается на продольное сжатие от концевой
нагрузки Р3 = 181 т, приложенной по про-
дольной оси вагона посередине между осью
сцепления и осью буферного механизма. Вагон
рассчитывается на сопротивление горизонталь-
ной сжимающей нагрузке Р4 = 227 т, действую-
щей по продольной оси вагона на буферную
конструкцию упругой площадки, на высоте
305 мм от оси автосцепки. Буферный брус рас-
считывается на восприятие вертикальных толч-
ков вверх от силы Ръ = 45 т, передаваемых
хвостовиком автосцепки в любом его горизон-
тальном положении. Подвеска головки авто-
сцепки и её крепление к кузову рассчиты-
ваются на восприятие вертикальных толчков
вниз от силы Р5 при тех же положениях го-
ловки автосцепки.
Кузов вагона должен противостоять кон-
цевой статической нагрузке Р6 = 362 т, при-
ложенной к задним упорным угольникам авто-
сцепки по оси её сцепления. Величина
нагрузки Р6 (минимальная) принята исходя из
обеспечения коэфициента безопасности 2 при
расчётной нагрузке на хребтовую балку
Р3 — 181 т. При этих нагрузках в кузове и
любом его элементе не должно быть остаточ-
ных деформаций.
Вертикальные упругие деформации (расчёт-
ные стрелы прогиба) кузова по середине вагона
нормально (для вагонов с базой около 18,3 м)
должны лежать в пределах 12,7—19,0 мм, ма-
ксимальная деформация не должна превышать
25 мм.
Вертикальные концевые элементы
должны иметь суммарный момент сопротивле-
ния wCm не менее 1050 см? в каждом конце
вагона. Наружная концевая стенка должна
иметь два главных вертикальных элемента
(стойки), по одному с каждой стороны сред-
него концевого прохода. Каждый из этих эле-
ментов должен иметь момент сопротивления W
не менее 400еж3. Площадь сечения стенки F
должна быть рассчитана на восприятие среза
силой Р7= 136 /га и определяется по формуле
р
F = bh = —- , где Оу — предел прочности
на срез в кг/см2; Ъ и h — толщина и высота
стенки элемента (стойки) в см.
Необходимая площадь F достигается уси-
лением стенки армировкой, которое должно
быть одинаковым до высоты 450 мм и снижаться
до нуля на высоте 750 мм от верха нижней
рамы.
Наружная обшивка из низкоуглеродистой
мартеновской стали в случае её применения
в виде листа (без дополнительной к стойкам
армировки) в сплошной конструкции боковой
стенки должна иметь номинальную толщину
не менее 3,0 мм. Допускается применение
обшивки меньшей толщины при условии её
армировки для доведения прочности (в пер-
пендикулярном плоскости направлении) до
прочности обшивки, имеющей толщину 3,0 мм.
При решётчатой форме боковой стенки, где
обшивка не является несущим элементом кон-
струкции, минимальная её толщина должна
быть не менее 40% от указанной выше.
Крыша. Дуги крыши в любом сечении
должны иметь момент сопротивления не менее
3,0 см? на 1 ж2 приходящейся на них площади
проекции крыши. Обшивка плоской части
крыши, выполненная из низкоуглеродистой
мартеновской стали и не имеющая рёбер
жёсткости, должна иметь толщину не менее
1,3 мм. Меньшая толщина обшивки допускается
при армировании её рёбрами.
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
Парк товарных вагонов железных дорог и
промышленного транспорта СССР насчитывает
свыше 100 различных типов вагонов. Из них
только небольшая часть типов (платформы,
гондолы, хопперы, крытые вагоны, изотерми-
ческие и цистерны) относится к вагонам общего
назначения, т. е. курсирующим по всем же-
лезным дорогам СССР без ограничения. Они
удовлетворяют „Правилам технической экспло-
атации железных дорог СССР" и ТУ МПС на
постройку вагонов и обеспечивают перевозку
всего ассортимента грузов, кроме специфиче-
ских.
Специальные вагоны служат для перевозки
определённых грузов.
По устройству кузова товарные вагоны
разделяются на кузовные (крытые и полувагоны)
и бескузовные (открытые), по устройству хо-
довых частей — на двухосные и многоосные
(тележечные), по конструкции — на металли-
ческие, деревянно-металлические и деревянные,
по технологии и типу соединений — на свар-
ные, клёпано-сварные и клёпаные.
Производство современных вагонов в ши-
роком промышленном масштабе фактически
началось с 1930 г. В годы сталинских пятиле-
ток вагоностроительная промышленность Со-
ветского Союза освоила выпуск всех необхо-
димых народному хозяйству типов товарных
вагонов.
Выпускаемые отечественной промышлен-
ностью вагоны характеризуются следующими
данными.
По количеству осей — четырёхосные и мно-
гоосные вагоны (в незначительном количестве
также двухосные).
По грузоподъёмности: 40—100 т
(в основном 60 т), с максимальными нагруз-
ками от загона на 1 пог. м пути до 8 т, от
колёсной пары на рельс до 20,5 т для вагонов
общего назначения и до 25 m для специальных
вагонов.
По конструкции — полностью метал-
лические (думпкары, цистерны, полувагоны) и
с металлическими рамами и каркасами кузо-

644
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
вов. В последних дерево применяется только
для обшивки кузова и настила полов.
Все вагоны оборудуются автоматическими
тормозами и автосцепкой, что позволяет фор-
мировать их в поезда большого веса.
По технологии — широкое примене-
ние холодной и горячей штамповки, стального
литья и электросварки.
Коэфициенты тары и удельного объёма
строящихся вагонов приведены в табл. 15 и 16.
Таблица 13
Значения козфициента тары —— и — и удельного
Qb vb
объёма -тч— для товарных вагонов общего назначе-
Яв
ния, построенных из обычных материалов
Наименование вагона
Двухосная 20-т плат-
форма *
Четырёхосная 60-от бор-
товая платформа
Четырёхосная безборт-
ная платформа ** ....
Двухосный 25-nz хоп-
пер*
Четырёхосный 60-от
хоппер *
Четырёхосный хоппер*.
Четырёхосная 60-т
гондола *
Четырёхосная гондо-
ла*
Двухосная 25-от ци-
стерна*
Четырёхосная Б0-/ге
цистерна *
Четырёхосная цистер-
на**
Четырёхосный крытый
50-т*
Четырёхосный крытый .
Четырёхосный 19-ш изо-
термический *
Четырёхосный 30-m изо-
термический *
Четырёхосный изотерми-
ческий *
9,2
2,0
23.9
,2
,О
,7
,7
24,4
23,
19.
21,9
31.5
14,6 20
Коэфи-
циенты
15,7
2б,О
59.3
8i,o
66,7
64,1 6з,5
бо
63,
25
бо
63.5
бо
25
5°
Зб,
,85о
45
47.6
51,8 3<>
58,9
о,4б
°.37
о,38
°.49
°.35
о,33
о,38
°,39
°,54
°,47
о,44
4 о,43
о, 95
о,88
0,63
1,40 0,26
O.47
0,36
0,26
0,341.
0,38
O.54
о ,47
о.59
°.38
o,6j
0,48
Qb
0,73
1,04
0.99
1,27
1,01
1,00
1,00
0,24 1,79
0,18
3.51
1,72
1.85
* Сварная конструкция.
** Клёпаная конструкция.
Дальнейшее совершенствование конструк-
ций товарных вагонов идёт по линии увеличе-
ния прочности конструкции и срока её службы
в эксплоатации (замена деревянной обшивки
в гондолах, полувагонах и крытых вагонах
металлической), совершенствования технологии,
более широкого применения холодноштампо-
ванных и специальных профилей, стального
литья и др., создания специальных типов ва-
гонов для отдельных отраслей промышленности
и снижения собственного веса вагона путём
применения новых материалов (низколегиро-
ванных сталей, сплавов алюминия).
Таблица 16
Т Т
Значения коэфициента тары —— и — и удельного
Vb vb
vb
объёма -=— для товарных вагонов специального
Qb
назначения, построенных из обычных материалов
Наименование вагона
Четырёхосный рудный
70-/П хоппер *
Двухосный торфяной
20-гп хоппер *
Двухосный битумный
15-/П полувагон *
Четырёхосный битумный
40-/га полувагон *
Четырёхосный коксоту-
шительный 22-пг ** ...
Двухосный 20-от думпкар
ручного опрокидывания *
Четырёхосный 50-ти *
думпкар пневматического
опрокидывания *
Четырёхосный 60-/п думп-
кар пневматического опро-
кидывания *
Восьмиосный 70-/и
транспортёр **
12-осный 150-ги транс-
портёр **
Четырёхосный рудный
60-т трансферкар * ...
Четырёхосный коксовый
30-тге трансферкар ** . . .
12, О
13,9
32,0
25,б бо,
17.6 ю,
3L7
43.°
43,5
,о
55.°
64,0
28,6
53.°
48,о
32,8
3°.°
бо,о
7°
бо
Коэфи-
циенты
0,35 °,6о
о,бо о,
.93
о,8о
r,i6
°.93
0,67
°.43
о,88 1,7б'
0.63
0,72
0,63
59
о, 93
2,14
23 2
1,41
о,41
.65
1,О0
1,2О
2,75
°,45
°.55
°,5°
i,o7 з,оо
* Сварная конструкция.
** Клёпаная конструкция.
*** Собственный вес дан для вагонов, оборудованных
автосцепкой, буферами, пневматическим и ручным тор-
мозами.
Величины снижения собственного веса об-
легчённых вагонов в зависимости от марки
применённого материала высокого сопротивле-
ния приведены в табл. 17.
Весьма значительный эффект даёт приме-
нение в вагоностроении низколегированной
стали марок СХЛ2 и СХЛЗ, механические
свойства которых приведены в табл. 18.
Собственный вес четырёхосной QO-m гон-
долы с металлической обшивкой из стали
СХЛ2 и СХЛЗ по проекту Уральского вагон-
ного завода получился на 2,7 т, или 12%,
меньше веса гондолы сварной конструкции из
обычных материалов. Коэфициент тары при
этом оказался равным 0,33, что ниже коэфи-
циента тары американских вагонов @,34—0,43).
Платформы (бескузовные вагоны)
Платформы предназначаются для пере-
возки длинномерных или штучных грузов, по-
грузка которых в крытые вагоны или полува-

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
645
Таблица 17
Весовая характеристика товарных вагонов, построенных из сталей высокого сопротивления
и лёгких сплавов
Тип вагона
Четырёхосный хоппер
Четырёхосный хоппер
Четырёхосная гондола (низкоборт-
ная)
Четырёхосная 70-т гондола
Четырёхосная гондола (проект
Уралвагонзавода 1947 г.)
Четырёхосный крытый товарный
Четырёхосный изотермический
Четырёхосная цистерна
Четырёхосный думпкар для дро-
блёных и сыпучих грузов
Марка материала и конструкция вагона
Кузов и рама из алюминиевых сплавов. Конструк-
ция клёпаная
Рама, каркас и обшивка кузова из легированной
стали. Конструкция клёпано-сварная
Рама и каркас кузова из легированной стали.
Конструкция клёпаная
Рама и кузов из легированной стали. Конструк-
ция сварная
Рама и каркас кузова из стали СХЛ-2, листы об-
шивки кузова и люков пола из стали СХЛ-3. Кон-
струкция сварная
Рама и кузов из легированной стали. Конструк-
ция сварная
Рама и кузов из легированной стали. Конструк-
ция клёпано-сварная
Котёл из алюминиевых листов, сварной, рама
из обычной углеродистой стали клёпаной конструк-
ции
Рама и кузов из легированной стали. Конструк-
ция клёпано-сварная
Собственны
вес вагона
в т
17,6
16,4
I9>2
20,8
20,0
!6,3
2O,2
Х5'7
23,8
S га
ы> х
63.5
63.5
45.4
63,5
бо,о
45.4
36,4
36.4
45.4
Г-1
Коэфициен'
Т
К)
СУ
3
а
О,28
О,2б
0,42
о.ЗЗ
о,33
O.37
°,5б
°»43
о, 53
Таблица 18
Механические и антикоррозийные свойства
низколегированных сталей
Марка
стали
МСТ-3 ....
СХЛ2
схлз
л прочности
§5-
С в
38
48—бо
40-52
л текучести
8|
22
33
30
к
<=<
>>
<о
о
%%
о?
22
18
2О
Л
в
о
п
к ,
«с
ю
8
ю
а» со
оррозийные
в а по отнош
стали МСТ-
i
Н
гоны затруднительна, а также грузов, допускае-
мых к перевозке на открытом подвижном
составе.
Платформы имеют раму, покрытую поло-
вым настилом и опирающуюся на ходовые
части (колёсные пары или тележки).
Платформы, служащие для перевозки все-
возможных грузов, называются универсаль-
ными. Они обычно оборудованы лобовыми и
боковыми бортами для использования их при
обратном пробеге под перевозку сыпучих
грузов (угля, руды и т. п.). Пол этих вагонов
деревянный для обеспечения возможности за-
крепления на нём клиньями и крючьями пере-
возимого груза.
Платформы, служащие для перевозки спе-
циальных грузов или для работы в определён-
ных условиях, называются специальными. Они
обычно безбортовые и имеют металлический
настил пола.'
Рамы платформ воспринимают все стати-
ческие и динамические нагрузки и в совре-
менных конструкциях делаются обычно метал-
лическими.
Толщина настила деревянного пола
45—70 мм, металлического 6—12 мм в зави-
симости от назначения вагона. Толщина дере-
вянных бортов 40—50 мм, металлических
4—6 мм. Кроме общего для всех вагонов
оборудования (тормозов, тягово-ударных при-
боров и др.), платформы в зависимости от
назначения имеют скобы для крепления лесных
стоек, увязочные кольца, а на бортах—отбойные
пружины и запорные механизмы.
Основная характеристика наиболее совре-
менных конструкций платформ, а также двух-
осных высокобортных платформ 15,0—18
и 20 m (значительное количество которых
находится в эксплоатации) приведена в
табл. 19.
Конструктивные особенности платформ.
Четырёхосная 60-т бортовая платформа
Уралвагонзавода конструкции 1941 г. (фиг. 13)
имеет цельнометаллическую сварной конструк-
ции раму, состоящую из четырёх продольных
(двутавр № 55) и поперечных балок: буферных,
шкворневых и средних. Два средних продоль-
ных двутавра образуют хребтовую балку.
Настил пола, выполненный из досок тол-
щиной 50 мм и шириной 150 мм, крепится
к балкам болтами, по краям, сбоку и с торцов
армирован металлическими угольниками, пре-
дохраняющими дерево от разрушения при по-
грузке и выгрузке.
С каждой боковой стороны вагона имеются
борты, вращающиеся на нижних шарнирах
и при разгрузке откидывающиеся вниз. Торце
вые борты также вращаются на нижних шар-
нирах и при разгрузке ложатся горизонтально
на кронштейны буферных брусьев. В этом
положении борты составляют продолжение

646
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Основные характеристики платформ железных дорог СССР
Таблица 19
Характеристика вагона
Четырёхос-
ная борто-
вая 50-/П
образца
1932 г.
Четырёхос-
ная борто-
вая 60-т
Четырёхос-
ная безбор-
товая 60-т
Двухосная
бортовая
15,0—16,5-
18,0-т
Двухос-
ная завод-
ского типа
70-т
Двухосная
высоко-
бортная
20-т
Двухосная
для марган-
ца 20-т
Длина вагона по осям авто-
сцепки в мм
Длина рамы в мм
База вагона в мм
Ширина вагона снаружи
в мм
Высота от головки рельсов
в мм:
до уровня пола
, оси автосцепки ....
Длина пола в мм
Ширина пола в мм
Площадь пола в м? • ....
Высота бортов в мм:
боковых
торцевых
Полезный объём в л»3 ...
Грузоподъёмность в/п
Собственный вес вагона в т
Нагрузка от оси на рельс
в т
Нагрузка на 1 лог. м пути
вот
Коэфициент тары вагона . .
14 334
13°°4
93°о
i 371
i 038
13 9Н
3780
35.9
455
3°5
5.
18,4
4.8
°,37
14 194
13 974
9394
3 150
i 371
1038
is 874
3 77°
35.7
455
3°5
30,5
5.8
о,37
14 зэо
13000
10 394 '
9 304
3i°o
1398
1 038
13000
3100
4o,3
60,0
24,0
5.9
0,40
3940
I 331
1098**
9104
3740
34,9
329/550
339/300
5,7/i3,8***
15,0/18,0
7.3
12,6
з,4
0,41
12040
10820
7 aoo
3350
1 303
1 040
10 8зо
ЗЗ50
35.1
70.0
33,0
33,o
7-6
O.31
io 424
9303
3070
13»
1 070
9 114
2750
35.1
634
3" *
14.6
so,о
9.2
14,6
'9*
0,40
7830
6610
3900
3070
1335
1075
6520
2750
17,9
634
3"
9.8
20,0
8,9
3.7
0,45
Примечание. Собственный вес указан для вагонов без ручного тормоза,
матическим тормозом.
оборудованных автосцепкой и пнев-
* По концам буферов. ** До оси буфера.
15,0-т.
В знаменателе значения для 18,0-т платформы, в числителе для
пола и дают возможность перевозить длинные
грузы на одной платформе или сцепе двух
платформ.
На буферных и боковых балках снаружи
поставлены отбойные пружины, о которые
ударяются борты при откидывании (только на
боковых балках), скобы лесных стоек и увя-
зочные кольца.
Вагон оборудован автосцепкой, буферами,
пневматическим тормозом (часть платформ
Четырёхосная 70-т платформа завод-
ского типа (фиг. 14) предназначена для вну-
тризаводского транспорта, служит для пере-
возки горячих балок из прокатных цехов ме-
таллургических заводов на склад. Рама вагона
металлическая, сварной конструкции, состоит
из продольных и поперечных балок (двутавр
№ 40). На пол из стальных листов толщиной
13 мм положено шесть поперечных литых
балок, служащих опорами перевозимого про-
«IB
¦ МеЖду осями автосцепки W9U
Фиг. 13. Четырёхосная бортовая 60-т платформа.
строится также с ручным тормозом) и опи-
рается на две двухосные тележки товарного
типа.
Четырёхосная дО-т платформа кон
струкции 1932 г. по назначению и общему
устройству идентична 60-да платформе Урал-
вагонзавода.
Четырёхосная 60-т безбортовая плат-
форма конструкций 1935 г. предназначена
для перевозки сосредоточенных грузов
и не имеет бортов; продольные балки — дву-
тавр № 60, настил пола из досок толщиной
60 мм; в остальном почти идентична 60-т
бортовой платформе.
ката. Для предохранения от перегорания пол
залит слоем бетона толщиной 100 мм.
Вагон оборудован несквозной упряжью и бу-
ферами, автоматическим и ручным тормозами,
хребтовые балки допускают постановку авто-
сцепки. Ходовые части — нормальные двух-
осные тележки товарного типа.
Двухосная 20-т платформа Мытищин-
ского вагонного завода конструкции 1940 г.
(фиг. 15) относится к группе универсальных,
имеет металлическую раму сварной конструк-
ции, состоящую из продольных (швеллер
№ 30) и поперечных (швеллер № 26) балок,
настил пола из досок толщиной 45 мм. Боко-

пой В
по CD
/It ГЗГ.А) / и7*/Т~лУ~Т\ft"J*O~T:TT7*0~rt9-A ГУ^П -T^n-Xli frrri'l ГТТ
Фиг. 14. Четырёхосная 70-m платформа заводского типа.
Таблица 20
Основные характеристики транспортёров железных дорог СССР
Характеристика вагона
Длина вагона по осям сцепления в мм
Длина по концам буферных брусьев в мм ....
База вагона (по пятникам главной балки) в мм. .
Длина главной балки в мм
База концевой рамы (между центрами тележек) в мм
Главная база тележки (крайних осей) в мм....
Ширина погрузочной площадки в мм ...'...
Длина погрузочной площадки в мм
Высота от головки рельсов в мм:
до оси автосцепки
, верха погрузочной площадки
Площадь погрузочной площадки в м*
Грузоподъёмность вагона вот
Собственный вес вагона в т
Нагрузка от оси на рельс в т
Нагрузка на 1 пог. м пути в т/м
Коэфициент тары
Тип транспортёра
12-осный
150-т
3° 435
30270
20830
4 575
3°5°
3 44O
9*5б
1038
1208
32,3
150,0
88,о
19,8
7.8
0,58
12-осный
110-я»
ЗО43О
8
33
зоз68
20828
4 57»
3°5о
2 438
9OI7
ю8о
32,0
но,о
82,0
1б,О
6,3
°>75
12-осный
220-от
26360
25140
25140
6 IOO
3 ооо
3900
и 40°
I 040
1 збо
33,1
220,0 A68,О) **
80,0
35!О (зо,7) **
11,4(9-4)**
о,36 (о,48)**
8-Осный
70-от
22 672
21432
14 30O
15 30O
Ззоо
i 8оо
Зооо
7 ооо
779
21,0
70,о
42,0
14.о
5.о
о,6о
18-осный
168-от
35 4°° *
i68,o
90,0
14.3
7.3
о,54
• По буферам.
•* В скобках указаны величины при обычной эксплоатацни.

648
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
вые и торцевые борты повышенные для луч-
шего использования вагона при перевозке
сыпучих грузов. Коэфициент удельного объёма
в этом вагоне равен 0,73, т. е. почти в три
раза выше, чем в 60-т платформе. Коэфи-
циент использования вагона при перевозке
мощных двигателей, станки и т. п.). Пол ва-
гона опускают возможно ниже, что позволяет
перевозить высокие грузы. Главная балка
транспортёра поэтому обычно бывает изогну-
той. Отличие современных транспортёров от
обычных платформ—значительная длина, боль-
МеЖду осями автосцепки
Фиг. 15. Двухосная высокобортная 20-т платформа.
сыпучих грузов равен: при руде —1,0, при
угле объёмного веса—0,9—0,66.
Двухосная 20-т платформа для марганца.
Рама вагона металлическая, из продольных и
поперечных балок, с деревянными настилом
пола и бортами. Длина вагона и объём рас-
считаны на перевозку марганца и других сы-
пучих грузов объёмного веса около 2,1.
Двухосная платформа 15,0—18,0-т типа
русских железных дорог имеет деревянно-
металлическую раму, состоящую из боковых
продольных швеллеров № 30, усиленных снизу
шпренгелями, буферных балок из швеллеров
№ 30 и внутренних деревянных брусьев по-
перечных, средних продольных и концевых
диагональных. Соединение металлических де-
талей между собой производится заклёпками,
а деревянных с металлическими и между со-
шое количество осей и как следствие высокий
коэфициент тары (около 0,75).
Существуют два основных типа транспор-
тёров: 1) с одной большой изогнутой балкой,
у которой верх средней части является грузо-
вой площадкой; 2) с двумя боковыми балками
или решётчатыми фермами большой высоты
(в новейших конструкциях), соединёнными
внизу поперечными балками, которые служат
основанием для пола.
Преимущества последнего типа — умень-
шенный собственный вес вагона, недостатком
являются неудобства при погрузке и разгрузке,
так как груз надо поднимать очень высоко.
Основная характеристика главнейших ви-
дов транспортёров приведена в табл. 20.
Кроме указанных в таблице типов транс-
портёров, в парке железных дорог СССР
Фиг. 16. Двухосная нормальная платформа.
бой — на болтах при помощи скоб и угольни-
ков. Настил пола деревянный, толщиной 50 мм,
армирован по краям угловым железом. Кузов
платформы состоит из четырёх боковых и двух
торцевых бортов высотой 229 мм из досок
толщиной 50 мм, соединяемых между собой
коваными петлями бортов.
Первоначальная грузоподъёмность плат-
формы была 15 т, затем после модернизации
она стала нормальной — 16,5 т A000 пуд.) и
в 1942 г. доведена до 18,0 т.
Общий вид нормальной платформы дан на
фиг. 16.
Транспортёры
Транспортёры, относящиеся к группе особо
тяжеловесных платформ, служат для перевозки
тяжёлых, длинных и крупных грузов (станины
имеются и другие типы транспортёров с чис-
лом осей от четырёх до восьми, грузоподъём-
ностью от 26,5 до 80 т.
Современные конструкции транспортё-
ров. Восьмиосный 70-т транспортёр цель-
нометаллической, полностью сварной конструк-
ции состоит из главной балки, двух концевых
рам-балансиров и четырёх двухосных нормаль-
ных тележек товарного типа. Главная балка
опирается на рамы-балансиры, а последние —
на две тележки каждая. Высота главной балки
в средней части 570 мм.
18осный 168-т транспортёр, предназна-
ченный для перевозки трансформаторов и вы-
соких грузов, состоит из главной балки, двух
концевых рам-балансиров и четырёх тележек.
Главная балка имеет две боковые фермы, со-
единяемые между собой поперечными балками.
Последние сверху покрыты листом и образуют

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
649
погрузочную площадку; груз размещается на
площадке между боковыми фермами. Конце-
вые рамы, так же как и рамы тележек, листо-
вой конструкции из продольных (боковых) и
поперечных балок. Средние тележки — пяти-
осные, концевые — четырёхосные.
12-осный 150-т транспортёр Брянского
завода конструкции 1938 г. (фиг. 17), цель-
нометаллический, сварной, состоит из главной
изогнутой посередине балки, двух концевых
рам-балансиров и четырёх трёхосных тележек.
-По осям абтосцё,
Фиг. 17. 12-осный 15O-/7I транспортёр.
Главная балка опирается по концам через
пятники на рамы-балансиры, а каждая из по-
следних опирается на две тележки.
12-осный 110-т транспортёр этого же
завода по общей конструкции и устройству
идентичен предыдущему 150-т транспортёру.
12-осный 220-т транспортёр Ворошилов-
градского паровозостроительного завода
состоит из сцепа двух рам тендеров паро-
воза ФД, каждая из которых опирается на две
трёхосные тележки, рамы покрыты сверху
деревянным настилом. Предназначен для пере-
возки длинномерных тяжёлых грузов.
Гондолы
Гондолы относятся к типу полувагонов
(т. е. вагонов, кузовы которых не имеют
крыши) и делятся на саморазгружающиеся,
в полу которых по всей длине вагона или на
части длины имеются люки для разгрузки
груза, полусаморазгружающиеся, у которых
пол глухой, но имеются люки в боковых сте-
нах кузова, глухого типа — с закрытым по-
лом и стенами кузова. В гондолах первых
двух типов двери (створчатые или падающие
вниз на пол) часто устраиваются в торцевых
стенах кузова, реже в боковых стенах.
Саморазгружающиеся гондолы с боковыми
и лобовыми дверями называются универсаль-
ными, так как пригод-
ны для всех перевози-
мых в вагонах общего
назначения видов гру-
зов: сыпучих (уголь, ру-
да), штучных (станки,.
машины), длинномерных
(лес, рельсы, балки), кон-
тейнерных; при укрытии
гондолы сверху брезен-
том можно перевозить
зерно и овощи.
Вертикальные на-
грузки и усилие от рас-
пора насыпного груза воспринимаются боко-
выми стенами кузова. Нижняя рама гондол —
полунесущего типа, воспринимает горизонталь-
ные ударные нагрузки, а поперечные балки
служат для передачи вертикальных нагрузок
на боковые стены и пятники. Боковые балки
рамы, обычно угольники, являются нижними
поясами боковых стен.
Открытый верх кузова гондол, как вообще
и всех полувагонов, допускает применение
механизированной погрузки и разгрузки на
вагоноопрокидывателях. Верхние обвязки бо-
ковых стен должны рассчитываться с учётом
усилий, возникающих при разгрузке вагона на
вагоноопрокидывателе. Основная характери-
стика гондол дана в табл. 21.
Четырёхосная 60-т гондола Уральского
вагонного завода конструкции 1941 г. (фиг. 18)
относится к типу универсальных и состоит из
Основные характеристики гондол
Таблица 21
Характеристика вагона
Четырёхосная
60-/га гондола
универсального
типа
Четырёхосная
гондола
Четырёхосный
56-т полувагон
Калининского
завода
Четырёхосная
60-от гондола
облегчённого
веса Ураль-
ского вагонного
завода
Четырёхосная
гондола облег-
чённого веса
Длина вагона по осям авотосцепки
в мм
Длина рамы в мм
База вагона в мм
Ширина кузова внутри в мм . . .
Длина кузова внутри в мм . . . .
Ширина боковых дверей в свету
в мм
Ширина лобовых дверей в свету
в мм
Высота от головки рельсов в мм:
до оси сцепления .
я верха кузова
Высота вагона внутри в мм . . . .
Площадь пола в м3
Полезный объём кузова в м3 . . .
Грузоподъёмность вагона в /я . . .
Собственный вес вагона в т . . . .
Нагрузка от оси на рельс в т . . .
Нагрузка на 1 пог. м пути в т/м.
Коэфициент тары вагона
13 93°
12 7°О
8650
г 960
13 518
12 398
8
2813
12 172
i 57<>
г бхо
I СЦ.О
3 270
I 88о
35-6
66,7
бо,о
во,6
5>9о
0,38
2 115
1388
34,з
47.5
5°»°
22,О
i8,o
5.3
°.44
14 194
12974
9294
2876
12 954
1 038
2868
1 600
37.3
60,0
55,5
26,5
2°, 5
5-8
0,48
I3 93O
12 700
8650
3040
12080
2610
1 040
3 27о
18З0
36.7
66,7
60,0
20,0
20,0
5.7
°. 33
ауяо
15260
I 070
45'4
0,42

650
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
1РАЗД. IV
-f-t Ж1
OLZC-
кузова с нижней рамой, поставленного на две двухосные
нормальные тележки товарного типа. Конструкция вагона
полностью сварная. Боковые стены кузова металличе-
ские, раскосно-стоечной конструкции, покрыты изнутри
деревянной обшивкой толщиной 35—40 мм. Гондолы,
построенные до 1947 г., имели в средних пролётах двух-
створчатые двери, открывающиеся наружу. В дальнейшем
гондолы строились без боковых дверей. В торцевых сте-
нах вагона во всю их ширину имеются также двухствор-
чатые двери, открывающиеся внутрь вагона. Каркас две-
рей металлический, обшивка деревянная. Двери оборудо-
ваны запорными механизмами, открываемыми снаружи.
На боковых стенах внутри кузова имеются скобы для
крепления лесных стоек, а снаружи — увязочные кольца.
Рама вагона из продольных и поперечных балок обра-
зует дно кузова, в котором имеются 14 люков (по семи с
каждой стороны хребтовой балки). Вращаясь на при-
креплённых к этой балке шарнирах, люки при разгрузке
открываются вниз (ложась на опоры у поперечных балок),
и груз высыпается вдоль вагона наружу.
Крышки люков удерживаются в нормальном положе-
нии крючками, шарнирно укреплёнными на нижнем поясе
боковой стены. Для предохранения крючков от самоот-
крывания сбоку установлены запорные секторы. Крышки
люков штампованные из 5 — 6-мм листа с рёбрами жёст-
кости посередине и по контуру. При закрывании крышки
её угольники сначала цепляются за первый зуб крюка,
при дальнейшем подтягивании — за второй зуб. Этот
механизм называется децентрализованным, он очень прост
в обращении и работает безотказно. Эксшюатация на на-
ших железных дорогах американских гондол с центра-
лизованным механизмом показала их ненадёжность и бы-
стрый выход из строя; на этих гондолах централизованный
механизм заменён крючковым.
Длина гондолы 12 700 мм (по раме) выбрана исходя из
возможности перевозки в одном направлении (из Донбаса)
угля, а в обратном — крепёжного леса стандартной длины
5,5—6,5 м, уложенного вдоль в два ряда.
Уральским вагонным заводом изготовлены опытные
образцы гондолы этого же типа без боковых дверей, с
обшивкой кузова и лобовых дверей стальным листом тол-
щиной 5—6 мм. Новая конструкция повысит срок службы
боковой обшивки и дверей.
Четырёхосная гондола с централизованным меха-
низмом по своему назначению и общему устройству
аналогична описанной выше конструкции 60-/и гондолы.
Боковые стены дверей не имеют; лобовые двери, сплош-
ные по всей ширине, вращаются на нижних шарнирах
и в опрокинутом положении ложатся на пол вагона. Кар-
кас кузова и дверей, а также вся нижняя рама и люки
металлические, клёпаной конструкции. Обшивка стен ме-
таллическая, но делаются кузовы и с деревянной обшив-
кой. Запорный механизм люков централизованный, со-
стоит из продольного вала, проходящего под люками одной
боковой стороны, и в нормальном положении их под-
держивает. При разгрузке вал отходит наружу, и люки
опускаются вниз на цепях, прикреплённых к валу. Привод
вала типа трещётки домкрата расположен по концам
вагона на буферных балках (четыре механизма на каждый
вагон).
Четырёхосный 56-т полувагон с металлическим
кузовом Калининского вагонного завода конструкции
1947 г. (фиг. 19) относится к типу полусаморазгружаю-
щихся, служит для перевозки сыпучих грузов. Вагон
спроектирован на базе четырёхосной бортовой платформы,
от которой полностью использована вся нижняя часть.
Сверху рамы установлен металлический кузов, состоящий
из стоек и обшивки толщиной 6 мм. В верхней части
листы кузова отштампованы так, что образуют продоль-
ную обвязку. Лобовые стены глухого типа; в нижней
части боковых стен имеются проёмы, закрываемые семью
люками с каждой стороны вагона. Вращаясь на верх-

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
651
них шарнирах, люки открываются наружу,
часть груза высыпается через проёмы, остав-
шаяся часть разгружается вручную.
Пол вагона деревянный, толщиной 45 мм,
в люковых проёмах армирован угловым же-
лезом. Конструкция вагона полностью сварная.
Четырёхосная 60 т гондола облегчённого
веса Уральского вагонного завода конструк-
ции 1947 г. по своему назначению, конструк-
долы идентичной конструкции, построенной из
обычных материалов. Снижение веса по заме-
няемым деталям около 23%.
Хопперы
Хопперы относятся к типу саморазгружа-
ющихся полувагонов. Их кузовы имеют наклон-
ные боковые и торцевые стенки, по которым
3088-
-9294
Фиг. 19. Четырёхосный 60-гл полувагон с металлическим кузовом.
ции и основным габаритным размерам анало-
гична четырёхосной 60-т гондоле. Обшивка
кузова и дверей металлическая, кузов без бо-
ковых дверей. Все металлические детали рамы
и кузова выполнены из стали СХЛ2 и СХЛЗ
(см. табл. 11), что позволило уменьшить тол-
щину диафрагм, а также накладок поперечных
балок и хребтовой балки. Сварные балки и
стойки заменены штампованными. Часть дуго-
вой сварки заменена точечной. Люки выпол-
нены из листов толщиной 4 мм, боковая об-
шивка 3 мм. Верхняя обвязка кузова и стойки
штампованы из полос толщиной 4—6 мм.
Собственный вес обычной гондолы, в которой
деревянная обшивка заменена металлической,
равен 23,7 т.
Вес облегчённой гондолы снижен до 20,0 т,
т. е. на 16,3%, а по заменяемым деталям на
270/0.
Четырёхосная 50-т низкобортная гон-
дола из низколегированной стали [7]. Гон-
дола глухого типа, имеет металлический кузов
и раму клёпаной конструкции, предназначена
для перевозки проката. Вес облегчённого ва-
гона равен 19,2 т, что на 13о/0 ниже веса гон-
груз скользит вниз к разгрузочным отверстиям
расположенным в дне вагона. Последние при-
крываются крышками люков, вращающимися
на шарнирах.
Люки располагаются поперёк вагона (у хоп-
пера с поперечной разгрузкой) или вдоль ва-
гона (у хоппера с продольной разгрузкой).
В последнем случае люки располагаются или
в средней части, по оси вагона (разгрузка
между рельсами), или по сторонам хребтовой
балки, у боковых стен ферм (разгрузка по бо-
кам вагона).
Некоторые типы хопперов имеют внутри
кузова над рамой надстройку, образующую
седлообразное дно. В этом случае груз раз-
гружается через боковые двери в стенах ку-
зова на обе стороны вагона по всей их длине.
Такие хопперы имеют более высокий коэфи-
циент тары, так как их кузовы участвуют
в работе вагона в очень незначительной сте-
пени. Характеристики хопперов даны в табл. 22.
Хопперы для перевозки балласта имеют
продольные люки для разгрузки во всех на-
правлениях. Хопперы для перевозки цемента
имеют кузовы с крышами для защиты груза
Основные характеристики хопперов и трансферкаров
Таблица 22
Характеристика вагона
s?SS
а*
3 «
О J»
О И
»И0
Э-о о
.а и ж
н * «
аоа
3" х н
Длина вагона по осям автосцепки
в мм
Длина рамы в мм '***...
База вагона в мм
Ширина вагона внутри в мм. .
Высота от головки рельсов до
верха вагона в мм . . •
То же до оси автосцепки в мм .
Открытие люков (в свету) в мм
Длина люка (в свету) в мм . .
Полезный объём кузова в м3 .
Грузоподъёмность ° вагона в т .
Тара вагона в/п
Нагрузка от оси на рельс в т .
Нагрузка на 1 пог. м пути в т/м
¦ Коэфициент тары
ю 030
8 8ю
3°8о
75°
2 бЮ
о9.3
5°.°
21,0
17.8
13 43°
и ао .
7 7°о
3°7°
3 3°°
I 03а
75о
а но
6о,о
6о,о
ai.5
30,4
6,6
°.Зб
733°
бдоо
39°°
3984
3I2O
IIOO
боо
2IOO
S6,O
85.°
12,2
13,6
5.1
0,49
7300
649а
435°
35OO
1040
920
1600
ав.6
70,0
I7.I
эг,8
п,8
ю 39°
9 2ОО
5 5°°
2 64O
4 збо
i 109
I ооо
53,о
ао,о
12,0
i6,o
11210
ю 000
б ооо
3585
4 44°
io6o
7оо
9 ооо
6о,з
32,О
25.6
«.9
12 700
12 300
9760
2860
3200
875
1 ою
915
70,0
63,5
17,6
30,3
13670
1317°
IO I2O
3 '5°
325°
875
95
78,5
63.5
1б,4
ао,о
5.7
с,зб
15 42°
14200
9 75O
2 9бо
3830
I O40
5^5
Заоо
ЗО.о
6о,о
55,5
28,9
7.5
°.93
i6 760
I5 54O
8540
3000
4215
1 040
92O
2 2ОО
6о,о
3°.°
б4>о
33-5
5,6
2,14

652
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
от атмосферных осадков; в крышах имеются
загрузочные люки. Расположенные внизу раз-
грузочные люки закрываются шиберными за-
слонками. К классу хопперов относятся вагоны,
кузовы которых имеют днища с наклоном в
одну сторону, куда и производится разгрузка.
Четырёхосный 60-т хоппер конструкции
1935 г. (фиг. 20) предназначен в основном для
перевозки угля (по удельному весу которого
определён объём кузова), но допускает пере-
возку и других сыпучих грузов. Рама, каркас
Ходовые части — две двухосные нормаль-
ные тележки товарного типа.
Четырёхосный 50-т хоппер конструкции
1932—1933 гг. по назначению и общему
устройству вагона аналогичен четырёхосному
60-/и хопперу. Рама, каркас кузова, задние
стенки бункеров и крышки люков металличе-
ские, клёпаной конструкции в вагонах выпуска
1932—1933 гг. и сварной в вагонах после-
дующего выпуска. Боковые стены раскосно-
стоечной конструкции для разгрузки их от
Между осями автосцепки Ш00
Фиг. 20. Четырёхосный 60-/п угольный хоппер образца 1935 г.
кузова, лобовые наклонные его днища и
крышки люков металлические, сварной кон-
струкции, боковая обшивка деревянная. Боко-
вые стены раскосно-стоечной конструкции для
разгрузки их от усилий распора соединяются
между собой поперечными тягами. В нижней
части кузова расположены разгрузочные бун-
керы, по два с каждой стороны хребтовой
балки. Разгрузка продольная, на обе стороны
вагона. Бункеры в поперечном сечении имеют
усилий распора соединяются между собой по-
перечными тягами и покрываются изнутри
(так же как лобовые стены и наклонные лобо-
вые днища)- деревянной обшивкой толщиной
40—55 мм.
Разгрузка вагона продольная, через два бун-
кера, расположенные по одному с каждой
стороны хребтовой балки. Конструкция их
одинакова с бункерами 60-т хоппера. Раз-
грузочный механизм на вагонах выпуска
3№
- МеЖду осями автосцепки 10030
Фиг. 21. Четырёхосный 50-от угольный хоппер образца 1932—1933 гг.
форму двухгранного угла, задняя стенка глу-
хая, передняя крышка люка вращается на
шарнирах и открывается наружу. Запорный
механизм крышек люка децентрализованный,
с типовыми крючками и предохранительными
секторами от 60-/я гондолы.
Вагон оборудован автосцепкой и буферами,
ручным и пневматическим тормозом. Тормоз-
ная площадка открытого типа расположена
под наклонной лобовой стенкой кузова.
1932—1933 гг. централизованный, с упра-
влением разгрузкой бункеров со стороны
одного конца вагона Он состоит из среднего
продольного вала с рычагами на его концах,
через тяги рычаги соединяются с бункерами.
Вал через систему карданных шарниров и дру-
гих валов приводится в действие от располо-
женного на конце вагона ручного привода,
состоящего из ручки, храпового колеса и
собачки. На вагонах позднейшего произвол-

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
653
ства запорный механизм децентрализованный,
как и на 60-ти хоппере. Ходовые части —
типовые двухосные тележки. Вагон оборудо-
ван автосцепкой и буферами, ручным и авто-
матическим тормозом, а на вагонах с центра-
лизованным механизмом управления разгруз-
кой — площадкой с одного конца вагона
(фиг. 21).
Двухосный угольный 25-т хоппер Дне-
продзержинского вагонного завода по на-
значению и общему устройству аналогичен
четырёхосному 60-т хопперу. Конструкция
при разгрузке опускаются вниз. Разгрузочный
механизм централизованного типа.
Двухосный торфяной 20-т хоппер (фиг. 23)
служит для перевозки кускового и фрезерного
торфа. Рама, ходовые части, упряжь и буферы
типовые от двухосной 20-/и платформы. Дно
кузова имеет седлообразную форму (в виде
призмы). Груз при разгрузке скользит по
стенкам дна, наклонённым под углом 50°
к горизонту, и высыпается через проёмы
в боковых стенах вагона. Стены кузова рас-
косно-стоечной конструкции покрыты изнутри
3240
-Между осями автосцепки 7300
Фиг. 22. Четырёхосный 70-от рудный хоппер.
рамы кузова и обшивка сплошь металличе-
ская, сварная. Разгрузка продольная, через два
бункера по одному с каждой стороны вагона.
Четырёхосный рудный 70-т хоппер спе-
циального типа (фиг. 22) служит для пере-
возки руды с рудодробильных фабрик на
деревянной обшивкой. Внутри кузов разделён
на две части поперечной перегородкой так, что
получаются четыре разгрузочных бункера, за-
крываемых снаружи боковыми дверями, вра-
щающимися на верхних петлях. Каждая пара
бункеров имеет свой разгрузочный централи-
3200
Фиг. 23. Двухосный 20-от торфяной хоппер.
склады или .к доменным печам металлургиче-
ских заводов, но допускает перевозку и дру-
гих сыпучих грузов объёмного веса до 2,5.
Вагон металлический, сварной конструкции,
оборудован автосцепкой, буферами, ручным
и пневматическим тормозами. Двухосные те-
лежки — типовые товарные. Кузов формы усе-
чённой пирамиды, с вершиной внизу, имеет
одно центральное разгрузочное отверстие (раз-
грузка продольная, между рельсами). Угол на-
клона стен 50°. Две крышки люка вращаются
на шарнирах у боковых продольных балок и
зованный механизм, состоящий из продольного
вала, на концах которого смонтированы ры-
чаги, соединённые с дверями тягами. Ручной
привод вала, размещённый на конце вагона,
состоит из рычага, ручки и храпового колеса
с собачкой.
Четырёхосный коксотушильный вагон
относится к типу специальных хопперов
с односторонней продольной боковой разгруз-
кой и служит для транспортировки горячего
кокса от коксовых батарей в коксотушильные
башни, где кокс заливается водой, а затем для

12200
9760 ¦
12800
¦2-в-а"|||
Фиг. 24. Четырёхосный хоппер с поперечной разгрузкой.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
655
выгрузки в бункерные ямы. Вагон металличе-
ский, клёпаной конструкции. Дно кузова, на-
клонённое под углом 27,5° к горизонту, идёт
от верха одной боковой стены до низа дру-
гой, где расположено разгрузочное отверстие.
Каркас кузова и дверей имеет двойную об-
шивку из стальных листов.
Разгрузочный механизм дверей централизо-
ванный, такого же типа, как на двухосном
торфяном хоппере. Привод ручной — от штур-
вала сбоку вагона, через зубчатую передачу
на главный вал.
Четырёхосный облегчённый 63,5-т хоппер
с поперечной разгрузкой предназначен для
перевозки угля, общее его устройство ана-
логично описанным выше типовым конструк-
циям. Четыре разгрузочных бункера располо-
жены поперёк вагона, каждый из них имеет
два разгрузочных отверстия, прикрываемых
двухстворчатыми крышками (фиг. 24). Разгру-
зочный механизм централизованного типа,
независимый для каждой крышки, по устрой-
ству аналогичен механизму балластного хоп-
пера. Рама, кроме хребтовой балки, и кузов
выполнены из алюминия — прокатных и давле-
ных профилей и листа. Диафрагмы попереч-
ных балок рамы, все стойки кузова и вну-
тренние подкосы штампованные из листа тол-
щиной 6—12 мм. Толщина листов боковой
обшивки, наклонного торцевого пола и попе-
речных контрфорсов 6 мм, диафрагм попереч-
ных балок у контрфорсов 10 мм. Хребтовая
балка составная: из двух стандартных сталь-
ных балок и верхней алюминиевой на-
кладки.
Конструкция вагона клёпаная. Его вес
17,6 т, что на 15% ниже веса хоппера анало-
гичных размеров, построенного из обычных
материалов (см. табл. 22).
Четырёхосный 63,5-т балластный хоп-
пер [14], цельнометаллический, клёпаной кон-
Раз грузка в центр и
на одну сторону
Фиг. 25, Схемы разгрузки балласта на железнодорожный путь.
струкции, на двухосных тележках типа Дай-
монд. Общее устройство кузова аналогично
кузову 60-/га хоппера. Разгрузочные бункеры
продольные, по два с каждой стороны вагона.
Каждый бункер имеет две крышки люка:
переднюю и заднюю (вместо глухой задней
стенки), каждая со своим независимым при-
водом. Разгрузочные механизмы состоят из
продольных и поперечных валов с цепями
(типа механизма рудного хоппера); управление
разгрузкой с любой стороны вагона. Хопперы
этого типа применяются главным образом для
перевозки балласта, который бывает необхо-
димо разгружать на железнодорожный путь
в различных комбинациях (фиг. 25).
Четырёхосный облегчённый 63,5-т хоп-
пер служит для перевозки угля, общее его
устройство аналогично описанным выше типо-
вым конструкциям. Три разгрузочных бункера
расположены поперёк вагона и закрываются
снизу крышками. Запорный механизм крышек
децентрализованный, типа механизма 60-от
хоппера. Рама и кузов вагона изготовлены
из низколегированной стали. Хребтовая балка
состоит из двух специальных зетовых про-
филей высотой 320 мм и имеет площадь по-
перечного сечения 134 см*, что на 28,2%
меньше площади, принимаемой для обычных
вагонов.
Конструкция вагона клёпаная. Вес вагона
16,4 т, что на 20,7% меньше веса вагона из
обычных материалов.
Трансферкары
Трансферкары являются разновидностью
хопперов; они имеют моторные тележки
с электроприводом для самопередвижения.
Основные характеристики трансферкаров даны
в табл. 22.
Четырёхосный коксовый 30-т трансфер-
кар служит для перевозки кокса со склада
в скиповые ямы доменных печей. Разгрузка
боковая, вдоль вагона на одну сторону. Кузов
вагона разделён поперечной перегородкой на
две части, каждое разгрузочное отверстие
прикрывается своей крышкой с независимым
затворным механизмом с ручным и пневмати-
ческим приводом.
По концам вагона находятся кабины упра-
вления, в которых размещены мотор-компрес-
сор, вырабатывающий воздух для цилиндров
разгрузочного механизма и тормоза, электро-
аппаратура, краны управления разгрузкой
и т. п. Под полом одной из кабин
расположен цилиндр толкательной
штанги. Он двойного действия,
с гидравлическим амортизатором.
Толкательная штанга установлена
около одной из будок сбоку ва-
гона; в нерабочем положении
она вертикальна, в рабочем — го-
ризонтальна и служит для про-
талкивания вагонов на соседнем
пути. Мотор-компрессор двухци-
линдровый, двойного действия,
производительностью 80 м^/час
при избыточном давлении 6 am.
Электродвигатель к нему постоян-
ного тока.
Вагон металлический, клёпаной
конструкции, оборудован авто-
сцепкой, буферами, пневматическим и ручным
тормозами.
Тележки двухосные, с базой 2200 мм и колё-
сами 950 мм. На каждой оси подвешено по
одному электродвигателю постоянного тока
мощностью 23 кет при напряжении 220 в.
Мощность всех двигателей 92 кет. Тележки
сварной конструкции. Ток подводится через
боковой токоприёмник, укреплённый под бу-
ксами. Скорость передвижения 18 км/час.
Четырёхосный рудный 30-т трансферкар
служит для транспортировки руды с рудного
двора в скиповые ямы доменных печей. Кон-
Разгрузка в центр<Ж
на обе стороны |
А
<\ * ^

656
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
струкция его металлическая сварная. Кузов
вагона в верхней части сходен с кузовом руд-
ного 70-т хоппера, бункеры в нижней части
аналогичны бункерам 60-т хоппера. Обшивка
кузова из листовой стали, двойная, внутри неё
проложены электронагревательные приборы
{спирали в асбестовой массе) для обогрева
кузова зимой во избежание примерзания руды
к стенкам. Разгрузка вагона может быть произ-
ведена на обе стороны или на любую из них.
Будки управления, расположенные по концам
вагона, ходовые моторные тележки, мотор-
компрессор, толкательная штанга, приборы
пневматического и электрического управления,
тягово-ударные приборы и тормозы имеют
ту же конструкцию, что и на коксовом транс-
феркаре.
Думпкары
Думпкары, или вагоны с опрокидывающи-
мися кузовами, служат для перевозки горных,
скалистых и мягких пород на металлургиче-
ских, камне- и рудодробильных заводах, строи-
тельстве дорог и пр. Думпкар состоит из ниж-
ней рамы, опирающейся на ходовые части, и
верхнего кузова, опрокидывающегося на ту
или другую сторону вагона. При разгрузке
боковой борт кузова откидывается вниз, со-
ставляя продолжение пола, или поднимается
вверх. Через проём, образовавшийся по всей
длине боковой стенки, груз высыпается из
вагона. Опрокидывание кузова в думпкарах
грузоподъёмностью свыше 20 т производится
при помощи пневматических цилиндров, укре-
пляемых сбоку вагона, при меньшей грузо-
подъёмности — вручную при помощи боковых
ручек. При опрокидывании кузова автомати-
чески откидывается борт.
Существует ряд разновидностей думпкаров,
отличающихся по мощности конструкции, си-
стеме опор, устройству бортов и располо-
жению оси вращения кузова. Основные харак-
теристики разных типов думпкаров даны
в табл. 23.
Четырёхосный 60-т думпкар Днепродзер-
жинского вагонного завода им. газеты
„Правда" конструкции 1938 г. (фиг. 26) отно-
сится к классу наиболее мощных думпкаров
и предназначен для перевозки первичной
горно-рудной породы с рудников. Вагон допу-
скает погрузку глыб весом до 2,5 т, бросае-
мых (при погрузке) с высоты до 2,5 м от
пола вагона. Нижняя рама вагона состоит из
мощной хребтовой балки и поперечных балок
буферных, шкворневых и средних. На послед-
них укреплены телескопические цилиндры для
опрокидывания кузова, по два с каждой сто-
роны вагона; кузов вращается на боковых
опорах и после разгрузки сам опускается
в начальное положение.
Боковые борты при разгрузке спускаются
вниз и образуют продолжение пола вагона,
имеющего в этом положении наклон 45° к гори-
зонту. Обшивка бортов двойная, из стальных
листов.^
Пол'кузова вагона тройной. Нижний слой —
из листа толщиной 6 мм, верхний — 10 мм,
средний деревянный— 100 мм.
Вагон сварной конструкции, оборудован
автосцепкой, буферами, ручным и пневмати-
ческим тормозами. Тележки двухосные, уси-
ленные, с боковыми стальными рамами от нор-
Таблица 23
Основные характеристики саморазгружающихся
полувагонов-думпкаров [8]
Характеристика
вагона
Длина вагона по
осям автосцепки в мм
Длина рамы в мм .
База вагона в мм .
Длина кузова внутри
в мм «...
Ширина кузова
внутри в мм
Высота от головки
рельсов в мм;
до верха вагона .
„ оси автосцепки
Высота кузова
внутри в мм
Полезный объём
в ж3
Грузоподъёмность
в m
Тара вагона в тп . .
Нагрузка от оси на
рельс в m
Нагрузка на 1 лог. м
пути в т\м
Коэфициент тары
вагона
14720
i3 5°o
9600
13 450
2920
2580
I 042
980
32.8
бо,о
43>°
25.8
7-°
12
51
ь5
12 840
1362O
7 70О
10250
3 75°
8оо
22,5
20,4
6.4
о,6з
2
« о
9030
7810
4000
6868
2950
2630
1080
500
20,0
17,6
18,8
4*2
IO424
9 204
5 5°°
3 35°
3420
3184
1 100
1 600
15.0
I5.°
'3.9
14.5
2.7
0.93
«I
3d»
Ji
14 194
12974
9294
1038
48,0
40,0
32.0
18,0
5.1
0,80
мальной товарной тележки, усиленной шквор-
невой балкой и специальными осями; допу-
скается нагрузка на ось до 25 т. Опрокиды-
вание кузова производится или с паровоза
для всего состава думпкаров, или с каждого
вагона в отдельности.
Четырёхосный 50-т думпкар Калинин-
градского вагонного завода конструкции
1947 г. (фиг. 27) относится к думпкарам
средней мощности и рассчитан на погрузку
глыбами весом до 2 т, бросаемыми с высоты
до 2 м от уровня пола кузова. По своей кон-
струкции он отличается от 60-т думпкара.
На хребтовой балке нижней рамы сверху
укреплено восемь кронштейнов, шарнирно со-
единённых с кронштейнами кузова, который
таким образом вращается вокруг продольной
оси. Центр вращения лежит ниже центра
тяжести кузова. В горизонтальном положении
кузов удерживается четырьмя боковыми опо-
рами, укреплёнными на концах шкворневых
балок рамы. С каждой стороны вагона имеются
по два пневматических цилиндра со штоками
для подъёма кузова. При разгрузке штоки
поршней с одной стороны поднимаются вверх,
освобождают поддерживающие стойки кузова
(с противоположной стороны вагона) и опро-
кидывают его, причём борт кузова с этой сто-
роны автоматически поднимается, и груз высы-
пается. При опрокидывании кузов с большой
силой ударяется через амортизаторы о балки
рамы и сильно встряхивается, что способ-
ствует высыпанию груза, поэтому думпкары
с опрокидывающим кузовом особо пригодны
для перевозки слипающихся грузов (глины,
сырой земли, стройматериалов). Установка
кузова в нормальное положение после раз-

гл. ххщ
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ-
657
грузки производится што-
ками цилиндров, располо-
женных со стороны раз-
грузки.
Конструкция вагона пол-
ностью металлическая, свар-
ная. Боковые борты двой-
ные, а пол тройной, как и
на 60-т думпкаре.
Двухосный думпкар руч-
ного опрокидывания ка-
лининского вагонного за-
вода конструкции 1943 г.
относится к классу думпка-
ров малой мощности, пред-
назначается для перевозки
строительных материалов:
камней, щебёнки, глины,
земли, балласта, руды и
тому подобных грузов.
Вагон металлический,
сварной конструкции, со-
стоит из рамы и кузова.
Разгрузка производится оп-
рокидыванием кузова на
любую боковую сторону
пути двумя рабочими вруч-
ную посредством особых
ручек; после разгрузки ку-
зов этими же ручками воз-
вращается в первоначаль-
ное положение. При опро-
кидывании боковой борт
кузова автоматически отки-
дывается вниз, составляя
продолжение пола. Кузов
по продольной оси имеет
опоры (качалки), устано-
вленные на поперечных бал-
ках рамы. При опрокидыва-
нии кузов свободно пере-
катывается на этих опорах
и наклоняется к горизонту
под углом 42°. Чтобы в
этом положении весь вагон
не перевернулся и не упал
вместе с рамой в сторону,
рама при разгрузке вагона
прикрепляется к рельсам
при помощи цепей и крюч-
ков. Ручная разгрузка де-
лает удобной эксплоатацию
этого думпкара на строи-
тельных участках и в про-
мышленном транспорте в
тех местах, где затрудни-
тельно получение сжатого
воздуха для питания пнев-
матических цилиндров.
Нижняя рама думпкара
состоит из продольных и
поперечных балок и спе-
циальных консолей для рес-
сорных подвесок. Кузов
имеет раму из продольных
и поперечных швеллеров;
пол имеет три слоя: ниж-
ний слой — стальной лист
толщиной 5 мм, верхний
слой — стальной толщиной
Юмм, между ними деревян-
ные бруски толщиной 70 мм.
42 Том 13

• 10250-
ff>
• МеЖду осями автосцепки 12820
—-шщ-
НИЛ \
Фиг. 27. Четырёхосный 50-m думпкар среднего типа.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
659
Глухие торцевые стенки состоят из стоек, по-
крытых изнутри 6-мм листами. Откидные борты
изготовляются из продольных и поперечных ба-
лок, покрытых изнутри и снаружи 6-мм листами.
Боковые борты удерживаются в вертикаль-
ном положении крючками, расположенными на
торцевых стенах.
Четырёхосный думпкар для перевозки
битума Днепродзержинского вагонного за-
вода им. газеты „Правда" конструкции
1938 г. (фиг. 28) состоит из рамы, четырёх
бункеров и двух двухосных тележек товар-
несколько котлов меньшей ёмкости, что по-
зволяет снизить вес вагона и упростить техно-
логию изготовления. Котлы специальных ци-
стерн часто ставятся с изоляцией: внутри
котла — для защиты его стенок от корроди-
рующего действия перевозимого груза и сна-
ружи котла — для уменьшения теплообмена.
С целью предохранения котла от давления
газов при гидравлических ударах или внеш-
него давления при охлаждении груза в цистер-
нах специальных и предназначенных для пере-
возки светлых продуктов на крышке верхнего
-2738
-Ме^дуосями автосцепки
Фиг. 28. Четырёхосный думпкар для перевозки битума.
ного типа. Рама, ходовые тележки, автосцепка,
буферы, пневматический тормоз — типовые
от 60-/га платформы. Конструкция вагона свар-
ная. На раме сверху находятся опоры, по
которым перекатываются цапфы бункеров.
Каждый бункер состоит из двух вставленных
друг в друга вместилищ, сваренных из листов
толщиной 5—6 мм, с промежутком между
ними 50 мм) для обогрева бункера в про-
межуток впускается пар. Объём каждого бун-
кера 10,5 м$. Бункеры установлены верти-
кально и прикреплены к раме крючками.
Горячий битум заливается в бункер сверху.
При разгрузке в рубашку пускается пар (от
паровоза или другого источника), который
в течение нескольких минут разогревает битум
у металлической стенки. При опрокидывании
бункера глыба битума свободно соскальзывает
в .боковую сторону вагона.
Подогрев и разгрузка бункеров продол-
жаются 10—15 мин. Наличие нескольких бун-
керов позволяет разгружать вагон частями
в различных точках разгрузки.
Двухосный думпкар вагонного завода им.
Егорова конструкции 1937 г. для перевозки
битума по назначению и конструктивной схеме
аналогичен четырёхосному битумному думп-
кару. Рама думпкара, ходовые части и всё
остальное оборудование на раме (тормоз,
тягово-ударные приборы) использованы пол-
ностью от двухосной 20-т платформы (борто-
вой). Количество бункеров три, каждый объ-
ёмом 5,5 л*3. Толщина листов бункера 4 мм.
Цистерны
Цистерны для перевозки нефти и керосина
(тёмных продуктов), спирта и бензина (светлых
продуктов) относятся к вагонам общего назна-
чения. Для перевозки других жидких и вязких
продуктов употребляются специальные ци-
стерны. В цистернах для перевозки сжижен-
ных или сжатых под большим давлением
газов часто вместо одного котла применяются
колпака ставятся вакуумные и предохрани-
тельные клапаны. Котлы цистерн для пере-
возки нефти и керосина испытываются гидра-
влическим давлением 3 кг/см? сверх атмосфер-
ного, а цистерны для бензина и спирта 4 кг/см2.
Специальные цистерны испытываются по осо-
бым техническим условиям. Основные харак-
теристики цистерн даны в табл. 24.
Четырёхосная 50-т цистерна Мариуполь-
ского завода им. Ильича конструкции 1945 г.
(фиг. 29) имеет металлическую сварную ра-
му из продольных и поперечных балок,
лежащую на двухосных типовых тележках.
Хребтовая балка (площадь поперечного сече-
ния 195 см2) состоит из боковых швеллеров,
верхней и нижней накладок. Котёл опирается
на раму через съёмные опоры, установленные
на шкворневых балках, и дополнительно связан
с хребтовыми балками лапами на заклёпках,
а с рамой — двумя хомутами, которые охваты-
вают его и прижимают к шкворневым балкам.
Котёл состоит из четырёх сваренных! встык
продольных листов: нижнего броневого тол-
щиной 11 мм и трёх верхних толщиной 9 мм.
Соединение днища котла с цилиндрической
частью производится встык или внахлёстку.
В цистернах для перевозки нефти и керосина
вверху на котле сделан колпак с люком для
налива. Люк имеет плотно закрывающуюся
крышку с затвором, люк и его горловина —
стальные литые. В нижней средней части
котла помещён сливной патрубок с клапанным
затвором системы Утешинского. Приводной
вертикальный вал управления клапаном вы-
веден вверх, его рукоятка помещена в горло-
вине колпака. При перевозке светлых продук-
тов налив и слив производятся сверху через
специальные сливные приборы.
Налив производится через люк в колпаке
цистерны. Крышка люка имеет герметическое
уплотнение по периметру прилегания, а внутри
люковой коробки поставлена медная сетка для
предохранения от взрыва при наливе.

660
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Таблица 24
Основные характеристики цистерн железных дорог СССР [4]
Характеристика вагона
Двухосная
(нормаль-
ная)
Двухосная
25-т образ-
ца 1945 г.
Четырёх-
осная 50-m 25-т
образца
1945 г.
Двухосная
образ-
ца 1931-
1937 гг.
Четырёх-
осная для
соляной
кислоты
Четырёх-
осная
олеумная
Длина вагона по осям автосцепки в мм
Длина рамы в мм
Бнза вагона в мм
Длина котла наружная в мм
Внутренний диаметр котла в мм ....
Высота от головки рельсов в мм:
до оси автосцепки
„ верха вагона
Длина котла с изоляцией в мм ....
Диаметр котла с изоляцией в мм . . .
Ёмкость котла в м*
Грузоподъёмность вагона в /и
Тара вагона в т
Нагрузка от оси на рельс ъ т
Нагрузка на 1 лог. м пути в т/м. . .
Коэфициент тары
734
6444
дбю
543б
1701
1095 !
395°
15
15.2
2—15,9
8,5
13,0
3,3
о,55
8980
774°
39°°
6740
22 ОО
юбз
45°°
25, о
13,5
19,3
4,3
о,54
I2O2O
ю 8оо
7 ооо
9 боо
2 бОО
I O4O
5°!°
=3,5
i8,4
6,1
0,46
8780
39°°
6740
22О0
432O
25,0
25,о
18^3
о,47
I2O2O
ю8оо
7 I2O
9 боо
2 4О0
42,3
5о,о
2б,О
12 ого
ю 8оо
7 120
9 боо
I 890
IOOOO
2 2О0
27,5
34,о
о,48
* По буферам.
Слив продукта производится при помощи
сифонной трубы (одной или двух в больше-
грузных цистернах) диаметром 76 мм через
люк колпака. Нижний конец трубы входит в
патрубок, расположенный внизу котла, а верх-
ний конец проходит через сетку и расположен
под .крышкой люка. На этом конце труба имеет
приспособление для крепления соединитель-
ного колена сливной трубы, расположенной на
колпаке.
Нижний поддон покрыт снаружи металли-
ческим кожухом, в пространство между ними
поставлены лестницы для влезания на имею-
щийся вверху помост для подхода к кол-
паку.
Вагон оборудован автосцепкой, буферами,
ручным и автоматическим тормозами.
Четырёхосная 50-т цистерна Брянского
завода конструкции 1938 г. Площадь попе-
речного сечения хребтовой балки 150 см\
Шкворневая балка выступает над рамой и яв-
ляется опорой котла. При изменении диаметра
котла (в зависимости от типа цистерны) ме-
няется и шкворневая балка. Котёл выполнен
Фиг. 29. Четырёхосная 50-т цистерна.
впускается пар для обогрева этой части котла
вфлучае скопления и замерзания в патрубке
воды.
На колпаке котла цистерн для светлых про-
дуктов установлена также следующая арма-
тура: I) патрубок с глухим фланцем для впу-
ска и выпуска воздуха при сливе и наливе
цистерны; 2) патрубок смотрового глазка, за-
крываемого пробкой, для замера уровня на-
ливаемой жидкости; 3) предохранительный
пружинный клапан, покрытый сверху колпач-
ком и отрегулированный на давление 1,5 кг/см2
сверх атмосферного; 4) вакуумный пружин-
ный клапан. По бокам котла около колпака
из нижнего продольного так называемого бро-
невого листа толщиной 10 мм и сваренных
встык поперечных обечаек толщиной 8 мм,
соединённых с броневым листом и днищами
котла внахлёстку.
Двухосная 25-т цистерна Мариуполь-
ского завода им. Ильича конструкции 1945 г.
имеет сварную раму, состоящую из продоль-
ных (боковых и хребтовой) и поперечных (бу-
ферных и промежуточных) балок. Котёл ци-
стерны усиленной конструкции состоит из
трёх сваренных встык продольных листов
толщиной 8 мм и броневого листа толщиной
10 мм. соединённого с первыми внахлёстку.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
661
Днище котла соединяется с цилиндрической
частью также внахлёстку.
Двухосная цистерна русских железных
дорог (бывш. нормальная) имеет раму, ходо-
вые части, сквозную упряжь и буферы такие же,
как и у двухосного крытого товарного вагона
бывшего нормального типа. Котёл цистерны
клёпаной конструкции, без броневого листа, со-
стоит из пяти поперечных обечаек толщиной
ствующую корродирующему влиянию кислоты.
Внутренность бака, весь сливной прибор, а
также все части, соприкасающиеся с кислотой
при наливе и сливе, гуммируются, т. е. покры-
ваются слоем резины толщиной 5 мм\ сверху
котёл покрывается деревянной обшивкой,
укрепляемой посредством хомутов. Налив
жидкости производится через верхний люк, а
слив принудительно, откачкой через сливные
МеЖду осями автосцепки 9120
Фиг. 30. Двухосная 25-от цистерна.
6 мм. Он опирается через приклёпанные к
нему продольные боковые угольники на про-
дольные брусья и поперечные подбрюшники
(деревянные), которые в свою очередь кре-
пятся к раме на болтах.
В вагонах с ручным тормозом деревянная
будка для тормозильщика расположена сбоку
котла с одного конца вагона. Цистерны этого
типа оборудовались под перевозку как свет-
лых, так и тёмных продуктов с соответствую-
щими сливными приборами. Грузоподъёмность
цистерны по воде была установлена нормаль-
ной — 16,5 т, фактическая же по нефти — керо-
сину 15,2—15,9 т.
Четырёхосная 50-т олеумная цистерна.
Вагон строится на базе четырёхосной 50-т ци-
стерны общего назначения и предназначен для
транспортировки олеума (смесь серной и азот-
ной кислот). Котёл цистерны установлен на
раме с наклоном в одну сторону для более пол-
ного слива продукта. На этой стороне устано-
влен колпак для налива цистерны. С другого
конца котла имеется второй колпак с двумя
люками; через первый из них проходит сливная
труба (слив принудительный), нижний конец
которой опускается в поддон, имеющийся в
днище цистерны. Через второй люк произво-
дится замер уровня жидкости, осмотр и вен-
тиляция котла. На колпаке установлен предо-
хранительный клапан.
Снаружи цистерна изолирована шевелином
во избежание замерзания жидкости в зимнее
время. Эта же цистерна, но без изоляции слу-
жит для перевозки меланжа и серной кислоты,
которые в зимнее время не замерзают.
Четырёхосная 50-т цистерна для пере-
возки соляной кислоты строится на базе че-
тырёхосной 50-т цистерны общего назначе-
ния, имеет специальное устройство для слива
и налива жидкости и изоляцию, противодей-
трубы. На крыше люка крепится предохрани-
тельный клапан, отрегулированный на давле-
ние 3 am.
Четырёхосная 50-т цистерна для аммиа-
ка строится на базе рамы и котла 50-т цистер-
ны общего назначения. Снаружи котёл изолиро-
ван по типу олеумной цистерны, толщина слоя
изоляции— 150 мм. Сливные приборы, предо-
хранительные устройства и слив продукта —
такие же, как у олеумной цистерны.
Четырёхосная цистерна для жидких га-
зов (фиг. 31) служит, в частности, для пере-
возки сгущённого под высоким давлением хло-
ра. На платформе размещено 15 резервуаров
диаметром 750 мм, общим объёмом 60 000 л.
Каждый резервуар имеет свой запорный ме-
ханизм, но включён в общую сеть для налива
и слива продукта.
В таких резервуарах могут перевозиться и
другие газы под давлением 100—120 am [14].
Крытые вагоны
Основное назначение крытых вагонов — пе-
ревозка грузов, требующих укрытия от дей-
ствия атмосферы. Конструкция крытых ваго-
нов должна обеспечить достаточную плот-
ность укрытия и наибольший объём кузова,
так как массовые грузы обычно имеют не-
большой объёмный вес.
Крытые вагоны состоят из опирающейся
на ходовые части рамы и расположенного на
раме кузова. В вагонах новейшей металли-
ческой конструкции кузов изготовляется из
стоек и раскосов, образующих боковые и
лобовые несущие фермы, или из стоек и ме-
таллической наружной обшивки. Внутри кузов
покрывается деревянной обшивкой, необходи-
мой как изоляция (при перевозке людей и жи-
вотных) или как ограждение (при перевозке
зерновых и плодовых культур).

662
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Крыша состоит из поперечных дуг, деревянных или
металлических, соединяющих боковые стойки кузова для
восприятия ими усилий от распора груза; сверху крыша
покрывается деревянной обшивкой и кровельным желе-
зом. В вагонах современной конструкции крыши часто
делаются цельнометаллическими, без деревянной обшивки,
из штампованных тонких (до 2 мм) листов, соединяемых
между собой сваркой или заклёпками.
В боковых стенках вагонов устраиваются двери,
обычно одна с каждой стороны, реже — две (в длинных
вагонах), а также люки вверху для погрузки и разгрузки
зерна и для вставки в них оконных рам при переоборудо-
вании вагонов под перевозку людей.
На базе рамы и кузова крытого вагона с незначи-
тельными конструктивными изменениями в них строятся
вагоны для специализированных грузов — живорыбные,
фруктовые, для перевозки скота, птицы и т. п.
Основная характеристика крытых вагонов дана в
табл. 25.
Четырёхосный крытый 50-т вагон Уралвагонзавода
(унифицированная конструкция 1941 г.) (фиг. 32) имеет
сварную раму полунесущего типа, состоящую из продоль-
ных (хребтовых и боковых) и поперечных (буферных,
шкворневых и средних) балок, покрытых настилом пола
из \Ь-мм досок.
Кузов вагона имеет сварной каркас. Боковые и лобо-
вые стены состоят из стоек и раскосов, а крыша — из
боковых продольных обвязок и поперечных дуг. Стены
кузова покрыты деревянной обшивкой изнутри, а кры-
ша — сна^уни. Обшивка крыши покрывается сверху кро-
вельным Ь-кг листовым железом. По условиям техноло-
гии сборки крыша сделана отъёмной и крепится к ку-
зову болтами. В боковых стенах кузова с каждой сто-
роны имеется по одной двери, а вверху, сбоку их, метал-
лические люки. Каркас двери металлический, сварной;
к нему болтами крепится деревянная обшивка. Двери
задвижного типа имеют запорные приспособления в виде
закидки и крюка, которые в закрытом положении плом-
бируются. '
В средней части крыши по бокам дверного проёма
(вдоль него) имеются две печные разделки, в нормаль-
ном положении заглушённые. Внутри кузов имеет при-
способления для оборудования вагона под перевозки
хлеба и лошадей.
Вагон оборудован ручным и пневматическим тормо-
зами, автосцепкой и буферами. Вагоны с ручным тор-
мозом имеют с одного конца удлинённую консоль рамы,
на которой размещена будка для тормозилыцика. Ходо-
вые части — две двухосные нормальные тележки товар-
ного типа.
Двухосный крытый 20-т вагон имеет сварную раму
(состоящую из хребтовой и швеллерных боковых и по-
перечных балок), сварной каркас кузова, металлические
боковые и торцевые стойки, обвязку и дуги крыши. Об-
шивка кузова и крыши деревянная, толщиной 22 мм,
толщина досок пола 45 мм. Ввиду отсутствия раскосов
на боковых стенах кузова несущим элементом является
рама вагона. Торцевые стенки имеют стойки и раскосы,
предохраняющие кузов от поперечных перекосов. В ка-
ждой боковой стене кузова имеется по одной задвижной
двери и по два люка.
Двухосный крытый 15,0—18,0-т вагон (бывш. нор-
мальный тип) имеет раму деревянно-металлической кон-
струкции, аналогичную раме двухосной нормальной плат-
формы. Боковые балки рамы из швеллеров № 24 (без
шпренгелей), тормозные балки из швеллеров № 12. С на-
ружной стороны боковых швеллеров укреплены крон-
штейны, к которым крепятся нижние обвязочные уголь-
ники и стойки деревянного кузова (фиг./ 33).
Первоначальная грузоподъёмность вагона была 15,0 т,
затем после модернизации она была установлена 16,5 т
A000 пуд.) и в 1942 г. доведена до 18,0 т.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
663
—3150-
МеЖВц осями автосцепки ft 730
Фиг. 32. Четырёхосный крытый товарный 50-т вагон.
Четырёхосный крытый вагон большой
ёмкости цельнометаллический, сварной кон-
струкции. Хребтовые балки выполнены из двух
двойная: наружная — металлическая, внутрен-
няя — деревянная толщиной 19 мм. В боко-
вых стенах кузова имеется пп одной задвиж-
Фиг. 33. Двухосный крытый 15,0—18,0-гге бывш. нормальный вагон.
зетовых профилей высотой 320 мм с умень-
шенной площадью сечения A44 см2). Боковые
балки рамы — швеллеры. Обшивка кузова
ной двери, люков нет. В конструкции рамы и
кузова широко применена штамповка из листа
и полосы, что в сочетании с лрименением
Таблица 25
Основные характеристики крытых товарных и изотермических вагонов
Параметры
4 ?
13
3 зз I
т
?¦3*3
"аа
RS1S
5
Зсч
5
ад из 2
о. а В
Зн?
Е- 3 Ч
3-S4S
Длина вагона по осям автосцепки
в мм
Длина рамы в мм
База вагона в мм
Длина погрузочного помещения
в мм
Ширина погрузочного помещения
в мм
Высота кузова внутри в мм ....
Высота от головки рельсов до оси
автосцепки в мм:
до верха кузова
„ уровня пола
Ширина дверного проёма в мм . .
Полезная площадь пола в м* . . ¦
Полезный объём вагона в м*. . . .
Грузоподъёмность вагона в т. . .
Вес вагона в т
Вес льда для охлаждения в т . . .
Нагрузка от оси на рельс в т. . .
Нагрузка на 1 ног. м пути в m/м .
Коэфициент тары
7634
6444
8
6400
2743
2222
1095
б
3
17,6
39,о
15.0—18,0
8,2
13.1
3.4
о,45
14 73°
13 5м
9830
13 43°
2 75°
2 431
IO32
86
7850
6680
3900
б 600
2 75°
1255
1830
Зб,9
8д,8
5°, о
21,9
i8,o
4,9
о,44
3 947
I 2б0
i83o
18,1
45.4
20,0
11,4
.57
50
г8оо
32О0
но,о
45,5
-43
12350
2800
3°5°
45.5
°,36
14 73°
13 51°
983°
ю 189
2 боО
2 30О
I 032
15Ю
i 35°
26,5
51,8
3°,°
3L5
6,4
15,4
4,2
12 150
8 350
2 35°
Ю55
135°
27,3
64-15
28.5
Зх.5
3-5
15-о
4.5
i.ii
ю 424
9 2O4
7 44°
а 7°°
2б2О
i °55
4 32O
i 365
135°
2О,1
47.6
ig.o
i8,o
2,5
18,5
3,6
°.95
12 75°'
9 4°°
5
2325
36,4
2О,2
3,2
о,53
* По ударным отливкам автосцепки. ** По буферам.

664
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
сварки позволило на 5% снизить собственный
вес вагона по сравнению с обычными кон-
струкциями.
Четырёхосный облегчённый 45,5-т кры-
тый вагон цельнометаллический, сварной, с
двойной боковой обшивкой стен кузова
является наиболее лёгким из построенных до
сих пор крытых товарных вагонов, что до-
стигнуто использованием низколегированной
стали и широким применением штамповки. Вес
этого вагона 16,3 т, что на 21°/0 меньше веса
стандартного вагона клёпаной конструкции,
но по сравнению с весом описанного выше
вагона сварной конструкции снижение веса
равно 16,8%.
Изотермические вагоны
Скоропортящиеся грузы перевозятся в изо-
термических вагонах, которые отличаются хо-
рошей изоляцией крытого кузова, наличием
устройств для размещения груза и для под-
держания необходимой положительной или
отрицательной температуры, дверей для по-
грузки и выгрузки и люков в крыше для за-
грузки в вагон льда (обычного хладоагента).
В вагоне должны быть обеспечены правиль-
ная циркуляция воздуха (достаточная для по-
лучения равных температур во всех частях
размещённого груза) и удаление испортивше-
гося воздуха.
Размеры грузового помещения изотерми-
ческих вагонов даны в табл. 26.
Основная характеристика изотермических
вагонов дана в табл. 25.
Четырёхосный изотермический 30-т ва-
гон со льдом Брянского завода (фиг. 34)
имеет металлическую раму и каркас кузова.
поверх деревянной обшивки покрыта рубе-
роидом, а затем кровельным железом.
Таблица 26
Размеры грузового помещения изотермических
вагонов
Группа
I
II
III
Длина
кузова в м
7,2°
(до д,о)
9,2О
9,8о
(до ю,о)
II,26
(до 12,5)
Грузовое помещение в м
Длина
6,4°
7-27
8,5°
Ю,2б
Ширина
2,4°
2,74
2,7°
2,7°
Высота
2,2О
2,64
2,48
2,60
Для охлаждения вагона внутри у торцевых
стен поставлены решётчатые карманы для льда,
изготовленные из полосового и круглого же-
леза и имеющие форму прямоугольных плоских
ящиков. Под карманом имеется резервуар для
сбора воды, образовавшейся при таянии льда.
Её удаление из резервуаров производится че-
рез расположенные в полу вагона около кар-
манов спускные трубы с сифонами и гидравли-
ческим затвором. Карманы отделены от гру-
зового помещения щитами, обеспечивающими
правильную циркуляцию воздуха: теплого —
из помещения к карману вверху над щитом,
холодного обратно — под щитом. Щит дере-
вянный — из брусков и обшивки. На полу ва-
гона поставлены деревянные решётки.
2900-
МеЖду осями автосцепни МЗО
З'Иг. 31. Четырёхосный изотермический 30-т вагон.
К дугам, стойкам, раскосам и балкам рамы
прикреплены деревянные бруски, к которым
крепится двойная деревянная обшивка кузова
(стен и крыши — из досок толщиной 22 мм,
пола — 22 и 45 мм). Пространство между на-
ружной и внутренней обшивкой заполняется
изоляцией шевелином (для стен и крыши) и
пробкой или торфолеумом (для пола). Изоля-
ция пола пропитывается гудроном. Между
изоляцией и внутренней обшивкой проложена
паро-водонепроницаемая бумага (пергамин, ру-
бероид). Пол вагона и стены внутри кузова на
высоту около 1 м покрыты листами оцинко-
ванного железа толщиной 1,0 —1,5 мм. Крыша
Для загрузки карманов льдом над каждым
из них в крыше вагона имеется по одному
загрузочному люку с двойной крышкой. Для
влезания на крышу вагона на одной из тор-
цевых стен поставлена откидная металличе-
ская лестница, а на крыше имеется деревян-
ный мосток с поручнями по концам для пере-
хода с вагона на вагон.
Для удаления испорченного воздуха из ва-
гона в средней части крыши помещены два
вытяжных вентилятора.
Для перевозки мясных туш в вагоне имеется
14 расположенных поперёк вагона железных
двутавровых балочек с крючками.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ТОВАРНЫХ ВАГОНОВ
665
С каждой стороны вагона имеется по од-
ной погрузочной двухстворчатой двери с герме-
тическим уплотнением по всему периметру и
плотным затвором. Вагон оборудован ручным
и автоматическим тормозами, автосцепкой и
буферами. В вагоне с ручным тормозом на
одном конце имеется будка для тормозиль-
щика.
Четырёхосный изотермический 28,6-т
вагон Брянского завода имеет металлическую
несущую раму клёпаной конструкции и пол-
ностью деревянный кузов, состоящий из стоек,
раскосов и дуг, покрытых изнутри и снаружи
обшивкой. В остальном конструкция анало-
Вес облегчённого вагона 20,2 т, что на
16,2% ниже веса изотермического вагона клё-
паной конструкции.
Материалы, применяемые для изоляции
товарных вагонов
Изоляционные материалы, применяемые для
изотермических вагонов, должны обладать сле-
дующими свойствами: 1) низким коэфициентом
теплопроводности; 2) минимальным объёмным
весом; 3) сопротивляемостью разрушению при
тряске, вибрациях и ударах, возникающих при
ходе вагона; 4) огнестойкостью и стойкостью
,—2950
10391» -
Фиг. 35. Двухосный изотермический 19-т вагон.
гична указанной выше конструкции четырёх-
осного изотермического 30-т вагона.
Часть вагонов для хранения льда вместо
решётчатых карманов оборудована ледниками-
баками из листового оцинкованного железа,
установленными по четыре штуки на каждом
конце вагона. Под баками помещается рассол,
способствующий понижению температуры. Се-
чение бака 500 X 500 мм, высота 2000 мм, тол-
щина стенок 3 мм, днища— 6 мм.
Эти вагоны строились в течение несколь-
ких лет до войны и составляют основной
парк изотермических вагонов наших железных
дорог. Современные изотермические ваго-
ны — четырёхосные 30-т металлической кон-
струкции.
Двухосный изотермический 19-т ва-
гон Тамбовского вагоноремонтного завода
(фиг. 35) имеет сварную металлическую раму
и деревянный кузов. Кузов и все прочие
устройства такие же, как у описанного выше
четырёхосного изотермического 28,5-т вагона.
Четырехосный изотермический облегчён-
ный вагон. Рама и кузов изготовляются из
низколегированной стали, кроме хребтовой
балки, которая выполнена из стандартных зе-
товых профилей облегчённого веса. Широко
применена штамповка деталей и сварка для
их соединения. Боковые и лобовые листы ку-
зова и крыши имеют отштампованные гофры
жёсткости.
Изоляция выполнена из волокнистого ма-
териала растительного происхождения; она за-
кладывается между тканью и простёгивается
в виде одеял, которые укладываются в ячейки
между стойками на стенах, крыше и полу ку-
зова. В остальном изоляция выполнена, как и
в описанном выше 30-иг вагоне. Охлаждение
льдом, укладываемым в карманы.
против разрушения от влияния атмосферных
воздействий. Не все применяемые для изоля-
ции вагонов материалы полностью удовлетво-
ряют этим требованиям. Наибольшее распро-
странение в вагоностроении получили следую-
щие материалы отечественного производства.
Алюминиевая фольга (альфоль),
изготовляется в виде гладких или гофриро-
ванных листов толщиной 0,007—0,040 мм. Пре-
имущественное распространение получили глад-
кие листы, которые мнутся вручную и в та-
ком виде укладываются в несколько слоев,
определяемых расчётом. Соприкосновение
между листами происходит в выпуклых точ-
ках и по небольшим линиям. Теплопередача
через эти точки весьма незначительна вслед-
ствие тонкости листов альфоля. Блестящая по-
лированная поверхность альфоля отражает те-
пловые лучи, уменьшая потери тепла. К пре-
имуществам альфоля следует отнести также его
огнестойкость, устойчивость против атмосфер-
ных воздействий и паро-водонепроницаемость.
Применение альфоля для изоляции цельноме-
таллического пассажирского вагона бескупей-
ного типа позволило в 1946 г. сократить вес
вагона на 2,4 т: вес обычной изоляции (ше-
велина) для этого вагона составляет около
2600 кг, а вес альфоля вместе с дополнитель-
ными войлочными прокладками на стойках —
около 200 кг.
Пробка не подвержена гниению, обла-
дает низким и постоянным коэфициентом те-
плопередачи и прочностью. Недостатки — вы-
сокий объёмный вес, трудность укладки и кре-
пления и её дефицитность. Пробка применяется
для изоляции в виде плит, изготовляемых из
отходов пробкового производства, которые
прессуются и склеиваются казеиновым
клеем.

666
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Ш е в е л и н изготовляется из отходов льня-
ного производства, которые подвергаются хи-
мической обработке и раскатываются в виде
полотнища толщиной 12,5 или 25 мм. Эти
полотнища сверху и снизу покрываются слоем
водонепроницаемой бумаги, а затем всё про-
шивается нитками. Этот материал применялся
наиболее широко вследствие низкого коэфи-
циента теплопередачи, малого объёмного веса
и простого способа укладки в вагон. Недо-
статки — подверженность загниванию, порча
от влаги, конденсирующейся в изолированном
пространстве, расхождение швов шевелина при
его укладке по длине и быстрое разрушение.
Войлок технический является хорошим
изоляционным материалом, простым в обра-
щении и достаточно прочным при укладке.
Недостатки — быстрое нарушение от сырости
и при этом потеря прочности.
Рубероид изготовляется из картона, про-
питанного с двух сторон мягкой битумной
смесью или смолой. Вследствие высокого коэ-
фициента теплопроводности рубероид как изо-
ляция применяется редко; он служит дополни-
тельным материалом к основной изоляции и
прокладывается между этой изоляцией и вну-
тренней обшивкой кузова как паро-водонепро-
ницаемый слой.
Пергамин. Альфоль обёртывают бума-
гой пергамин, которая выполняет функции изо-
ляционного и паро-водонепроницаемого слоя.
В табл. 27 приводятся основные данные по
изоляционным материалам, применяемым в ва-
гоностроении.
Таблица 27
Коэфицненты теплопроводности и объёмные веса
изоляционных материалов, применяемых
в товарном и пассажирском вагоностроении
Изоляционные
материалы
Альфоль
Промасленная бу-
мага •
Войлок
Сосна (перпендику-
лярно волокнам) . . .
Дуб (перпендикуляр-
но волокнам)
Воздух сухой в по-
кое
Воздух сухой при
толщине слоя 20 мм .
Воздух сухой при
толщине слоя 40 мм .
Камышит
Картон .
Пробковые плиты
крупнозернистые . . .
Пробковые плиты
мелкозернистые . . .
Соломит
Рубероид
Толь кровельный . .
Шевелин ......
Торфолеум
Коэфициент
теплопро-
водности в
ккалм1м*час°С
0,03—0,055
о, 13
0,03-0,05
О,1—0,12
о,оа—0,04
0,02—0,13
0,32-0,47
о, об—о, 07
o,i—о,15
о,о5—о,об
0,04—0,045
0,12—О,15
0,Ю—0,12
°>°35-°.°4
О)°5—о,оЗ
Объёмный
вес в «г/л3
goo
2бо—35°
54O -560
830-825
150—200
1000—1250
230-35°
150—210
I5O—20О
iooo—1500
ооо—1500
150—180
190-300
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ИЗОТЕРМИЧЕСКИХ
ВАГОНОВ
Расчёт системы охлаждения
Суточный расход холода Q определяется
уравнением
где Qi — расход холода, теряемого на возме-
щение теплопередачи через оболочку кузова
(стены, пол и крышу); Q2 — потери холода че-
рез неплотности и щели в кузове, дверях и
стыках изоляции; Q3 — потери на охлаждение
и осушение воздуха, поступающего в вагон
неохлаждённым; Q4 — расход холода на охла-
ждение продукта, поступающего в вагон не-
охлаждённым.
Суточный расход холода на возмещение
теплопередачи Q2
«= 24*'
,-'.„)¦
где
2 = ^1 + Fs + F3 4- FA, причём F — ве-
личина всей поверхности оболочки кузова;
.F] — пола; F% — потолка; FB — стен; F4 — две-
рей и люков; tH и tgH — температура наруж-
ная и внутренняя.
Общий коэфициент теплопередачи k'
где k — коэфициент теплопередачи отдельных
частей вагона;
«н
где ан — коэфициент теплоотдачи от наружной
поверхности; для воздуха, находящегося в дви-
жении, ан — 2 + 10"\/v, где v — скорость дви-
жения воздуха в м/сек принимается равной
средней скорости движения поезда; а.дн — коэ-
фициент теплоотдачи от внутренней поверх-
ности для воздуха, находящегося в покое
(asw = 8); X — коэфициент теплопроводности
материалов, из которых изготовлена оболочка
кузова и изоляция; 8—толщина в м каждого от-
дельного слоя оболочки кузова и изоляции;
R — сопротивление теплопередачи воздушных
прослоек, зависящее от их толщины.
Общий коэфициент теплопередачи &' для
изотермических вагонов должен быть не вы-
ше 0,6.
Потери холода через неплотности и щели,
а также утечка холода при разгрузке и по-
грузке принимаются равными 5—10% от рас-
хода холода на теплопередачу, т. е.
Q2 = @,05-4-0,10)Q1.
Суточный расход холода на охлаждение и
осушение воздуха
Q3 = aVe [0,31 {tH-tm) + r(gHfH -gmfm)\.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ
667
В этой формуле а характеризует много-
кратность вентилирования вагона в сутки и
принимается равным 2—4 для мясных гру-
зов и фруктов, 0—2 для рыбы и рыбопро-
дуктов.
Средняя температура внутри вагона tBH при
расчётах принимается равной — B -г- 4° С) при
системе охлаждения льдом в баках и — 2е С при
решётчатых карманах. Температура наружного
воздуха в северном климате.+A6-г-18° С),
в умеренном +A8 -=-22° С), в южном + B2ч-
4-26° С), в тропическом +B6-4-32° С), средняя
расчётная величина +30° С. Ve — полный вну-
тренний объём вагона в л&; г = 0,61 при тем-
пературе внутри вагона выше 0° С; г = 0,68
при температуре внутри вагона ниже 0° С; gH и
Sen— содержание влаги в г на 1 мъ для абсо-
лютно насыщенного воздуха при данных tH и
tm: при tH = 30° С gH = 30,31 г/ж3, при t'm =
= -2° Cg'eH = 4,24zjjfi,при 4 = + 2° С g'm =
= 5,60 zJMb\ fH и feH — относительная влажность
при температурах tH и teH.
Относительная влажность наружного воз-
духа принимается равной 0,80, внутри вагона
равной 0,75.
Расход холода Q4 на понижение темпера-
туры At груза (для однородного груза)
Q4 = Ргс At,
Наружная поверхность охлаждающих при-
боров
где кл — коэфициент теплоотдачи; At — раз-
ность температур.
Значения величин q, n, кл и At, зависящие
от системы хранения льда и хладоагента, ниже-
следующие :
Система охлаждения q п кл М
Решётчатые карманы . . . 8о а 7>5 з
Баки (танки) 75 3 9,5 8—ю
Рассольные баки — — 12,0 —
Расчёт приборов отопления
Потери тепла через оболочку кузова
1 час
за
где k' — коэфициент теплопередачи оболочки
кузова определяется по вышеприведённой фор-
муле; F' — наружная поверхность кузова
в м2; t'H = — 40° С — средняя температура воз-
духа самого холодного пояса; tm— темпера-
тура воздуха внутри вагона, зависящая от
перевозимого груза
Определение поверхности на-
грев а при боров отопления:
при печном отоплении
где Рг — вес груза в кг; с — его удельная те-
плоёмкость.
Теплоёмкость выше температуры затвер-
девания молока, пива и вина—0,95, мяса и
рыбы ~ 0,8, масла, сметаны и сливок ~ 0,65.
Теплоёмкость ниже температуры застыва-
ния молока 0,5, мяса и рыбы 0,45, масла и сме-
таны 0,3.
Для разнородного груза
где Рг и с' — веса грузов и их теплоём-
кости.
Понижение температуры At груза за сутки
обычно принимается равным 2—3° С и зависит
от рода груза и его упаковки.
Суточный расход льда в кг
Р -?
Рл~ ч
где q — скрытая теплота таяния льда.
Объём охлаждающих приборов по расходу
льда определяется
пР,
где п — коэфициент запаса льда; а — коэфи-
циент неплотности набивки льда (принимается
равным 0,8); f — вес 1 л& льда в кусках (ра-
вен 800 кг]лФ).
где g2 =2000ккал1л&час—отдача тепла для глад-
кой чугунной печи или g2 = 3500 ккал\м7час —
отдача тепла для ребристой печи с кожухом
и обмазкой внутри;
при паровом отоплении
где <4 — температура пара или конденсата по
выходе из сети (может быть принята равной
60—90° С); tB — температура пара при входе
в сеть, зависит от давления и выбирается по
следующим данным.
Давление
в ата
О,1
0,2
о,з
+Ю1.8
IO4.3
IO6.6
Давление
в ати
4.о
132,8
I5t.°
I58»1
Коэфициент теплоотдачи калориферов k"
(в ккал/м^час°С) берётся в зависимости от
их типа и разности температур.
КОНСТРУКЦИИ ПАССАЖИРСКИХ
ВАГОНОВ
К пассажирским относятся вагоны для пере-
возки пассажиров, вагоны-рестораны, почто-
вые, багажные и специального назначения,
как-то: салоны, служебные, санитарные и др.
[10J. По планировке и внутреннему обору-
дованию пассажирские вагоны разделяются
в зависимости от их назначения на вагоны

668
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Таблица 28
Г Т
Значения коэфициента тары-—— и — для пассажир-
vB n
ских вагонов общего назначения, построенных
из обычных материалов
Наименование
вагона
Четырёхос-
ный пригород-
ный 20,2 м* .
Четырёхос-
ный областной
23,6 м (проект) *
Четырёхос-
ный пригород-
ный (с кресла-
ми для полуле-
жания) ....
Четырёхос-
ный лригород--
ный электрова-
гон 19 м (мо-
торный) * ...
То же при-
цепной * , . .
Четырёхос-
ный дальнего
следов ания
20,2 м (жёсткий
бескупейный) *
Четырёхос-
ный дальнего
с л е дова н ия
23,6 м (жёсткий
бескупейный)*
Четырёхос-
ный дальнего
следования
23,6 л (жёсткий
купейный)*. .
То же длиной
20,2л* ....
Четырёхосный
мягкий купей-
ный 23,6 м даль-
него следова-
ния *
То же длиной
20,2 м * . . . .
Четырёхос-
ный спальный
прямого сооб-
щения 20,2 м
(I-II категорий)*
Четырёхос- '
ный междуна-
родный мягкий
20,0 м (I кате-
гории) ** . . .
Четырёхос-
ный вагон-ре-
сторан 23,6 м*
Тоже длиной
20,2л* ....
Четырёхос-
ный багажный
20,2 м * . . . .
Четырёхос-
ный почтовый
23,6 л*. . . .
Четырёхос-
ный почтовый
20,0л*. . . .
Собственный вес
вагона Т в m
48,5
53,о
52,4
58,5
37.5
45.5
53.7
53.7
47.°
55
47.5
54.6
*.
57.0
46,0***
53.7
42,0***
е
1.
О щ
20,0
1б,О
1б,О
Число
мест
X
3
из
ч
я
5е
46
бо
4о
32
36
28
i8
16
бо
<и
к к
98
IOO
88
«ц
ю8
96
но
Коэфициенты
тары
Г
Qb
1,60
3,36****
2,63
г
о,99
о, 9°
1,34
i,47
1.53
1.7°
З.°3
3.5°
о,95
0,96
Т
о,49
°,53
о,бо
о,5б
о,35
..„
о, 49
Примечание. Все вагоны цельнометаллической
конструкции, кроме вагонов длиной 20,2 м, у которых
металлические рамы и деревянные кузовы.
дальнего следования, местного сообщения и
пригородные; по устройству кузова — на ва-
гоны с несущим кузовом, полунесущим кузо-
вом и несущей нижней рамой; по устройству
ходовых частей — на двухосные и многоосные
(тележечные); по конструкции — на металли-
ческие, деревянно-металлические и деревян-
ные; по технологии и типу соединений — нг
сварные, клёпано-сварные и клёпаные и в за-
висимости от скорости курсирования поез-
дов, в которых обращаются вагоны, — на ва-
гоны обычных и скоростных поездов.
Пассажирские вагоны обычных поездов,
К этой группе относятся вагоны поездов
паровой и электрической тяги, которые имеют
скорость в среднем до 100 км/час, а при ва-
гонах цельнометаллической конструкции с уси-
ленной лобовой стенкой до 120—130 км/час.
Все вагоны оборудуются автоматическими тор-
мозами, автосцепкой, электрическим освеще-
нием и вентиляцией (главным образом прину-
дительного типа, с очисткой и подогревом
воздуха).
Коэфициенты тары для основных типов
вагонов приведены в табл. 28. Следует отме-
тить, что коэфициент тары новых цельно-
металлических вагонов с кузовом, рассчитан-
ным на продольное сжатие силой 382 т, ниже
коэфициента тары вагонов длиной 20,2 м, дере-
вянный кузов которых вообще не рассчиты-
вается на продольное сжатие.
В СССР в промышленном масштабе освоены
цельнометаллические вагоны. Совершенство-
вание пассажирских вагонов идёт по линии
снижения их веса, причём в этой области
имеются большие перспективы. Так, вес вагона
скоростного поезда электрической тяги широ-
кой колеи, запроектированного из сталей МС
и СДС (механические свойства которых близки
сталям СХЛ2 и СХЛЗ), оказался на 11,2°/0
меньше веса четырёхосного вагона электри-
фицированного поезда аналогичного типа, по-
строенного из обычных сталей и весящего
58,0 т.
Вагон для метро из низколегированной
стали по проекту весит 40,5 т, т. е. на 21,7°/0
меньше изготовленного из обычной стали ва-
гона для метро первой очереди, имеющего
вес 51,7 т. Снижение веса основной конструк-
ции вагонов показано в табл. 29.
Таблица 29
Сравнение весов основной конструкции электри-
ческих вагонов в кг
* Сварная конструкция.
** Клёпаная конструкция.
*** Вес вагона без электростанции.
**** Вагон рассчитан на продольное сжатие кузова
силой 382 т и является вагоном прикрытия в пассажир-
ских поездах.
Наименование
комплекта
Рама кузова
Каркас кузо-
ва с рамой . .
Рама мотор-
ной тележки .
Крыша . . .
Всего по ос-
новной кон-
струкции . . .
6ю
•2 я«>
ч < н
я я
ой*
CQ с2
5 22O
10 230
2 39°
~
17 840
_- я
8^
я
о чО
CQ uU
4 450
9 210
I 650
153Ю
иш
я S
Я Л)
О а
'7.3
ii,i
44,85
~
хб.5
га
о .
S -
X
о я
сЗ С
CQ?
4 55°
ю 560
2275
I 2OO
18585
О Ч
нни
Я "и
я С-1
3400
7 100
1 420
920
12 840
X и
|з
О о
33,8а
48,73
» 6о,21
30,43
44,7

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ
669
Планировка вагона предопределяет-
ся дальностью следования его. Вагоны
дальнего следования мягкие и жёсткие
рассчитаны на пребывание в них пасса-
жиров в течение нескольких суток, в
связи с чем предусматривается помеще-
ние для хранения белья и надлежащее
количество санитарных узлов; вагоны де-
лаются с глухими купе или цельными
поперечными перегородками.
Вагоны местного сообщения рассчи-
таны на пребывание в них пассажиров
преимущественно днём, но иногда и
ночью. Места в этих вагонах открытого
типа, жёсткие или мягкие. Широкое рас-
пространение в современных конструк-
циях получила открытая планировка без
перегородок, с мягкими креслами для
полулежания. Коэфициент тары таких
вагонов ниже, чем у вагонов с перего-
родками. В пригородных вагонах совре-
менных конструкций отсутствуют поме-
щения для хранения белья и уменьшено
число санитарных узлов. ;,
Вагоны цельнометаллические имеют
металлические рамы и кузовы и разде-
ляются на две группы: 1) вагоны с пол-
ностью несущим кузовом, который
можно рассматривать как трубу, всеми
своими элементами (пол, крыша, боко-
вые стены) участвующую в восприятии
действующих на вагон сил; 2) вагоны с
полунесущим кузовом, у которого в
восприятии усилий участвуют нижняя
рама и боковые стены, но не крыша.
К этой группе относится электровагон
пригородного сообщения с неметалличе-
ской крышей и вагоны 20 м с боковой
стенкой, металлической до окон.
Цельнометаллические вагоны по сра-
внению с деревянно-металлическими
имеют следующие преимущества: 1) срок
службы 40—50 лет; 2) менее частый ре-
монт; 3) допустимость более редкой про-
верки состояния крепления деталей;
4) уменьшение веса вагона, приходяще-
гося на одного пассажира (коэфициент
тары четырёхосного цельнометалличе-
ского пассажирского вагона длиной 23,6м
равен 0,90, а четырёхосного деревянно-
металлического вагона длиной 20,2 м —
0,99).
Четырёхосный бескупейный пасса-
жирский цельнометаллический вагон
длиной 23,6 м вагонного завода им. Его-
рова образца 1946 г. сварной конструк-
ции (фиг. 36). Нижняя рама вагона со-
стоит из хребтовой балки, двух буфер-
ных и двух шкворневых балок. Кузов
вагона трубчатой конструкции является
несущим и состоит из продольных несу-
щих балочек зетового профиля и попе-
речных замкнутых штампованных лёгких
балочек, образуемых балочками пола,
стойками боковых стен и дугами крыши.
Этот каркас покрыт снаружи листами
толщиной 3 мм для пола и боковых стен
и 1,5—2,0 мм для крыши. Толщина эле-
ментов каркаса — стойки, дуги, продоль-
ные элементы — 3—4 мм.
Лобовые стенки кузова двойные,
состоят из листов толщиной 4 мм и

670
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
вертикальных стоек из двутавровых балок
№ 24. Расчёт кузова произведён по .Техни-
ческим условиям на проектирование новых
пассажирских вагонов" (см. раздел Б, п. 3),
т. е. на восприятие вертикальной нагрузки от
веса вагона, пассажиров и багажа и горизон-
тальной силы сжатия, действующей на раму
A82 т) и на кузов C62 т). Тяговые усилия
воспринимаются хребтовой балкой, а удар-
ные — хребтовой балкой, упругой площадкой,
буферами и кузовом.
Материал основной конструкции — углеро-
дистая сталь марки МСТ-3, а для деталей вну-
треннего оборудования и отделки широко при-
менены сплавы алюминия, общий расход кото-
рого на вагон составляет около 2 т. Внутрен-
ние перегородки и обшивка стен, пола и крыши,
сирные тележки с буксами скользящего тре-
ния. Сварные рамы тележек изготовляются из
балок, имеющих в сечении замкнутый контур,
из штампованных и прокатных профилей. Рес-
сорное подвешивание: центральное — эллипти-
ческие рессоры, надбуксовое — спиральные
пружины. Вагон оборудован ручным тормозом
и одним пневматическим тормозным цилиндром
на раме вагона
Снаружи вагон имеет полуобтекаемые
формы, окрашивается нитролаками. Габарит-
ные размеры вагона: длина по осям автосцепки
24537 мм, длина рамы 22457 мм, длина ку-
зова 23 600 мм, база вагона 17 000 мм, ширина
внутри между стенками 2850 мм, высота от
головки рельсов до оси автосцепки 1060 мм, до
верха кузова 4378 мм. Собственный вес вагона1
Фиг. 37. Пассажирский купейный вагон длиной 20 м.
а также сиденья диванов и полки выполнены
из дерева (столярной плиты и многослойной
фанеры толщиной 19—25 мм). Потолок оклеи-
вается парусиной или полотном и отделывается
в подторцовку. Кузов вагона изолирован. Изо-
ляция — алюминиевая фольга (альфоль), кото-
рая мнётся и в восемь слоев закладывается
между наружной металлической и внутренней
деревянной обшивкой. Сверху укладывается
паро-водонепроницаемый картон. Детали кар-
каса (стойки, дуги, продольные элементы) изо-
лированы техническим войлоком.
Вентиляция принудительного типа. Воздух,
забираемый извне через жалюзи в тамбуре,
со стороны котельного отделения подаётся
центробежными вентиляторами в очиститель-
ные фильтры и калорифер (в котором воздух
в зимнее время подогревается), а затем через
центральный канал и вентиляционные решётки
в отделения для пассажиров. На случай вы-
хода из строя вентиляционной системы поста-
влено несколько вытяжных вентиляторов. Окна
двойные, глухие, сделаны с открывающимися
верхними половинками в рамке окна. Каждый
вагон оборудован собственной динамомаши-
ной. Привод от динамо на ось — типовой.
Отопление индивидуальное водяное. Водо-
снабжение осуществляется из расположенных
в вагоне водяных баков. Налив воды в бак
производится сверху или снизу вагона с лю-
бой его стороны.
На лобовых стенах поставлены упругие
площадки.
Рессоры и пружины обеспечивают плотное
соединение площадок двух соседних ваго-
нов без дополнительного сцепления их вруч^
ную.
Вагон опирается на две двухосные балан-
53,7 т, вместимость: 58 мест спальных или
106 мест для сидения. Нагрузка на ось 17 т,
на 1 пог. м пути 2,7 т.
На базе кузова первого типа четырёхосного
цельнометаллического вагона разработаны
проекты остальных основных видов вагонов:
купейных жёсткого и мягкого, ресторана, поч-
тового и др. с полной унификацией нижних
рам, кузовов, а также всех систем обслужи-
вания и бытовых помещений.
Четырёхосный пассажирский электрова-
гон длиной 19 м пригородного сообщения
модернизированной конструкции Рижского
вагонного завода имеет металлическую раму
и кузов (за исключением крыши, у которой
металлический каркас с деревянной обшивкой,
сверху покрытой брезентом и просмоленной).
Несущей конструкцией являются рама и боко-
вые стенки.
Вагон строится трёх типов: моторный, при-
цепной и прицепной с багажным отделением.
На крыше моторного вагона помещаются
площадки для пантографа и других электро-
приборов и переходные мостки.
Тележки вагона двухосные, с рамой нз
штампованных боковых и поперечных балок
и стальными литыми шкворневыми балками.
Рессорное подвешивание: центральное — эллип-
тические рессоры, надбуксовое — листовые рес-
соры и спиральные пружины. На каждой те-
лежке моторного вагона размещено по два
электродвигателя.
Длина вагона с тамбуром 19,3 м, ширина
снаружи 3480 мм, высота от головки рельсов
до пола 1345 мм, высота внутри от пола до
потолка 2650 мм, база вагона 14 000 ли*. Ва-
гоны ходят одинарными и двойными трёхва-
гонными секциями; каждая состоит из мотор-

ГЛ. 31X11]
КОНСТРУКЦИИ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ
671
ного вагона, прицепного и прицепного с багаж-
ным отделением и кабиной управления.
Четырёхосный пассажирский вагон дли-
ной 20 м б. Северо-Кавказских железных до-
рог (фиг. 37). Кузов полунесущей конструкции.
Нижняя рама металлическая. Боковые стенки
кузова от низа рамы до подоконного пояса
металлические из листов толщиной 4 мм, арми-
рованных вертикальными стойками. Число мест
в жёстком бескупейном вагоне этого типа:
Габаритные размеры вагона: длина по осям
сцепления автосцепки 21 390 мм, длина рамы
21 170 мм, база вагона 13970 мм, ширина ва-
гона наибольшая по крыше 3270 мм, наружная
кузова 3140 мм, внутренняя кузова 2980 мм.
Высота от головки рельсов до оси автосцепки
1085 мм, до верха крыши 4393 мм. Вагон впи-
сан в габарит № 1-В.
На базе конструкции рамы и кузова этого
вагона выпускались также следующие вагоны.
l?J
L2J
О
20000~
ь
u
?
?
Г ПпГПпГ ПпГПпППпГ ПпГПпШпГ
?
6)
Фиг. 38. Пассажирский вагон длиной 20 м: а — мягкий купейный; б— жёсткий бескупейный.
спальных — 48 или для сидения — 88. Вес вагона
с электростанцией 48,5 т. Купейный вагон
(фиг. 38) с мягкими местами имеет 24 спаль-
ных места, его вес с электростанцией 49,5 т.
Вагоны деревянно-металлические. Че-
тырёхосный вагон длиной 20,2 м конструкции
1926 г. имеет сварную металлическую раму,
воспринимающую все действующие на вагон
вертикальные и горизонтальные усилия. Кузов
вагона деревянный. Отопление водяное от ин-
дивидуальных котелков, с верхней разводкой
Четырёхосный вагон пригородного и
местного сообщения (фиг. 39) представляет
собой вагон открытого типа с несколькими
поперечными верхними фрамугами для сохра-
нения поперечной жёсткости кузова. Попереч-
ные раскосы соединяют боковые стенки кузова
с поперечными балками и проходят внутри
спинок диванов.
Четырёхосные вагоны дальнего следования
(жёсткие бескупейные, жёсткие и мягкие ку-
пейные). С одной стороны мягкого вагона
3270—,
m m m m frTfr m m m
-20200
Фиг. 39. Пассажирский вагон пригородного и местного сообщения длиной 20,2 м.
труб. Водоснабжение осуществляется подачей
воды самотёком из баков, расположенных под
потолком вагона. Освещение электрическое,
от динамомашин системы РД2-А завода .Ди-
намо" им. Кирова, которыми оборудуется часть
вагонов. Динамомашина подвешена на раме
вагона, щит управления ею размещается над
окном в служебном помещении.
в средней части имеется семь пассажирских
четырёхместных купе, с другой—коридор вдоль
вагона, с одного конца вагона — служебное
отделение, котельная и туалетная, с другого —
туалетная.
Четырёхосный спальный вагон прямого
сообщения (I и II категорий). С одной стороны
вагона в средней части имеется пять пасса-

672
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
жирских двухместных купе II категории и че-
тыре пассажирских двухместных купе I кате-
гории. Поперечные нижние диваны и средние
полки во всех купе мягкие.
Четырёхосный вагон-ресторан имеет
в средней части зал длиной 12 155 мм, разделён-
ный поперечной перегородкой на два отделения.
Четырёхосный багажный вагон грузо-
подъёмностью 20 т (фиг. 40) имеет с одного
конца багажное отделение длиной внутри
15 140 мм, отделённое от остальных помещений
глухой перегородкой, и с другого конца—два
рельсов до оси буферов 1085 мм, до верха
крыши кузова 4313 мм.
Четырёхосный почтовый вагон 20 м грузо-
подъёмностью Iff m (фиг. 41) состоит из двух
расположенных по концам вагона отделений
для хранения почты, зала в средней части ва-
гона для разборки и сортировки почты, а также
подсобных помещений, четырёхместного купе,
кухни и котельного отделения. В сортировоч-
ном отделении находятся стеллажи для хране-
ния почты и столы для её разборки. Длина
багажного отделения 5050 мм, сортировочного
3270-
Фиг. 40. Четырёхосный багажный вагон длиной 20,2 м.
открытых купе для обслуживающего персонала
и туалетную комнату.
Все эти вагоны имеют длину 20,2 м. Сле-
дует отметить также группу пассажирских ва-
зала 6080 мм. В каждой боковой стене вагона
имеются двери: по одной двухстворчатой
в отделении хранения почты и одна одноствор-
чатая в средней части для входа в вагон.
? и
В- 6080 &
-5050-
-Ммна кузова 20000-
Фиг. 41. Общий вид и план почтового вагона длиной 20 м.
гонов длиной 20,0 м, некоторые сведения о них
приведены ниже.
Четырёхосные пассажирские вагоны дли-
ной 20,0 м имеют металлическую раму и дере-
вянный кузов, аналогичный кузову вагона дли-
ной 20,2 м.
Размеры вагона: длина по буферам 21160мм,
длина кузова 20 000 мм, база вагона 13 770 мм,
ширина внутри 2980 мм, высота от головки
Четырёхосный спальный вагон прямого
сообщения 20 м (I—II категорий).
Все вагоны этого типа имеют автономную
электростанцию. Размеры вагона: длина по бу-
ферам 21 230 мм, длина кузова 20 070 мм, база
вагона 14 000 мм, высота от головки рельсов
до оси буферов 1085 мм, ширина вагона сна-
ружи по кузову 3080 мм, внутри между боко-
выми стенками 2930 мм.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИИ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ
673
Вагон I категории имеет восемь двухмест-
ных купе, попарно объединяемых между собой
общей умывальной комнатой.
Подвижной состав скоростных поездов
К вагонам скоростных поездов предъ-
являются следующие общие требования: сни-
жение воздушного сопротивления при пере-
движении, уменьшение веса вагона и увели-
чение его прочности.
Вагоны скоростных поездов имеют обтекае-
мую и полуобтекаемую форму.
Экономия мощности локомотива в обтекае-
мых поездах при скоростях 130—180 км/час
достигает 50%.
Для удовлетворения второго требования ва-
гоны всех высокоскоростных и скоростных
поездов делаются цельнометаллическими (при-
чём рама и кузов работают как одно целое)
с применением сталей высокой прочности и
сплавов алюминия.
Экономия от снижения веса пассажирского
вагона на 1 т составляет в эксплоатации около
2000 руб. в год.
Для сокращения веса скоростные поезда
часто делаются сочленёнными. При этом перед-
ний и задний концы поезда опираются на инди-
видуальные двухосные тележки, в осталь-
ных же местах под два конца соседних вагонов
подкатывается одна сочленённая тележка. При
такой системе, например, в семивагонном со-
ставе вместо 14 обычных тележек достаточно
иметь только восемь, из них шесть сочленён-
ных и две обычных. Недостатком сочленённых
тележек является их ограниченная взаимоза-
меняемость, а также понижение коэфициента
безопасности ввиду отсутствия между вагонами
упругих приборов (фрикционов автосцепки и
упругой площадки).
Вес сочленённого вагона не должен превы-
шать нагрузки, допустимой на одну тележку,
что возможно только в трубчатых конструк-
циях вагонов, строящихся из высоколегирован-
ных хромоникелевых сталей и лёгких сплавов,
поэтому в последние годы вагоны скоростного
транспорта выпускаются на несочленённых те-
лежках.
Автомотрисы и поезда с двигателями
внутреннего сгорания. Автомотрисой назы-
вается пассажирский самодвижущийся вагон,
приводимый в движение от паровой машины,
дизеля или другого двигателя, расположенного
в этом же вагоне. Автомотриса может состоять
из одного или нескольких (обычно три — пять)
вагонов. В последнем случае концевые вагоны,
один или оба, делаются моторными, а осталь-
ные прицепными. Многовагонные (от восьми
до 12 вагонов) автомотрисы называются ди-
зельными поездами, концевые вагоны их мо-
торные (тепловозы), часть помещения которых
обычно используется под багажное и почто-
вое отделения. Мощность двигателей этих
поездов доходит до 3000 л. с.
Дизели применяются мощностью от 450 до
2000 л. с. в одной установке. Для увеличения
мощности ставятся сдвоенные и строенные ди-
зели. Передача в небольших автомотрисах
обычно механическая, реже электрическая;
в дизельных поездах, как правило, электриче-
ская.
43 Том 13
В одиночных автомотрисах, где все места
предназначены для сидения, вес вагона, при-
ходящийся на одного пассажира, составляет
от 250 до 400 кг.
На фиг. 42 показано поперечное сечение
вагона, построенного из нержавеющей стали
18-8 с помощью точечной сварки. Конструкция
кузова несущего типа.
Фиг. 42. Сечение вагона скоростного погзда.
Скоростные поезда с паровой тягой.
В большинстве случаев скоростные поезда
с паровой тягой имеют вагоны, по конструк-
ции идентичные вагонам дизельных поездов,
обслуживаются специальными паровозами, раз-
вивающими скорость до 160 км!час. Наружная
форма паровоза обтекаемая.
Скоростные поезда с электротягой. Ско-
ростной электропоезд широкого габарита по
проекту Мытищинского вагонного завода
состоит из трёх вагонов: моторного, среднего
прицепного и концевого с кабиной управления.
Пространство между вагонами перекрыто
упругой гармоникой. Тележки индивидуальные,
несочленённые.
Вагоны цельнометаллической сварной кон-
струкции из низколегированной стали марок
МС и СДС; широко применены штампованные
из листа профили. Кузов трубчатый, несущей
конструкции. Вентиляция принудительная, с
очисткой воздуха и подогревом его в зимнее

674
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
время. Диваны трёхместные мягкие, с пере-
кидными спинками, рассчитаны для полулежа-
ния.
Габаритные размеры: длина вагонов
19 100 мм, база вагона 13 500 мм, длина всего
поезда 57 250 мм; по периметру вагоны впи-
саны в габарит № 2-В. Вес поезда 105,5 т,
что на 16,7% меньше веса обычной трёхва-
гонной электросекции. Вместимость — 191 место
для сидения (моторный — 56, прицепной — 72,
управляемый — 63).
Расчётная скорость 130—140 км\час.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТЫ УЗЛОВ
ВАГОНОВ
Рамы вагонов
По характеру работы различают:
1) свободнонесущие рами - воспринимают все
действующие на вагон усилия; к этой группе
относятся рамы бескузовных вагонов (плат-
форм, транспортёров и думпкаров), а также
рамы вагонов с деревянными кузовами; 2) свя-
занные рамы—воспринимают только часть дей-
ствующей на вагон нагрузки, причём осталь-
ная нагрузка воспринимается кузовом вагона;
боковые балки рамы этих вагонов обычно
являются нижним поясом боковой фермы или
нижней армировкой боковой стенки в цельно-
металлических конструкциях.
По расположению тягово-удар-
ных приборов различают: 1) рамы со
сквозной упряжью и буферами, в которых
растягивающие усилия от одного вагона через
укреплённый в центральной части рамы тяго-
вой аппарат передаются на сквозную упряжь,
а сжимающие усилия воспринимаются буфе-
рами, укреплёнными на концевых буферных
брусьях (фиг. 43); такие рамы имеются у части
8 9
1.0
no/IB
3 5
Фиг. 43. Рама со сквозной упряжью: 1 — крюк; 2 — хво-
стовик крюка; 3 — соединительная муфта; 4 — муфта;
5-чека; 6 — болт; 7 — чека; 8 — пружина; Р — регули-
рующая трубка; 10 — нажимная шайба.
вагонов западноевропейских железных дорог,
а также наших вагонов старого выпуска,
2) рамы, с несквозной упряжью, в которых
усилия сжатия передаются на буферные балки,
в усилия растяжения (от всего поезда) через
расположенные по концам рамы тяговые аппа-
раты воспринимаются средней продольной
хребтовой балкой; эти рамы (фиг. 44) обычно
делаются металлическими, ими оснащена зна-
чительная часть вагонов, переоборудованных
на автосцепку; 3) рамы с автосцепкой, в ко-
торых усилия сжатия и растяжения от всего
поезда передаются через расположенные по
концам рамы автосцепки на хребтовую балку
(фиг. 45). Эти рамы отличаются большой проч-
ностью, применяются на всех вагонах новей-
ших конструкций и строятся без буферных
балок (вагоны американских железных дорог)
или с буферными балками, на которых укре-
Фиг. 44. Рама с нескиозной упряжью:
/ — крюк; 2— скользун; 3 — направляющая
крюка; 4 — упорная подушка; 5 — шайба
пружины; 6 •— наружная пружина; 7—вну-
тренняя пружина.
плены буферы (наши вагоны в период пере-
хода на автосцепку).
По конструкции соединения
с ходовыми частями различают:
1) рамы бестележечных вагонов с рессор-
ным подвешиванием, непосредственно укре-
плённым на боковых балках рамы (см. фиг. 1):
к этой группе относятся рамы двухосных и
трёхосных вагонов;
2) рамы тележечных вагонов со шквор-
невыми балками, через которые передаются
на пятник и скользуны тележки все восприни-
маемые вагоном статические и динамические
усилия (см. фиг. 2).
Шпренгельные рамы — разновидность сво-
боднонесущих рам, боковые балки которых
для увеличения их момента сопротивления из-
гибу усиливаются в средней части установкой
шпренгелей, последние применяются следую-
щих типов: а) шпренгель без регулировки со-
стоит из глухих струн и одной средней колонки
(фиг. 46); б) шпренгель с регулировкой натя-
жения струны, со стяжными муфтами на струне
(фиг. 47, б) или на двух колонках (фиг. 47, а).
По материалу и способу изго-
товления рамы делятся на металлические,
деревянно-металлические и деревянные.
По технологии изг отовления раз-
личают металлические рамы сварной, клёпаной,
литой и смешанной конструкции
Металлические рамы применяются в
вагонах современных конструкций. Они имеют
меньший коэфициент тары и более длинный
срок службы.
Сварные рамы получили наибольшее рас-
пространение, так как по жёсткости и проч-
ности они не уступают литым и клёпаным и
легче по весу.
Клёпаные рамы применяются только для
вагонов мелкосерийного производства.
Литые рамы применяются или в конструк-
циях смешанных рам в виде отдельных отли-
вок, соединяемых заклёпками с общей кон-

„ 'tf 13
Ось фрикционного аппарата
360-
Фиг. 45. Рама с автосцепкой: / — головка автосцепки;
2 — розетка; 3 — б ал очка; 4 — подвеска; 5 — хомут;
6 — клин хомута; 7 — болт; 8 — передние упоры; 9 — пе-
редняя плита; 10 — фрикционный аппарат; 11 — задние
упоры; 12 — опора фрикционного аппарата; 13 — болты
опоры; 14 — передний кронштейн; 15 — задний кронштейн;
16—болты, крепящие кронштейны к буферной балке;
17 — рукоятка расцепного механизма.
/ 2 3
8 9 10

676
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
струкцией или в виде цельнолитых рам. Пре-
имущества — упрощение технологии сборки
рамы или вагона, недостатки — больший вес и
большая, чем у сварных рам, стоимость из-
готовления и, в особенности, ремонта. В СССР
цельнолитые рамы для вагонов не изготовля-
ются; предпочтение отдано цельносварным,
преимущества которых указаны выше.
Смешанные рамы выполняются: ^клёпано-
сварными, например, рама четырёхосной 70-т
платформы (см. фиг. 16), все балки которой
соединены между собой сваркой, а верхний
настил соединён с рамой заклёпками для
Статическая нагрузка, а) Полез-
ная нагрузка (вес груза) передаётся частью
на средние продольные балки, частью — на
боковые. Если боковые балки являются ниж-
ними поясами боковых ферм или стен кузова,
то последние воспринимают эту часть полез-
ной нагрузки, в противном случае вся нагрузка
воспринимается рамой.
б) Вес рамы и элементов вагона, опираю-
щихся на раму (деталей тормоза, разгрузоч-
ных механизмов, лобовых стен, а в свободно-
несущих рамах также вес кузова вагонов).
Боковые фермы или стенки опираются на раму
Фиг. 46. Шпренгель с одной колонкой (без регулировки).
удобства смены его при ремонте в случае
перегорания при перевозке горячих блюмсов,
и 2) клёпано-литыми или сварно-литыми, в ко-
торых часть элементов выполнена в виде
стальных отливок, соединяемых с основной
конструкцией заклёпками или электросваркой
(например, рама четырёхосного 50-от думпкара).
Деревянно-металлические рамы. Двухос-
ные нормальные товарные вагоны грузоподъём-
ностью 16,5—18,0 т имеют деревянно-метал-
лические рамы. Порода дерева — обычно дуб,
реже сосна. Металл ставится только на боко-
вые и лобовые балки. Недостатки таких рам —
более короткий по сравнению с цельнометал-
лическими срок службы, частое расстройство
на концах шкворневых балок, вес остальных
элементов считается приложенным в местах
их соединений с рамой.
в) Усилия, распирающие стенки вагонов,
полувагонов и борты платформ при перевозке
насыпных грузов, передаются на раму через
боковые или лобовые стойки частично, если
верхние концы стоек противоположных стен
связаны между собой дугами крыши, и пол-
ностью в остальных случаях. Усилия распора
считаются приложенными в местах соединения
стоек с рамой.
Возможны различные случаи нагрузки: либо
груз распределён по раме равномерно, либо
сосредоточен в одной или нескольких точках.
Фиг. 47. Шпренгель с двумя колонками (с регулировкой : а — на колонках; 6 ~ на струне.
соединений и невозможность создать рацио-
нальную конструкцию вагона большой грузо-
подъёмности под автосцепку. В современных
конструкциях рамы этого типа применяются
очень редко, так же как деревянные рамы.
Расчёт рам. На раму действуют статиче-
ские и динамические усилия
Например, в платформах при перевозке на-
сыпных грузов нагрузка распределена равно-
мерно, а при перевозке на двух платформах
длинных рельсов последние опираются кон-
цами на поперечные балочки, положенные по
середине платформ, т. е. нагрузка сосредото-
чена.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТЫ УЗЛОВ ВАГОНОВ
677
Такие рамы необходимо рассчитывать на
все варианты нагрузки.
Динамические усилия, а) Удар
при автосцепке, приложенный по линии сце-
пления вагона, а при винтовой стяжке и буфе-
рах — приложенный к каждому буферу.
б) Тяговое усилие при автосцепке и при
винтовой стяжке.
в) Вертикальная составляющая от действия
центробежной силы и силы ветра на боковую
поверхность вагона, воспринимаемая боковыми
продольными балками рамы. При расчёте рам
платформ и транспортёров величины центро-
бежной силы и силы ветра определяются для
случаев перевозки грузов большого объёма
(сено, лес, пиломатериалы и т. п.).
Расчёт рам по методу жёстких
опор. При расчёте по методу жёстких опор
все многоопорные балки считаются неразрез-
ными, опоры всех балок (двух- и многоопор-
ных) считаются жёсткими/ т. е. расположен-
ными на одной высоте, не имеющими прогиба
^рт
*А
ЖШ
гЗ
Фиг. 48. Схема нагрузки доски пола.
под нагрузкой. Полезная нагрузка считается
равномерно распределённой по всей площади
пола и передаётся через поперечные доски
пола на раму.
Приводим пример расчёта по этому методу
рамы четырёхосного крытого товарного ва-
гона.
Доска пола рассчитывается как четырёх-
опорная неразрезная балка (опорами служат
боковые и хребтовая балки) на действие сле-
дующих равномерно распределённых нагрузок
(фиг. 48): а) собственного веса самой доски
Р\ кг; б) полезной нагрузки, приходящейся на
QB
одну доску, Р2 кг = , где QB—грузо-
подъёмность вагона в кг; п — число досок;
Р = Pi 4- P2 — полная нагрузка на одну доску;
Р
Я = —,— нагрузка на 1 пог. см длины доски;
I — длина доски в см.
Реакции опор R и изгибающие момены М
находятся при помощи теоремы о трёх момен-
тах:
= М4 = 0; Мо = ЛГ3; #j = R
4- 2M2 (a 4- 6) 4- Мф = —
R2 = Rb;
(a3 + 63)
или
M2 Ba
+
4 Bа 4-36)
?!« = — aq-{-
qa*
2а
q'
Действующая на хребтовую балку соста-
вляющая от груза и веса полового настила
на одну боковую ферму
По максимальному из вычисленных выше
изгибающих моментов определяется момент
сопротивления W доски и её размеры bah:
где Of, — допустимое напряжение изгиба для
дерева; Ь ¦— ширина доски; h — высота доски.
Хребтовая балка рассчитывается как мно-
гоопорная неразрезная балка (опорами кото-
рой являются буферные, шкворневые и сред-
ние промежуточные балки), исходя из действия
следующих нагрузок: а) давления досок пола,
равного Qxp б; б)собственного веса хребтовой
балки, равного Q"xp 6; в) удара и растяже-
ния автосцепки, равных РуА и РТА.
Нагрузки Qxp б и Qxp6 принимаются равно-
мерно распределёнными по всей длине L балки.
Полная вертикальная нагрузка
Qxp. б — О
хр.
нагрузка на 1 пог. см длины
Величины изгибающих моментов М и реак-
ций опор R находятся с помощью теоремы
о трёх моментах (фиг. 49):
Af 1 = Afe = 0; М2 = Мь; М3 = М4;
R\ = Rq', R2 == ^5> *?3 == *М>
Мха + 2М2 (a -f Ь) + Mzb = - -|- (efl + &3);
Мф -j- 2MS F 4- с) -j- M\C = ~
или
М2 = — aq; Мз = — $q,
где
(аз 4- 68) B6 4- Зс) — (б3 ¦
а~ 8 (а 4- 6) B6 4- Зс) — 46
_ 2 (б3 4- с3) (а 4- 6) — (аЗ +
^ = 8C6 + 2с) (а 4- 6) —4i
Г я. , ?я2 "I
? (^ 4- 6 4-
2
"]•

678
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Величины изгибающих моментов в любом
сечении хребтовой балки, лежащем в расстоя-
нии х от крайней опоры, определяются, по
формулам:
пролёт 1—2:
Ml_2 = Rtx —
M2 = Ria —
пролёт 2—3:
2
qcfl
и т. д.
Напряжение изгиба в верхних волокнах
t М и М
аь = -==— ; в нижних волокнах о& = -^ , где
^и W2 — моменты сопротивления верхних и
-X
Hill
1!|[|П!П1
-a—-
IIIIIIIIIIIIMI
UiMIMM
1—ь —
— L
1
II1MIIIIIIII Mil
V 1
iiimiiinmiiiiini
-г-'—
iiiiiiiiiiiiiiuiiii
Я.М.
ягмг
R,M,
*Л W
Щ
Фиг. 49. Схема нагрузки хребтовой балки четырёхосного
крытого вагона.
нижних волокон сечения. Знаки напряжений:
растяжение (+), сжатие (—).
Усилие удара автосцепки производит пря-
мое сжатие, подсчитываемое по формуле
Достоинство описанного метода — одно-
образность системы построения и решения
уравнений опорных моментов и реакций при
любом количестве пролётов. Недостаток ме-
тода — неточность результатов расчёта, так
как все опоры считаются жёсткими и лежа-
щими на одной высоте, в действительности же
поперечные балки имеют прогиб, хребтовая
балка также прогибается, и напряжения в ней
будут больше расчётных [13].
Расчёт буферных, шкворневых и попереч-
ных балок производится обычными способами
(см. ниже).
Расчёт рам по методу уравне-
ния стрел прогибов. В местах, где
определяются реакции упругих опор попереч-
ных или продольных балок, сумма прогибов
несущих и поддерживающих рам одинакова.
Составляя ряд уравнений прогибов всех балок
от известных сил и неизвестных реакций для
одной и той же точки рамы и приравнивая
их между собой, определяем неизвестные
реакции опор.
Схема рамы двухосной 20-т платформы
для случая нагружения сосредоточенной на-
грузкой, расположенной по середине вагона,
дана на фиг. 50, где сплошными линиями
изображена балочная клетка до деформации,
пунктиром — после деформации. Полезная ста-
тическая нагрузка Р = 20 000 кг передаётся
на хребтовую балку и боковые швеллеры
через среднюю поперечную балку, через точки
опоры С, К, К? и С. На каждый швеллер хреб-
где Fqp — полная площадь сечения; k — коэ-
фициент продольного изгиба (см. ЭСМ, т. 1,
кн. 2, стр. 287).
В случае несовпадения оси автосцепки
с нейтральной осью хребтовой балки на вели-
чину е (эксцентриситет автосцепки) возникает
дополнительный изгибающий момент от вне-
центрового удара Мд = РУА • е, одинаковый по
величине и знаку во всех сечениях хребтовой
балки.
Напряжение изгиба от Мэ: ~'ь = 7гг^~ > а"ь =
= Мэ : W2 с соответствующими знаками. Ито-
говое напряжение в верхних и нижних волок-
нах получается суммированием напряжений
а'ь, аг и е'ь , а также с'ь, а2 и а'ь с учётом зна-
ков.
Усилие растяжения автосцепки вызывает
напряжение, подсчитываемое по формуле
с2 = —~- , где FH — площадь сечения нетто
без отверстий под заклёпки и т. п., а также изгиб
от момента, возникающего при внецентровом
приложении усилия автосцепки: Мд = Pj-де.
Знак изгибающего момента, возникающего
при растяжении, будет противоположен знаку
момента, возникающего при ударе. Итоговые
напряжения подсчитываются как и при ударе.
Фиг. 50. Схема упругих деформаций рамы.
товой балки передаётся часть нагрузки X, на
боковой швеллер — У, тогда
У = ¦?¦ -X. B8)
Опорами всей рамы являются точки А, А',
В и В'.
Усилие X, передающее давление на хреб-
товую балку LG, определяется её прогибом,
слагающимся из следующих деформаций:
1) прогиба КЕ, вызванного осадкой узла С
боковой балки АВ на величину CD = КЕ;
2) прогиба EF, вызванного осадкой попе-
речной балки СС.
Так как опоры хребтовой балки (концевые
балки АА' и ВВ') осаживаются на величину
GH, то на эту величину узел К хребтовой
балки как бы поднимается, и полный прогиб
хребтовой балки относительно опор равен
GH, B9)
откуда определяется усилие, передающееся
на хребтовую балку.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТЫ УЗЛОВ ВАГОНОВ
679
Прогиб хребтовой балки. Прогиб / сла-
гается из прогибов (фиг. 51):
а) от равномерно распределённой нагрузки
q кг/пог. см собственного веса:
5 JJ_
384*"Я7
C0)
где J — момент инерции хребтовой балки
(одного швеллера);
1
IU]uiiiiiiiiiiiliiii
^ L
Illlllllll
1 i
-L —
Л
II
/ЧсЯ
HIIIIIIIIIHIIIIIl
L
2
mum
Фиг. 51. Схема упругих деформаций
хребтовой балки
б) от давления X, передающего на хребто-
вую балку давление поперечной балки:
/з
X; C1)
48 EJ
тогда
Z.3
48EJ
X. C2)
Прогиб средней поперечной балки. Прогиб
EF слагается из прогибов (фиг. 52):
а) от полезной нагрузки Р, равномерно
распределённой по длине балки с удельной
нагрузкой q Kzjnoz. см:
{ 23 + 4) Л C3)
где jt — момент инерции средней поперечной
балки; P = ql; a = —j-;
б) от двух сосредоточенных сил X — реак-
ций хребтовых балок:
6EJ,
X,
C4)
тогда
~ 24 EJX
а% C — 4а) /3
(а _ 2аЗ + о*) Р —
C5)
Фиг. 52. Схема упругих деформаций поперечной балки.
Прогиб боковой шпренгельной балки. Про-
гиб KE = CD боковой балки слагается из
прогибов (фиг. 53):
а) от сосредоточенного груза, приложен-
ного в точке С и равного -к X, где Р —
полная нагрузка на балку, а X — реакция хреб-
товой балки:
*-.(¦!-*).
C6)
где 8 — прогиб боковой балки от приложен-
ного в середине груза, равного 1 кг;
б) от равномерно распределённой нагрузки
<7х кг/пог. см; эта нагрузка слагается из соб-
"Шпренгель
Фиг. 53. Схема упругих деформаций боковой балки.
ственного веса балки и составляющей от
центробежной силы и силы ветра:
/e = T<7i. C7)
где 7 — прогиб боковой балки от распределён-
ного груза 1 кг/пог. см; величины 5 и 7 опреде-
ляются в зависимости от конструкции балки
(шпренгельная, бесшпренгельная или боковая
ферма).
C8)
Прогиб концевых опорных балок. Про-
/ X
гиб GH получается от двух реакций (-~—(-
-|—— q ) концов швеллеров хребтовой балки
на концевую балку и в соответствии с фор-
мулой C4) равен
а2C_4а)/з
6ЯЛ
где Уг — момент инерции концевой балки.
Из формул B9) и C2) следует:
X
384 EJ
48 EJ
_Г /3 , _
L24 EJX (a
а2 C—4а)
+
а2 C _ 4а) /3
X
Х("
2 )'
откуда определяется значение величины X.
Положительная сторона данного метода за-
ключается в точности определения реакций
опор и изгибающих моментов, соответству-
ющих действительной работе рамы. При лю-

680
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
бом количестве продольных и поперечных
балок, составляя и решая совместно ряд урав-
нений прогибов, можно определить все реак-
ции упругих опор.
Расчёт деталей рамы. Для случая со-
средоточенной нагрузки на раму платформы
хребтовая балка двухосной платформы рас-
считывается, как балка, лежащая на двух опорах
В и В'. Действие
средней упругой
опоры заменяем
силой X. Нагрузка-
ми являются:
а) собственный
вес балки Gxp б
Фиг. 54. Схема нагрузки хреб- с удельной нагОУЗ-
товой балки платформы. vXa ..о i
кии на 1 пог. см
длины q кг/пог. см;
б) нагрузка X в средней части от веса
груза и
в) нагрузка Р по концам балки от веса
автосцепки и части веса буферной балки и
буферов.
Схема нагрузки дана на фиг. 54. Реакции
опор и изгибающие моменты определяются по
формулам
RB — RB> —
+
C9)
2 '
D0)
Кроме изгиба от статических вертикальных
нагрузок, хребтовая балка дополнительно рас-
считывается на удар и растяжение автосцепки
(см. выше).
Расчёт боковой бесшпренгельной продоль-
ной балки двухосного товарного вагона. Бо-
ковая продольная балка в двухосных грузо-
вых вагонах является главной несущей бал-
кой (через которую передаются все усилия на
ходовые части) и рассчитывается, как четырёх-
опорная балка (фиг. 55), на следующие на-
Фиг. 55. Схема нагрузки боковой бесшпренгельной балки.
грузки: а) собственный вес балки G; б) часть
веса полезного груза Q<j,<j, передающаяся на
балку через настил пола; в) составляющая
центробежной силы и силы ветра, действую-
щая на боковую балку, равная Q4 + в; сум-
марная нагрузка Q равна
откуда нагрузка на 1 пог. см длины q =
«= -^- ; г) сосредоточенная на конце сила
Рг — реакция буферной балки плюс собствен-
ный вес; д) сосредоточенная сила Р2 — реак-
ция поперечной балки плюс её собственный
вес.
Упругими опорами балки являются концы
рессор (центры концевых ушков). Реакции
опор направлены снизу вверх и равны
7_2P^ + 2P2 + qL
4
Действие на швеллер реакции Z заменяется
давлением Zlt приходящимся с внутренней
стороны рессорной державки, и Z2 — с наруж-
ной:
Изгибающие моменты
=~ Pi
[Zt-Z2
Максимальный изгибающий момент обычно
получается в средине балки и равен
JL(±
2 \ 2
Кроме изгиба, боковая продольная балка
рассчитывается на продольное сжатие от дей-
ствия составляющей РБу (буферного удара
при винтовой сцепке) на боковую балку.
Расчёт боковой продольной балки со
шпренгелем с одной колонкой, рамы двух-
осного вагона. На боковую балку действуют
те же силы, что и в предыдущем случае, и,
кроме того (фиг. 56): а) сила, изгибающая
балку (с учётом реакции колонки), равная К;
б) реакция струны, равная R; последняя может
Фиг. 56. Схема нагрузки боковой шпренгельной балки.
быть разложена на силы Т = R cos а и N =
= R sin а.
Определение сил R и К дано ниже. Сила Т
вызывает продольное сжатие балки и её из-
гиб, обусловленный внецентровым на вели-
чину с приложением силы. Силы К и N вызы-

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТЫ УЗЛОВ ВАГОНОВ
681
вают изгиб балки. Изгибающий момент от
силы Т
Мт=— Тс.
Реакции опор Z определяются, как указано
выше, в расчёте продольной балки. Изгибаю-
щие моменты
где Д] — стрела прогиба балки в точке С от
груза 1 к?\
"J 48 EJXX'
Д2 — сжатие колонки под грузом 1 кг:
4.=-Д.;
Afn = —
— Р (I -u / л-1 \ п
— — ух 1*1 -у 1г-г н) — ч
г
/4)
Кроме того, боковая балка рассчитывается
на продольное сжатие от действия составляю-
щей РБУ (буферный удар при винуовой сцепке)
на боковую балку.
Расчёт балки со шпренгелем с одной ко-
лонкой. Расчёт производится исходя из наи-
более невыгодного случая действия сосредо-
точенной нагрузки Р, расположенной над ко-
лонкой шпренгеля данной балки по схеме
фиг. 57, где L — длина балки АВ между шпрен-
гельными державка-
ми; / — длина струны
AD; a — угол между
струной и швелле-
ром; Jxx — момент
инерции сечения
швеллера; F^ — пло-
щадь сечения струны;
/•"а — площадь сече-
ния колонки; Е —
модуль упругости;
Н—¦ высота колонки. Под действием груза
Р балка АВ начнёт прогибаться, колонка
сожмётся и будет противодействовать прогибу
балки с силой, равной Y; следовательно,
изгиб балки на длине АВ будет производиться
силой К, меньшей, чем сила Р. Сила Y, при-
ложенная в точке D, даёт составляющую,
равную R, которая растягивает струнку.
Значения сил Y, R и К:
Фиг. 57. Схема нагрузки
шпренгельной одноколоноч-
ной системы.
2 sim
Т =
2tga
Sin a
; К=Р- У,
Д3 — удлинение струны от груза 1 кг:
__ I
¦' — 1\Е~'
Если на швеллер, кроме сосредоточенных
сил, действуют также равномерно распреде-
лённые силы, то аналогичным способом опре-
деляются величины их слагающих, действу-
ющих на колонку, струны и швеллер. Прогиб Д}
будет в этом случае слагаться из прогиба
Дг от сосредоточенного груза, равного 1 кг,
и прогиба Aj — равномерно распределённого
груза, равного 1 кг на 1 пог. м длины, опре-
деляемого по формуле
1 "84 ' EJr''
Аналогичным образом путём расчленения
производится расчёт и при других вариантах
нагрузок.
Расчёт шкворневой балки. Шкворневая
балка рассчитывается как балка, свободно
опёртая на две сред-
ние опоры (образуе-
мые швеллерами хреб-
товой балки) (фиг. 58)
под действием:
а) равномерно рас-
пределённой нагрузки
от собственного веса
балки G на 1 пог. см
длины q= j кг/пог.см;
б) сосредоточенных сил Р, приложенных по
концам балки (реакции опор боковых швел-
леров или ферм).
Реакции опор балки
Р -D ... G+2P
/Л Tj ' IX Г)' — п •
Изгибающие моменты от А до В
Iх2 .
Фиг. 58. Схема нагрузки
шкворневой балки.
Мя D=— Рх —
'А—В
в точке В
от В до
= — Ра —
MB-Bi=-Px-h-y
- a).
Расчёт буферной балки. Для обеспечения
возможности установки фрикционного аппа-
рата автосцепки буферная балка делается раз-

682
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
резной, и каждая её половина рассчитывается
отдельно (фиг. 59). Место соединения буфер-
ного бруса с хребтовой балкой обычно очень
развито по сечению, и поэтому заделку здесь
следует считать жёсткой. Место соединения
буферной балки с боковым поясом менее раз-
вито (сечение балки в этом месте всегда
уменьшено в несколько раз), и здесь можно
Фиг. 59. Схема нагрузки буферной балки.
считать опору свободной. Сила Р приложена
в точке D — месте расположения буфера. Из-
гибающие моменты [13]
РЬ (Р — 68)
;
МА =
2/2
Реакция опоры С
передаётся на нижний пояс боковой фермы;
Ra — Р — Rc передаётся на хребтовую балку,
полная нагрузка на которую равна Rx б —
= 2RA.
Кузовы товарных вагонов
Различают следующие типы кузовов:
1) цельнометаллические, 2) с металлическим
каркасом и деревянной обшивкой и 3) с дере-
вянным каркасом и обшивкой. Остов кузова
состоит из боковых и торцевых стен, крыши
(для крытых вагонов) и настила пола.
Цельнометаллические кузовы. В кры-
тых вагонах остов кузова имеет вертикаль-
ные стойки, дуги и продольные обвязки про-
фильного сечения, которые покрываются об-
шивкой. Материал и толщина обшивки боко-
вых стен: снаружи — металлическая 1,6—
2,0 мм, внутри — деревянная 19—22 мм;
торцевых стен: снаружи — металлическая
3,5—6,0 мм, внутри — деревянная 20—35 мм;
настил пола деревянный 45—50 мм. Крыша
снаружи металлическая 1,0—2,0 мм, внутри
деревянная — 12—22 мм.
В полувагонах, т. е. вагонах без крыши
{гондолы, хоперы и др.), каркас и обшивка
металлические толщиной: стойки — 4—10 мм,
нижние обвязки (элемент рамы) 8—12 мм,
верхние обвязки 10—20 мм, обшивка стен 3—
6 мм, пола (люков) 4—6 мм. Наружная ме-
таллическая обшивка вагонов является несу-
щим элементом кузова (вместе с каркасом),
внутренняя деревянная — покрытием и изоля-
цией при перевозках животных, зерна и дру-
гих грузов.
Минимальные значения толщин приведены
для легированных сталей, высшие — для обыч-
ных углеродистых сталей.
Профиль и толщина верхней обвязки ку-
зова полувагона определяются исходя из усло-
вий её работы на вагоноопрокидывателях, а
также возможных ударов краном и грейфером
при погрузке.
Котлы цистерн общего назначения выпол-
няются из стальных листов толщиной: бро-
невой лист 10,0—12,7 мм, верхние обечайки
7,0—11,0 мм, днища 10—14 мм, колпаки б-
10 мм. В других цистернах толщина листов
определяется исходя из расчётных условий
(давление и диаметр котла) или из износов от
коррозии, то же в вагонах специального на-
значения (трансферкары, думпкары и т. п.).
Кузовы с металлическим каркасом.
В этом случае несущим элементом является,
каркас, в связи с чем боковые и торцевые
стены выполняются из профильных прокатных
или сварных элементов в виде раскосно-сто-
ечных ферм толщиной: стойки и раскосы 6—
10 мм, обвязки 10—12 мм.
Толщина деревянной обшивки четырёх-
осных крытых вагонов: пола — 45—50 мм,
стен — 22—40 мм, крыши — 22 мм (сверху по-
крывается кровельным Ъ-кг железом); полу-
вагонов: стен — 35—45 мм, платформ пола —
50—70 мм, боковых бортов—35—40 ли*.
Крепление обшивки к каркасу производится
болтами, обшивка стен и крыши изотерми-
ческих вагонов крепится гвоздями, металли-
ческая кровля — кляммерами.
Кузов такой конструкции имеет четырёх-
осная гондола (см. фиг. 18).
Кузовы с деревянным каркасом. Остов
кузова деревянный, раскосно-стоечной кон-
струкции, крепление стоек раскосов и обвязок
между собой производится врезкой шипов и
дополнительно угольниками на болтах. Для
крепления досок пола и соединения верхнего
каркаса с рамой на последней имеется дере-
вянная подпольная рама кузова. Она соеди-
няется с рамой на болтах, а с кузовом — как
указано выше.
Такие кузовы применялись ранее на че-
тырёх- и двухосном изотермическом вагоне.
Кузовы пассажирских вагонов
Различают следующие типы кузовов: цельно-
металлические, с металлическими боковыми
стенами, деревянные. Остов кузова состоит из
боковых и торцевых наружных стен, внутрен-
них тамбурных стен, пола и крыши.
Цельнометаллические кузовы приме-
няются во всех современных вагонах, причём
рама вагона является в них рабочим элементом
кузова. В поперечном сечении кузовы бывают
яйцевидной или прямоугольной формы.
По характеру работы различают цельно-
металлические кузовы с несущим наружным
листом и с несущим каркасом.
В кузовах с несущим наружным
листом (пола, стен и крыши) безраскосный
каркас кузова, состоящий из набора стоек,
балок пола, дуг и продольных балочек,
служит элементом жёсткости. Толщина эле-
ментов каркаса 3—6 мм, верхних и нижних
обвязок 6—10 мм, пола 2—3 мм, боковых
стен 1,6—3,0 мм, крыши 1,6—2,0 мм (нижние

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТЫ УЗЛОВ ВАГОНОВ
683
пределы — для случая применения легирован-
ных сталей). Кузовы этого типа имеют четы-
рёхосный вагон длиной 23,6 м (фиг. 60) и
четырёхосный вагон метро; область примене-
ния — вагоны обычных и скоростных поездов.
Кузов с несущим каркасом —
наружная обшивка является элементом при-
крытия; её толщина определяется исходя из
необходимости обеспечить непробиваемость
-23598
щина элементов каркаса 4—8 мм, обшивки
0,75—1,00 мм. Из обычных углеродистых сталей
кузовы такой конструкции не выполняются,
так как обладают большим коэфициентом тары,
чем кузовы первого типа. Кузовы с несущим
каркасом применяются в вагонах высокоско-
ростного транспорта. Пример применения ферм
с несущим каркасом — кузов вагона высоко-
скоростного поезда (фиг. 62).
Фиг. 60. Кузов четырёхосного цельнометаллического пассажирского вагона длиной 23,6 м.
при случайных ударах. Каркас кузова состоит
из раскосно-стоечных ферм нормального типа
или ферм со смешанным расположением
стоек и раскосов (фиг. 61). Он вместе с нижней
рамой воспринимает все статические и дина-
Фиг. 61. Боковая ферма с несущим каркасом.
мические усилия. Каркас и обшивка обычно
выполняются из нержавеющей стали марки 18-8,
реже применяется каркас из низколегирован-
ной стали, а обшивка - из нержавеющей. Тол-
Фиг. 62. Пассажирский вагон высокоскоростного поезда
с несушим металлическим каркасом кузова.
Кузовы с металлическими боковыми
стенами имеют крышу, состоящую из связыва-
ющих боковые стены металлических поперечных
дуг. Покрытие применяется в двух вариантах:
а) деревянная обшивка и мягкая кровля (бре-
зент и т. п.) с пропиткой смолами (четырёхос-
ный электровагон пригородного сообщения)
или б) деревянная обшивка и сверху кровель-
ное железо (вагоны длиной 20,2 м).
Вертикальные нагрузки воспринимаются
боковыми стенами, а горизонтальные — нижней
рамой вагона. Каркас боковых и торцевых
стен выполняется из стоек и продольных
балочек толщиной 4—8 мм и покрывается
листом толщиной 4—6 мм. Настил пола дере-
вянный.
Кузовы деревянные по конструкции в
основном идентичны кузовам изотермических
вагонов. Боковые стены состоят из деревянных
ферм раскосно-стоечной конструкции, в ко-
торых раскосы работают на сжатие. Растяже-
ние воспринимается металлическими струнами,
которыми верхние и нижние пояса стягиваются
(по стойкам) с боковой балкой нижней рамы.
К металлической раме вагона болтами крепится
деревянная подпольная рама кузова, соединяе-
мая с ним шипами и угольниками.
Дуги крыши металлические, из угольников,
к которым прикреплены деревянные сосновые
дуги (для крепления обшивки).
Междувагонные соединения (гармонии)
в современных вагонах представляют упругие
площадки с рессорами вверху и пружинами
внизу, которые поглощают мелкие вибрации
между кузовами и служат как перекрытия при
переходе. В вагонах довоенной постройки при-
меняют переходные гармонии, которые служат
только как перекрытия.
Усилия сжатия упругих площадок: началь-
ное при нормальном положении вагона
100—200 кг, при сцепленных вагонах 300 —
400 кг, конечное (вверху и внизу) 6500-7000 кг.
Двери и окна. Различают двери: 1) входные
боковые створчатые; 2) тамбурные створчатые
или задвижные; 3) из тамбура в вагон створ-
чатые; 4) внутренние створчатые или задвиж-
ные. Каркас — дуб и твёрдые породыдерева для

684
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
первых трёх типов, лиственница — для вну-
тренних. Обшивка деревянная двойная для на-
ружных и одинарная для внутренних дверей
из досок, столярной плиты или многослойной
фанеры. Тамбурные и боковые двери с двух
сторон, а двери из вагона в тамбур с одной
стороны покрываются листовым железом тол-
щиной 1,0—1,5 мм.
Окна вагонов железных дорог СССР имеют
двойные оконные рамки. Различают следую-
щие типы окон: 1) глухие в вагонах с прину-
дительной вентиляцией; 2) опускные или
подъёмные в вагонах длиной 20,2 м с вытяж-
кой естественной вентиляцией; 3) смешанные,
состоящие из двух половин: нижняя на 2/3 вы-
соты глухого типа, верхняя — открывающаяся
вверх или внутрь, как, например, в электрова-
гоне длиной 19 м и четырёхосном пассажирском
длиной 23,6 м. Вязка оконных рамок дубовая,
толщиной 12—16 мм, стекла бемские, полу-
бемские или зеркальные толщиной 4- 7 мм.
Расчёт кузовов
На кузов действуют статические и дина -
мические усилия.
Статические нагрузки: 1)собствен-
ный вес кузова или рассчитываемых боковых
стен; 2) нагрузки, воспринимаемые кузовом
или боковыми стенами от веса груза; 3) усилия
распора, действующие на боковые стены при
перевозке сыпучих грузов.
Динамические усилия: 1) центро-
бежная сила масс кузова и груза и 2) давле-
ние ветра на боковые стенки. Величины этих
усилий и их определение см. стр. 637.
Распределение нагрузок. В зависимости
от конструкции кузова перечисленные усилия
воспринимаются:!) полностью кузовом в цельно-
металлических кузовах с крышей; 2) боковыми
стенами или фермами в полувагонах и вагонах
с неработающей крышей. В последнем случае
боковая балка рамы является нижним поясом
боковой фермы.
В деревянных обрешётках раскосной кон-
струкции (изотермических и пассажирских ва-
гонов длиной 20,2 м) вес груза и вес кузова,
составляющие от ветра и центробежной силы
передаются на нижнюю раму, а кузов рас-
считывается исходя из непосредственного воз-
действия горизонтальных ветровых, а также
центробежных и инерционных (от веса самого
кузова) сил.
Расчёт обрешётки раскосно-стоечной
конструкции. Схема боковой фермы и дей-
ствующих на неё нагрузок дана на фиг. 63.
Опорами боковой фермы в точках В и В'
являются шкворневые балки.
Нагрузки равномерно распре-
делённые: 1) вес груза, передающийся на
боковую ферму через настил пола или люков
(в полувагонах), Qt; 2) вес боковой фермы
с обрешёткой Q2; 3) вес половины крыши
(в крытых вагонах) Q3I 4) вертикальная со-
ставляющая Rc от действия центробежной
силы и силы ветра.
Суммарная нагрузка QsoK. <p—Q\ -KQ2 +
+ Q% + #с передаётся на нижний пояс фермы.
Нагрузка на 1 пог. см длины нижнего пояса
Ябок ф
Нагрузка в узлах А, В, С, D и т. д.
п' _ як . n'-Jk + k) .
Ка—~2~> Кв—ч 2—'
к
ит п
Нагрузки сосредоточенные:
реакции Ръ Р2 и т. д. буферных и поперечных
балок рамы, приложенных в соединительных
узлах (определяются при расчёте рамы); на-
грузки Р\,Р<1 и т. д. от веса торцевых стен
Фиг. 63. Схема нагрузок боковой раскосно-стоечной
фермы вагона.
и т. п., приложенные непосредственно в со-
единительных узлах или распределённые по
узлам пропорционально длине плеч (в случае
приложения этих сил между узлами А, В,CD
и т. д.).
Суммарные нагрузки в узлах
и т. д.
Реакции опор
RB = Rb> =
Q6ox.
2
Расчёт боковой фермы на действие
вертикальных нагрузок. При расчёте фермы
на действие приложенных в узлах усидий она
рассматривается как статически определимая
шарнирная система. Все неизвестные усилия
в стержнях определяются на основании урав-
нений статики 2*=°' 2Г==0; 2м = 0' по
аналитическому методу или графическим пу-
тём с учётом геометрических компонентов
фермы Н, I и а.
Нижняя обвязка фермы на участках между
узлами дополнительно рассчитывается на изгиб
от действия равномерно распределённых или
сосредоточенных сил, приложенных в этих
участках.
Расчёт элементов кузова от усилий
распора. Усилие распора на всю боковую
стенку кузова Cp — C'p'L, где L — длина стенки
в м [Ср см. формулы A2) —A3)].
Усилие Ср считается равномерно распреде-
лённой по длине фермы нагрузкой и распре-
деляется на все стойки по формулам, приве-
дённым выше, с заменой в них Qqok. ф на
Ср в кг.
Стойки крытых вагонов, у которых верхние
пояса ферм скреплены дугами, считаются на-
гружёнными по схеме фиг. 64; стойки, заделан-

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТЫ УЗЛОВ ВАГОНОВ
685
ные внизу и вверху, воспринимают клиновидную
нагрузку Т распора (Г — усилие, приходящееся
на одну стойку).
Фиг. 64. Схема нагрузки стойки крытого вагона от распора.
же, как для раскосной фермы (за исключением
распределения вертикальных усилий по узлам).
Схема расчёта
1. Для всех сечений боковой стенки (фиг. 66)
определяются изгибающие моменты и напря-
жения.
2. Напряжения от вертикальных изгибающих
моментов в данном сечении суммируются с на-
пряжениями от скалывающих усилий и с на-
пряжениями изгиба от этих усилий Q; соот-
ветствующие изгибающие моменты опреде-
ляются по формуле
ил' Qll
Изгибающие моменты и реакции опор
определяются по формулам [6]
м 2L- Г^-с3 — _) (I + с) (fl4 ~g4) I
А H^L? 3 4
Мо =
_ _?И Г
в ~~ Я2/.2 [_
Г Lb W *
[
л-
1 {
наибольший момент либо Мв в точке В, либо
в расстоянии Ъ + х от А;
= —М
где
х —
Стойки вагонов без крыш (полувагонов)
рассчитываются как балки с одним заделанным
концом (внизу у рамы) и вторым свободным
вверху по схеме фиг. 65. Момент в сечении
заделки
В обоих случаях расстояние до центра тяже-
сти груза
Напряжения в элементах фермы опреде-
ляются по указанным выше усилиям и сече-
Фиг. 65. Схема нагрузки стойки полувагона
от распора. .
ниям элементов, причём: 1) в стойках сумми-
руются напряжения от вертикальных сжима-
ющих нагрузок и изгибающих усилий распора;
2) в нижней обвязке суммируются напряжения
от усилий растяжения или сжатия и от местных
изгибающих нагрузок.
Расчёт цельнометаллической боковой
стенки. Характер, величины и распределение
нагрузок на элементы боковой стенки такие
где Qi — скалывающее усилие в сечении
Простенки между окнами проверяются на
изгиб моментом Мг от продоль-
ного усилия Р в надоконном по-
ясе (фиг. 67) для наибольшего
значения этого усилия:
_ db)
2 (с5 ~ fl5)
]'
p_W(M1-Mt).
J
М, = PL
где / — расстояние от нижней точки оконного
проёма до центра тяжести верхнего надокон-
Фиг. 66. Схема нагрузки металлической боковой
стенки пассажирского вагона.
ного пояса в см; W — статический момент
сопротивления этого пояса в слФ; J — момент
инерции всего сечения боковины в см*;
Фиг. 67. Схема расчётных усилий в межоконном
простенке.
Мх и М% — изгибающие моменты в сечениях
/ — / и 2 — 2 двух смежных пролётов.
Стойки боковой стены дополнительно про-
веряются: 1) в крытых вагонах — на напряжения

686
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
от действующих в поперечном сечении кузова
распорных усилий крыши; 2) в крытых ваго-
нах и полувагонах — на напряжения от рас-
порных усилий, возникающих при пере-
возке насыпных грузов (методы расчёта ука-
заны выше).
Расчёт кузова цельнометаллического ва-
гона. Кузов вагона, имеющий металлические
стенки, крышу и пол, связанные между собой,
рассчитывается как трубчатая конструкция.
Вертикальные и горизонтальные силы вос-
принимаются нижней рамой и всем кузовом,
а именно листами и элементами армировки
(стойки, продольные и поперечные балочки).
После расчёта всей конструкции в целом
дополнительно листы кузова проверяются на
устойчивость.
Этот метод расчёта был впервые разработан
Военно-воздушной академией им. Жуковского
и под руководством проф. Уманского применён
для расчёта кузова цельнометаллического пас-
сажирского вагона (производства Вагонного
завода им. Егорова).
Расчёт цистерн
Котлы цистерн для перевозки жидких
продуктов при атмосферном давлении рассчи-
тываются на действие внутреннего и гидроста-
тического давлений.
Внутреннее давление Рх возникает при
ударе цистерны о тупик или другой вагон.
Максимальная развивающаяся при этом сила
инерции цистерны с грузом равна усилию
удара Руц.
Сила инерции от веса одного груза
N =
где Q — вес вагона брутто
(собственный вес плюс вес груза); G — вес
груза.
Давление на единицу поверхности днища
котла и прилегающих цилиндрических стенок
(внутреннее давление в котле) р\ = -=-, где
F—площадь лобовой стенки днища в см2.
Гидростатическое давление от веса груза
в нижней части резервуара равно
где D — внутренний диаметр котла в см\
h — высота люка на котле в см\ -\ — удельный
вес жидкости.
Полное суммарное давление внутри
Р = Pi + Рь
Котлы цистерн для перевозки жидких про-
дуктов под давлением /?8 рассчитываются на
внутреннее давление р — р\ •+- рч + Ръ-
Котлы цистерн или баков для перевозки
сжатых газов под давлением /^ рассчитываются
только на внутреннее давление р4.
По определении давления р расчёт котлов
цистерн производится по общепринятым фор-
мулам расчёта закрытых резервуаров, работа-
ющих под давлением.
Расчёт рамы цистерны. Котёл с грузом
имеет на раме две опоры на шкворневых
балках. Опора на средней поперечной балке
при расчёте не учитывается, так как момент
сопротивления котла в несколько раз превос-
ходит момент сопротивления хребтовой балки
рамы. Котёл рассчитывается на внутреннее да-
вление р и изгиб от действия груза G, а рама
рассчитывается только на растягивающие и
сжимающие усилия, возникающие при винто-
вой или автоматической сцепке.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ХОДОВЫХ
ЧАСТЕЙ ВАГОНА
Ходовые части вагона состоят из: 1) си-
стемы подвешивания; 2) рессор и рессорного
подвешивания; 3) букс и подшипников, 4) ко-
лёсных пар.
Системы подвешивания вагонов
Подвешивание вагонов бывает: а) непосред-
ственное или бестележечное и б) через про
межуточные узлы — тележки.
При бестележечном подвешивании кузов
вагона через рессорные кронштейны и систему
рессор, буксы и подшипники опирается на оси
вагона (для многоосных вагонов бестележеч-
ное подвешивание теперь не применяется).
Простое, или одинарное, рессорное подве-
шивание (фиг. 68) применяется обычно в двух-
осных вагонах, при котором оси колёсных пар
не имеют значительных перемещений в гори-
зонтальной плоскости и остаются в неизменном
положении при проходе вагоном кривых уча-
стков пути.
Подвешивание со свободно устанавливаю-
щимися осями (фиг. 69) ввиду значительных
зазоров между наличником буксы и буксо-
вой лапой (до 17 мм на сторону) позволяет
колёсным парам при проходе вагоном
кривых устанавливаться в радиальном напра-
влении. Применяется в двух- и трёхосных
пассажирских вагонах и имеет дополнитель-
ную регулировку на пружинах по высоте ва-
гона (для соблюдения расстояния от головки
рельсов до оси буферов). Различают одинар-
ное подвешивание с однорядными рессорами,
то же с двухрядными и двойное подвешивание
с листовыми рессорами и спиральными пру-
жинами (фиг. 70), в котором для устранения
сдвига рессоры и буксы в поперечном напра-
влении имеются фиксирующие приспособления
(тяги с регулировкой длины) (фиг. 71).
Полный продольный зазор а между буксой
и буксовой лапой, необходимый для обеспе-
чения радиальной установки оси (фиг. 72),
определяется по формуле [5J
а _
^+-?.) +2 мм,
где а — зазор между буксой и буксовой лапой
в продольном направлении в мм; Lo — база
вагона в м; R — радиус кривой в м; п — пол-
ное поперечное перемещение колёсной пары
между рельсами. Величина а не должна пре-
вышать 35 мм.
Возвращающее усилие S
S = P(t?a2-tga1),
где Р — нагрузка от рессоры на буксы в кг;
а] и а2 — углы между подвесками и верти-
калью при отклонённой на величину а колёс-
ной паре (фиг. 72) для правой и левой под-
весок.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ХОДОВЫХ ЧАСТЕЙ ВАГОНА
687
г з
Фиг. 68. Одинарное рессорное подвешивание товарных вагонов: 1 — листовая рессора; 2 — буксовая
лапа; 3— буксовая струнка; 4 — серьга; 5 — рессорный кронштейн; 6 — валик.
Фиг. 69. Одинарное рессорное подвешивание пассажирских вагонов.
Фиг. 70. Двойное рессорное подвешивание

€88
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Для обеспечения установки оси в радиаль-
ном направлении при входе вагона в кривую
должно быть обеспечено условие:
^0
где Р' — половина веса колёсной пары (с бу-
ксами и подшипниками) в кг) р,= 0,20 — коэ-
•Фиг. 71. Поперечные стабилизаторы
при двойном подвешивании.
фициент т^рения между колёсами и рельсом;
В' — расстояние между центрами головок
рельсов железнодорожной колеи; /0 — расстоя-
ние между серединами шеек оси.
\
—
^
2Р
1 ¦*
а
>
--
Г
У-
<Риг. 72. Схема работы рессорного подвешивания в си-
стеме свободно устанавливающейся оси.
Подвешивание тележечных вагонов. Че-
тырёхосные и многоосные вагоны опираются
на рельсы железнодорожного пути через те-
лежки, которые состоят из рамы, рессорного
подвешивания, букс, подшипников и колёсных
пар. Преимущества тележечных вагонов — хо-
рошее вписывание в кривые и Возможность
создания вагона большой грузоподъёмности.
Последнее достигается подкаткой под вагон
нескольких двухосных или многоосных тележек.
По количеству осей тележки делятся на двух-
осные, трёхосные и многоосные, по типу рес-
сорного подвешивания — с одинарным, двой-
ным и тройным рессорным подвешиванием, по
технологии изготовления — на стальные литые,
клёпаные, сварные и смешанные.
Тележки одинарного подвеши-
вания. Одна система рессор в этих тележках
обеспечивает вагону лишь минимальную мяг-
кость хода. Гибкость рессорного подвешивания
одной тележки этого типа составляет 1,0—
5,0ммш 1 т приходящейся на пятник нагрузки.
По системе расположения рессорного под-
вешивания различаются тележки с неподрес-
соренными боковыми балками (рамами) и с
подрессоренными.
Тележки с неподрессоренными боковыми
балками. Двухосные тележки с боковыми фер-
мами состоят из двух боковых рам типа рас-
косно-стоечных ферм, опирающихся на колёс-
ные пары, и шкворневой балки, которая по
концам опирается на рессорные комплекты.
Последние расположены на нижнем поясе бо-
ковой рамы так, что точка приложения силы
на раму находится ниже точки опоры рамы
на шейки осей, что обеспечивает устойчивое
равновесие и возвращающее действие силы на
боковые рамы при проходе кривых. Это, а также
1
т
1
Wa
1
-2036-
Фиг. 73. Двухосная стальная литая тележка образца 1944 г.
простота устройства, сбор-
ки и ремонта обеспечили
широкое применение теле-
жек с боковыми фермами
для товарных вагонов. Недо-
статком этих тележек яв-
ляется большой вес непод-
рессоренных частей (боко-
вые рамы, рессорные ком-
плекты, тормозная система
и поперечные связи), оказы-
вающий вредное воздей-
ствие на ось.
Существуют следующие
варианты конструкции те-
лежек, различающиеся по
типу боковых рам и соедине-
ний: а) со стальными литыми

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ХОДОВЫХ ЧАСТЕЙ ВАГОНА
689
рамами, отлитыми за одно целое с буксами
(фиг. 73 — двухосная тележка М-44 Уралвагон-
завода образца 1944 г.); б) со стальными ли-
тыми рамами с отъёмными буксами (фиг. 74—
двухосная стальная литая тележка Уралвагон-
завода); в) со сборными из штампованных
а) комбинированное подвешивание состоит из
четырёх спиральных пружин и одной эллипти-
ческой листовой рессоры замкнутого сечения
и б) из одних спиральных пружин (шесть
в одном комплекте).
Двухосная тележка с боковыми фермами
с люлечным подвешиванием и эллиптическими
рессорами Галахова применяется в изотерми-
ческих вагонах, которые курсируют в поездах
Фиг. 74. Двухосная стальная литая тележка с отъёмными
буксами.
Фиг. 76. Двухосная тележка с люлечным подвешиванием.
поясов боковинами (фиг. 75 — унифицирован-
ная двухосная поясная болтовая тележка
образца 1941 г. Вагонного завода им. газеты
„Правда"). Наиболее современной является
первая конструкция. Шкворневые балки теле-
жек выполняются стальными литыми или свар-
ными. В тележках типов „б" и „вя> боковые
рамы в нижней части соединены между собой
поперечной штампованной связью; в тележке
Фиг. 75. Двухосная поясная тележка.
типа „а" эта связь осуществляется шкворне-
вой балкой, которая по концам имеет сфери-
ческие опорные поверхности.
Рессорный комплект тележки Уралвагонза-
вода выполняется в следующих вариантах1.
44 Том 13
с большими скоростями. Наличие люльки
повышенной гибкости E,5—6,0 мм) обеспечи-
вает смягчение ударов при входе в кривые,
лучшее динамическое вписывание и мягкость
хода (фиг. 76).
Стальные боковые рамы и шкворневые
балки выполняются литыми или клёпаными.
Двухосная тележка со смешанным подве-
шиванием имеет боковую балку изогнутой
формы (фиг. 77), которая опирается на колёс-
ные пары и является опорой для продольной
листовой рессоры и спиральных пружин (си-
Фиг. 77. Двухосная тележка с изогнутой
боковой балкой.
стема апериодичная). Большая хорда листовой
рессоры увеличивает гибкость рессорного под-
вешивания.
Тележки с подрессоренными боковыми
балками. Двухосная тележка сибирского типа
имеет плоскую листовую боковую раму и
плоские надбуксовые рессоры с хордой, рав-
ной 1400мм, обеспечивающие мягкий ход ва-
гону. Преимущества — мягкий ход, уменьше-
ние воздействия на ось неподрессоренных ча-
стей. Недостатки — скручивание боковой рамы
от внецентренного приложения реакции опор
концов рессор (через выступающие крон-
штейны).

690
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Амортизаторы в тележках то-
варных вагонов. Назначение амортизато-
ров — поглощение энергии толчков при про-
хождении вагоном стыков рельсов, стрелок
и крестовин и обеспечение спокойного пере-
мещения кузова. Применяются в тележках со
спиральными пружинами рессорного подвеши-
вания.
Амортизаторы бывают фрикционные, гидра-
влические, пневматические и смешанные. По
принципу действия
разделяются на
амортизаторы
одностор оннего
действия (поглоще-
ние энергии отда-
чи) и двухсторон-
него действия (ча-
стичное поглоще-
ние энергии толч-
ка и поглощение
энергии отдачи).
Фрикционные
амортизаторы бы-
вают клиновые
одностороннего
действия (фиг. 78),
клиновые двухсто-
роннего действия
(фиг. 79) и в виде
листовых рессор
(двухстороннего
действия). К амор-
тизаторам смешан-
ной конструкции относятся комбинированный
рессорный комплект из четырёх пружин и
эллиптической рессоры замкнутого действия
(фиг. 80), а также пружинный амортизатор
одностороннего действия (фиг. 81).
по Л в
Фиг. 78. Клиновой амортизатор
одностороннего действия: / —
боковая рама; 2 — опорный ва-
лик; 3 — пружина; 4 — попе-
речная связь; 5 — наличник ко-
лонки; 6—фрикцион; 7—шквор-
невая балка.
Гидравлические амортизаторы ввиду их
сложной конструкции в тележках товарных
вагоновне применяются, они используются пре-
имущественно в тележках пассажирских ваго-
нов высокоскоростных поездов. Гидравличе-
ский амортизатор имеет стальной цилиндр, в
котором ходит поршень с калиброванными
отверстиями. При сжатии поршнем жидкость
проходит через отверстия, поглощая энергию
толчка. Амортизатор прикреплён верхним кон-
цом к раме тележ-
ки , НИЖНИМ—К ПОД- KaHjдая грУппа вспоит
' « - из k наружным и внитрен-
люлечнои балке. нш спиральных пру/кин
Состав жидкости—
смесь спирта и гли-
церина.
Т е л е ж к и
двойного под-
вешивания,
БезлюлеЧные те-
лежки. Двухосная
тележка для высо-
коскоростных (изо-
термических и др.)
товарных вагонов
[7] имеет сталь-
ные литые боко-
вые рамы с отъ-
ёмными буксами
(фиг. 82). Надбу-
ксовый рессорный
комплект состоит
из одной надбуксо-
вой листовой рес-
соры и двух пружин. Он работает параллельно
с рессорным комплектом среднего проёма бо-
ковой рамы, который также состоит из листо-
вой рессоры и четырёх пружин. Шкворне-
вые балки тележки стальные литые.
Фиг. 79. Клиновой амортиза-
тор двойного действия: / — бо-
ковая рама; 2 — нижний клин;
3 — верхний клин; 4 — пружина
балки; 5 — пружина клина;
6—поперечная связь; 7—шквор-
невая балка.
Фиг. 80. Комбинированный рессорный комплект тележки.
Люлечные тележки. Шкворневая (над-
рессорная) балка тележки опирается на
эллиптические рессоры, расположенные в
качающейся на подвесках люльке. Под-
вески прикреплены к поперечным балкам
рамы, которая через надбуксовое подвеши-
вание опирается на колёсные рамы. Назна-
чение люльки—смягчение боковых толчков,
улучшение динамического вписывания ва-
гона в кривые.
Примером конструкции тележек этого
типа является двухосная тележка цельно-
металлического пассажирского вагона кон-
струкции 1948 г. Лианозовского вагонного
завода (фиг. 83).
Рама тележки опирается через спираль-
ные пружины на концы надбуксовых ба-
лансиров, лежащих своей средней часть»
на буксах.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ХОДОВЫХ ЧАСТЕЙ ВАГОНА
691
Точка опоры пружин на балансир располо-
жена ниже верха буксы, что обеспечивает
устойчивое равновесие балансира.
Второй системой подвешивания являются
эллиптические рессоры системы Галахова
в среднем люлечном подвешивании. Гибкость
всего рессорного
подвешивания этой
тележки в среднем
равна 8,1 мм на
1 т груза. Рама
тележки металли-
ческой конструк-
ции из штампован-
ных профилей.
Разновидность
этой конструкции
имеет сварную ме-
таллическую раму
из прокатных про-
филей. Люлечное
подвешивание —
эллиптические рес-
соры Галахова,гиб-
кость всего рессорного подвешивания тележки
в среднем равна 9,3 мм на 1 т.
В двухосной тележке с одним боковым ба-
лансиром (фиг. 84) боковая рама опирается
на витые пружины, расположенные на продоль-
ных массивных балансирах, концы которых
лежат на буксах. Балансиры в средней части,
у пружин, изогнуты вниз так, что обеспечи-
вается устойчивое равновесие.
Гибкость всего рессорного подвешивания
5,0—6,0 мм на 1 т. Недостатки конструкции:
Фиг. 81. Пружинный амортиза-
тор: 1 — спиральная пружина;
е — внутренний фрикцион; 3 —
наружный фрикцион; 4— поддон
верхний; 5 — нижняя опора.
Двухосная тележка для спальных вагонов
прямого сообщения длиной 20,2 м имеет ме-
таллическую раму клёпаной конструкции. Гиб
кость подвешивания тележки 9,1 мм н&
1 т.
Двухосная тележка для электровагонов
длиной 19 м (фиг. 85) имеет раму из штам
пованных продольных и поперечных балок
клёпано-сварной конструкции. Шкворневая
балка стальная литая. Гибкость подвешивания
тележки 6,5 мм на 1 т.
Расчёт тележек. На тележку (фиг. 86)
действуют следующие силы: 1. Вертикальная
статическая нагрузка Qcm от веса груза и
веса кузова передаётся на пятники двух теле-
жек.
2. Динамические усилия от центробеж-
ной силы Сц и силы ветра Св передаются на
две тележки в горизонтальном поперечном
направлении в виде силы //'= Сц-\- Св (не
одну тележку //= -»- ] и в вертикальном на-
правлении в виде составляющей Rc от сил Сц
и Св, определяемой по формуле
b — расстояние между центрами пятника и
бокового скользуна тележки (фиг. 86); h'g и
h — расстояния от пятника тележки до точек
Фиг. 82. Двухосная товарная тележка двойного подвешивания.
1) большой вес неподрессоренных балансиров,
передающийся на оси, 2) сложность изготовле-
ния этих балансиров и 3) нагрузка от балан-
сира передаётся на буксы эксцентрично, что
вызывает перекос буксы и износ челюстей.
Тележки тройного подвешива-
ния. При трёхступенчатом подвешивании пер-
вой ступенью являются надбуксовые листовые
незамкнутые рессоры, второй — спиральные
пружины, подвешиваемые к концам надбуксо-
вых рессор, третьей — среднее люлечное под-
вешивание на эллиптических рессорах Гала-
хова. Существуют следующие конструктивные
разновидности таких тележек.
Двухосная тележка для спальных вагонов
имеет металлическую раму, деревянные надрес-
сорные и подрессорные поперечные балки.
Гибкость всего подвешивания 9,38 мм на I т.
приложения силы ветра и центробежной силы.
На одну тележку приходится
3. Динамическое усилие от инерционной
силы Ри, передаваемое на одну (переднюю)
тележку в горизонтальном продольном на-
правлении в виде силы U, в вертикальном
направлении в виде составляющей Ru от силы
Ри, действующей на пятник.
4. Вертикальная динамическая нагрузка
(надбавка) N для неподрессоренных частей те-
лежки передаётся на каждую тележку.
Определение величин Сц, Ce,U,Ru и TV см.
выше.
5. Усилия от тормозных подвесок (реакции
колёс, возникающие при торможении).

Фиг. 83. Двухосная люлечная тележка цельнометаллического пассажирского вагона.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ХОДОВЫХ ЧАСТЕЙ ВАГОНА
693
Расчёт тележек производится по двум ва-
риантам: а) только от действия статических
нагрузок с учётом собственного веса рассчи-
тываемых деталей и б) от действия всех пе-
Фиг. 84. Двухосная тележка с одним боковым балансиром.
речисленных нагрузок и усилий и собствен-
ного веса рассчитываемых элементов.
Изгибающие моменты и суммарные напря-
жения определяются для двух опасных сече-
ний: посередине балки и в точке С
Для этих сечений наиболее невыгодным
является случай, когда силы Rc не действуют;
тогда Рп = Щр -\- Ru. Для этого случая опре-
деляются изгибающие моменты и суммарные
напряжения от изгиба в обеих плоскостях
(с учётом силы U и собственного веса Р).
Расчёт подрессорной балки.
Подрессорная балка воспринимает давления
балки RB для левого конца и RB, для правого
от эллиптических рессор или спиральных пру-
жин. Реакциями опор служат наклонные пед-
вески люльки. Схему приложения сил см. ва
фиг. 86 и 88.
Фиг. 85. Двухосная тележка тройного подвешивания электровагона.
момента этой силы не
Расчёт надрессорной (шкворне-
вой) балки. Балка рассчитывается на изгиб
в вертикальной и горизонтальной плоскостях
от сил Rc, Ru и U и собственного веса Р.
Вследствие большого сечения балки расчёт
т_1
на продольное сжатие силой -^- и изгиб от
производится. Схема
приложения сил дана
на фиг. 87.
Расчёт уси-
лий, действую-
щих в верти-
кальной пло-
скости. Сила, при-
ходящаяся на пятник
тележки, определяет-
ся по формуле
Реакции подвесок S определяются по фор-
мулам
S=R* цс/= R*
1 sin aj *" 2 sin a2'
где aj и a2 — углы наклона подвесок к горизон-
тали при проходе тележкой кривых (среднее
Фиг.
86. Схема нагрузки
на тележку.
Сила, приходящая-
ся на один боковой
скользун,
R
рс
j:
г
-—л
/
~-—•—
——
ч
и
н
—~~.
—- '
Э
Реакции опор рессорных комплектов (или
люлечных рессор)
Рпс + Рс(с+Ь) Р .
Расчёт усилий, действующих в горизон-
тальной плоскости. Реакции опор колонок
или боковых скользунов RB == -^-.
Фиг. 87, Схема нагрузки шкворневой балки.
значение а обычно принимается равным 75—
80°). Усилия сжатия балки
H = RBdga1 = RB, ctga2.
Расчёт балки производится на сжатие уси-
лием И и изгиб моментом МА, равным
МА=Н -а.
При обрыве подвески подрессорная балка
опирается на предохранительную скобу В и

694
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
в этом случае рассчитывается в сечении I — II
аа изгиб от момента Ml_l= RB • Ъ.
Расчёт боковой рамы тележки
при движении по кривой. На боковую
раму действуют следующие силы:
в вертикальной плоскости: 1) собственный
вес Q2; 2) реакции поперечных балок (для
тележек с люлечным подвешиванием) RA или
реакции опор рессорных комплектов (в тележ-
Фиг. 88. Схема нагрузки подрессорной балки.
ках безлюлечного подвешивания) RB ; 3) уси-
лия от тормозных подвесок (реакции колёс*
возникающие при торможении);
в горизонтальной плоскости вдоль вагона
(или тележки) — реакция от инерционной
силы U, передаваемой на каждую боковую
раму в виде силы
в горизонтальной плоскости поперёк ва-
гона: 1) динамическое усилие Н (передаётся
на боковую раму); 2) растягивающие усилия Н'
в поперечных балках рамы (пассажирских те-
лежек) от составляющих реакций люлечных
подвесок.
Вертикальные реакции средних поперечных
балок на боковую раму (в тележках с люлеч-
ным подвешиванием)
R л —
в') —
где RB и RBt определяются по приведённым
выше формулам; 1Ь /2 и с — см. схему
фиг. 86.
В тележках с безлюлечным подвешиванием
реакции опор поперечных (шкворневых) балок
на боковые рамы равны реакциям рессорных
комплектов, т. е. RA = RB ; RA- = RB>.
Реакции опор боков ой рамы.
8 зависимости от системы рессорного под-
вешивания и типа тележки реакции от указан-
ных выше сил передаются боковой рамой на
следующие элементы: вертикальные силы —
на верх буксы (непосредственно, через рес-
соры или балансиры), горизонтальные про-
дольные и поперечные силы — на буксовые
направляющие.
Методы расчёта рам тележек. Боковая
рама поясной болтовой тележки товарного
типа рассчитывается как ферменная конструк-
ция в предположении, что пояса и колонки
в точках их пересечения соединены шарнирно.
Боковая рама стальной литой тележки
товарного типа рассчитывается как стати-
чески неопределимая система одним из суще-
ствующих методов строительной механики.
Наиболее удобны метод сил и метод угловых
деформаций. При симметричной нагрузке пер-
вый способ даёт пять уравнений с пятью не-
известными, второй — четыре уравнения с че-
тырьмя неизвестными.
Колёсные пары
Расстояние между центрами шеек колёс-
ных пар железных дорог СССР широкой колеи
ограничено двумя размерами: 2114 и 2036 мм.
Оси изготовляются шести размеров, в том
числе четырёх стандартных. Колёса изгото-
вляются четырёх размеров (по кругу катания):
для вагонов основного парка — диаметром
1050, 950 и 900 мм, для вагонов метро —
906 мм. По конструкции и материалу колёса
разделяются на безбандажные (стальные ката-
ные, стальные литые и чугунные с закалён-
ным ободом) и бандажные (со стальным бан-
дажом и центром: стальным катаным, сталь-
ным литым дисковым или спицевым, чугунным
литым дисковым, сварным спицевым). Эле-
менты колёсных пар — оси, колёса, бандажи —
стандартизованы.
Из этих элементов формируются колёсные
пары в вариантах, приведённых в табл. 30.
На фиг. 89 показана колёсная пара с осью
по ГОСТ 4007-48 и колёсами диаметром 900
¦2036-
¦ мо±э
¦Meikdu кругами катания 1580 -
2т QE8L
Pamepbi в I I для колёсных пар
с чугунными колёсами
tl
I
\-25k-
Фиг.
Колёсная пара с осью типа III и колёсами диа-
метром 900—950 мм.
2400-
Фиг. 90. Колёсная пара трансферкара с нагрузкой
на ось 25 т.
и 950 мм различных типов, на фиг. 90 — ко-
лёсная пара моторной тележки трансферкары.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ХОДОВЫХ ЧАСТЕЙ ВАГОНА
695
Колёсные пары вагонов нормальной колеи железных дорог СССР
Таблица 30
Ось
Тип
I - ГОСТ 4007-48
II - ГОСТ 4007-48
III - ГОСТ 4007-48
IV - ГОСТ 4007-48
Специальная
Специальная
Размер
шейки
в мм
110X170
I2OX2IO
145X254
155X280
120X231,5
120x231,5
Нагруз-
ка на
рельсы
от оси
в т
для грузовых
вагонов
12,5
17,о
2О,5
25.0
для пассажир-
ских вагонов
-
i5.o
i8,o
—
Колёса
бандажные с цен-
трами
литыми дисковыми
X
X
литыми спицевыми
X
X
X
X
дисковыми катаными
X
X
X
X
X
дисковыми чугунными
X
X
X
сварными спицевыми
X
безбан-
дажные
литые с закалённым
ободом
X
X
X
X
цельнокатанные
X
X
X
X
Диаметр по кругу катания
в мм
ю5°
1050
goo*
95°
1050
goo*
95°
Вагоны, для которых
применяется колёсная пара
Грузовые общесетевые
Грузовые и пассажирские
общесетевые
То же
Грузовые промышленные
906 Вагоны метро
1050
Пригородные электровагоны
* Литые чугунные колёса с закалённым ободом.
Оси сплошные для существующих и
вновь строящихся вагонов широкой колеи
паровой тяги и немоторных колёсных пар не-
которых типов электрифицированных вагонов
применяются следующих типов:
1. По ГОСТ 4007-48 оси для вагонов желез-
ных дорог широкой колеи четырёх типов (I,
II, III и IV), изготовляемые и поставляемые
в чёрном, грубо обработанном и чисто обрабо-
танном виде.
Размеры осей даны в табл. 31—34 и на
фиг. 91.
Таблица 31
Чисто обработанные оси (размеры в мм, фиг. 91, а)
Тип
I
II
III
IV
Допускаемые
отклонения
d,
но
I2O
145
155
.+2
h
170
210
254
280
+ 1
d,
130
140
170
185
+ 2
261
290
325
360
+ 2
dt
130
140
170
. i85
+ 2
и
15
15
ао
25
dt
155
165
182
200
+2
-о,5
и
не
менее
зоо
Зоо
280
23О
ds
140
145
160
165
+5
3
3
3
3
-
20
30
20
20
-
40
40
40
40
-
3314
2354
2330
2400
+2
Is
2114
2114
2036
2070
-
р*
в кг
Зоо
347
4O2
47°
Р - вес чисто обработанной оси в кг.

696
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
Грубо обработанные оси (размеры в мм, фиг. 91, б)
Таблица 32
Типы
I
II
III
IV
Допу-
скаемые
откло-
нения
dl
114
124
149
139
4-2
h
162
202
246
272
— 2
d'2
!33
143
173
188
4-2
и
обо
289
324
359
— 2
d3
133
143
173
188
+2
/3
18
18
23
28
4-2
d,
159
:69
186
204
4-2
и
не
менее
Зоо
Зоо
28о
28о
-
ds
140
145
160
165
4-5
ЬЛ
5
5
5
5
-
2О
20
2О
2О
-
ь,
4°
4°
40
4°
2318
2358
2834
2404
+ 2
Оси в необработанном виде (размеры в мм, фиг. 91, в) *
Таблица 33
Типы
I
II
HI
IV
Допу-
скае-
мые от-
клоне-
ния
d,
122
141
132
157
l8l
VO On
+5
4-5
149
189
233
259
141
151
181
181
196
196
4-5
4-5
250
279
3*4
349
—5
d3
-111
141
—
CO CO
196
196
4-5
4-5
h
25
30
35
—
4-3
167
167
177
177
194
194
212
212
4-5
4-5
h
3ro**
33Э
3io**
33J
Зоо**
ЗГ5
Зоо**
315
+ 2O
140
140
145
145
l6o
160
165
165
4-5
+5
de,
155
155
165
165
182
182
200
200
+ 5
4-5
r
3°
3°
CO CO
3°
~3°~
2318
2358
2358
2334
2334
2404
2404
4-2
4-2
—I
I.
JI98
1198
п8э
ii83
1105
IIOj
1105
1105
—20
* В числителе — размеры для осей, изготовленных на прессах, в знаменателе — для осей, изготовленных свобод-
ной ковкой.
** Не менее.
_ , . Таблица 34
Основные размеры в мм чисто обработанных осей электровагонов
Основные
размеры в
чисто обрабо-
танном виде
155X280X2070
120X231,5X2114
120X231,5X2114
Длина
оси
полная
Lt
2400
244°
2440
Рассто-
яние по
центрам
шеек
L,
2070
2114
311-)
Шейка
Диа-
метр
di
155
120
120
Длина
280
231.5
231.5
Диаметр оси в части
пред-
подсту-
пичной
d%
185
165
подсту-
пичной
d3
195
200
185
средней
под зуб-
чатую
переда-
чу
dt
!95
2Э1
186
средней
под тя-
говые
моторы
d*
185
180
18э
Тип под-
шипников
вагона
Скольжения
Роликовые
Тип вагона, под ко-
торый применяется ось
Четырёхосный транс-
феркар (коксовый и
рудный)
Четырёхосный вагон
метро
Четырёхосный при-
городный длиной 19 м

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ХОДОВЫХ ЧАСТЕЙ ВАГОНА
697
2. Специальные моторные оси электро-
вагонов и вагонов метро с шейкой под ролико-
подшипники, а также специальных самораз-
гружающихся вагонов трансферкаров с шей-
ОТ7
t
1"
Фиг. 91. Стандартные оси: а — в чисто обработанном;
б— в грубо обработанно.м ив — в необработанном виде.
кой под подшипники скользящего трения
(фиг. 92).
Материалы для вагонных осей преду-
смотрены ГОСТ 4008-48, для осей моторных
электровагонов - ГОСТ 3281-46.
Полые оси для вагонов изготовляются
из цельнотянутых толстостенных труб. Концы
заготовок труб в нагретом состоянии осажи-
М&кду центрами шеек2070±1
Фиг. 92. Ось специальная с нагрузкой 25 т.
вают на высадочных машинах до размеров
подступичной части, а затем на молоте кон-
цам оси придаётся форма шейки и предпод-
ступичной части [7].
При сравнительных испытаниях на уста-
лость при нагрузке 8600 кг, приложенной к под-
ступичной части оси, полые оси выдержали
88 млн. циклов, а сплошные — от 0,857 до
2,755 млн. циклов. Снижение веса для осей
с шейкой 125 X 225 мм достигает '80 кг, для
осей с шейкой 165 X 300 мм — 235 кг, что
составляет 25,1—42,8% экономии металла.
Снижение веса четырёхосного вагона соста-
вляет 320-940 кг.
Колёса по конструкции обода раз-
деляются на: 1) колёса бандажные составные,
состоящие из колёсного центра, съёмного бан-
дажа и укрепляющего кольца (фиг. 93),
и 2) колёса безбандажные.
Колёса бандажные. Колёсные центры по
материалу и способу изготовления разделяются
на следующие типы: 1) стальные литые спи-
цевые, количество спиц — восемь для осей
типов I и II и колёс диаметром 1050 мм,
вес 171 кг, девять — для осей типа III и колёс
диаметром 1050 мм, вес 130 кг и 11 — для осей
типа IV, вес 130 кг; 2) стальные катаные для
осей типов I и II и колёс диаметром 1050 мм,
вес 171 кг, а также для осей типа III и колёс
диаметром 950 мм; 3) чугунные литые для
колёс диаметром 1050 мм и осей диаметром
подступичной части 165—178 мм, а также
осей диаметром подступичной части до 181 мм
и колёс диаметром 950мм;
4) сварные спицевые для
колёс диаметром 1050 мм
и осей типов 1 и II.
Бандажи изготовляются
двух типов: на колёса диа-
метром 950 и 1050 мм с
одинаковым сечением про-
филя бандажа и размерами
по ОСТ НКПС 8146/84 (в
чёрном виде). Материал —
углеродистая сталь по ГОСТ
393-41.
Насадка бандажа на
центр производится при тем-
пературе нагрева бандажа
270—320° С. Уменьшение
внутреннего диаметра бан-
дажа против диаметра центра (натяг бандажа)
для внутреннего диаметра бандажа 900 мм
равно 0,9—1,35 мм, для внутреннего диаметра
бандажа 800 л/л< —0,8—1,20 мм, величина
натяга а определяется по формуле
2а
f
где db — диаметр бандажа внутри; а — допу-
скаемое напряжение растяжения бандажа,
обычно а = 1100-»-1650 кг/см*. При этом зна-
чении си ? = 2 200 000 кг/см2 имеем
fl = @,001-f-0,0015) d&.
Крепление бандажа на центре производится
при помощи заводного кольца (фиг. 93 и 94).
Фиг. 93. Бандажное
(сборное) колеео:
/ — ось; 2 — центр;
3 — бандаж; 4 — за-
водное кольцо.
Фиг. 94. Сечения заводных колец.
Колёса безбандажные по роду материала
делятся на две группы:
Стальные цельнокатанные (фиг. 95) двух
размеров по кругу катания: для осей типов
I — IV — материал по ОСТ НКТП 7550 с пре-
делом прочности при растяжении 75 - 90 кг/мм2,
удлинением образца при / = 4d, равном 10%,
и относительным сужением в шейке, рав-
ном 13%.
Колёса изготовляются прессовкой и про-
каткой из мартеновской стали на специальных
прокатных станах.
Размеры колёс в мм
D D, I
1050 gio 20O
95° 8ш igo

698
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
D2 должно быть равным ?>х или может быть
менее Д на величину не более 6 мм; Н\
может быть равно или больше Н.
Колёса чугунные с отбелённым ободом
по ГОСТ 3843-47 должны иметь твёрдость на
глубине 9 мм от поверхности катания Яв> 350,
я на глубине 50 мм от поверхности ка-
тания #в<248.
В зависимости от
фактической дли-
ны окружности ко-
леса по кругу ка-
тания колёса раз-
биваются на пять
номеров; размер
номера определяет-
ся разностью
L —а,
где L — теоретиче-
ская длина окруж-
ности по кругу ка-
тания по чертежу;
а — отклонения в
длине, равные для
№ 1—(8+4,8) мм,
№2- D,8-^1,6) мм,
№ 3 ±1,6 мм,
648)
Фиг. 95. Цельнокатанное
колесо. № 5 -f D,84-8) мм.
Колёса с отбелён-
ным ободом изготовляются диаметром 900 и
970 мм по кругу катания и применяются для
товарных вагонов.
Расчёт вагонных осей [3]. На колёсную
пару действует статическая нагрузка от веса
вагона (за вычетом веса колёс) и веса груза,
а также динамические усилия: 1) вертикаль-
ные — от ударов о рельсы на стрелках, сты-
ках и т. д.; 2) горизонтальные — от ударов
реборды колеса при прохождении кривых;
3) вертикальные составляющие от центро-
бежной силы и силы ветра; 4) силы инерции;
5) скручивающие усилия при прохождении
кривых; 6) силы торможения; 7) усилия от
действия тяговых моторов (в тележках элек-
тровагонов).
Расчёт осей производится: 1) по фор-
мулам МПС, исходя из действия статических
нагрузок; 2) по экспериментальным формулам
с учётом статических и боковых сил; 3) с учё-
том действия основных сил на ось.
1. Расчёт по формулам МПС:
наименьший диаметр шейки
наименьший диаметр подступичной части
d
2
где Qi — наибольшая статическая нагрузка на
ось в кг (на обе шейки); / — длина шейки в см;
li — расстояние от середины шейки до круга
катания в см; cj и с2 — наибольшие допускае-
мые напряжения для шейки и подступичной
части при расчёте по этому методу.
2. Расчёт оси с учётом действия боковых сил:
а) на максимальную статическую нагрузку Q2
на одну шейку оси; б) на горизонтальную силу
Н = -о2 , приложенную в центре тяжести ва-
гона; в) на горизонтальную силу Я, приложен-
ную в реборде колеса.
Дополнительная нагрузка Р от силы Я на
одну шейку (при одновременной разгрузке дру-
гой) определяется по формуле
р_ Hh
где h—высота от оси до центра тяжести ва-
гона; L — расстояние между центрами шеек
оси.
Дополнительная нагрузка от силы Н на
один рельс
Р' =
где г— радиус круга катания колеса; Lx — рас-
стояние между кругами катания.
Напряжение с в шейке и её диаметр йх свя-
заны уравнением
0,2^
Напряжение а в подступичной части, име-
ющей диаметр d2, определяется по формуле
0,14
Напряжение а в средней части Оси по d3
определяется по формуле
од 4
где а — допускаемое напряжение для этого
метода расчёта (см. табл. 10), равное 1200 кг\см\
3. При расчёте
оси на основные
силы исходят из
действующих сил:
а) максимальной
статической на-
грузки на одну
шейку Qx; б) дина-
мической нагруз-
ки Сц, приходя-
щейся на одну ко-
лёсную пару от
центробежной си-
лы; в) то же от
силы ветра С'в;
Г) инерционного Фиг. 96. Схема нагрузки
УСИЛИЯ U при ТОр- колёсной пары.
можении. Кроме того, учитывается динами-
ческая надбавка от действия стыков рель-
сов на ось (на неподрессоренную часть вагона).
Схема нагрузки дана на фиг. 96.
/-.' (-'Ц . Г*' ^в
о,. — —-1- ; сд = ,
ч п о п »
где Сц — центробежная сила от массы всего
вагона; Св — давление от силы ветра на боко-

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ХОДОВЫХ ЧАСТЕЙ ВАГОНА
699
вую поверхность вагона (см. стр. 637); п —
число осей вагона.
Вертикальная составляющая на шейку Q2
от сил С'ц, Св и Qi с учётом коэфициента
динамики k определяется по формуле
<?2 =
C'h
+
^-±-; k = 1,25; йх — расстоя-
где Р =
ние от оси до центра боковой поверхности
кузова; Л — то же до центра тяжести.
Вертикальные реакции наружного (по кри-
вой вписывания) колеса от вертикальных сил
где
л =
от горизонтальных сил
суммарная
у внутренней грани ступицы
по середине оси
о,ы!
Напряжения oj, o2, о3 не должны превос-
ходить допускаемых по табл. 10.
Дополнительные напряжения изгиба в оси
при одностороннем торможении в шейке
ff: 0,24
у внутренней грани ступицы
од 4
по середине оси
Изгибающие моменты в вертикальной пло-
скости в шейке
около внутренней грани ступицы
по середине оси
где 12— расстояние от середины шейки до
внутренней грани ступицы; /3 — расстояние от
внутренней грани ступицы до круга катания.
Изгибающие моменты в горизонтальной
плоскости в шейке
от внутреннего края ступицы до середины оси
где W = —; U—инерционное усилие; П\ — чи-
ело шеек осей в рассчитываемой тележке
или конце вагона.
Суммарные напряжения в шейке оси (от
изгиба и растяжения)
01"
0,U33
где
Т = Q^y cos г + ;а cos
9° j~a
<p — коэфициент торможения (обычно рав-
ный 0,8); jx — коэфициент трения бандажей по
рельсам; a — угол между горизонталью и ра-
диусом, проходящим через середину колодки.
Буксы и подшипники
Буксы разделяются на следующие типы.
По устройству подшипника: а) буксы с под-
шипниками скольжения и б) буксы с ролико-.
выми подшипниками. По конструкции корпуса:
а) цельнокорпусные и б) разъёмные; в совре-
менных вагонах применяются цельнокорпусные
буксы. По материалу: а) чугунные, б) стальные
литые, в) из ковкого чугуна. По роду смазки:
а) с нижней смазкой от подбивки или от
польстерных щёток, б) с верхней смазкой
через фитиль и нижней через подбивку, в) само-
смазывающиеся. По конструкции направляющих
пазов: а) отлитые за одно целое с боковой
рамой, б) без пазов (в тележке товарного
типа), в) буксы свободно устанавливающихся
осей и г) буксы неустанавливающихся осей.
В цельнокорпусных буксах для подшипни-
ков скольжения (фиг. 97) нижняя часть углу-
блена для помещения запаса жидкой смазки.
В передней части отверстие буксы прикры-
вается крышкой (стальной штампованной или
из ковкого чугуна) с пружинным затвором,
прижимающим крышку. Пружины листовые
одно- или двухлепестковые или спиральные

700
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
витые. Задний затвор буксы состоит из вой-
лочной уплотняющей шайбы глухого типа или
с регулировкой нажатия по мере износа шайбы.
В буксе с польстером (фиг. 98) последний
состоит из верхней металлической пластины,
Фиг. 97. Букса скользящего трения тележки товарного типа
забрасывает смазку на верх буксы и подшип-
ника.
Подшипники. Корпусы подшипников изго-
товляются: 1) стальные литые, 2) стальные
штампованные и 3) из ковкого чугуна. Заливка
подшипника — кальциевый
баббит по ОСТ 5234.
Прокладка (армировка)
между корпусом и баббито-
вой заливкой бронзовая, тол-
щиной 5—6 мм. Крепление
армировки к корпусу ла-
сточкиным хвостом или ко-
нусными пробками. Толщина
баббитовой заливки 5—6 мм,
крепление к армировке ко-
нусными пробками и пазами.
Внутренний диаметр за-
ливки на 2—3 мм больше
диаметра шейки для обра-
зования масляного клина.
Технические условия на
буксы —ГОСТ 1984-43 и на
подшипники—ГОСТ 1662-42.
Расчёт подшипни-
ков скольжения. Оп-
ределение размеров под-
шипника из условия проч-
ности производится по фор-
муле
р sin
2
Фиг. 98. Букса польстерная.
обтянутой шерстяной щёткой и прижимаемой
пружинами к низу шейки оси. Смазка подаётся
фитилями щётки.
Фиг. 99. Букса С роликовыми подшипниками.
В самосмазывающейся буксе подача смазки
снизу осуществляется черпаком, прикреплён-
ным к торцу шейки. При её вращении черпак
и из условий нагревания —
по формуле
Q
?
где d — диаметр шейки оси
в см; I — длина рабочей
части подшипника; р — до-
пускаемое удельное давление в кг/см2; <х — угол
охвата подшипником шейки (в рабочей части),
обычно <х =120°; р = 30—50 кг/см2 (для под-
шипников с бронзовой армировкой и кальцие-
вым баббитом р — 40 кг/см?); п — число оборо-
тов шейки в минуту; <р— коэфициент, завися-
щий от конструкции буксы. Для пассажирских
вагонов гр = 190 000.
Буксы роликовых подшипников.
Корпус буксы цельный, стальной, литой. Пе-
редняя крышка и лючок в ней глухого типа
с креплением на болтах. Задняя крышка —
из двух половин, с лабиринтовым уплотнением
и войлочным кольцом. Смазка — густая кон-
систентная.
По конструкции подшипников различаются
следующие типы:-1) с двумя роликовыми ци-
линдрическими подшипниками (фиг. 99 — букса
тележки электровагона); 2) с роликовыми
сферическими самоустанавливающимися под-
шипниками; 3) с коническими роликовыми
подшипниками. Посадка на ось свободная, без
натяга. Смазка жидкая.
Выбор и расчёт роликовых подшипников —
см. ЭСМ, т. 2, гл. VIII.
Конструкция и расчёт рессор
Применяемые в вагонах рессоры разде-
ляются на: а) листовые подвесные незамкну-

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ТЯГОВО-УДАРНЫХ ПРИБОРОВ ВАГОНА
701
тые; б) эллиптические замкнутые в) спираль-
ные или пружины.
Листовые подвесные рессоры (фиг. 100)
применяются в первой ступени подвешивания,
главным образом в надбуксовом. Число листов
в рессоре для пассажирских вагонов 6—13,
товарных 10—14. Толщина листа 9,5—13 мм,
ширина 75—100 мм. Длина хорды 1000—1150мм.
Высота рессор для товарных вагонов
Фиг. 100. Подвесная листовая рессора.
90—115 мм. Верхний или коренной лист имеет
по концам ушки для валиков (в подвешивании
товарных вагонов, см. фиг. 68) или утолщения
в виде валика для подвесок шпинтонов спи-
ральных пружин (в тележках тройного подве-
шивания пассажирских вагонов, см. фиг. 85).
Материал—по ГОСТ 1496-42, технические усло-
вия на изготовление рессор — ГОСТ 1425-48.
Сечение листа плоское или желобчатое.
Эллиптические рессоры применяются в те-
лежечных вагонах и по конструкции соеди-
нения концов обеих половинок разде-
ляются на следую-
щие типы: 1) Га-
лахова (фиг. 101);
2) Мытищинского
вагонзавода (фиг.
102); 3) шарнирные
Брауна; 4) эллип-
тические для те-
лежки товарного
типа (фиг. 103).
Количество эллип-
тических рессор
в комплекте рес-
сорного подвеши-
вания для товар-
ных вагонов 1—3,
пассажирских 3-—5. Рессоры Мытищинского
вагонзавода и Брауна — апериодические, с из-
меняющейся в процессе сжатия хордой, т. е.
:сг сг сг сг
utcz. с a
trircLCLcrJ
:сг с clcl
Фиг. 101. Рессора Галахова
для пассажирских вагонов.
R1885
Н1200
-770 под максимальной нагрузкой
-890 под тарой
не имеющие пропорциональности между про-
гибом и грузом. В пассажирских и некоторых
типах изотермических вагонов эллиптические
рессоры работают в системе люлечного подве-
шивания, в товарных — в рессорном комплекте
щ\ ц
Фиг. 103. Эллиптическая рессора товарной тележки.
Фиг. 102. Рессора Мытищинского вагонного завода
(апериодическая).
тележки вместе со спиральными пружинами
(см. фиг. 80).
Спиральные рессоры, или пружины, по
конструкции разделяются на цилиндрические
(прямоугольного, круглого или овального се-
чения) и конические (круглого и прямоуголь-
ного сечения) периодические. Цилиндрические
пружины имеют наибольшее распространение.
В зависимости от нагрузки рессорный ком-
плект содержит 1—3 пружины, входящие одна
в другую. Технические условия на изготовле-
ние пружин — ГОСТ 1452-42. Материал — по
ГОСТ В 1050-41 или ГОСТ В 2052-43.
Расчёт рессор и пружин см. ЭСМ, т. 2, гл IX.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ
ТЯГОВО-УДАРНЫХ ПРИБОРОВ ВАГОНА
Тягово-ударные приборы, т. е. узлы кон-
струкции, через которые производится сцепле-
ние вагонов между собой и с локомотивом
и удержание вагонов в определённом расстоя-
нии друг от друга, разделяются на следующие
системы: 1) независимого или раздельного
действия с ручным сцеплением тяговых при-
боров и 2) объединённые автоматического
действия (автосцепки).
Тягово-ударные приборы независимого
действия (ручная сцепка)
При ручной сцепке сжимающие усилия вос-
принимаются ударными приборами независимо
от тягово-сцепных приборов, передающих
только растягивающие усилия. Основной кон-
струкцией этой системы является современная
винтовая упряжь с боковыми буферами, со-
стоящая из: 1) винтовой стяжки, 2) тягового
аппарата и 3) тяговых крюков.
Упряжь бывает сквозной (неразрезной) или
несквозной (разрезной/
При сквозной, или неразрезной, упряжи
«§ (см. фиг. 43) тягово-сцепные приборы обоих
концов вагона жёстко соединяются через длин-
ные хвостовики крюков при помощи муфты и
чеки, а с рамой вагона — упруго через пру-
жину центрального тягового аппарата. При
движении поезда на раму вагона передаётся

702
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
усилие, равное сопротивлению движения только
этого вагона (фиг. 104, а).
Сквозная упряжь на наших железных до-
рогах применялась на вагонах старого выпуска
и двухосных платформах (до 1935 г.).
При несквозной, или разрезной, упряжи
(см. фиг. 44) независимые тягово-сцепные при-
боры обоих концов вагона упруго соединяются
с рамой вагона. При движении поезда на раму
вагона передаётся усилие, равное сопротивле-
нию движения этого и всех прицепленных к
нему вагонов (фиг. 104, б); поезд является упру-
а)
Фиг. 104. Передача тяговых усилий на вагоны поезда.'
а — при сквозной упряжи; б — при несквозной упряжи.
гим в обоих направлениях действия продоль-
ных усилий — при сжатии и растяжении. Раз-
резная упряжь применялась на наших двух- и
четырёхосных вагонах до 1938 г., после чего
вагоностроительными заводами СССР новый
подвижной состав выпускается только на авто-
сцепке.
Величина растягивающего усилия в тяго-
вых приборах при трогании поезда с места,
по Н. Е. Жуковскому [2], определяется по
формулам:
при сквозной упряжи для случая заранее
натянутых сцепок
1 + —
где iVj — наибольшее усилие в упряжном при-
боре головного вагона; Т — сила тяги локомо-
тива; М — масса локомотива; m — масса вагона;
для поезда нормального веса обычно ^т =
= A5-7-20) М, т. е.
N, « 2Г;
при ненатянутых сцепках
Стяжки одинарного сцепления не допускают
сцепления вагонов одновременно двумя стяж-
ками. К числу их относятся: а) нормальная
стяжка 1892 г., Q = 20,5 кг, Р= 12.3 т;
б) нормально-усиленная 1905 г., Q = 29,0 кг,
Р = 20,0 т, где Q — вес комплекта стяжки,
Р — усилие на растяжение при пробном испы-
тании по техническим условиям.
Стяжки двойного сцепления имеют две
стяжки: одну, сцепленную в натянутом положе-
нии и являющуюся рабочей, и вторую — сце-
пленную в ненатянутом положении на случай
обрыва первой. Сюда относятся: а) стяжка
Улленгута, Q — 32,0 кг, Р = 12,3 т; б) объеди-
нённая стяжка 1912 г., Q = 38,0 кг, Р = 20,0 т;
в) нормальная 1916 г., Q = 27 -|-31 кг; е) об-
легчённая стяжка объединённого образца
1927 г., Q = 35,5 кг. Р = 30,0 т.
С 1935 г. в СССР изготовляется только
стяжка образца 1927 г. для новых вагонов и
замены в эксплоатации при ремонте стяжек
всех других типов.
Облегчённая стяжка образца 1927 г.
(фиг. 105) допускает двойное сцепление со
стяжками и состоит из накладной скобы, боль-
шой и малой гаек, винта, стяжного винта с
рукояткой, двух серёг и кривого валика, про-
ходящего через крюк вагона. Размеры стяжки:
длина в развёрнутом виде 922 мм, свёрнутом
731 мм, длина винта (с правой и левой резь-
бой) 400 мм, наружный диаметр его по резьбе
53 мм.
Тяговые приборы или упряжные аппараты
разделяются на центральные и концевые.
Центральные применяются для сквозной
упряжи, один аппарат на два тяговых крюка
вагона. Передача усилий в обоих направле-
ниях производится двумя шайбами через пру-
жину и аппаратные болты на поперечные
и диагональные бруски рамы. Пружина кони-
ческая, из полосовой стали 7 X 130 мм, диа-
Фиг. 105. Винтовая стяжка нормального типа
образца 1927 г.
при несквозной упряжи величина силы Л/2
меньше или приближается (при большой ^,т)
к величине силы тяги Т, т. е.
Таким образом, растягивающее усилие при
сквозной упряжи выше, чем при несквозной,
т. е. -j-f- > 2.
Винтовая стяжка бывает одинарного и двой-
ного действия.
метр наружный 159 мм, внутренний 61 мм,
прогиб полный 130 мм, рабочий 45 мм (ход
крюка), гибкость 48,2 мм)от. Концевые тя-
говые приборы применяются для несквозной
упряжа два на вагон и помещаются по кон-
цам рамы между продольными (обычно хреб-
товыми) балками. Передача тяговых усилий
производится в одном направлении на упор-
ные кронштейны рамы.
Характеристика пружинного комплекта: гиб-
кость 2,72 мм/т, усилие до полного сжатия
19,65 от, полный прогиб 55 мм, рабочий—
45 мм.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ТЯГОВО-УДАРНЫХ ПРИБОРОВ ВАГОНА
703
Тяговые крюки, состоящие из головки и
хвостовика, бывают: а) с коротким (длиной
1174 мм для несквозной упряжи) и б) с длин-
ным хвостовиком C900—5300 мм для сквоз-
ной упряжи).
В пассажирских вагонах большой длины
хвостовики составные, с шарнирным соедине-
нием частей.
Головки крюка — штампованные, хвосто-
вики — кованые. Соединение их осущест-
вляется кузнечной или стыковой сваркой.
Основные детали винтовой упряжи (крюк,
скоба, винт, гайки винта, серьги и кривой ва-
лик) изготовляются из стали Ст. 5 и подвер-
гаются термической обработке.
Назначение ударных приборов — поглоще-
ние и смягчение ударов и сжимающих усилий
между вагонами. При винтовой упряжи ста-
вятся по два буфера на каждой концевой (бу-
ферной) балке рамы вагона. Ударные приборы
состоят из буферных стаканов, стержней с
тарелками и буферного (поглощающего) при-
способления. Различают пружинные и фрик-
ционные буферы.
В пружинных буферах энергия сжатия пру-
жины после прекращения действия сжимаю-
щей силы почти полностью возвращается на
отдачу вагону. Они применяются на двух- и
четырёхосных вагонах отечественных желез-
ных дорог.
Пружинные буферы бывают: а) с кониче-
ской одинарной пружиной из плоской стали
7 X 152 мм; применяются на двухосных ва-
гонах; б) с цилиндрическими витыми двой-
ными пружинами из круглой стали диаме-
тром 33 и 19 мм. Характеристика пружинного
комплекта: гибкость 7,33 мм\т, усилие до пол-
ного сжатия 8,6 т, полный прогиб 63 мм, при-
меняются для четырёхосных и частично двух-
осных вагонов (фиг. 106).
Фрикционные буферы состоят из набора
наружных и внутренних фрикционных колец
и хвостовика d [для пружинных буферов:
а) нормальный D — 340 мм, d = 60 мм; б) уси-
ленный D = 340 мм, d = 70 мм; в) в четырёх-
осных вагонах D = 450 мм, rf=76 мм]. Соеди-
нение тарелки и хвостовика осуществляется
стыковой электросваркой (изготовляют также
цельнокованные буферы). Стержни фрикцион-
ных буферов пустотелые.
Буферные стаканы бывают: а) кованые лап-
чатые (на двухосных вагонах старой конструк-
ции) и б) стальные штампованные и литые
для двух- и четырёхосных новых вагонов.
Фиг. 107. Пружинно-фрикционный буфер (пружина
не показана).
Соединение буферных стаканов с рамой на
болтах диаметром 25 мм.
Винт стяжки рассчитывается на растяже-
ние по формуле
где Рт в — тяговое усилие при винтовой
упряжи; FeH = —т площадь сечения винта
по внутреннему диаметру нарезки; ог — допу-
стимое напряжение растяжения.
Кривой валик рассчитывается на срез по
концам у цапф и на изгиб посередине, как
балка, свободно опёртая по концам с нагруз-
кой, равномерно распределённой в средней
части (на длине опоры с крюком).
Изгибающий момент
посередине
-3W— п
Ф-У
Фиг. 106. Пружинный буфер: 1 — стакан; 2 — буферный
тарелкой; 3 — буферный стержень с выпуклой тарелкой; 4
пружина; 6 — внутренняя пружина.
треугольного сечения и внутренней спираль-
ной пружины. Энергия сжатия на 75—80%
поглощается без отдачи фрикционными коль-
цами, а остальная часть — пружиной и расхо-
дуется на возвращение буфера в исходное по-
ложение (фиг. 107). Эти буферы более сложны
в изготовлении.
Буферные стержни состоят из круглой та-
релки и хвостовика. Тарелки бывают плоские
(с правой стороны вагона по ходу) и выпук-
лые (с левой) для уменьшения трения и из-
носа при вписывании в кривые. Различают
нормальный и усиленный диаметры тарелки D
и
напряжения
середине
4 0
напряжения
т
а.ч = —тс
4
изгиба
ми .
,Ы8 '
среза у
. в .
по-
цапф
D1)
стержень с плоской
— шайба; 5 — наружная
где / — расстояние между центрами опор по
серьгам; d — диаметр валика посередине; а —
ширина опоры крюка на валик; F — сечение
по цапфе.
Серьга стяжки в прямой части рассчиты-
вается на сложное сопротивление растяжения
и изгиба
где F — площадь сечения серьги в средней
части; W— момент сопротивления там же; е —

704
ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ВАГОНЫ
[РАЗД. IV
эксцентриситет между серединами прямой части
и проушины.
Напряжение растяжения в проушине
2F
D2)
k-=
R
R
где k — коэфициент влияния изгиба проушины
(по А. А. Попову [9]); F—площадь сечения
проушины на разрыв; h — толщина стенки про-
ушины; d — диаметр отверстия; R — наруж-
ный радиус головки.
Пружины упряжного и буферного аппара-
та изготовляются по техническим условиям
ГОСТ 1425-42.
Тягово-ударные приборы объединённого
действия
Сжимающие и растягивающие усилия в при-
борах этой системы воспринимаются централь-
ным тягово-ударным аппаратом, устанавливае-
мым по одному с каждого конца вагона. По
принципу воздействия на раму вагона и поезд
тягово-ударные приборы объединённого дей-
ствия относятся к упряжи неразрезного типа.
Различают ручное (сцепка серьгой и шкворнем,
применяемая в городском транспорте для ва-
гонов лёгкого типа) и автоматическое сцепле-
ния (автосцепка); расцепление автосцепки
совершается поворотом рукоятки сбоку
вагона.
Различают жёсткие и нежёсткие автосцепки.
В жёстких автосцепках две сцепленные авто-
сцепки образуют продольный брус, не до-
пускающий взаимного перемещения головок.
Соединение хвостовика головки автосцепки
с хомутом ударно-тягового аппарата шарнир-
ное в вертикальной и горизонтальной пло-
скостях. Воздействие автосцепки этого типа
на подвижной состав при соударении оказы-
вается большим по сравнению с автосцепкой
нежёсткого типа (фиг. 108).
Нежёсткие автосцепки в сцепленном со-
стоянии допускают взаимное перемещение го-
ловок автосцепок как вертикальное, так и гори-
зонтальное за счёт шарнирного соединения
хвостовика с хомутом тягового аппарата. При
ударе вагонов с разными высотами головок
линия удара параллельна оси, и влияние его
на вагоны меньше, чем при автосцепке жёст-
кого типа. Советская нежёсткая автосцепка
типа СА-3 разработана Новиковым и Голо-
кановым. Она состоит из: 1) головки; 2) тяго-
вого хомута с клином;
3) поглощающего аппа-
рата; 4) автосцепного
оборудования на вагоне
(см. фиг. 45).
Фиг. 108. Автосцепка жёсткого типа: а — положение до
сцепления; б—в сцепленном виде; в — начало расцепле-
ния; 1 — корпус головки; 2— диск; 3 — сцепная скоба;
4 — возвращающая пружина.
Контур зацепления автосцепки и основные
размеры его оформлены по ОСТ НКПС 6453/103.
Он состоит из большого и малого зуба, зева,
образованного зубьями, и подвижного замка
у малого зуба. Принцип действия: при соударе-
а) — 6)
Фиг. 109. Советская автосцепка нежёсткого ти-
па СА-3: а — положение до сцепления; б— поло-
жение в момент окончания сцепления.
нии сцепляемых автосцепок малый зуб заходит
в зев, а скользящие замки под действием силы
тяжести занимают такое положение, при кото-
ром, соприкасаясь, они становятся в самозапор,
замкнув малые зубья в зевах (фиг. 109).
Фиг. ПО. Схематические разрезы двух головок авто-
сцепки СА-3: а — головка готова к сцеплению; б—го-
ловки сцеплены; /—замкодержатель; 2 — подъёмник;
3 — валик; 4 — указатель сцепления; 5— шип подъём-
ника; 6 — шип под замок; 7 — длинный палец; 8 — корот-
кий палец; 9 — лапа замкодержателя; 10 — замок; И— шип
замка; 12—шип замкодержателя; 13 — собачка.
Фиг. 111. Шестигранный пружинно-фрикционный аппарат
для автосцепки тип Ш-1-Т: 1 —¦ корпус аппарата; 2 — на-
жимной конус; 3 — клин фрикциона; 4 — шайба; 5 — на-
ружная пружина; 6 — внутренняя пружина; 7 — стяжной
болт.

ГЛ. XXII]
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ТЯГОВО-УДАРНЫХ ПРИБОРОВ ВАГОНА
705
При расцеплении замок одной из автосце-
пок при помощи расцепного рычага и подъём-
ника в головке убирается во внутрь неё, и малый
зуб другой головки выходит из зацепления
(при разводе вагонов). Сцепной механизм со-
стоит из замка, замкодержателя, к собачки,
подъёмника замка, валика подъёмника и
шплинта, закрепляющего собранный (Механизм
в головке (фиг. ПО).
Поглощающие аппараты, воспринимающие
энергию удара и растяжения и возвращающие
аппарат и головку автосцепки в начальное по-
ложение, разделяются на пружинные и фрик-
ционные.
Пружинные аппараты применялись для пас-
сажирских вагонов. Пружины — цилиндриче-
ские, спиральные, двойные. Полная осадка
пружин 45 мм, нагрузка при этом 13,0 т и мощ-
ность аппарата 250 кгм. Недостаток — боль-
шая (до 90°/о) отдача пружин.
Фрикционно-пружинные аппараты состоят
из стакана, конусных шайб и клиньев и стяж-
ного болта. Различают фрикционно-пружинные
аппараты: а) с цилиндрическим корпусом и
шестью фрикционными клиньями типа СА-3;
б) с шестигранным корпусом и тремя фрик-
ционными клиньями типа Ш-1-Т (фиг. 111);
в) облегчённой мощности конструкции Нови-
кова (типа Н-6) для пассажирских вагонов.
Полная мощность аппарата СА 3 868 кгм;
поглощается трением фрикционных клиньев
574 кгм, возвращается пружинами 294 кгм, или
33,8% от полной.
Соединение поглощающего аппарата с хво-
стовиком автосцепки осуществляется при по-
мощи хомута и вертикального клина, которые
воспринимают растягивающие усилия. Пере-
дача их на раму вагона через переднюю плиту
автосцепки. Ударные усилия передаются кон-
цом хвостовика через переднюю плиту на
аппарат и через стакан его на раму. Восприя-
тие усилий рамой вагона производится перед-
ними и задними угольниками и розеткой авто-
сцепки, укрепляемой на буферной балке. Кре-
пление их к раме — на заклёпках (см. фиг. 45).
Основные размеры поглощающих аппара-
тов: длина без передней плиты 568 мм, с пли-
той 625 мм, ширина 318 мм, высота 230 мм,
сжатие (ход) 70 мм. Зазор между выступом
на головке автосцепки и розеткой 75 мм.
Материал основных деталей автосцепки и
устройств (кронштейнов и розетки) — стальное
литьё по специальным техническим условиям.
Расцепление головок (отвод замка) произ-
водится расцепным рычагом сбоку вагона
с приводом цепью на запорный механизм го-
ловки.
На переходной период вагоны, оборудуемые
автосцепкой, выпускаются с буферами.
Расчёт пружинно-фрикционного поглощаю-
щего аппарата производится исходя из условий
его работы на товарных вагонах наиболее тя-
жёлых типов (при маневровых работах). Энер-
гия соударения вагонов определяется по фор-
муле
1000 Q&
где Q — полный вес вагона (брутто) в т; v —
скорость движения вагона в м\сек при соуда-
рении.
Мощность поглощающего аппарата одного
конца вагона
W
W1 = тг- кгм.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Дадыко СР. (под ред.), Инженерно-технические
справочники-руководства, т. I. Вагоны, Трансжелдор-
издат, 1937.
2. Жуковский Н. Е., Расчёт сквозной и несквоз-
ной упряжи железнодорожных вагонов, Гостехиздат,
1919.
3. К о р о т к е в и ч М. А., Расчёт и конструирование
вагонов, Машгиз, 1940.
4. Краткий справочник по вагонам широкой колеи желез-
ных дорог СССР, Трансжелдориздат, 1943.
5. Михалевский А. И. и Стемпневский М. М.,
Вагоны, Трансжелдориздат, 1945.
6. Никольский Л. Н., Теория и расчёт вагонов,
Машгиз, 1947.
7. Подвижной состав железных дорог США, под ред.
П И. Травина, Трансжелдориздат, 1941.
8. П о н о м а р е в И. П., Думпкары, Углетехиздаг,
1946.
9. П о п о в А. Н., Расчёт кривого бруса, Трансжел-
дориздат, 1938.
10. Правила технической эксплоатации железных дорог
СССР, „Гудок", 1936.
11. С и л е н с к и й И. А., С п и в а к о в с к и й А. Л.,
Руководство по эксплоатации цельнометаллического
пассажирского вагона, Ред.-изд. отдел Минтрансмаша,
1948.
12. Сборник стандартов Американской ассоциации желез-
ных дорог, Чикаго 1940.
13. Т и м о ш е н к о СП., Курс сопротивления материа-
лов, ГОНТИ, 1932.
14. Car Builder Cyclopedia of American Practice

Глава XXIII
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Развитие и совершенствование желез-
нодорожных тормозов проделало длинный
путь от ручных тормозов, появившихся
одновременно с первой в мире железной
дорогой (построенной в России Черепановым
в начале XIX в.), через ряд промежуточных
типов до современных тормозов Матросова и
Казанцева.
Первые ручные тормоза. Сопротивление
создаётся прижатием тормозных колодок
к вращающимся колёсам посредством ручного
привода, состоящего обычно из винта, тяг
и рычагов.
Первые непрерывные автоматические
тормоза. В качестве примера можно указать
на тормоз Гиберлейна A855 г.). Связь между
отдельными тормозами и управление ими от
руки машиниста основаны на чисто механи-
ческом принципе и осуществляются при по-
мощи троса, протянутого вдоль поезда. При
ослаблении троса машинистом или при обрыве
части поезда и, следовательно, троса фрик-
ционные шкивы приходят в соприкосновение
со шкивами на вагонных осях и навёртывают
на барабан цепь, подтягивающую тормозные
колодки к бандажам.
Первые воздушные тормоза. П р я м о -
действующий неавтоматический
воздушный тормоз впервые появился в 1869 г.
Работает он на сжатом воздухе, запас которого
в установленном на паровозе резервуаре под-
держивается насосом. Посредством крана сжа-
тый воздух может быть впущен в идущую
вдоль поезда трубу, с которой соединены тор-
мозные цилиндры; при движении вперёд порш-
ней этих цилиндров рычажная передача при-
жимает колодки к колёсам. При разрыве ме-
ждувагонных рукавов тормозная способность
утрачивается.
Автоматические непрямодей-
ствующие воздушные тормоза вытеснили
прямодействующие в 1875 г. Они имеют в от-
личие от последних, кроме тормозного ци-
линдра, запасные резервуары для сжатого
воздуха и так называемые тройные клапаны.
Перед отправлением в путь тормозная система
заряжается сжатым воздухом давлением около
5 am, при этом тройные клапаны пропу-
скают воздух в запасные резервуары, а тор-
мозные цилиндры соединяют с атмосферой.
Для торможения машинист понижает давление
в магистрали, и тормозные цилиндры получают
воздух из запасных резервуаров; для оттор-
маживания, наоборот, давление восстанавли-
вают, соединяя магистраль с главным резер-
вуаром. При разрыве поезда давление в обор-
ванном магистральном трубопроводе, есте-
ственно, падает, чем и достигается автоматич-
ность тормоза.
Скородействующие автомати-
ческие тормоза. Медленное распростра-
нение действия обычных воздушных тормо-
зов ограничивает область их применения ко-
роткими пассажирскими составами: у длинных
товарных поездов большая разница во времени
затормаживания головных и хвостовых ваго-
нов создаёт недопустимо большие толчки. От
этого недостатка свободны в значительной
степени скородействующие тормоза — чисто
воздушные с ускорителями — и вполне свобод-
ны электропневматические.
Электропневматические тор-
моза отличаются мгновенным распростране-
нием их действия и представляют собой воз-
душные тормоза с электрическим управле-
нием.
Воздушные скородействующие тормоза
могут применяться для длинных товарных
поездов лишь при наличии мощной автосцепки,
а при ручной сцепке они для составов длин-
нее 400 м непригодны, так как, несмотря на
ускоренное распространение действия, дают
всё же значительные толчки.
Тормоза этого типа. т. е. непрямодейству-
ющие,на затяжных спусках быстро истощаются,
так как питаются из ограниченного объёма
запасных резервуаров. Для пополнения по-
следних необходимо восстановить давление в
магистрали, т. е. отпустить тормоза. Для ча-
стичного устранения опасности чрезмерного,
повышения скорости тяжёлых товарных поез-
дов на длинных спусках в результате исто-
щения тормозов устанавливают на атмосфер-
ных (выпускных4* отверстиях тройных клапа-
нов задерживающие клапаны, включаемые пе-
ред спуском и поддерживающие в тормозных
цилиндрах давление 1,0—1,5 am. Иногда вме-
сто задерживающих клапанов применяют воз-
душные реостаты, замедляющие выпуск воз-
духа.
Медленнодействующие товарные тор-
моза европейского типа впервые стали при-
меняться в 1908 г. для поездов, снабжённых
слабой ручной сцепкой. Они дают плавное
торможение за счёт медленного наполнения
тормозных цилиндров сжатым воздухом (на-

ГЛ. XXIII]
ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ ДЕЙСТВИЯ ВОЗДУШНЫХ ТОРМОЗОВ
707
пример, поднятие давления от нуля до 3,5 am
в течение 40—60 сек. вместо 6—8 сек. у пас-
сажирских тормозов). Достигается это малым
диаметром отверстий у воздухораспределителя
(тройного клапана) для наполнения и опораж-
нивания тормозных цилиндров и добавлением
клапана для создания небольшого скачка на-
чального давления @,5—0,7 am) в цилиндре,
а также камеры объёмом 0,5 л для забора
воздуха из магистрали (или просто выпуска
небольшой порции воздуха) в начальный мо-
мент торможения. Первое служит для избе-
жания потери времени на холостой ход ры-
чажной передачи, второе — для ускорения
распространения тормозного действия (тор-
мозной волны) вдоль поезда.
Советские автоматические тормоза. Воз-
душные автотормоза системы Казанцева
A926 г.) отличаются свойством неистощимости
благодаря питанию их при недостаче воздуха
в запасных резервуарах в процессе торможе-
ния через кран машиниста из главного резер-
вуара на паровозе. Они поэтому называются
прямодействующими автоматическими. Кроме
того, эти тормоза допускают регулировку не
только в сторону увеличения, но и в сторону
уменьшения.
Более совершенный тормоз системы Ма-
тросова A930 г.), также прямодействующий,
автоматический, отличается тремя новыми до-
стоинствами: сохранением постоянной нормы
времени наполнения тормозных цилиндров, не
зависящей ни от размеров последних, ни от
величины ходов поршней; сохранением нормы
установленных давлений при тех же перемен-
ных факторах; возможностью производить
переключение воздухораспределителя на гру-
жёный или порожний
режим (гружёный ре-
жим даёт тормозную
силу примерно на
75°/0 большую, чем
порожний режим). По-
дробный разбор кон-
струкции воздухора-
спределителя Матро-
сова даётся ниже уси.
фиг. 6).
После генеральных ,
испытаний в 1948 г. (
принят новый тормоз \
системы Матросова
МТЗ 135-ЦНИИ, при-
годный для примене-
ния в товарных и пассажирских поездах, обла-
дающий большой эффективностью и высокой
управляемостью; он имеет раздельно горный и
равнинный режимы и ускоритель для экстрен-
ного торможения. Развитие типов тормозных
систем определяется увеличивающимися ве-
сами и длинами поездов, возрастающей мощ-
ностью сцепной упряжи, топографическими
условиями профиля пути и возрастающими
скоростями поездов.
ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ ДЕЙСТВИЯ
ВОЗДУШНЫХ ТОРМОЗОВ
Тормозная сила —это искусственно созда-
ваемая и управляемая внешняя сила, напра-
вленная в сторону, противоположную движе-
нию поезда; эта сила является внешней по-
стольку, поскольку в процессе торможения
движущийся поезд испытывает воздействие со
стороны рельсов как результат возникших
от трения тормозных колодок сопротивлений
вращению колёс При этом появляются реак-
ции R (фиг. 1), наклон которых в сторону,
обратную движению, тем больше, чем больше
(до известного предела) нажатие тормозных
колодок.
Управление тормозной силой состоит в из-
менении по желанию машиниста нажатия тор-
мозных колодок. Основной принцип осуще-
ствления этого посредством применяемого в
современных конструкциях тормозов сжатого
воздуха остаётся общим для любой системы.
Он поясняется схемой, показанной на фиг. 1.
До отправления поезда производится зарядка
тормозной системы сжатым воздухом. При
Щ^ЩНът&ФттттЩ*
Фиг. 1. Основные элементы автотормозов

708
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
этом из магистрали 7 через воздухораспре-
делители 5 сжатый воздух поступает в запас-
ные резервуары 6; тормозные цилиндры 4 в
это время сообщаются с атмосферой, как по-
казано стрелками.
Если давление в магистрали после зарядки
понижать, то те же воздухораспределители
пропускают воздух из запасных резервуаров
в тормозные цилиндры, поршни которых сво-
ими штоками посредством рычажных пере-
дач 3 прижимают тормозные колодки 2 к ко-
лёсам 7.
При восстановлении в магистрали нормаль-
ного давления тормоза отпускают. Их снова
заряжают посредством крана машиниста 8,
давая*воздух от компрессорной установки 9,
10 на локомотиве.
Тормозная волна и её динамика. Желез-
нодорожные тормоза оказывают при тормо-
жениях своё действие не одновременно по
всей длине поезда, а более или менее после-
довательно от головы к хвосту, что принято
называть тормозной волной.
Скорость распространения такого началь-
ного действия тормозов называется скоростью
[ тормозной волны и равняется частному от
деления пройденного волной расстояния от
1 тормозного крана на локомотиве до послед-
него тормоза в хвосте поезда на соответственно
, протекшее время.
Аналогично этому распространение падения
давления в магистральном трубопроводе, на-
¦, чинающегося после открытия крана, назы-
вается воздушной волной, а скорость распро-
странения— скоростью воздушной волны.
Магистраль
f-йвагт Ю-п 20-й 30-й
40-й
50-й
1-й
/0-й 20-й 30-й 40-0
Тормозные цилиндры вагонов
Фиг. 2. Воздушная и тормозная волны.
50-й
Тормозная волна отстаёт от воздушной,
поскольку начало падения давления не может
хтотчас привести в действие механизмы воздухо-
распределителей, и впуск воздуха в тормоз-
ные цилиндры начинается лишь по достиже-
нии некоторой определённой глубины падения.
Картина развивающейся тормозной волны
в поезде, состоящем для примера из 50 тор-
мозных вагонов, показана в виде диаграммы
1на фиг. 2. По оси абсцисс отложено время
в сек., а по оси ординат — давления воздуха
в am в магистральном трубопроводе и в тор-
мозных цилиндрах. Так как давление воздуха р
в цилиндрах создаёт пропорциональные его
величине тормозные силы В, то
где k — коэфициент пропорциональности.
Кривые в верхней части диаграммы пока-
зывают изменения давлений в магистрали,
в нижней части — изменения давлений в тор-
мозных цилиндрах или соответствующих им
тормозных сил.
Отсчёт времени делается от момента от-
крытия тормозного крана. Начало падения
давления в магистрали первого вагона почти
совпадает с моментом этого отсчёта (точка а);
у следующих вагонов начала падений давле-
ния тем позже (точки Ь, с, d, e и /), а темпы
их тем медленнее (см. наклоны линий аа!, ЪЬ',
ее', dd', ее' и //'), чем дальше от тормозного
крана находится вагон. Отрезок af предста-
вляет собой время распространения воздушной
волны (в данном примере 2,3 сек.).
При длине поезда 760 м E0 вагонов) ско-
рость воздушной волны будет -^ = 333 м/сек,
т. е. немногим меньше скорости звука. Во-
обще же скорость эта может быть выражена
формулой
v = 370 1/ .?_ Mjcetc,
У 7
где р ~ давление воздуха в магистрали в ата;
7 — плотность воздуха при этом давлении;
для 6 ата ч соответственно равно при -(-10° С
около 7,2, при 0° С 7,5 и при - 10° С 7,8 кг\м\
Вслед за воздушной волной начинают дей-
ствовать воздухораспределители, наполняя
тормозные цилиндры сжатым воздухом. Точки
i, k, I, m, n, 0 внизу диаграммы отмечают
моменты начала выходов штоков поршней
тормозных цилиндров, т. е. начала торможений.
Время i — o— время распространения тор-
мозной волны (в данном случае 4,2 сек.),
и, следовательно, скорость тормозной волны
—^ = 181 MJeen. Величина этой скорости
играет важную роль в отношении плавности
торможения и сокращения тормозного пути
и является одним из важнейших показателей
совершенства тормозной системы. У лучших
тормозов при экстренных торможениях она
достигает 250 м\сек.
Тормозные фазы. Характер продольных
динамических реакций, возбуждаемых тормоз-
ной волной между связанными посредством
сцепок вагонами, определяется фазами, через
которые проходит в поезде процесс тормо-
жения. Эти фазы показаны на диаграмме
(фиг. 3), изображающей возрастание и рас-
пространение по поезду давлений воздуха
в тормозных цилиндрах или соответственно
возрастание и распространение тормозных сил.
Период торможения разбит на четыре харак-
терные фазы А, В, С, ?>; нижняя группа кривых
относится к тормозным цилиндрам, верхняя
к магистрали.

ГЛ. ХХШ]
ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ ДЕЙСТВИЯ ВОЗДУШНЫХ ТОРМОЗОВ
709
Первая фаза. Участок А охватывает
период с момента поворота рукоятки крана
в тормозное положение до вступления в дей-
ствие тормозного цилиндра хвостового вагона,
т. е. время распространения тормозной волны.
К моменту начала действия тормоза послед-
него вагона у первых вагонов они действуют с
0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32сек
I——/7 —-+— В -U С —-+-—D
Фиг. 3. Тормозные фазы.
наибольшей для данного момента силой; таким
образом к концу первой фазы тормоза оказы-
вают своё действие по всей длине поезда, по-
степенно убывающее от головы к хвосту
в пределах, соответствующих разнице давле-
ний воздуха, отмеченной на диаграмме бук-
вами ab.
Очевидно, что в этой фазе происходит
сжатие поезда под действием инерционного
набегания слабее тормозящихся вагонов вто-
рой половины поезда на сильнее заторможён-
ные вагоны первой половины (фиг. 4).
лученные точки, — прямая, так как скоро-
сти тормозной волны и наполнения тормоз-
ных цилиндров сжатым воздухом в течение
первых 6 сек. принимаются постоянными.
Таким образом тормозные силы в первой
фазе торможения распределяются вдоль
поезда по закону треугольника.
Одновременно с этим поезд получает общее
замедление, дающее общую силу инерции,
равную и противоположную на горизонталь-
ных участках пути тормозной силе, но рас-
пределённую вдоль поезда не по закону тре-
угольника, а равномерно, если, конечно,
условно принять веса вагонов одинако-
выми.
Сила эта / для каждого вагона отложена
по вертикали в тех же единицах измерения,
что и тормозные силы.
Прямоугольник aefd равновелик треуголь-
нику abd (по принципу Даламбера), откуда
высота ае = х/г аЬ- ,
Из наложения эпюры сил инерции на эпюру
сил тормозных видно, что в первой половине
поезда получается избыток тормозных сил
над силами инерции в виде площади ebc,
а во второй половине, наоборот, избыток сил
инерции над тормозными силами, изобража-
емый такой же площадью cfd, но с обратным
знаком.
Взаимодействие тех и других избыточных
сил создаёт максимальную реакцию Р в сере-
дине поезда, выражаемую величиной плошади
треугольника ebc.
Так как длина основания этого треуголь-
п
ника выражает половину числа вагонов —.
ЗУ 40 41 78
20 40 60
Фиг. 4. Эпюра сил, сжимающих поезд.
вагонов
На горизонтальной оси (фиг. 4) ad отло-
жена длина поезда, состоящего из 80 вагонов.
Взятые из диаграммы фиг. 3 переменные да-
вления в тормозных цилиндрах В^, В^ ,...,
fiso Для того момента, когда тормозная волна
достигла конца поезда, нанесены на верти-
калях соответственных точек эпюры для ва-
гонов от 1-го до 60-го. В тормозной ци-
линдр 80-го вагона воздух только начинает
поступать, почему давление в нём можно счи-
тать равным нулю. Линия, соединяющая по-
а высота eb, равная i/2 ab, выражает 1/2 В\, то
Влп
С другой стороны, тормозная сила одного
вагона Вь возникшая за время распространения
тормозной волны 1в (продолжительность пер-
вой фазы), пропорциональна времени напол-
нения воздухом тормозного цилиндра tu (опре-

710
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
.делённому для каждого типа тормоза) до ма-
ксимальной силы В, откуда
Полная тормозная сила одного вагона В —
это произведение суммарной силы х нажатия
тормозных колодок одного вагона на коэ-
фициент трения <j>, и, следовательно,
Время тормозной волны te может быть
выражено через её скорость v и длину поезда,
состоящего из п вагонов длиной / каждый;
внося поправку на динамику удара, имеем
= 0,42
A)
Вытекающая из формулы A) зависимость
в совокупности с диктуемым теорией тяги
поездов требованием кратчайшего тормозного
пути, для удовлетворения которого необходимо
нажатие колодок х и скорость волны v
делать сколь возможно большими, даёт важ-
нейший критерий для построения тормоза при
заданных максимально допускаемой реакции Р
и числе вагонов п.
Значения переменного коэфициента тре-
ния 9. зависящего от скорости и нажатия на
колодку можно вычислить по формуле
17
где xv — нажатие на одну колодку в т; v— ско-
рость поезда в км[час. При малой скорости,
когда вследствие . повышенного коэфициента
трения реакции особенно велики, можно при-
нимать ср = 0,25.
Вторая фаза. В интервале В (см.
фиг. 3) давления во всех тормозных цилин-
драх поезда возрастают с той разницей между
ними в разных местах, которая успела обра-
зоваться к концу первой и началу второй
фазы. В этой фазе поезд не только остаётся
сжатым, но его части могут получить коле-
бания тем более резкие, чем быстрее совер-
шилось сжатие в первой фазе. Поэтому
численный коэфициент в выражении (Г) увели-
чен и составляет уже не 1/8, а 0,42 [2].
Третья фаза. На участке С (см. фиг. 3)
давления воздуха в тормозных цилиндрах от
первого вагона и последовательно до конца
поезда начинают выравниваться, достигая ма-
ксимальной величины. В конце третьей фазы
во всём поезде тормоза действуют уже
полной силой.
Благодаря этому заторможённый поезд на
ходу приходит в относительно свободное состо-
яние; но если между сцепными приборами во
время третьей фазы действовали силы отдачи,
то они могут создать разрывную реакцию,
приобретающую максимум к концу этой фазы.
Четвёртая фаза. На участке D все
тормоза в поезде дают торможение макси-
мальной силы в соответствии с максималь-
ными давлениями в тормозных цилиндрах.
В этой фазе в случае равномерного рас-
пределения в поезде удельной тормозной силы
никаких новых реакций в сцепных приборах
не появляется. При неравномерном же рас-
пределении добавочно возникают местные ста-
тические реакции сжатия или растяжения.
СОВРЕМЕННЫЕ АВТОТОРМОЗА
Специфика автотормозов. Качественные
признаки автотормозов зависят главным обра-
зом от типа воздухораспределителя.
Автоматические воздушные тормоза по
принципу действия делятся на следующие три
класса: 1) непрямодействующие автоматиче-
ские, 2) прямодействующие автоматические
и 3) электропневматические тормоза.
Непрямодействующие тормоза
отличаются тем, что тормозные цилиндры
(и запасные резервуары) во время процесса
торможения разобщены от тормозной маги-
страли. Прототипом непрямодействующих авто-
матических тормозов является тормоз, снаб-
жённый тройным клапаном Вестингауза
Тройной клапан Вестингауза.
Тормоз Вестингауза схематически показан на
фиг. 5. Воздухораспределитель этого тормоза
Фиг. 5. Схема непрямодействующего тормоза
Вестингауза.
именуется тройным клапаном (см. стр. 712).
Штриховой линией изображено положение
поршня / при зарядке магистрали, когда
запасной резервуар сообщается с ней через
щель с, сплошной линией — положение при
торможении, при котором запасной резервуара
сообщается с тормозным цилиндром 5 (дви-
жение сжатого воздуха показано.стрелками)
и отъединяется от магистрали 6, что и соот-
ветствует вышеуказанному определению не-
прямодействующего тормоза.
При восстановлении давления в магистрали
поршень 1 возвращается в своё первоначаль-
ное положение, и, золотник 2 в этом поло-
жении (штриховая линия) устанавливает со-
общение тормозного цилиндра с атмосферой,
в результате чего получается отпуск тормоза.
О роли клапана 3 см. на стр. 713.
Прямодействующий автомати-
ческий тормоз. Прямодействующие ав-
томатические тормоза отличаются тем, что

ГЛ. XXIII]
СОВРЕМЕННЫЕ АВТОТОРМОЗА
711
у них тормозные цилиндры во время тормо-
жения могут питаться не только из своих
запасных резервуаров, но и из магистрали,
которая в свою очередь питается через кран
машиниста из главного резервуара при насосе.
Кроме того, если тормоза обладают сту-
пенчатым отпуском, то давление воздуха в
тормозных цилиндрах как при торможении, так
и при отлуске всегда соответствует давле-
нию воздуха в магистрали. Отсюда полная
управляемость и неистощимость этих тор-
мозов, но вместе с тем и тяжёлый отпуск:
тормоза до тех пор полностью не отпускают,
пока давление в магистрали не восстановится,
что в хвостовой части длинного товарного
поезда после полного торможения требует
времени до 2 мин.
Примером прямодействующего автомати-
ческого тормоза может служить тормоз, снаб-
жённый воздухораспределителем Матросова.
Воздухораспределитель Матросова. Верх-
няя часть воздухораспределителя (фиг. 6)
с поршнем 1 и золотником 2 в сущности пред-
ставляет собой схему непрямодействующего
тормоза (см. фиг. 5), у которого место запас-
<?иг. 6. Схема прямодействующего автоматического тор-
моза Матросова.
ного резервуара занимают золотниковая ка-
мера 10 и рабочий резервуар 11. Оба эти
объёма при отпущенном тормозе, когда порш-
ни i и 5 находятся в исходных своих поло-
жениях, заряжаются: камера — через питатель-
ные отверстия С] и с2, а рабочий резервуар —
через отверстие с3. Воздух в этих камерах
играет вспомогательную роль, питание же
тормозного цилиндра 13 происходит за счёт
воздуха запасного резервуара 12. Если в по-
следнем давление при показанном на фиг. 6
состоянии торможения становится ниже, чем
в магистрали 14, то клапан 15 в уравни-
тельном золотнике 6 поднимается и пропу-
скает недостающее количество воздуха из
магистрали в запасной резервуар, а также
и в тормозной цилиндр, как это показано
стрелками на фиг. 6, чем и осуществляется
сформулированный выше принцип прямого
действия.
Главный поршень 3 движется вверх и вниз
с определённой, раз навсегда установленной
скоростью, регулируемой при торможении
расходом воздуха из золотниковой камеры
через канал а-, и калиброванное малое отвер-
стие а2, а при отпуске тормоза — впуском
воздуха из магистрали в золотниковую камеру
через отверстия с, и с2, когда магистральный
поршень 1 прижат к втулке. При равномер-
ной скорости перемещения главного золот-
ника 5, перемещаемого кулисой 4, золотник
в устанавливает такое открытие окна Ь, какое
требуется чтобы уравнительный поршень 7,
сжимая пружины 8 под действием притека-
ющего в тормозной цилиндр воздуха, пере-
мещал золотник 6 с той же скоростью Откры-
тие окна Ь таким образом саморегулируется.
Такая система поршней и золотников обеспе-
чивает стандартную величину времени напол-
нения тормозного цилиндра и зависимость
давления в нём только от давления в маги-
страли, а не от размеров и хода поршня
тормозного цилиндра или от утечек воздуха
через неплотности поршня.
У этого тормоза имеется возможность
обеспечивать два режима — гружёный и по-
рожний (гружёные вагоны должны тормозиться
сильнее порожних). Для этого после загрузки
вагона надо поворотом упорки 9 включить,
а после разгрузки выключить среднюю пру-
жину. В первом случае максимальное давле-
ние в тормозном цилиндре будет около 3,5 am,
а во втором — около 2,0 am. Для этого пере-
ключения на вагонах имеется особый при-
вод.
Э л е к т ро п невматические тормоза.
У этих тормозов активной силой служит также
сжатый воздух тормозных цилиндров, но воз-
духораспределители управляются электриче-
ством, а в случае перерывов в подаче тока,
как обычно, воздухом.
Основное техническое преимущество элек-
тропневматических тормозов заключается
в одновременности торможения или отпуска
всеми тормозами поезда при любой практи-
ческой быстроте наполнения тормозных цилин-
дров. Это свойство обеспечивает плавность
торможения, короткие тормозные пути и совер-
шенную управляемость.
Примером электропневматического тормоза
может служить тормоз системы Казанцева.
Электропневматический тормоз системы
Казанцева. Кран машиниста / системы Вестин
гауза (фиг. 7) снабжён электрическим контакто-
ром, дающим при поворотах ручки в тормозное
положение соединения электрических прово-
дов для возбуждения электромагнитных вен-
тилей 2 и 3. Вентиль 3 при наличии тока
закрывает камеру а, а вентиль 2 при наличии
тока, наоборот, подаёт воздух в камеру, с тем
чтобы подъёмом диафрагмы 4 открыть клапан 7
и впустить воздух из запасного резерву-
ара в тормозной цилиндр. Давление в послед-
нем, действуя сверху, выравнивается с давле-
нием под диафрагмой, благодаря чему клапан 7
закрывается. Давление в тормозном ци-
линдре можно поднимать ступенями до же-
лаемой величины. Для отпуска электрома-
гнитные клапаны 2и 3 соответственным отпу-
скным положением рукоятки крана машиниста
обесточиваются, что приводит к выпуску воз-
духа из камеры а и из тормозного цилиндра
через клапан 7 в большем или меньшем коли-
честве в зависимости от продолжительности
оставления ручки в положении отпуска. Пере-
крыша соответствует такому положению ручки

712
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
крана машиниста, когдан электромагнит 3 на-
ходится под током, а 2 — обесточен.
Преключательный поршень 5 служит для
того, чтобы отключать тройной клапан, когда
работают электромагнитные вентили, и, наобо-
рот, отключать электровентильное устройство,
Простейшая схема мягкого тормоза (фиг. 8)
осуществляется при помощи описанного выше
тройного клапана Вестингауза. Камеры М и N
сообщаются между собой малыми отверстиями
Cj и с2, размеры которых подбираются так,
чтобы при заданном темпе медленной разрядки
магистрали 4 (для проверки степени нечув-
ствительности тормоза) расход воздуха из ка-
Фнг. 7. Схема электропневматического тормоза Казанцева Б.
когда работает воздушный тормоз, например.
в случае порчи электрической цепи или при
разрыве поезда.
Электромагнитный вентиль 6 при кране
машиниста поддерживает давление над урав-
нительным поршнем и этим парализует ра-
боту последнего при электропневматическом
торможении.
Дополнительные свойства автотормозов.
Кроме деления по принципу действия на
указанные выше три класса, тормоза делятся
по характеру получаемого эффекта на под-
классы: А — мягкие, В — жёсткие, С — полу-
жёсткие. D — скородействующие и Е — мед-
леннодействующие.
Мягкий тормоз характеризуется следу-
ющими признаками: 1) тормоз не приходит
в действие, если разрядка магистрали проис-
ходит с небольшой скоростью; 2) тормоз при-
ходит в действие при разрядке магистрали
с достаточной скоростью; 3) нормальная ра-
бота тормоза возможна при любом зарядном
давлении; 4) тормоз обладает лёгким отпуском,
т. е. всегда полным, начинающимся уже при
небольшом повышении давления в магистрали.
Нормы, обеспечивающие соблюдение п. 1
и 2, приведены ниже (см. стр. 731).
меры N (показан стрелками) происходил, не
вызывая сдвига с места поршня 1 и его зо-
лотника 2, удерживаемых трением. В этом
Фиг. 8. Схема мягкого тормоза системы Вестингауза.
случае торможения не происходит. При более
быстром темпе снижения давления в маги-
страли (для проверки степени чувствительности
тормоза) поршень 1 вместе с золотником 2
перемещается при любом зарядном давлении,
и торможение начинается.
С момента начала торможения, силу кото-
рого машинист регулирует величиной сниже-

ГЛ. XXIII]
СОВРЕМЕННЫЕ АВТОТОРМОЗА
713
ния давления в магистрали, условие нечув-
ствительности отпадает, и вступает в силу
требование чувствительности, диктующее по-
лучение дальнейших ступеней торможения при
небольших снижениях давления в магистрали
порядка 0,2 am.
Такая высокая степень чувствительности
достигается вступлением в действие клапана 3,
закрытие и открытие которого требует и
меньшего хода поршня, и меньшего усилия;
сдвинутый же при первой ступени торможе-
ния в положение, показанное ранее, на фиг. 5,
золотник 2 в дальнейшем остаётся на месте,
причём его канал т тогда совпадает с кана-
лом п.
Для такой раздельной работы — сначала зо-
лотника, а потом клапана — предусмотрен
мёртвый (свободный) ход г золотника в рамке
поршня.
Клапан 3 (или применяемый зачастую вместо
него маленький золотник на поверхности боль-
шого) называется уравнительным, так
как он открывает выход воздуху из камеры N
в тормозной цилиндр (или в другое место)
лишь до тех пор, пока давления в камерах N
и М не уравняются, после чего поршень 1
под влиянием дальнейшего падения давления
делает небольшой обратный ход, не сдвигая
золотника, но заставляя клапан 3 закрыть
выпуск воздуха из камеры N, т. е. создавая
положение перекрыши.
Лёгкость отпуска тормоза обеспечивается
тем, что поршень 1 требует для своего обрат-
ного перемещения в исходное положение срав-
нительно небольшого повышения давления
в магистрали (на 0,2—0,3 am), после чего весь
воздух из тормозного цилиндра уходит в ат-
мосферу в течение времени, зависящего от
размера выпускного отверстия.
Жёсткий тормоз отличается тем, что
нормальная работа его обеспечена лишь при
одном вполне определённом зарядном давле-
попадая в камеру М между диафраг-
мами 7 и 2, создаёт силу противодействия
пружине 5, рассчитанной на давление в ка-
мере М 5 am; при большем давлении пружина
допускает перемещение стержня 6, связыва-
ющего все три диафрагмы, влево; при давле-
нии ниже 5 am диафрагмы перемещаются
вправо, и стержень 6 толкает клапан 4, кото-
рый пропускает воздух из запасного резер-
вуара в тормозной цилиндр в количестве, ка-
кое требуется для создания давления на диа-
фрагму 3, уравновешивающего систему. Таким
образом в тормозном цилиндре создаётся да-
вление, соответствующее величине снижения
давления в магистрали и не зависящее от
темпа этого снижения.
Недостатки жёстких тормозов — затрудни-
тельность формирования и отправления поез-
дов и в особенности маневров на промежу-
точных станциях, возможность подтормажива-
ния поезда на подъёмах в случае падения
давления пара в котле.
Полужёсткий тормоз отличается от
мягких тормозов только тяжёлым отпуском,
первые же три из четырёх характерных для
мягкого тормоза признаков целиком распро-
страняются и на полужёсткий тип.
Примером полужёсткого тормоза может
служить старый тормоз Матросова, у кото-
рого, как и у всех прямодействующих тор-
мозов, полный отпуск наступает лишь тогда,
когда давление в магистрали полностью вос-
станавливается, что и отвечает понятию „тя-
жёлый отпуск".
Скородействующий тормоз при
помощи ускорителя даёт ускорение распро-
странения тормозной волны, а чем больше её
скорость, тем выше допустимая скорость на-
полнения тормозных цилиндров, без наруше-
ния плавности торможения.
Фиг. 9. Жесткий тормоз Казанцева А-п-1.
Фиг. 10. Схема скородействующего тормоза Веетингауза.
нии независимо от темпа зарядки и разрядки
тормозной магистрали. Из четрёх перечислен-
ных свойств мягкого тормоза этот тип обла-
дает лишь вторым.
На фиг. 9 дана схема жёсткого тормоза
А-п-1 Казанцева, применяющегося на За-
кавказских железных дорогах в поездах для
перевозки нефти. Воздух из магистрали,
Такой двойной выигрыш обеспечивает воз-
можность получения очень эффективного
экстренного торможения поезда.
На фиг. 10 изображена схема скородей-
ствующего тормоза Вестингауза. Быстрое па-
дение давления в магистрали (при её сообще-
нии широким отверстием с атмосферой при
посредстве крана машиниста на паровозе) за-

714
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
•ставляет магистральный поршень 1 и золот-
ник 2 у ближайшего к паровозу тройного
клапана быстро переброситься в крайнее по-
казанное на схеме положение. В результате
воздух из запасного резервуара направляется
не прямо в тормозной цилиндр, а к ускори-
тельному поршню 4, заставляя его открыть
клапан д; при этом нижний клапан 6 подни-
мается напором воздуха из магистрали (при
длинной магистрали, несмотря на сообщение
её с атмосферой, давление в ней падает со
скоростью около 1 ат\сек, так что в течение
первых секунд оно ещё значительно). Открыв-
шиеся клапаны 5 и 6 дают проход воздуху из
магистрали в порожний цилиндр, что вызывает
резкое увеличение падения давления в маги-
страли; это падение действует с новой силой
на следующий тройной клапан и т. д, как это
показано диаграммой фиг. 11. Из диаграммы
видно, что в точках a, b и с давление в ма-
рагп a b
О 12 3 4 5 6 7 8 9 сек
Фиг. 11. Диаграмма экстренного торможения.
гистрали резко падает вследствие захвата воз-
духа тормозными цилиндрами, давления в ко-
торых в свою очередь скачкообразно подни-
маются.
В поезде, состоящем из 20 вагонов, время
распространения тормозной волны, как по-
казывает диаграмма, составляет всего
2,7 сек.
Как только давление в тормозном цилиндре
уравнивается с давлением в магистрали, ниж-
ний клапан 6 захлопывается (см. фиг. 10), не
давая воздуху обратного выхода, ибо давле-
ние в магистрали продолжает падать. Даль-
нейшее поступление воздуха в тормозной ци-
линдр происходит из запасного резервуара
через отверстие / в поршне ускорителя с та-
ким расчётом, чтобы общее время наполнения
его составляло 7—8 сек. *
Медленнодействующий тормоз
не имеет в своём воздухораспределителе при-
способлений для экстренной дополнительной
разрядки магистрали и не может столь быстро
распространять тормозную волну. Соответ-
ственно в условиях длинных товарных поездов
для плавного торможения время наполнения
тормозных цилиндров устанавливается боль-
ше по сравнению со скородействующими
тормозами по крайней мере в два - три
раза.
Тормоза этого типа, как, например, старый
тормоз Матросова, обычно предназначаются
для товарных поездов, у которых преобла-
дает ручная вагонная сцепка, не выдержи-
вающая сильных реакций.
ЛОКОМОТИВНОЕ ТОРМОЗНОЕ
ОБОРУДОВАНИЕ
Воздушное оборудование. На железных
дорогах СССР в эксплоатации имеются три
вида локомотивов: паровозы, электровозы и
тепловозы, разделяющиеся в свою очередь на
товарные и пассажирские.
Существенных различий в тормозном обо-
рудовании всех этих локомотивов нет. Это
оборудование показано на общих схемах
(фиг. 12-М), причём обозначения под фиг. 12
распространяются и на фиг. 13 и 14.
Паро-воздушный насос 1 на паро-
возе (мотор-компрессор на электровозе, осе-
дизельный компрессор на тепловозе) предна-
значается для питания тормозной системы
сжатым воздухом.
На фиг. 15 показан двухступенчатый трёх-
цилиндровый осевой компрессор для тепло-
возов (Ярославский тормозной завод). Первая
ступень сжатия осуществляется двумя боко-
выми цилиндрами, вторая ступень — одним
средним цилиндром Компрессор рассчитан
на сжатие воздуха до 10 am. Вал компрессора
имеет продольно-осевую связь с валом дизеля;
число оборотов от 250 до 800 в минуту, Поо-
изводительность в первом случае 1750 aJmuh.
во втором -- 5000 ajmuh при затрате мощно-
сти около 50 л. с. Вес компрессора 635 кг.
За компрессором находится холодильник для
охлаждения воздуха между первой и второй
ступенями.
На фиг. 16 и 17 показаны разрезы и габа-
ритные размеры компаунд-насоса системы
Руденко (Московский тормозной завод). Про-
изводительность насоса около 2500 л/ман
атмосферного воздуха (при давлении пара 11 am
и постоянном противодавлении воздуха в глав-
ном резервуаре 7—8 am). Насос приспособлен
для перегретого пара с учётом некоторого
охлаждения его в паропроводе между камерой
пароперегревателя и насосом. Вес насоса
550 кг.
Мотор-компрессор для электровозов (Яро-
славский тормозной завод) имеет производи-
тельность 2100 л/мин атмосферного воздуха;
сила тока 12 а, напряжение 1500 в, вес ком-
прессора 1500 кг.
Регулятор хода паро-воздушного насоса
отсекает пар, когда в главном резервуаре
достигнуто давление, на которое установлен
регулятор (обычно 7—8 am); он связан
трубкой с главным резервуаром (разрез —
фиг. 18).
На фиг. 19 показан двухрежимный регу-
лятор с двумя пружинными головками — одна
регулируется на низшее, а другая на высшее
давление; первая соединяется трубкой с кра-
ном машиниста, вторая — с главным резервуа-
ром. При поездном положении рукоятки крана
машиниста, когда тормоза отпущены, регу-
лятор под действием головки низкого давле-
ния заставляет насос поддерживать пони-
женное давление (примерно 6 am), при
тормозном же положении рукоятки регу-
лятор под действием головки высокого
давления заставляет насос поднять давле-
ние в главном резервуаре до 8 am, что
необходимо для успешного отпуска тор-
мозов.

Узел Л
бинированный; 13 — концевые краны; 14 — разобщительные краны; 15— гибкие соединительные рукава; 16 — выпускной к
вуар объёмом 50 л; 18 — нагнетательная труба; 19 — соединительная труба; 20 — напорная труба; 21 — трубки регулятора
23 тормозные трубы

Фиг. 13. Схема тормозного оборудования электровоза (обозначения те же, что на фиг. 12).

ГЛ. XXIII]
ЛОКОМОТИВНОЕ ТОРМОЗНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
717
Фиг. 14. Схема тормозного оборудования тепловоза (обозначения те же, что на фиг. 12)
Г <Sl\^V|\S>'S4\S4444S44\444\\4\N\N4\\\444V.S\4\4\4\S\jS'
Фиг. 15. Осевой компрессор для тепловозов

718
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
При мотор-компрессорах ставятся элек-
трические регуляторы, настроенные на ши-
рокий диапазон изменения давления в глав-
ном резервуаре для пуска и остановки
компрессора; так, при давлении воздуха в
главном резервуаре 6,5 am он пускается в ход,
а при 8 am останавливается. Этот режим под-
держивается всё время как в процессе тор-
можения, так и вне его с целью более редких
На тепловозах осе-дизельный компрессор
при достижении в главном резервуаре давле-
ния 8 am прекращает подачу воздуха, не оста-
навливаясь, т. е. работая вхолостую, вслед-
ствие подъёма и удержания всасывающих кла-
Фиг. 16. Разрез компаунд-насоса системы Руденко МТЗ: 1 — паровой цилиндр высокого давления; 2 — паровой
цилиндр низкого давления; 3 — воздушный цилиндр низкого давления; 4 — воздушный цилиндр высокого давления.
пусков во избежание обгорания контактов без-
реостатного рубильника и для более лёгкого
трогания с места компрессора при меньшем
давлении. Такой регулятор показан на фиг. 20.
Он связан трубкой с главным резервуаром
и управляет ходом компрессора при посред-
стве цепи управления (напряжение 50 б) и
электропневматических вентилей, установлен-
ных на пусковом рубильнике.
панов в открытом положении при помощи осо-
бого разгрузочного поршневого регулятора,
связанного трубкой с главным резервуаром.
Главные резервуары имеются на
каждом локомотиве в количестве двух или
больше при общей ёмкости не менее 1 лф. В
них нагнетаемый компрессором сжатый воздух
охлаждается, выделяет лишнюю влагу и далее
используется для тормозных операций.

ГЛ. XXIII]
ЛОКОМОТИВНОЕ ТОРМОЗНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
713
Фиг. 17. Габаритные р.азмеры компаунд-насоса Руденко МТЗ.
щ
Фиг. 18. Регулятор хода насоса (однорежимный).
Фиг. 19. Регулятор хода насоса (двухрежимный).

720
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
Кран машиниста системы Казанцева
для товарных паровозов изображён на фиг. 22,
системы Вестингауза для пассажирских паро-
Фиг. 20. Регулятор давления воздуха в главных
резервуарах электровозов.
Центробежный воздухоочисти-
тель, показанный на фиг. 21, сообщая вихре-
вое движение воздуху, отделяет от него
примеси влаги и масла. Чтобы при быстрых
движениях воздуха скопившаяся внизу грязь не
увлекалась обратно, в горлышке между ниж-
ней камерой и верхней на стержне свободно
Фиг. 21. Центробежный воздухоочиститель
(для локомотивов).
подвешен зонтик, поднимающийся кверху (как
показано штриховой линией) вследствие вих-
ревого движения воздуха и связанного с этим
падения давления. Нижняя камера снабжена
краном для спуска воды.
Воздухоочиститель с винтовым патруб-
ком в верхней части применять не следует
из-за громадного сопротивления движению
воздуха, а отсюда и плохой его очистки, по-
скольку воздух от трения нагревается и не
выделяет влаги.
Фиг. 22. Кран машиниста системы Казанцева.
возов — на фиг. 23 и 24. Последний снаб-
жается малым градационным резервуаром
объёмом 8 л. Разработан также единый уни-
версальный кран машиниста.
Кольцо для трубы f"
Фиг. 23. Кран машиниста системы Вестингауза.
Дополнительный кран машини-
ста обыкновенный (фиг. 25) или универсаль-
ный системы Шавгулидзе (в стадии испыта-
ния) служит для управления только прямо-
действующим тормозом паровоза и тендера
(или другого локомотива). В основном он

ГЛ. XXIII]
ЛОКОМОТИВНОЕ ТОРМОЗНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
721
предназначается для независимого торможения
их в пути и в особенности для быстрых оста-
новок паровоза на деповских путях, на кругу,
на стойле под гидравлический кран и т. п.,
Фиг. 24. Питательный клапан к крану
машиниста системы Вестингауза.
где автоматический тормоз, в особенности то-
варный, не может достаточно быстро реали-
зовать тормозную силу.
Фиг. 25. Дополнительный кран машиниста.
Манометр (с двумя стрелками) пока-
зывает давления в главном резервуаре и ма-
гистрали. При наличии дополнительного крана
машиниста ставят второй манометр (с одной
46 Том 13
стрелкой), показывающий давление в тормоз-
ных цилиндрах.
Воздухораспределитель Матро-
сова для товарных локомотивов (фиг. 26) ста-
Фиг. 26. Воздухораспределитель системы Матросова.
вится на кронштейне рабочей камеры (фиг. 27),
к которой подводятся трубы от магистрали,
запасного резервуара и тормозного цилиндра.
Воздухораспределитель снимается с крон-
штейна без разборки труб.
Воздухораспределитель системы Вестингауза
для пассажирских паровозов, или иначе трой-
ной клапан № 5 (фиг. 28), держится обычно
-225
Фиг. 27. Рабочая камера с воздухораспределителем
системы Матросова.
на трубах без дополнительных креплений.
Разработан также советский универсальный
воздухораспределитель системы Матросова
для товарных и пассажирских поездов.

722
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
(РАЗД. IV
Клапан максимального давле-
ния применяют для ограничения давления
в тормозных цилиндрах прямодействующего
птп
К тормозному цилиндру
Фиг. 28. Тройной клапан № 5 паровоз-
ный.
ключательный и максимального давления
(фиг. 29 и 30) не ставятся.
Тормозные цилиндры. Недостаток
тормозных цилиндров прежних конструк-
ций заключается в том, что полости их
со стороны штоков не защищены от за-
грязнения пылью, что требует частого возоб-
новления смазки, а следовательно, трудоёмкой
операции разборки и выемки поршня. В ка-
честве примера на фиг. 31 изображена более
совершенная конструкция тор-
мозного цилиндра.
Краны двойной тяги
применяются для отъединения
крана машиниста Вестингауза
от главного резервуара, а крана
машиниста Казанцева от маги-
страли.
Блокировочные вен-
тили для электровоза с ре-
генерацией показаны на фиг. 32.
Нагнетательную тру-
б у, соединяющую воздушный
компрессор с первым глав-
0т тормоз-
ного крана\
Фиг. 29. Клапан макси-
мального давления.
Фиг. 30. Переключатель-
ный клапан.
тормоза (фиг. 29), используя воздух главного
резервуара.
Переключательный клапан
(фиг. 30) предназначается для отключения
ным резервуаром, с целью охлаждения воздуха
следует брать длиной не менее 10 м (охла-
ждающая петля), а во избежание закупорки
при замерзании выделяющейся из нагнетае-
Фиг. 31. Новая конструкция тэрмозного цилиндра.
воздухораспределителя при работе дополни-
тельного тормоза или для отключения допол-
нительного крана машиниста при работе авто-
матического тормоза; при наличии вспомога-
тельного крана машиниста системы Шавгу-
лидзе (вместо обыкновенного) клапаны пере-
мого воздуха влаги диаметр её должен быть
не менее 50 мм.
Соединительная труба (вторая
охлаждающая петля) связывает между собой
два главных резервуара; для дальнейшего
охлаждения воздуха и эту трубу рекомен-

ГЛ. XXIII)
ВАГОННОЕ ТОРМОЗНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
723
дуется делать удлинённой до 8—10 м при диа-
метре 45—50 мм.
Напорная труба соединяет главный
резервуар с основным и дополнительным кра-
Таблица 1
Спецификация тормозных приборов
для оборудования пассажирских вагонов
К тормозному ци/шндру
Фиг. 32. Блокировочный вентиль для электро-
воза с регенерацией.
нами машиниста, диаметр её равен 25,4 мм.
Отдельные составные части магистрали пока-
заны на фиг. 35.
ВАГОННОЕ ТОРМОЗНОЕ
ОБОРУДОВАНИЕ
Схема расположения оборудования пасеа-
жирских вагонов показана на фиг. 33, услов-
ные номера и количества даны в табл. 1.
Наименование приборов
Количе
ство на
1 вагон
Условный
номер
Кондукторский стоп-
кран 3U" *
Запасной резервуар:
ЗООХ 590 C8 л) ...
ЗООХ*21? <78 л) . . .
Отпускной клапан . . .
Тормозной цилиндр:
10"
14"
Скородействуюишй
тройной клапан
То же
Пылеловка центробеж-
ная
Пылеловка-тройник . .
Концевой кран системы
Матросова
Резиновый соедини-
тельный рукав
381А
ГОСТ 1561-42
205АВ
426
436
217
219
465
33/У
392/У
* В дальнейшем предполагается ставить стоп-кран на
коротких отростках магистрали под вагоном с приводом
рукоятки вовнутрь вагона.
Расположение тормозного оборудования
товарных вагонов показано на фиг. 34, данные
о нём приведены в табл. 2,
[^>Место для постановки
^ манометрод при испытан.
Фиг. 36. Схема расположения тормозного оборудования
на пассажирском вагоне (Веетингауз).

724
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
Места для послпаноВ-
Ни манометров при
испытании
Фиг. 34. Схема расположения тормозного оборудования
на товарном вагоне (Матросов).
11
Таблица 2
Спецификация тормозных приборов
для оборудования товарных вагонов
Наименование приборов
Воздухораспределитель
серии М
Двойной отпускной кла-
пан
Рабочий резервуар . .
Кондукторский стоп-
кран а./'*
Запасной резервуар:
300X470 C0 Л) ¦ • • •
300X860 E5 л) . . . .
Тормозной цилиндр:
10" . . . •
14"
Пылеловка центробеж-
ная • . . .
Разобщительный кран
V."
Пылеловка-тройник . .
Концевой кран системы
Матросова
Резиновый соедини-
тельный рукав
Условный
номер
320
32/М
1-МФ
163/У
ГОСТ 1561-42
425
435
383АВ
470
33
392
Количе-
ство на
1 вагон
запасные резервуары, характеристики кото-
рых даны в табл. 3.
Таблица 3
Типовые запасные резервуары (ГОСТ 1561-42)
Для
каких
тормоз-
ных
цилин-
дров
8"
ю"
12"
ч"
Для тормозов
Вестингауза
Объём в л
24
38
55
78
Габариты в мм
Диа-
метр
25°
Зоо
Зоо
Зоо
Длина
550
59°
86о
I2IO
Матросова
Объём в л
20
Зо
44
55
Габариты в мм
Диа-
метр
25°
Зоо
Зоо
Зоо
Длина
45о
47°
7оо
8бо
* Кондукторский стоп-кран ставится на вагонах с пло-
щадкой на коротких отростках магистрали с приводом
рукоятки на площадку.
Элементы тормозной магистрали и её от-
ростка к воздухораспределителю или тройному
клапану показаны на фиг 35.
В зависимости от диаметра выбранного
тормозного цилиндра ставятся стандартные
РЫЧАЖНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Рычажная передача увеличивает силу, вос-
принимаемую ею от тормозного цилиндра или
от рукоятки винта ручного тормоза, и рас-
пределяет эту силу равномерно между всеми
тормозными колодками.
Основные коэфициенты. Отношение
суммы сил нажатия тормозных колодок (при-
нимая условно к. п. д. рычажной передачи
равным единице) к величине силы, развивае-
мой поршнем тормозного цилиндра или рукой
тормозилыцика на рукоятке винта ручного
тормоза, называют передаточным числом п.
На практике оно бывает от 4 до 8, иногда
и более. Чем меньше передаточное числе, тем
реже приходится стягивать рычажную пере-
дачу, т. е. регулировать по мере износа тор-
мозных колодок.

Вид по стрелке Д
Отросток магистрали с
Для пассажирски*
вагоноб f'mpc/б
/
Для товарных
вагонов '/г'труб
Расстояние
трубы от продоль
мой оси вагона
250-300 им
вправо
Грани пой Нлю
38м
Фиг. 35. Элементы тормозной магистрали на вагоне: 1 — соединительные головки рукавов; 2 — концевой кран Матросова; 3 — разобщительный кран; 4 — пылеотделяющий
тройник отростка магистрали; 5а — соединение отростка магистрали с тройным клапаном; 56 — соединение отростка с воздухораспределителем Матросова; 6 — центро-
бежная пылеловка; 7 — кондукторский кран; 8— тройник; 9 — муфта.

726
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
Отношение величины максимального на-
жатия всех тормозных колодок данной тор-
мозной единицы к величине давления тормоз-
ных осей её на рельсы при порожнем состоя-
нии называется коэфициентом нажатия тор-
мозных колодок 8. Чрезмерно большой коэфи-
циент нажатия тормозных колодок опасен в
отношении заклинивания и скольжения колёс
по рельсам, называемого юзом. При малой
скорости на коротком расстоянии юз не опасен,
но если юз происходит в начале торможения
и при высокой скорости, то от этого умень-
шается тормозной эффект на большом пути и
портятся колёса.
Рекомендуется принимать следующие коэ-
фициенты нажатия колодок 8 (отнесённые к
давлению тормозных осей порожней тормоз-
ной единицы на стоянке): четырёхосный то-
варный вагон — 0,6, пассажирский, находя-
щийся под постоянным наблюдением провод-
ников, — 0,7, паровозы (учитывая неполное
уравновешивание движущих механизмов) —
0,5—ОД тендеры (всегда нагружённые) —0,9,
электровозы и тепловозы — 0,6—0,7.
Угол подвешивания колодок. Тормозные
колодки с их башмаками должны быть под-
вешены так, чтобы при отпущенном тормозе
во время тряски они не приближались к ко-
лёсам, а наоборот, сохраняли определённый
допускаемый рычажной передачей одинаковый
для всех колёс зазор.
Кроме того, требуется удовлетворить ещё
второму условию, состоящему в том, чтобы
перемена направления вращения колёс по
возможности меньше влияла на расчётную
величину нажатия.
Эти два условия диктуют следующие пра-
вила подвешивания тормозных колодок
(фиг. 36): 1) колодки должны нажимать на
Фиг. 36. Условия подвешивания тормозных коло-
док у вагонных колёс-
колёса несколько ниже (а не менее 40 мм)
уровня центра колёс; 2) направление подвесок
тормозных колодок (по линии, проходящей
через центры верхнего и нижнего валиков)
должно быть перпендикулярно главным ра-
диусам колёс (радиусам, проходящим через
середины колодок).
Так как по мере износа колодок и бан-
дажей этот угол меняется, то приходится
относить его к среднему случаю, т. е. к полу-
изношенному состоянию колодок и колёс.
Практически этот износ можно принять для
колодок и бандажей по 25 мм.
Правильная работа колодки зависит также
от длины подвески. Практически длина под-
вески должна быть не меньше 0,7 радиуса
нового колеса.
Указанные условия подвешивания колодок
не всегда выполнимы, в особенности на локо-
мотивах. В этих случаях нажатие колодок на
колёса во время хода будет зависеть не
только от тормозного цилиндра, но и от силы
трения, дающей положительный или отрица-
тельный добавочный компонент силы нажатия.
На фиг. 37 показан такой общий случай под-
Фиг. 37. Определение нормального нажатия
колодок.
вешивания колодки, когда угол р не равен
прямому углу. На этой фигуре сила действия
на тормозную колодку со стороны рычажной
передачи принимается горизонтальной.
Сила действия на тормозную колодку со
стороны рычажной передачи Х\ вызывает
нормальное нажатие на колесо или равную
и противоположную ему силу реакции X; Ху
иг — соответственно сила трения и реакция
подвески на колодку, возникающие вслед-
ствие вращения колеса по направлению
стрелки.
Проектирование полученной системы сил
(без учёта малой величины Ь) на оси ? и т]
даёт
sin (я + g)
sin p ±
B)
Знаки плюс и минус берутся в зависимо-
сти от направления вращения против или по
часовой стрелке для колодки, подвешенной
справа, или наоборот — для колодки, подве-
шенной слева.
При выполнении второго (см. фиг. 36)
правила подвеса колодки (угол 9= 90°) фор-
мула B) принимает вид
X =
cos я.
Схемы и конструкции рычажных пере-
дач. На фиг. 38 изображена рычажная передача
паровоза при следующих ориентировочных
данных: нагрузка на оси 22 т, сцепной вес 110т,
нажатие колодок 55 т E0%), тормозные ци-
линдры 14" (диаметр 355,6 мм, площадь 995 ем2),
максимальное давление в тормозных цилин-
драх 4 am, сила от двух тормозных цилиндров

Вид по
стрелке Л
ч?Т\Ъ1 г
Шарнирная предо-
хранитель ная
петля
Фиг. 38. Рычажная тормозная передача паровоза.

728
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
4- 995 • 2 = 7960 кг, передаточное число
55000 _ „
¦ 7QPr. = 7, нажатие пары колодок на ось llm.
Рычаги, тяги и балки расположены в нижней
горизонтальной плоскости из-за недостатка
места выше, в междурамном пространстве.
Главные передаточные рычаги на переднем
валу служат для изменения направления
лодки (фиг. 40). С целью увеличения пробега
между обточками колёс локомотивов и ваго-
нов можно применять фасонные (гребневые)
тормозные колодки (фиг. 41).
Обыкновенные тормозные колодки пока-
заны на фиг. 42.
На фиг. 43 изображена схема рычажной
передачи четырёхосного товарного вагона
Фиг. 39. Схема рычажной передачи электровозов серий СС-10 и ВЛ.
тяги тормозных цилиндров и выигрыша
в силе, остальные рычаги являются распреде-
лительными и конструируются с таким расчё-
том, чтобы на все тормозные колодки дей-
ствовали одинаковые силы. Подвески тормоз-
ных колодок работают так же, как рычаги,
дающие добавочный выигрыш в силе.
Чтобы поперечные балки были все одинако-
выми и достаточно лёгкими, силы к ним при-
кладывают возможно бли-
же к концам и на одина-
ковых от них расстояниях.
Преимущественное
направление движения
с односторонним нажатием тормозных коло-
док; будучи менее выгодным, чем двухсто-
роннее нажатие, оно допу-
щено потому, что тележки
товарных вагонов для лёг-
кости не имеют рам, к ко-
торым можно было бы под-
вешивать наружные ко-
лодки. Передаточное число п
такой рычажной передачи
(а по аналогии и всякой
другой) вытекает из равен-
ства
Х-
г. ас
Р —ry cos a,
аи
т. е.
kX
ас
Id
cos a,
Фиг. 42. Обыкно-
венная тормозная
колодка: 1 — баш-
мак; 2 — чека; 3 —
колодка.
Фиг. 40. Асимметричная
тормозная колодка.
Фиг. 41. Фасонная
(гребневая) колодка.
На некоторых локомотивах из-за недо-
статка места приходится выносить тяги,
а также передаточные и распределительные
рычаги наружу, как показано на фиг. 39.
Чтобы тормозные колодки изнашивались
равномерно, у локомотивов/ имеющих перед-
ний ход (преимущественное направление дви-
жения), можно применять несимметричные ко-
где k — число пар колодок; в данном случае
для всего вагона k — 4.
Конструкция триангеля с колодками, под-
весками и рычагом для рассматриваемой
схемы рычажной передачи показана на фиг. 44.
Поддерживающие угольники 2, прикреплён-
ные к люлечной балке /, не дают триангелю
вывёртываться и в то же время предохра-
няют от падения его на путь в случае обрыва
подвесок или выпадения валиков. Тяга 3 идёт
к тормозному цилиндру. Вообще все подве-
шенные части рычажных передач должны
быть защищены поддерживающими петлями
и скобками от случайного падения на путь,
как это видно на фиг. 45. Когда такие предо-
хранители расположены очень низко (ме-
нее 200 мм от головки рельса), они должны
быть гибкими или шарнирными (см. фиг. 38).

ГЛ. XXIII]
РЫЧАЖНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
729
Площадь поршня-и
/
/ ; \ Давление
x-HWkamue 2-х колодок
Фиг. 43. Схема рычажной передачи четырёхосного товар-
ного вагона.
Фиг. 44. Триангель с тормозными колодками
четырёхосного товарного вагона.
Х>
I \л*
Фиг. 45. Тормозная передача четырёхосного пассажирского вагона.
C////////T
Фиг. 46. Замок концевого регулятора рычаж-
ной передачи.
Фиг. 47. Концевой регулятор рычажной передачи.
я?" ' ' __-_^- С
3 I Е?Ц'
I—.¦
-f-
///
Фиг. 48. Аппарат промежуточного регулятора рычажной Фиг. 49. Промежуточный регулятор рычажной пере-
передачи, дачи на вагоне.

730
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
Для стягивания (регулирования) рычажных
передач по мере износа колодок должны быть
предусмотрены запасные отверстия на шар-
нирных концах тяг. Для быстрого стягивания
применяются приспособления, устанавливае-
мые на концах вагонов или тендеров (фиг. 46
и 47) или такого же типа промежуточные при-
способления / (фиг. 48 и 49). В обоих случаях
достаточно потянуть до отказа за рукоять 2
и толкнуть обратно, после чего зазор допу-
скаемой минимальной величины у тормозных
колодок установится сам собой.
Когда после ряда регулировок весь запас
хода аппарата окажется израсходованным, он
выключается (на фиг. 46 — поворотом ру-
коятки, а на фиг. 48 -подъёмом груза за-
щёлки) и ставится в исходное положение;
после этого производится перестановка ва-
ликов рычажной передачи на запасные отвер-
стия. В дальнейшем можно снова пользоваться
регулятором.
МОНТАЖ ТОРМОЗНОГО
ОБОРУДОВАНИЯ
Трубопроводы. Трубы должны быть из-
готовлены по ГОСТ 3262-46.
Концы труб должны иметь трубную резьбу
по ОСТ 266 на длине не менее наружного
диаметра при постановке деталей без контр-
гаек и не менее полуторного диаметра при
постановке деталей с контргайками.
Соединительные части (фитинги) должны
быть из ковкого чугуна по ОСТ/НКТП 3525
или железные по ОСТ 3357 — 3368. Торцевые
поверхности муфт, угольников, тройников и
контргаек должны иметь фаски во внутрь
отверстий (для помещения подмотки). Со-
единения труб сваркой впритык не допу-
скаются.
До постановки труб на паровоз, тендер
или вагон они должны быть внутри прочи-
щены металлическим ершом, протягиваемым
до трёх раз, и затем продуты сжатым воз-
духом давлением 7 am.
Запасные резервуары до постановки их
на место необходимо обстучать и продуть
сжатым воздухом.
Монтаж трубопровода. Соедине-
ния труб в местах, не требующих в эксплоа-
тации разборки, допускается производить по-
средством муфты с обваркой её концов.
Соединение, труб, требующих редкой раз-
борки (при капитальных ремонтах), произво-
дится на сгонных муфтах с постановкой контр-
гаек на обоих концах. Допускается подмотка
льна, смазанного графитной пастой или дру-
гим нетвердеющим составом (фиг. 50).
Места труб, требующие в эксплоатации
частой разборки, ставятся на накидных гайках
<; кожаными прокладными кольцами по ОСТ772.
Воздухопроводы к запасному резервуару и
тормозному цилиндру должны быть поста-
влены на сгонах.
Тормозные цилиндры до постановки испы-
тываются давлением 4 am; при этом после
отъединения от источника питания падение
давления не должно быть более 0,1 am
в 3 мин.
Главные и запасные резервуары, не имею-
щие актов об их испытании при изготовлении,
подвергаются до постановки гидравлическому
испытанию: первые — на давление 13 am, вто-
рые — 10 am в течение 3 мин.
Результаты заносятся в технический пас-
порт в виде таблички на резервуаре. Перед
постановкой резервуары продуваются сжатым
воздухом.
Воздухопровод на паровозе должен быть
расположен так, чтобы он не проходил вблизи
горячих мест. Загибы нагнетательной трубы
должны быть сделаны радиусом не менее
250 мм, а присоединение к главному резер-
вуару не должно быть ниже середины его го--
ризонтального диаметра.
Соединительные резиновые рукава испы-
тываются под давлением воздуха 7 am в во-
дяной ванне.
Магистральный воздухопровод должен быть
расположен на расстоянии 250—300 мм от
средней линии локомотива или вагона с. пра-
Фиг. 50. Соединение труб сгонной муфтой.
вой стороны (если стать лицом к лобовой
стенке). Концы труб должны выходить за бу-
ферный брус настолько, чтобы от буферного
бруса до квадрата ручки концевого крана
было расстояние 120—160 мм.
Перед постановкой тормозных приборов
производится тщательная продувка всего
трубопровода.
Правильность сборки и регулировки ры-
чажных передач. Тормозные колодки не
должны выступать за наружные кромки бан-
дажей.
В отпущенном состоянии тормоза все ко-
лодки должны отходить от бандажей, оттяги-
ваться пружинами, и образовавшиеся зазоры
должны быть примерно одинаковыми у верх-
него и нижнего концов колодки и у всех ко-
лёс между собой.
Все валики должны быть зашплинтованы;
валики, расположенные вертикально, должны
быть вставлены головками кверху, а распо-
ложенные горизонтально — головками внутрь
вагона.
Рычажная передача не должна иметь пере-
косов головок тяг в рычагах и отверстиях
для валиков; это проверяется свободными пере-
мещениями всей рычажной системы от руки
после разъединения горизонтального рычага с
головкой штока поршня.
При сборке рычажной передачи ^все шар-
нирные и трущиеся части должны быть сма-
заны.
ИСПЫТАНИЯ ТОРМОЗОВ И ТОРМОЗНОГО
ОБОРУДОВАНИЯ
Под испытанием тормозов подразумевается
испытание определённого типа воздухораспре-
делителя в обособленном состоянии или в
групповой работе, в стационарной или поезд-
ной обстановке.

ГЛ. XXIII]
ИСПЫТАНИЯ ТОРМОЗОВ И ТОРМОЗНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
731
Наряду с этим производятся и приёмочные
испытания всего комплекса тормозного обо-
рудования на локомотиве или вагоне, вклю-
чая тормозной цилиндр, рычажную передачу
и трубопроводы с их арматурой.
Виды испытаний отдельных тормозных
приборов.
1 Индивидуальные испытания одного воз-
духораспределителя или крана машиниста
на особом индивидуальном испытательном
столе.
2. Групповые стационарные испытания в
лаборатории на особой групповой испытатель-
ной станции, представляющей собой поезд в
виде магистрального воздухопровода и опре-
делённого числа тормозных мест без рычаж-
ных передач. Такие же испытания можно про-
изводить и на стоянке в поезде.
3. Путевые или поездные испытания, на ко-
торых производится проверка работы тормоза
в его естественной обстановке во время сле-
дования поезда.
4. Эксплоатационные испытания, при ко-
торых уже проверенный тормоз передаётся
на некоторое время в эксплоатацию под на-
блюдение, для того чтобы окончательно убе-
диться в его пригодности.
Из всех этих видов испытаний наиболее
сложными, дорогими, требующими больших за-
трат времени, являются поездные испытания,
а наиболее простыми — индивидуальные.
В то время как стационарные испытания
позволяют всесторонне изучить свойства испы-
тываемой тормозной системы лишь в отноше-
нии внутренних её качеств, путевые испыта-
ния являются естественной проверкой внеш-
них эффектов тормоза и позволяют удосто-
вериться, достаточно ли надёжно данная си-
стема удовлетворяет эксплоатационным тре-
бованиям и техническим условиям.
Индивидуальные испытания тормозов.
Для индивидуального испытания воздухорас-
пределителей и кранов машиниста существуют
испытательные столы различных конструкций.
Схема такого стола показана на фиг. 51.
Каждый стол представляет собой как бы
отдельную тормозную единицу, снабжённую
краном машиниста, манометрами и приспо-
Место постановки
воздухораспределителя
Фиг. 51. Схема стола для испытания воздухораспредели-
телей Maipocoea.
соблением для регулировки величины выхода
штока поршня тормозного цилиндра.
При испытании воздухораспределителей
определяют время зарядки запасного резер-
вуара от нуля до 5 am (чтобы не терять вре-
мени, зарядку по времени производят до 2 am
после чего быстро доводят давление до 5 am,
открывая кран с), время наполнения тормоз-
ного цилиндра сжатым воздухом до давления
3,5 am и опоражнивания при отпуске. Прове-
ряется также степень чувствительности и не-
чувствительности, для чего создаются соот-
ветственные темпы падения давления в маги-
страли посредством особых вестовых краников
а и Ъ при отъединённом кране машиниста.
Диаметры выпускных отверстий у вестовых
краников равны 0,8 и 2,0 мм при объёме ма-
гистрального резервуара 55 л. Они подобраны
так, что при открытии первого получается
темп падения давления 0,4 am/мин, и воздухо-
распределитель (или тройной клапан) не дол-
жен приходить в действие; при открытии вто-
рого темп падения давления в магистрали со-
ставляет 0,2 am/сек, и торможение должно
начаться не позже чем через 4 сек. Этой про-
бой проверяются установленные границы не-
чувствительности и чувствительности рабо-
ты тормозов, диктуемые условиями эксплоа-
тации.
Указанные измерения производятся посред-
ством манометров и секундомеров или они
могут быть записаны на ленте специального
самопишущего индикаторного прибора, при-
ключённого к определённым точкам испы-
тательного стола при помощи резиновых
трубок.
Групповые стационарные испытания тор-
мозов. Под стационарными испытаниями под-
разумевается испытание тормозов на специ-
альной групповой станции, воспроизводящей
на небольшой площади тормозную магистраль
длинного поезда со всей аппаратурой, при-
борами управления и манометрами для изме-
рений.
Управление всеми тормозами может про-
изводиться с левой или правой фронтовой сто-
роны групповой станции, тогда соответственно
эта сторона будет представлять собой го-
лову, а другая сторона—хвост поезда. Вы-
ходы штоков поршней тормозных цилиндров
во время торможения показывают порядок и
последовательность работы тормоза, т. е. рас-
пространение тормозной волны.
Измеряются периоды зарядки, торможения и
отпуска, время распространения тормозной
волны от крана машиниста до последнего хво-
стового тормоза и т. д.
Технические условия, методы испытаний и
качественные нормы указаны в ГОСТ 1848-42.
Испытание тормозного оборудования на
паровозе. Испытание паро-воздушных насосов
производится при давлении пара в котле
10—11 а т. Пуск насоса производится приот-
крытых спускных кранах для продувки ци-
линдров.
Производительность насосов.
Тандем-насос должен наполнить главный резер-
вуар объёмом 500 л, подняв давление от 2
до 6,5 am в течение 1,5 мин., и компаунд-
насос в течение 45 сек. при указанной ниже
плотности сети.
Плотность напорной сети. Регу-
лятор хода насоса устанавливают на давле-
ние в главном резервуаре 8 am и отъединяют
кран машиниста. После зарядки напорной
сети до указанного давления проверяют плот-
ность. Падение давления по манометру с 7
до 6,5 am должно происходить не менее чем
в 5 мин. при объёме резервуаров 500—750 л,
а при объёме более 750 л продолжительность
падения должна быть не менее 7,5 мин.

732
АВТОМАТИЧЕСКИЕ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫЕ ТОРМОЗА
[РАЗД. IV
Плотность тормозной сети. За-
рядка тормозной сети производится при вклю-
чённых воздухораспределителях или тройных
клапанах до 5,5 am, после чего перекры-
вается кран двойной тяги, и ручка крана ма-
шиниста ставится в первое положение (на пас-
сажирском паровозе) или перекрывается ком-
бинированный кран (на товарном паровозе).
Время падения давления в магистрали по ма-
нометру с 5,5 до 5 am должно составлять не
менее 3 мин.
Плотность тормозного цилиндра
тендера. После зарядки тормоза до 5,2 am
даётся экстренное торможение снижением да-
вления в магистрали до нуля; при этом да-
вление в цилиндре по манометру, установлен-
ному на задней крышке, не должно падать
более чем на 0,1 am в 1 мин.
Действие тормоза. При зарядном да-
влении в магистрали 5,2 am краном маши-
ниста понижают давление на 0,4 am, при этом
воздухораспределители или тройные клапаны
паровоза и тендера (кроме клапанов № 5,
установленных только на экстренное тормо-
жение) должны притти в действие. После 1 мин.
выдержки давление в магистрали понижается
до 3,5—3,0 am. Установившееся давление в
тормозных цилиндрах 3,4—3,8 am для тормоза
Матросова не должно падать больше чем на
0,2 am в 1 мин.; для тормоза Вестингауза не
должно произойти самопроизвольного отпуска
в течение 10 мин.
При постановке ручки крана в поездное
положение тормоз должен отпустить.
Действие вспомогательного тор-
м о з а (на товарном паровозе). При постановке
ручки вспомогательного крана в тормозное
положение давление в тормозных цилиндрах
должно составлять 3,8—4,0 am.
При постановке ручки крана в положение
перекрыши давление в цилиндре с 3,8—4 am
не должно падать более чем на 0,2 am в
1 мин.
Выход штоков тормозных ци-
линдров. Для паровозов устанавливается
выход штока 50—75 мм, для тендеров, обору-
дованных тормозом Матросова, 75—160 мм и
тормозом Вестингауза 100-160 мм.
Испытание плотности воздухопровода
на вагоне. Разобщительный кран к воздухо-
распределителю перекрывается (тормоз Ма-
тросова) или ручка тройного клапана ставится
под углом (тормоз Вестингауза). К одному из
концевых рукавов присоединяется манометр,
а второй рукав соединяется с источником сжа-
того воздуха, на котором установлен разобщи-
тельный кран.
После зарядки воздухопровода до 6,0 am
кран на подводящем воздухопроводе пере-
крывается, и по манометру проверяется врегч
падения давления с 6,0 до 5,5 am. Это время
не должно быть менее 5 мин.
Испытание работы тормозной системы.
На тормозной цилиндр ставится манометр (при
тормозе Матросова манометр ставится также
и на запасной резервуар). Испытание работы
тормоза системы Матросова производится на
гружёном режиме. Производится зарядка до
§fii-am, после чего путём обмыливания про-
веряется плотность постановки воздухораспре-
делителя, выпускного клапана, разобщитель-
ного крана и всех присоединений к магистрали
и запасному резервуару. С помощью кран
машиниста давление в магистрали понижается
на 0,4 am, причём должна получиться первая
ступень торможения. Для тормоза Вестингауза
ручка крана машиниста системы Вестингауза
остаётся в положении перекрыши в течение
10 мин.; за это время отпуска тормоза не должно
быть.
Для тормоза товарного типа давление в ма-
гистрали 4,5—4,6 am поддерживается в тече-
ние 10 мин., при этом также отпуска не должно
быть, затем давление в магистрали снижается
до нуля. При тормозе Вестингауза наблюде-
ние производится за давлением в тормозном
цилиндре: полученное давление в течение 1 мин.
не должно упасть более чем на 0,1 am. При
тормозе Матросова давление в тормозном
цилиндре должно быть не ниже 3,3 am и не
выше 3,8 am, а давление в запасном резервуаре
в течение 1 мин. не должно упасть больше
чем на 0,15 am.
При повышении давления до 4,5—4,6 am
при тормозе Вестингауза и до 4,9 am при тор-
мозе Матросова должен произойти полный
отпуск, а колодки отойти от бандажей.
Режимная упорка распределителя Матро-
сова ставится на порожний режим, за исклю-
чением четырёхосных вагонов с 10" тормозным
цилиндром и двухосных нормальных вагонов
с 8" тормозным цилиндром.
Воздухораспределитель серии М должен
быть запломбирован, а условный номер трой-
ного клапана системы Вестингауза должен
соответствовать тормозному цилиндру и за-
пасному резервуару: для 8" цилиндра — усл.
№ 216, для 10" — усл. № 217, для 12" цилиндра —
усл. № 218 и для 14" цилиндра — усл.
№ 219.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1, Агафонов М. И., Перов А. Н„ Крылов В. И.,
Тормозной справочник, Трансжелдориздат, 1947.
2 К а р в а ц к и й Б. Л., Автотормоз, Трансжелдориздат,
1948.
3. К а р в а ц к и й Б. Л., Общая теория автотормозов,
Трансжелдориздат, 1947.
4. К р ы л о в В. И., Ремонт автотормозов, Трансжелдор-
издат, 1948.
5. НС — Номенклатурный справочник, вып. XII.
„Тормозное оборудование паровозов и вагонов",
МПС.

Замеченные опечатки
Стр.
34
68
125
125
179
227
304
304
311
312
312
312
335
338
338
351
36J
471
473
513
555
636
Строка
1-я снизу,
левая колонка
15-я сверху,
правая колонка
1-я снизу,
правая колонка
2-я снизу,
правая колонка
29-я снизу,
правая колонка
Табл. 2, 3-я графа,
5-я строка снизу
4-я снизу.
левая колонка
5-я снизу,
левая колонка
3-я снизу,
левая колонка
11-я снизу,
левая колонка
10-я снизу.
левая колонка
1-я снизу,
правая колонка
17-я сверху,
правая колонка
7-я снизу,
правая колонка
2-я снизу,
правая колонка
11-я снизу,
левая колонка
9-я снизу,
правая колонка
20-я снизу.
правая колонка
27-я сверху.
левая колонка
Подпись
под фиг. 28
Табл. 4. 1-я и 2-я
строки снизу
5-я снизу,
левая колонка
Напечатано
„2 п1 .
и и
п\®\ Pi
W
R =
Р -
--f-m
0,0064 (г - 1) +0,045 v
+ Q
<7>4,
РъЬ 1
1
2 (k + Su) J
v k + So
ц
с u+aL,
и - 1,25 т«, 4'8;
формуле C4).
1200 кг/см*,
Q sin (a — <p, — <p2) cos tps
F cos (a — (p, — <ps) cos tpa
кольцом 9 и штоком;
1
т
и т W
фиг. 26
а — число
d = 23 мм, s = 30 мм.
направления
внов<вусл- (у"с-у'с) •
Должно быть
4Dl pi
ИИ
2 2
Р -
°а
0,0064 (Z - 1) + 0,045 г-5
V
<? «8.
<7<4,
п h 1 1
+ 2(ft+i'e)Jl
v,. (ft + s0)
с и + щ
« - 1,25 т V «°-8 ;
О 632
формуле -д^- — -тс— .
2000 кг,'см>.
Q cos (a + tpi + <Р») cos <рэ
f sin (a + <f] + ^pa) COS <f,
кольцами 9 и *;
1
12
R - P h
и т 2W
фиг. 24
a — число пар
d = 23 см, s =¦ 30 си,
напряжения
По чьей
вине
Корр.
Авт.
Авт.
Авт.
Авт.
Корр.
Авт.
Авт.
Авт.
Ред.
Ред.
Авт.
Авт.
Авт.
Авт.
Авт.
Авт.
Авт.
Авт.
Авт.
Авт.
Авт.
Энциклопедический справочник ^Машиностроение1', т. 13.