Автор: Исаков П.П.
Теги: оружие вооружение артиллерийско-техническое имущество бронированные машины и специальные средства транспорта стрелковое оружие личное оружие боеприпасы и боевые отравляющие вещества управляемые и неуправляемые ракеты и реактивные снаряды инженерия военная техника военное дело инженерное дело издательство машиностроение серия теория и конструкция танка
Год: 1984
Текст
Экз.' Лг—
Инв. 16503 т
и конструкция
т|анка
первый отд^л А1 .
В 1ЕСЯТ«ИР^Х № £| 4g£
Под редакцией
д-ра техн, наук проф. П. П. ИСАКОВА
Том 4
ВОПРОСЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
ТАНКОВЫХ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
Редакторы тома В. А. Иванов,
канд. техн, наук В. Т. Никитин
Москва «МАШИНОСТРОЕНИЕ» 1984
УДК 623.4.01.4(087.23)
Теория и конструкция танка. — Т. 4. Вопросы проек-
тирования танковых силовых установок. — М.: Машино-
строение, 1984, 348 с.
Книга посвящена вопросам разработки и испытаний силовых
установок военных гусеничных машин, в ней обобщены материалы,
накопленные отраслью более чем за двадцать лет. Приведены
основы теории, расчета и проектирования танковых силовых уста-
новок и их отдельных систем.
Книга предназначена для научных сотрудников и инженеров,
занимающихся созданием и совершенствованием силовых установок
гусеничных машин; она может быть полезна также преподавателям,
слушателям и курсантам военных учебных заведений и студентам
вузов, готовящих кадры соответствующего профиля.
Ил. 179, табл. 32, список лит. 20 назв.
В книге пронумеровано 348 страниц 4- 1 вклейка.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Эффективность военных гусеничных машин (ВГМ), в том числе
танков, зависит от их основных свойств: огневой мощи, живу-
чести и подвижности, взаимосвязь которых учитывается при ком-
поновке машины в целом и влияет на габаритно-массовые пара-
метры ее составных частей.
Подвижность в общем виде характеризует способность гусенич-
ной машины передвигаться при заданных внешних условиях на
конечное расстояние в установленное время.
Анализ показывает, что подвижность танков и, следовательно,
эффективность их боевого использования определяются комплек-
сом конкретных технических параметров шасси, т. е. мощностью
двигателя и другими его характеристиками, потерями в системах
и агрегатах силовой установки (СУ), трансмиссии и ходовой час-
ти, а также эргономическими факторами.
Влияние технических параметров составных частей шасси на
подвижность машины проявляется прежде всего через скорость
движения и запас хода. Установлено, что средняя скорость яв-
ляется функцией удельной мощности, представляющей собой отно-
шение мощности двигателя к массе танка, а запас хода опреде-
ляется топливной экономичностью двигателя, КПД составных час-
тей шасси и количеством возимого топлива.
Таким образом, силовая установка оказывает самое непосред-
ственное влияние на подвижность ВГМ.
Большое значение имеют конструкция и габаритно-массовые
параметры силовой установки. В отечественном танкостроении
принята концепция боевой гусеничной машины, прежде всего танка,
с малогабаритным моторно-трансмиссионным отделением (МТО).
Необходимость повышения удельной мощности вновь создавае-
мых и модернизируемых машин требует поиска новых конструк-
тивных решений и совершенствования характеристик двигателей
и их систем. КБ и НИИ отрасли накопили большой опыт по во-
I
3
просам теории, расчета, проектирования и испытаний как отдель-
ных систем двигателя, так и силовых установок в целом. Однако
отсутствие до настоящего времени материалов, обобщающих этот
опыт, затрудняет создание и совершенствование силовых устано-
вок гусеничных машин. Цель этой книги — восполнить указанный
недостаток.
В ней изложены технические требования к силовым установ-
кам, основные принципы их компоновки в танках и других ВГМ,
дан анализ силовых установок отечественных и зарубежных ВГМ,
показаны тенденции их развития Особое внимание уделено вопро-
сам условий работы двигателей в машине, их характеристикам и
требованиям к ним, поскольку при разработке силовых установок
большое значение имеет выбор двигателя. Двигатель является
комплектующим элементом силовой установки, поэтому вопросы
его теории и конструирования в настоящей книге не рассматри-
ваются.
Основное внимание уделено вопросам теории, расчета и кон-
струирования систем силовой установки, даны рекомендации по
эксплуатации силовых установок в специфических условиях и по
проведению их испытаний.
В книге использованы материалы отраслевой периодической
печати, а также результаты работ КБ и НИИ.
Авторами четвертого тома являются В. В. Антонов, С. П. Бара-
нов, Б. М. Гинзбург, В. С. Дубов, С. Г. Зиновьев, В. А. Иванов,
В. Т. Никитин, А. И. Ферштудт.
4
Глава 1. СОСТОЯНИЕ И ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ
СИЛОВЫХ УСТАНОВОК СОВРЕМЕННЫХ
ВОЕННЫХ ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН
1.1. НАЗНАЧЕНИЕ СИЛОВОЙ УСТАНОВКИ И ТРЕБОВАНИЯ,
ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К НЕЙ
Силовая установка представляет собой совокупность двигателя
и систем, обеспечивающих его функционирование во всех усло-
виях, заданных тактико-техническими требованиями (ТТТ).
Химическая энергия топлива превращается в двигателе в ме-
ханическую, передающуюся через трансмиссию на гусеничный
движитель, с помощью которого происходит перемещение ма-
шины. Основная часть механической энергии затрачивается на
преодоление внешних сил сопротивления движению машины,
а оставшаяся — на компенсацию потерь энергии в системах
СУ, трансмиссии и движителе.
В состав СУ помимо двигателя входят следующие системы:
охлаждения — для поддержания температуры охлаждающей
жидкости и масла двигателя и трансмиссии на заданном уров-
не, а также для стабильной циркуляции охлаждающей жид-
кости;
воздухоочистки — для очистки воздуха, поступающего в дви-
гатель и к отдельным составным частям СУ;
топливная—для размещения, очистки топлива и подачи его
к двигателю;
смазки — для размещения, очистки масла и прокачки его
через двигатель;
пуска двигателя, включающая в себя средства облегчения
пуска;
подогрева — для предпускового подогрева охлаждающей
жидкости, масла двигателя и масла трансмиссии;
выпуска —для отвода отработавших газов от двигателя.
В зависимости от назначения и требований, предъявляемых
к конкретной ВГМ, номенклатура систем, входящих в состав
СУ, может изменяться. Так, в состав СУ ВГМ с газотурбинны-
ми двигателями или ВГМ, которые заведомо будут эксплуати-
роваться в условиях жаркого климата, могут не входить систе-
5
мы подогрева и средств облегчения пуска двигателя. Требова-
ния к СУ составляются с учетом компоновочных особенностей
МТО и общих требовании к В ГМ в целом.
При разработке новых машин необходимо уделять особое
внимание обеспечению высоких боевых свойств, сокращению
времени на подготовку к движению, особенно при низкой тем-
пературе окружающего воздуха, упрощению эксплуатации, об-
служивания и ремонта. В первую очередь, должна быть обеспе-
чена заданная ТТТ удельная мощность ВГМ.
ВГМ эксплуатируются в различных климатических и дорож-
ных условиях, пд9тбму СУ дб'лжМы функционировать без сниже-
ния основных Характеристик1 при следующих условиях эксплуа-
тации:
температура окружающего воздуха, ’С
относительная влажность воздуха
25 °C). %.......................
запыленность окружающего воздуха .
погодные условия...................
пониженное атмосферное давление .
. . от +50 до +*50
(при
. . 98
. . . соответствующая условиям
реальной эксплуатации
любые
. . . соответствующее высоте над
уровнем моря до 3000 м
В соответствии со сложившимися в отечественном танкострое-
нии традициями к составным частям СУ предъявляются следующие
требования: минимальные габаритные размеры и масса; хороший
доступ к отдельным сборочным единицам (агрегатам) СУ, про-
стота их обслуживания и замены. Монтаж и демонтаж СУ в ма-
шине должны осуществляться с минимальными затратами труда
и времени при минимальном количестве инструмента. Перечис-
ленным требованиям отвечает конструкция силового блока, объ-
единяющего двигатель, трансмиссию и системы СУ.
Конструктивное исполнение элементов крепления должно
обеспечивать установку силового блока в корпус машины без
дополнительных регулировочных и подгоночных работ. Продол-
жительность замены блока не должна превышать 2 ч. В то же
время компоновка силового блока должна соответствовать тре-
бованиям агрегатирования, т. е. замена отдельных узлов и си*
стем должна обеспечиваться без демонтажа силового блока.
Замена силового блока должна производиться без слива охлаж-
дающей жидкости, масла и топлива, что обусловливает необхо-
димость использования в системах СУ быстроразъемных соеди*
нений с обратными клапанами.
Для обеспечения заданного запаса хода СУ должна иметь
максимальную экономичность как по топливу, так и по маслу.
Кроме того, должна быть обеспечена возможность эксплуатации
СУ на различных видах топлива.
Надежность СУ (в том числе ремонтопригодность), перио-
дичность и длительность технического обслуживания должны
соответствовать общим требованиям к ВГМ. Составные части
6
СУ должны быть работоспособными (без значительного износа
н поломок) в течение гарантийного срока службы. В настоящее
время гарантийный срок службы СУ определяется гарантийной
наработкой двигателя (не менее 500 ч), а ресурс работы в маши-
не до капитального ремонта без промежуточных переборок
не менее 1000 ч. Для контроля состояния СУ и определения не-
исправностей основные системы и сборочные единицы должны
снабжаться встроенными диагностическими датчиками, показа-
ния которых выводятся на специальные сигнализаторы.
Одним из важнейших требований, обеспечивающих техниче-
скую готовность машины, является время подготовки СУ к при-
нятию нагрузки, которое при температуре окружающего воздуха
до —25°C должно быть не более Змии, а при —40°C - не более
20 мин для поршневого двигателя (ПД) и 3 мин для газотур-
бинного двигателя (ГТД).
В целях пожарной безопасности в СУ следует защитить вы-
сокотемпературные зоны от попадания горючесмазочных мате
риалов (ГСМ), исключить их открытое парообразование и т. д.
К СУ должны быть подключены термодатчики, входящие в про-
тивопожарное оборудование (ППО).
Перечисленные требования к СУ могут быть дополнены
с учетом требований к конкретной ВГМ.
1.2. КЛАССИФИКАЦИЯ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
В зависимости от типа двигателя силовые установки гусенич-
ных машин подразделяются на поршневые, газотурбинные и
комбинированные.
До последнего времени СУ с поршневым двигателем (ПД)
была практически единственной, применяемой в ВГМ. В порш-
невых СУ современных ВГМ наибольшее распространение полу-
чили дизели, имеющие существенные преимущества в сравнении
с другими типами ПД, главными из которых являются высокая
топливная экономичность, большая габаритная мощность, луч-
шие перспективы по форсированию, большая пожаробезопас-
ность.
В последние годы в СССР и за рубежом уделяется большое
внимание газотурбинным двигателям (ГТД), Целесообразность
применения этих двигателей на гусеничных машинах обусловили
следующие основные преимущества: высокие значения габарит-
ной и удельной мощности; легкий пуск при низкой температуре
окружающего воздуха; благоприятная характеристика крутяще-
го момента; малый расход масла; небольшие затраты мощности
на систему охлаждения; малая дымность и токсичность отрабо
тавших газов; малое влияние мощности ГТД на габариты МТО.
В то же время СУ с ГТД присущи и недостатки, сдерживаю-
щие их широкое применение. К ним. в частности, относятся:
худшая по сравнению с дизелем топливная экономичность; боль*
7
шое влияние условий эксплуатации на мощность двигателя; боль-
шой расход воздуха, обусловливающий увеличение габаритов га-
зовоздушных трасс; сравнительно высокая стоимость двигателя.
В комбинированную СУ входят два двигателя, поршневой и
газотурбинный; она должна сочетать в себе положительные
свойства того и другого. На марше в основном работает более
экономичный ПД. В случае необходимости повышения подвиж-
ности подключается ГТД, который обеспечивает также начало
движения машины при низкой температуре окружающего возду-
ха и пуск ПД. Однако комбинированные СУ в связи с более
сложной компоновкой, усложнением ремонта, необходимостью
снабжения различными горюче-смазочными материалами и за-
пасными частями и повышенной стоимостью не получили широ-
кого распространения в ВГМ.
1.3. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ компоновки силовых
УСТАНОВОК
СУ с трансмиссией образует моторно-трансмиссионную уста-
новку (МТУ), которая, как правило, размещается в изолирован-
ном объеме корпуса машины — моторно-трансмиссионном отде-
лении. Объем МТО зависит от типа и конструктивных схем дви-
гателя и трансмиссии, способа их размещения в корпусе маши-
ны, связи двигателя с трансмиссией, конструкции систем СУ.
В то же время основные габаритные размеры МТО определяются
и некоторыми другими факторами. Внутренняя ширина корпуса
машины между бортами, определяющая в большинстве случаев
ширину МТО, зависит от ширины машины и ее массы. Макси-
мальная ширина ВГМ ограничивается возможностью перевозок
по железным дорогам и является общей для всех машин. Внут-
ренняя ширина корпуса современного основного танка составляет
примерно 2000 мм, а легкой ВГМ — до 2250 мм.
Для танков высота корпуса в месте расположения МТО во мно-
гом зависит от габаритов двигателя и, как правило, не превос-
ходит высоту остальной части корпуса, определяемую в сущест-
вующих компоновках положением водителя. Высота корпуса
отечественных танков по всей длине машины — примерно 1000 мм.
У зарубежных танков высота корпуса в месте расположения МТО
существенно больше- до 1400 мм. Для легких плавающих ВГМ
характерна большая высота корпуса, обусловленная необходи-
мостью обеспечения достаточного запаса плавучести и размеще-
ния десанта.
Длина МТО определяется расположением двигателя относи-
тельно продольной оси машины и способом связи его с трансмис-
сией.
Удобство обслуживания, монтажа и демонтажа составных час-
тей МТУ обеспечивается помимо рационального их размещения
применением съемных листов корпуса (крыши над МТО) и люч-
8
ков в перегородке, отделяющей МТО от обитаемых отделений
(моторной перегородке), днище корпуса и крыше.
В поисках наиболее рациональной компоновки были апроби-
рованы различные варианты конструкции МТУ и расположения
МТО в корпусе ВГМ. Например, в период второй мировой войны
широкое распространение получил вариант с размещением СУ
в кормовой, а трансмиссии в передней части корпуса. Такую ком-
поновку имели серийные танки Германии, часть танков США,
Японии и Италии. В настоящее время в ВГМ практически исполь-
зуются только два варианта размещения МТУ: в кормовой части
корпуса (все отечественные и большинство зарубежных танков);
в передней части корпуса (отечественные и зарубежные БМП *
и самоходные орудия).
Основными преимуществами размещения МТО в кормовой
части являются:
благоприятные условия для компоновки отделений управления
и боевого и для придания необходимых углов наклона лобовым
броневым листам;
высокая плотность компоновки МТО;
возможность размещения без особых затруднений откидываю-
щихся или съемных броневых крышек и люков, поскольку корма
корпуса считается менее уязвимой частью машины, чем передняя
часть;
меньшая вероятность поражения ведущего колеса.
К недостаткам кормового расположения МТО можно отнести:
усложненную общую компоновку машины при продольном
расположении двигателя значительной длины (в связи с умень-
шением объемов обитаемых отделений башня смещается в перед-
нюю часть корпуса, что затрудняет расположение люка водителя
и центровку машины);
усложнение системы управления двигателем и трансмиссией
при использовании механических элементов (тяги приводов про-
ходят по всей длине корпуса, что затрудняет эксплуатационную
регулировку).
Уменьшить длину МТО можно поперечным расположением
двигателя относительно оси машины. Хотя при этом в МТУ, как
правило, появляется дополнительный редуктор, связывающий
двигатель с трансмиссией, достигается существенный выигрыш
* БМП — боевая машина пехоты.
2 Зак. 27с
9
в длине и соответственно в объеме МТО в целом (табл. 1.1).
Из данных таблицы видно, что, хотя мощность двигателя тан-
ка Т-72 примерно на 55 % больше, чем танка Т-34, объем МТО
сократился на 16 %. Однако при этом необходимо учитывать,
что существенное уменьшение габаритов МТО было достигнуто
благодаря совершенствованию конструкции составных частей СУ.
Таблица 1.1
Некоторые характеристики МТО отечественных танков с двигателями типа В-2
Показатель Т-34 ТЫ Т-72
Расположение двига- теля Объем МТО, м* Мощность двигателя, кВт Продольное 3.7 368 Поперечное 3,4 382 Поперечное 3.1 575
Представляет несомненный интерес компоновка с поперечным
расположением двигателя между бортовыми коробками передач
(БКП). Ее использование на танке Т-64А позволило создать МТО
объемом всего 2,6 м3 при мощности дизеля 515 кВт, что является
уникальным достижением мирового танкостроения. Это оказалось
возможным благодаря разработке специального танкового двига-
теля с горизонтальным расположением цилиндров, что позволило
разместить системы охлаждения и воздухоочистки непосредст-
венно над ним.
Если длина двигателя соизмерима с его шириной, возможно
создание малогабаритных МТО и при продольном расположении
двигателя. Так, в отечественном танке Т-80 при использовании
БКП и продольном расположении двигателя мощностью 735 кВт
объем МТО составил 2,8 м3 (с учетом трех топливных баков вме-
стимостью около 300 л, размещаемых в МТО).
Расположение МТО в передней части корпуса характерно для
БМП, бронетранспортеров (БТР) и самоходных орудий.
Основными преимуществами такой компоновки являются:
уменьшение длины тяг управления к двигателю и трансмис-
сии, так как МТО в этом случае располагается, как правило,
спереди и справа от водителя;
дополнительная защита десанта при поражении БМП и БТР
с лобовой части (это обстоятельство учитывалось при создании
израильского танка «Меркава», имеющего переднее расположе-
ние МТО).
В самоходных орудиях смещение боевого отделения в кормо-
вую часть корпуса связано с применением длинноствольных пу-
шек и опасностью утыкания их в грунт при преодолении пре-
Ю
пятствий. Кроме того, такая компоновка позволяет быстро загру-
зить сравнительно большой боекомплект.
Основными недостатками переднего расположения МТО яв-
ляются большая вероятность поражения ведущего колеса; услож-
нение компоновки газовоздушных трасс; ухудшение условий ра-
боты экипажа.
На многоцелевых гусеничных шасси в зависимости от их на-
значения МТО может располагаться в передней или кормовой
части корпуса машины.
Как правило, компоновка МТО начинается с размещения дви-
гателя и трансмиссии в отведенном объеме корпуса в соответст-
вии с принятой компоновкой машины в целом. Далее в свобод-
ных объемах компонуются составные части систем СУ и вспомо-
гательные системы, располагаемые в МТО. По возможности все
составные части должны размещаться так, чтобы объем МТО ис-
пользовался наиболее рационально, а это зависит от типа систем
и их конструкции.
Среди всех систем СУ с поршневым двигателем наибольший
объем занимает система охлаждения, поэтому ее конструктивное
исполнение во многом определяет компоновку МТО. Основными
составными частями системы охлаждения являются радиаторы
(водяные и масляные) и в зависимости от типа воздуходувного
устройства вентилятор или эжектор.
При использовании вентиляторной системы охлаждения ра-
диаторы могут устанавливаться как со стороны всасывания, не-
посредственно за входными жалюзи, так и со стороны нагнетания
(за вентилятором). При эжекционной системе радиаторы уста-
навливаются только со стороны всасывания. У двигателей воз-
душного охлаждения радиаторы, как правило, размещаются не-
посредственно на двигателе.
Основной составной частью системы воздухоочистки является
воздухоочиститель. Воздухоочистители следует размещать таким
образом, чтобы воздуховоды имели возможно меныпее сопротив-
ление Известны компоновки, когда воздухоочистители вообще
выносятся из МТО и располагаются на надгусеничных полках
(американский танк М-60А1)
Воздуховоды и газоотводы необходимо располагать так, чтобы
обеспечивался подвод воздуха к воздухоочистителю из зоны
наименьшей запыленности и исключалась рециркуляция отрабо-
тавших газов и подогретого воздуха в двигатель и воздушную
трассу системы охлаждения. Наиболее рационально это дости-
гается расположением воздухозаборного устройства (ВЗУ) за
башней и выпуском отработавших газов и нагретого воздуха из
системы охлаждения в сторону кормы (назад). Для исключения
попадания пыли в МТО при преодолении зараженных участков
местности, осуществления движения танка под водой и улучше-
ния условий эксплуатации СУ газовоздушные трассы должны
быть изолированы от остального объема МТО.
2* ц
При компоновке МТО следует учитывать необходимость
тепломаскировки ВГМ. В случае применения эжекционной си-
стемы охлаждения снижение температуры отработавших газов
происходит автоматически. При использовании вентиляторных
систем охлаждения возможно снижение температуры отработав-
ших газов путем смешения их с воздухом, проходящим через
радиаторы, в специальных камерах (зарубежные танки М-60А1,
«Леопард-1» и др.), что требует, однако, дополнительных
объемов.
В СУ с газотурбинным двигателем наибольший объем зани-
мает система воздухоочистки, что необходимо учитывать при
компоновке. Мощность ГТД в большей степени, чем ПД, зави-
сит от сопротивления и температуры воздуха на впуске и про-
тиводавления на выпуске, поэтому размещению составных час-
тей СУ, влияющих на эти параметры, следует уделить особое
внимание.
В результате применения силового блока МТУ имеет более
плотную компоновку (объем МТО может быть уменьшен на
15—20%); сокращается время замены МТУ в машине; обеспе-
чивается возможность проверки МТУ в сборе вне машины; при
снятом силовом блоке упрощаются ремонт и обнаружение не-
исправностей, облегчается замена агрегатов. При использова-
нии быстроразъемных соединений можно осуществлять замену
силового блока без слива охлаждающей жидкости, масла и топ-
лива.
Для обеспечения нормального функционирования систем
МТУ, прежде всего электрических агрегатов, топливорегулирую-
щей аппаратуры, электроприводов и шланговых соединений, не-
обходимо ограничивать температуру в МТО за счет его вентиля-
ции и обдува агрегатов, требующих охлаждения.
1.4. КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ МТО СОВРЕМЕННЫХ ВГМ
Для анализа и оценки преимущества той или другой кон-
структивной схемы МТО целесообразно рассмотреть характер-
ные особенности конкретных МТО некоторых отечественных и
зарубежных основных и легких танков, БМП и многоцелевых
гусеничных шасси.
Основные танки. Танк. Т-72 (СССР). Расположение МТО
у этого танка традиционное — в кормовой части корпуса (рис. 1.1).
В танке используется четырехтактный многотопливный дизель
жидкостного охлаждения В-46 мощностью 575 кВт. Двигатель
имеет V-образную форму с углом между рядами цилиндров 60°,
расположен поперечно продольной оси машины со смещением
к левому борту и крепится на фундаментной раме, приваренной
к днищу корпуса.
Вдоль правого борта установлен входной редуктор, связываю-
щий двигатель с грузовым валом и БКП. Сверху МТО закрыто
12
6 7 8
Рис* 1/.1. Моторно-трансмиссионное отделение танка Т-72:
/ — дангатель; 2 — масляный центробежный фильтр; J — воздухоочиститель; < — эжектор
пылеудаления; 5 — расширительный бачок; 6 входные жалюзи; 7 масляные раднатооы;
в водяные рвднаторы; 9 — выходные жалюзи; 10 — вентилятор; II — БКП
13
двухстворчатой крышей, обе части которой (над двигателем и
трансмиссией) шарнирно соединены между собой петлями. На
крыше и днище корпуса танка под МТО имеются лючки для до-
ступа к обслуживаемым агрегатам, пополнения запаса и слива
охлаждающей жидкости и масла.
Циркуляция воздуха в воздушном тракте системы охлаждения
осуществляется центробежным вентилятором, имеющим в приводе
две передачи, которые включаются в зависимости от температуры
окружающего воздуха. Воздух засасывается через входные жа-
люзи, охлаждает масляные и водяные радиаторы и через выход-
ные жалюзи выбрасывается наружу. Интенсивность воздушного
потока регулируется положением выходных жалюзи и включе-
нием необходимой передачи в приводе вентилятора.
Двухступенчатый воздухоочиститель расположен в передней
правой части МТО. В его первой ступени используются циклоны,
а во второй кассеты с набивкой из проволоки. Подвод воздуха
к нему осуществляется через специальный люк в крыше. Удале-
ние пыли после первой ступени очистки осуществляется эжекто-
рами, объединенными с системой выпуска двигателя.
Между двигателем и моторной перегородкой расположены
расширительный бачок системы охлаждения и центробежный
масляный фильтр системы смазки двигателя.
В МТО установлены также пополнительный и основной баки
системы смазки двигателя, бак системы смазки и гндроуправле-
ния трансмиссии, а также агрегаты, обеспечивающие эксплуата-
цию МТУ в процессе функционирования танка.
Танк Т-64 А (СССР). МТО (рис. 1.2) расположено в кормовой
части корпуса. В СУ входит двигатель 5ТДФ мощностью 515 кВт.
представляющий собой двухтактный многотопливный дизель жид-
костного охлаждения с горизонтальным расположением цилинд-
ров и противоположно движущимися поршнями. Двигатель уста-
новлен поперек продольной оси машины и крепится в трех точ-
ках на двух жестко соединенных с днищем корпуса цапфах и
одной шарнирной опоре. Установка не требует длительного цент-
рирования и подгонки. Передача мощности на ведущие колеса
осуществляется с обеих сторон двигателя через Б КП.
МТО закрывается сверху крышей, с внутренней стороны кото-
рой смонтированы эжектор системы охлаждения, водяные радиа-
торы, расширительный бачок системы охлаждения, масляные
радиаторы систем смазки двигателя и трансмиссии, бункер с
инерционной решеткой системы воздухоочистки двигателя. Кры-
ша поднимается с помощью специального механизма. В крыше
и днище корпуса под МТО расположены лючки для обслужива-
ния агрегатов.
Над радиаторами и бункером системы воздухоочистки уста-
новлены входные жалюзи, закрытые сверху металлической сет-
кой. В верхней части кормового листа крепятся выходные жалю-
зи эжектора. Между двигателем и моторной перегородкой рас-
14
Рис. 1.2. Моторно-тра1юсмиссионное отделение танка Т-64А-
/ воздухоочиститель; 2 - двигатель; 3 — бак системы смазки двигателя; 4 входные жа-
люзи; 5 масляные радиаторы; 6 — водяные радиаторы; 7 эжектор; Я расширительны Л
бачок; 9 выходные жалюзи; 10 — БКП
15
положены баки систем смазки двигателя и трансмиссии. Над дви-
гателем у левого борта корпуса машины размещен одноступенча-
тый воздухоочиститель с автоматическим удалением пыли при
помощи эжектора, использующего сжатый нагнетателем двига-
теля воздух.
В кормовой части МТО расположен топливный бачок, через
который осуществляется циркуляция проточного топлива и уда-
ляется воздух из топливной системы. В МТО размещены также
агрегаты систем, обеспечивающих функционирование МТУ в
условиях эксплуатации.
Танк Т-80 (СССР). МТО (рис. 1.3) так же, как и в танках
с дизелями, расположено в кормовой части корпуса машины.
В СУ используется трехвальный ГТД мощностью 735 кВт без
теплообменника. Двигатель в блоке с воздухоочистителем, систе-
мами охлаждения, смазки и частью топливной системы устанав-
ливается вдоль оси корпуса машины и крепится на трех опорах.
Одноступенчатый воздухоочиститель расположен у моторной
перегородки и закреплен на корпусе компрессора двигателя при
помощи специальной траверсы. Воздух поступает через входные
жалюзи, установленные в передней части МТО, за башней танка.
Масляные радиаторы систем смазки двигателя и трансмиссии
размещены в едином корпусе с воздухоочистителем. Два много-
функциональных вентилятора, входящие в состав блока, проса-
сывают воздух через радиаторы и удаляют пыль из пылесборника
воздухоочистителя. Вентиляция МТО и охлаждение отдельных
агрегатов (стартера, генератора, воздушного компрессора) обес-
печиваются специальным вентилятором. Привод вентиляторов
осуществляется от ротора I каскада турбокомпрессора ГТД. Воз-
дух из системы охлаждения и трассы пылеудаления по двум воз-
духоводам направляется в корму машины.
Масляный бак системы смазки двигателя закреплен на са-
мом двигателе с левой стороны, а масляный бак системы смазки
трансмиссии установлен в МТО у правого борта.
В МТО размещены также расходный топливный бак, два топ-
ливных бака в кормовой части и сборочные единицы других си-
стем, обеспечивающих эксплуатацию моторно-трансмиссионной
установки.
Танк М-6рА1 (США). МТО (рис. 1.4) расположено в кормо-
вой части корпуса. В СУ используется двигатель AVDS-1790-2A
фирмы «Континенталь» (США) мощностью 550 кВт, представля-
ющий собой четырехтактный многотопливный дизель воздушного
охлаждения с турбонаддувом. Двигатель имеет V-образную фор-
му с двумя рядами отдельных цилиндров, расположенных под
углом 90°. Двигатель образует единый силовой блок с гидроме-
ханической трансмиссией (ГМТ), который устанавливается по
продольной оси танка на четырех амортизирующих опорах. По
бортам корпуса, справа и слева от двигателя, размещены два
топливных бака общей вместимостью 1 450 л.
16
Воздух для охлаждения двигателя и масляных радиаторов
систем смазки двигателя и трансмиссии поступает через броне-
вые решетки, установленные на крыше МТО. Крыша в средней
Рис. 1.3. Моторио-т ране мисс и оииое отделение танка Т-80:
/—двигатель; 2 — воздухоочиститель; 3 — масляные радиаторы; < —вентилятор; 5 - воз-
духовод; 6 бак системы смазки двигателя; 7 бак системы смазки трансмиссии; 8 - топ-
ливный бак; 9 — расходный топливный бак
17
части имеет выпуклую форму для направления потока воздуха,
подаваемого вентиляторами, расположенными между рядами
цилиндров двигателя. В кормовой части в специальной камере
происходит смешение охлаждающего воздуха с отработавшими
Рис. 1,4. Моторно-трансмиссионное отделение танка М-60А1:
/ — двигатель; 2 — топливный бак; 3 — воздухоочиститель; 4 — масляный радиатор; 5 — вы
ходные жалюзи; 6 ГМТ
газами, и газовоздушная смесь удаляется через броневые решет-
ки в корме машины.
Очистка воздуха, поступающего в двигатель, осуществляется
двумя двухступенчатыми воздухоочистителями, симметрично рас-
положенными на надгусеничных полках по бортам корпуса сна-
ружи. Забор воздуха может осуществляться как из МТО, так
и из боевого отделения.
18
В системе смазки двигателя отсутствует отдельный масляный
бак, функции которого выполняет специальная емкость в поддо-
не картера двигателя.
В трубопроводах топливной системы используются быстро-
разъемные соединения с обратными клапанами, что обеспечивает
замену силового блока без слива топлива.
Рис. 1.5. Моторно-трансмиссионное отделение танка «Леопард-1»
/ — воздухоочиститель; 2 двигатель; 3 водяной радиатор; 4 - ГМТ; 5 бак системы
смазки двигателя; 6 — расширительный бачок; 7 — вентилятор
Все агрегаты МТУ герметичны и могут работать в условиях
затопления МТО при преодолении танком водных преград по дну.
Танк иЛеопард-!» (ФРГ). МТО (рис. 1.5) расположено в кормо-
вой части корпуса танка. В СУ танка применяется четырехтактный
19
предкамерный дизель жидкостного охлаждения МВ838 СаМ-500
фирмы MTU (ФРГ). Двигатель имеет V-образную форму с углом
между рядами цилиндров 90°, оборудован двумя приводными
центробежными нагнетателями и развивает мощность 610 кВт.
Двигатель с ГМТ, системами охлаждения и смазки образует
единый силовой блок, установленный по продольной оси машины
на четырех амортизирующих опорах. Общий вид силового блока
представлен на рис. 1.6.
Рис. ЦБ. Силовой блок танка «Леопард-1»
Два основных топливных бака вместимостью 955 л размеще-
ны в МТО справа и слева от двигателя. В топливной системе
имеется расходный топливный бачок, который закреплен на левом
топливном баке.
МТО закрыто сверху откидной двухстворчатой крышей. На
кормовой части крыши над вентилятором системы охлаждения
установлена броневая решетка. Задние части бортовых ниш, рас-
положенных над гусеницами, отделены металлическими перего-
родками и образуют камеры для смешения отработавших газов
и охлаждающего воздуха.
Вентилятор системы охлаждения установлен горизонтально на
трансмиссии, водяные радиаторы вертикально в нишах по бор-
там корпуса. Расширительный бачок и соединительные трубопро-
воды системы охлаждения смонтированы на силовом блоке.
Два двухступенчатых воздухоочистителя расположены в бор-
товых нишах в передней части МТО. Воздух к ним поступает
через закрытые сетками щели в верхней части ниш, а при движе-
нии танка под водой из боевого отделения.
Бак системы смазки двигателя закреплен непосредственно на
двигателе. Охлаждение масла двигателя и трансмиссии осущест-
вляется в водомасляных теплообменниках жидкостью, циркули-
рующей в системе охлаждения. Первый теплообменник закреп-
лен на картере двигателя, второй установлен в нижнем коллек-
торе правого водяного радиатора системы охлаждения.
20
В топливной системе и системе предпускового подогрева ис-
пользуются быстроразъемные соединения, что ускоряет операции
по замене силового блока.
Танк *Леопард-2» (ФРГ). Повышение подвижности нового
танка ФРГ обеспечивается в основном за счет увеличения его
удельной мощности (более 18 кВт/т) благодаря установке двига-
теля мощностью 1100 кВт.
В результате проведенного фирмой MTL1 комплекса работ по
уменьшению габаритов двигателя и систем СУ была создана
МТУ, в которой двигатель с ГМТ, системами охлаждения, смаз-
ки, воздухоочистки и выпуска образует единый силовой блок
(рис. 1.7) Взаимное размещение агрегатов в этом блоке весьма
Рис. L.7. Силовой блок тачка «Лсопард-2»
рационально В качестве двигателя используется четырехтактный
дизель жидкостного охлаждения МВ873 Ка 501. На нем установ-
лены два турбокомпрессора и два охладителя наддувочного воз-
духа. Двигатель имеет двенадцать цилиндров и по основным
конструктивным решениям аналогичен двигателю танка «Лео-
пард-1». Силовой блок установлен по продольной оси машины
(рис. 1.8).
В системе охлаждения применены два теплорассеивающих
агрегата оригинальной конструкции, размещенных над ГМТ и
21
состоящих из кольцевых радиаторов и центробежных вентилято-
ров с гидростатическим приводом. Охлаждающий воздух посту-
пает через броневые решетки на крыше МТО и выбрасывается
через выходные жалюзи в кормовой части.
Очистка воздуха осуществляется двумя двухступенчатыми
воздухоочистителями, закрепленными на двигателе и соединен-
ными с турбокомпрессорами короткими патрубками.
Рис. 1.8. Моторно-трансмиссионное отделение танка «Леопарл-2»
/ двигатель; i — воздухоочиститель; 3 — теплорассеивающий агрегат; 4 ГМТ
Система смазки аналогична системе смазки двигателя танка
«Леопард-1». Охлаждение масла осуществляется в водомасля-
ных теплообменниках.
Запас топлива (1200 л) размещается как в МТО (500 л),
так и в баках, расположенных на надгусеничных полках право-
го и левого бортов в носовой части танка.
Танк М-1 (США). Разработка танка велась с 1970 г. на кон-
курсных началах фирмами «Крайслер» (СУ с ГТД) и «Джене-
рал моторе» (СУ с ПД). В производство принят вариант, пред-
ставленный фирмой «Крайслер».
МТО (рис. 1.9) расположено в кормовой части корпуса.
В СУ применен ГТД AGT-1500 мощностью 1100 кВт фирмы
«АВКО-Лайкоминг», конструктивными особенностями которого
являются стационарный кольцевой пластинчатый теплообмен-
ник, двухкаскадный осецентробежный компрессор и силовая
турбина с регулируемым сопловым аппаратом.
Двигатель образует с ГМТ, системами охлаждения и смазки
единый силовой блок и устанавливается в МТО по продольной
оси танка. Двухступенчатый воздухоочиститель размещен в перед-
ней части МТО, слева.
22
Система охлаждения масла двигателя и трансмиссии — вен-
тиляторная. Два вентиляторных блока расположены в кормо-
вой части МТО над трансмиссией.
В МТО размещаются около половины запаса топлива (ос-
тальная часть топлива находится в изолированных отсеках оби-
таемых отделений) и масляные баки двигателя и трансмиссии.
Рис. 1.9. Моторно-трансмиссионное отделение танка М-1:
/ — двигатель; 1 - воздухоочиститель; 3 — ГМТ; 4 — вентиляторный блок; 5 — система
выпуска
Значительный объем МТО занимает система выпуска: выпускной
тракт расположен над трансмиссией и проходит до кормы, через
окно в которой осуществляется выпуск отработавших газов и
воздуха из системы охлаждения.
В танке предполагается установка вспомогательного ГТД
мощностью 10 кВт марки «Джемини».
23
Танк сЧифтен» Мк5 (Англия). МТО (рис. 1.10) размещается
в кормовой части корпуса, изолированной от боевого отделения
герметичной перегородкой.
Рис. 1 10. Моторно-трансмиссионное отделение танка <Чифтен> Мк5:
/—двигатель; 2 — бак системы смазки двигатели; 3 — воздухоочиститель; 4- входные жа
люзн; .5 — выходные жалюзи. 6 глушитель; 7 трансмиссия; в вентилятор; 9 — водяной
радиатор; 10 вспомогательный двигатель
В СУ применен двухтактный многотоплнвный дизель жид-
костного охлаждения Ь-60Мк7 фирмы «Лейланд» (Англия) мощ-
ностью 550 кВт, который имеет шесть вертикально расположен
ных цилиндров с противоположно движущимися поршнями.
Блок (рис. 1.11), объединяющий двигатель, два водяных ра-
диатора и два вентилятора системы охлаждения, а также воз-
духоочиститель, устанавливается в МТО на трех опорах.
В МТО размещены также топливные баки из синтетической
резины общей вместимостью 1045 л, бак системы смазки двига-
24
теля в правой передней части и вспомогательный двигатель. В кры-
ше МТО над водяными радиаторами имеются жалюзи, через кото-
рые поступает всасываемый вентиляторами воздух. Выбрасывает-
ся воздух через жалюзи над трансмиссией.
Рис 1.11. Блок двигателя с системой охлаждения и воздухоочистителем танка
«Чнфтен» Мк5
Вспомогательный двигатель установлен в МТО слева от ос-
новного и предназначен для снабжения танка электроэнергией на
стоянке, подзарядки аккумуляторных батарей, подогрева основ-
ного двигателя перед пуском в условиях низкой температуры
окружающего воздуха и обеспечения его пуска при помощи гид-
ростартера. Отработавшие газы поступают в глушитель, распо-
ложенный снаружи на кормовом листе корпуса танка.
В МТО обеспечен хороший доступ к МТУ при обслуживании,
для чего водяные радиаторы могут быть подняты на поворотных
цапфах вертикально.
Танк ^Челленджер» (Англия). В СУ нового танка, созданного
на базе «Чифтена», использован двигатель «Кондор» 12VI200
фирмы «Роллс-Ройс» (Англия) мощностью 885 кВт, представляю-
щий собой четырехтактный дизель жидкостного охлаждения с
турбонаддувом и промежуточным охлаждением наддувочного воз-
духа. Двигатель имеет V-образную форму с углом между рядами
цилиндров 60°. Особенностью конструкции является применение
воздухо-воздушных охладителей наддувочного воздуха.
25
В связи с тем, что двигатель имеет существенно большую
мощность, чем в «Чнфтене», корпус танка удлинен и немного при-
поднят в кормовой части, где расположено МТО (рис. 1.12)
Рис. 1.12. Моторно-трансмиссионное отделение танка «Челленджер»:
I двигатель; 2 — охладители наддувочного воздуха; 3, 8 водяные радиаторы; 4 — вход
ные жалюзи; 5 — выходные жалюзи. 6, 7 вентиляторы; 9 — расширительный бачок
Основной двигатель с трансмиссией, системами охлаждения
и смазки образует силовой блок. В МТО, кроме того, размещены
вспомогательный двигатель, расположенный слева от основного,
воздухоочиститель, топливные баки из синтетической резины и
другие агрегаты.
В крыше МТО над радиаторами системы охлаждения и охла-
дителями наддувочного воздуха установлены броневые жалюзи,
через которые поступает воздух, всасываемый вентиляторами.
Выход воздуха осуществляется вверх через жалюзи, расположен-
ные в кормовой части корпуса танка. При поднятой крыше МТО
к обслуживаемым агрегатам обеспечивается хороший доступ.
Танк StrvlO3B (Швеция). СУ танка комбинированная
(рис. 1.13), включающая в себя два двигателя: ПД и ГТД. Оба
двигателя образуют единый блок с трансмиссией, крепятся на
общей раме и размещаются в передней части корпуса машины.
В СУ используются ПД К-60 фирмы «Роллс-Ройс» мощностью
175 кВт, представляющий собой двухтактный многотопливный ди-
зель жидкостного охлаждения с вертикальным расположением
цилиндров и противоположно движущимися поршнями, и ГТД
26
Боинг-553 авиационного типа без теплообменника мощностью
360 кВт. Оба двигателя связаны с суммирующим редуктором
через индивидуальные самоблокирующиеся муфты свободного
хода. ГТД может плавно подключаться и отключаться. Мощ-
ность обоих двигателей регулируется одной педалью подачи топ-
лива, соединенной с двигателями посредством механической со-
гласующей системы.
Рис. 1.13. Комбинированная силовая установка танка Strv 10.3В
Воздухоочистители (по одному на каждый двигатель) и воз-
духозаборники размещены в передней части корпуса в нишах
над гусеницами.
Радиаторы и вентиляторы с гидростатическим приводом си-
стемы охлаждения расположены в двух отдельных бронирован-
ных отсеках корпуса в кормовой части машины.
Системы выпуска отработавших газов от обоих двигателей
смонтированы снаружи корпуса. Справа, ближе к корме, уста-
новлены два глушителя дизеля. В системе выпуска ГТД глуши-
тель отсутствует.
Топливная система включает в себя три бака: два вмести-
мостью по 415 л расположены в задней части корпуса в нишах
по обоим бортам и один вместимостью НО л —в нижней части
МТО.
Пуск дизеля и ГТД производится электростартерами. При
температуре окружающего воздуха до 40 °C дизель надежно
пускается при помощи ГТД.
Анализ конструкции МТО основных танков. В табл. 1.2 при-
ведены характеристики МТО танков, особенности конструкции
которых рассмотрены выше, а также характеристики МТО дру-
гих танков, представляющие интерес для сравнительного ана-
лиза. Имеющиеся данные показывают, что в основных танках
преимущественное распространение получил вариант располо-
жения МТО в кормовой части корпуса.
27
Объем МТО современных отечественных танков составляет
2,6—3,1 м3, что значительно меньше объема МТО зарубежных
танков: 4,5 7,3 м3 (с учетом топливных баков, находящихся в
МТО) или 4,3—6,8 м3 (без учета баков).
Большинство МТУ зарубежных танков сконструировано как
единый блок двигателя с трансмиссией и системами СУ с мини-
мальным числом точек подсоединения, что существенно ускоряет
монтаж и демонтаж МТУ в танке. Применение быстроразъемных
соединений позволяет осуществлять замену силового блока без
слива охлаждающей жидкости, масла и топлива. В отечествен-
ном танке Т-80 СУ выполнена также в виде силового блока,
объединяющего двигатель с воздухоочистителем, системами ох-
лаждения и смазки. В других серийных отечественных танках
с ПД силовые блоки отсутствуют.
Меньшие объемы МТО отечественных танков с ПД объяс-
няются, в частности, поперечным расположением двигателя
относительно продольной оси машины. В зарубежных танках
принято продольное расположение двигателя, что облегчает
создание силового блока, но увеличивает габариты МТО по дли
не. По имеющимся данным, в ФРГ проработаны компоновки
МТО с ПД и ГТД мощностью 1 100 кВт, расположенными по-
перек продольной оси машины. При этом объем МТО с ПД
составил около 4,5 м3, а МТО с ГТД 3,6 м3.
В СУ отечественных и зарубежных танков применяются
только двигатели внутреннего сгорания поршневые и в послед-
нее время газотурбинные. В СУ отечественных танков исполь-
зуются четырехтактные (Т-72) и двухтактные (Т-64А) многотоп-
ливные дизели жидкостного охлаждения, а также ГТД (Т-80).
В большинстве СУ зарубежных танков применяются четырех
ключение составляет СУ танков «Чифтен» Мк5, «74» и Strv 103В,
где используется двухтактный двигатель. Для СУ танков 60-х гг
США и Японии характерно использование многотопливных ди-
зелей воздушного охлаждения. В новом танке М-1 (США) уста-
новлен ГТД, а в танке Strv 103В применена комбинированная
СУ, состоящая из двухтактного дизеля и ГТД.
В СУ отечественных танков используются как эжекционные
(Т-64А), так и вентиляторные (Т-72 и Т-80) системы охлажде-
ния. В СУ зарубежных танков применяются только вентиля-
торные системы охлаждения с осевыми и центробежными вен-
тиляторами, потребляющими при максимальной частоте враще-
ния 12 15 % мощности двигателя. Для снижения затрат мощ-
ности при пониженных температурах окружающего воздуха и
частичных режимах работы двигателя используется регулируе-
мый привод вентиляторов с термостатическим управлением (в
зависимости от температуры охлаждающей жидкости).
В большинстве СУ зарубежных танков («Леопард-1», «Лео-
пард-2», М-60А1 и др.) системы смазки, включая баки, конструк-
28
тивно объединены с двигателями, что сокращает число соедине-
ний. Аналогично выполнена и система смазки СУ танка Т-80.
Системы смазки СУ других отечественных танков более сложны
по конструкции.
В системах воздухоочистки СУ с ПД отечественных танков
применяются одноступенчатые воздухоочистители на базе обрат-
нопоточных циклонов с тангенциальным входом, имеющие гид-
равлическое сопротивление около 12 кПа (Т-64А), и двухступен-
чатые воздухоочистители с циклонами в первой и контактными
кассетами во второй ступени с конечным сопротивлением до
13 кПа. Удаление пыли из пылесборника одноступенчатого воз-
духоочистителя или после первой ступени двухступенчатого осу-
ществляется эжекционным способом отработавшими газами дви-
гателя или сжатым воздухом, отбираемым от нагнетателя систе-
мы наддува двигателя. Во всех СУ с ПД зарубежных танков
применяются многоступенчатые воздухоочистители (как прави-
ло, двухступенчатые). В первой ступени используются обратнопо-
точные циклоны с осевым или тангенциальным входом, а во второй
ступени — фильтрующие элементы из фетра, ткани или бумаги. Для
увеличения продолжительности работы воздухоочистителя без об-
служивания воздух в условиях повышенной запыленности заби-
рается через боевое отделение. Максимально допустимое сопро-
тивление, создаваемое системами воздухоочистки, не превышает
7 кПа, что приводит к существенному увеличению удельного
объема воздухоочистителей по сравнению с отечественными. Уда-
ление пыли после первой ступени очистки производится вентиля-
торами с электроприводом.
В СУ с ГТД танка Т-80 используется одноступенчатый возду-
хоочиститель на базе прямоточных циклонов с центральной конус-
ной инерционной решеткой и автоматическим удалением пыли
многофункциональным центробежным вентилятором. В СУ с ГТД
танка М-1 применяется высокоэффективный двухступенчатый
воздухоочиститель, имеющий значительно большие габариты.
Для пуска ПД в СУ отечественных машин используются две
системы: воздушная и электрическая (одна из них дублирующая).
При температуре окружающего воздуха ниже +5°C осуществ-
ляется предпусковой подогрев охлаждающей жидкости и масла
с помощью подогревателей. В СУ с ПД зарубежных танков ис-
пользуется одна система пуска — электрическая с применением
электростартеров большой мощности. Большинство двигателей
при температуре окружающего воздуха до —18°C пускается без
предварительного подогрева с использованием средств, облегчаю-
щих пуск: свечей накаливания в предкамерах двигателя («Лео-
пард-1», «Леопард-2»); электрофакельного подогрева впускного
воздуха (M-60AI); пусковых жидкостей («Чифтен»); обогрева
аккумуляторных батарей; гидростартеров («Чифтен»). При более
низкой температуре окружающего воздуха производится предпус-
ковой подогрев двигателей с помощью многотопливных подогре-
29
Объем МТО (с томи- юм/Ост ТООЛЯМ), и’ Пло-июстъ гаиструк он МТУ -AI Нет -П» Нет
Двигатель:
марка В46 5ТДФ
ran Четырехтактный ди- ДаухтакгяыО лихсль
Максимальная мош кость. кВт.
а стендовых уело- 575 515
в условна i объекта (4-15-С) 510 *50
Удельный расход ТОП- ДИМ. Г/(кВтЧ>:
в стендовых усло- 2*5 240
виях
и условии объекта 275 т
Система охлаждения Жидкостная, вентиля- Жидкостная, хжекпн
1| 41.< н I II 211
Система вомухо- Двухступенчатая Одноступенчатая
Систеиа пуска:
основная Воздушная Электрическая
дублирующая Э.хектрнчгскяя Воздушная
Средства. облегчаю Предпусковой мд» ПрСД1ТуСМВОЙ подо-
пне пуск при низко* грее грел, масловарыск.
температуре окружаю мектрофякелышй иодо.
ШеГО воздуха грев воздуха ив впуосс в двигатель
Вместимость гонлкв- 1200 I2G0
но* системы, л
а том числе в МТО —
Вепоыогвтел|.к ый два-
। .: । 1 . Ь'
мярм — —•
ТИП — —
МОЩНОСТЬ, кВт — —
tcoci’i <США> IC1UA)
2Л2.5 6Л/5.4 6.8,'5^
Двигатель с воздухо- Двигатель г хранение- Двигатель с трансняс-
охлаждееия н смазан лення, снами, выпуска леянн а смазки
ГТД-1000Т AVDS-1T90-2A AGT1500
Трехвала-пый ГТД без Четырехтактны* ля- Грсхва.тьны8 ГТД с
теплообменника хг-и. теплооОмеяннкон
735 550 -
620 470 1100
325 250 й.
370 300 306
Вентиляторная Пахлупния, вентиля Вентмляторнан
Олмтстуненчатая Лвухступепяатая
Электрическая Электрическая Электрическая
—
э.яектрофакельиы* по хогреа воздуха ва ворс.
1830 1420 7000
310 1420 1000
яДжемипи»
— — ГТД
— — 10
Вклейка «СЕКРЕТНО*
•"ЧаК’ •Чая?* (Ламия)
0.4/М 73/6.8 <-.0/5.0
Давтатель с травсмиг СНСЙ, СВСТСИаИя <11Л*Ж- Двигатель с траме мкс спей. еомухоочиститс- Двигатель с системой осаждения и ашлухо
дсняя, с мам и и вы-
МВМИ СаМ 500 МВИ73 Ка Ml L-6OMk7 Двухтактный дизель
эсл. **
«10 1100 550
040 460
245 24» 245
255 286 MKI
Жнджистняя, яептилятариля
Дауаступеичатаа Двухступенчатая Двухстуасичатая
Электрическая Электрическая Электрическая
1 1 Гидростартер
я ппелкэмепах Предпусковой подо грев, пусковая жидкость,
увеличение цикловой по
«и 1 1200 1045
955 500 1045
Н-ЭО 4М*7В Двухтактный китель
22
1 л-
4Д/4Д ад- /6Д 1.зн.г
Дпмгятсль с транс- миссией. системами охлаждения и смазки Двигатель с транс миссией и системой охлаждения Двигатель с си- стемой счалки Двигатели с транеивесмей
HS-II0 I0ZF21WT МЕМ37 К 60 1мжмг-563
Четырехтактный ди- Двухтактной ди- Четырехтакт- Двухактный Лиухналь-
Mflb ный литель ..I- Р .П. без теиаиоб
530 «40 4№ 175
- 550 -
245 250 250 230
—t 290
Волд ушив я, венти- Жидкое гнав. Жидкостная. Вентиля
ляторная иеиталятораан ясятнляториая торив я
Двухступенчатая Двухступенчатая Двтхступгвчатат Лнухступснча игачатав
ЭвТентрмчегкая Электрическая Электрическая Э^“к\Ря‘
— — То же
Предпусковой водо- Предпусковой подогрев. свечи ВПК Л.Ill В.1 ник в предкамерах
970 950 760 <М5
220 — 30 110 »
ОМ-ОЗЗ -
^Четырехтактпмй ктырехтакт. -
-* | ’ 2« -
вателей — отопителей и систем охлаждения вспомогательных дви-
гателей. Эти двигатели устанавливаются на некоторых танках и
предназначаются также для электроснабжения танка на стоянке,
подзарядки аккумуляторных батарей и обеспечения движения
танка с ограниченной скоростью при выходе из строя основного
двигателя (Pz68). Пуск ГТД осуществляется электро- и турбо-
стартерами.
В настоящее время все силовые установки отечественных и за-
рубежных танков многотопливиые. Для отечественных машин ха-
рактерно размещение запаса топлива как во внутренних, так и в
наружных баках, причем забронированное топливо располагается
в основном в обитаемых отделениях В МТО часть топлива (около
300 л) находится только в танке Т-80. В большинстве зарубежных
танков весь запас топлива размещается в МТО. за исключением
АМХ-30, Strv!03B, Pz68, в которых топливные баки устанавлива-
ются и в обитаемых отделениях, и новых танков, где топливо раз-
мещается или в изолированном отсеке обитаемого отделения (М-1),
или в баках на надгусеничных полках («Леопард-2>).
Для тепломаскировки в зарубежных танках используется сме-
шение отработавших газов двигателя с воздухом, проходящим че-
рез радиаторы системы охлаждения («Леопард-1>) или охлажда-
ющим двигатель (М-60А11. в специальных камерах, что требует
дополнительных объемов. В отечественных машинах с ПД с эжек-
ционной системой охлаждения снижение температуры отработав-
ших газов осуществляется автоматически, а на машинах с вентиля-
торными системами охлаждения снижение температуры отрабо-
тавших газов в настоящее время не производится.
Большинство СУ с ПД отечественных и зарубежных танков
приспособлено для преодоления танком водных преград по дну
с забором воздуха для питания двигателя через боевое отделение
и выпуском отработавших газов в воду. С этой целью в выпускных
системах устанавливаются специальные клапанные устройства,
предотвращающие попадание воды в двигатель в случае его орта-
новки под водой. Более сложно решаются эти задачи в СУ с ГТД,
что обусловлено большим расходом воздуха и связано с необходи-
мостью установки двух труб. При использовании только одной
воздухозаборной трубы проблемным остается вопрос пуска двига-
теля в случае его остановки на глубине более 2,5 м.
Модернизация СУ серийных танков осуществляется в основном
за счет применения двигателей повышенной мощности при сохра-
нении или минимальном изменении существующих систем СУ.
В некоторых зарубежных танках бензиновые двигатели заменяют-
ся современными многотопливными дизелями.
Легкие ВГМ. Боевая машина пехоты БМП-1 (СССР). Как у
большинства машин этого назначения, МТО (рис. 1.14) размеще-
но в передней правой части корпуса и отделено от обитаемых от-
делений теплозвукоизоляционной перегородкой.
30
В СУ используется четырехтактный многотопливный дизель
жидкостного охлаждения УТД-20 мощностью 220 кВт. Двигатель
с трансмиссией, а также радиаторы систем охлаждения и смазки
с эжектором и воздухоочистителем объединены в отдельные блоки.
Рис. 1.14. Моторно-трансмиссионное отделение БМП-1:
I трансмиссия; 2 двигатель; 3 — расширительный бачок; 4 масляный радиатор;
5 — водяной радиатор; б — эжектор; 7 — воздухоочиститель; в - бак системы смазки дви-
гателя
Блок двигатель — трансмиссия крепится в трех точках на бугелях.
Блок системы охлаждения и воздухоочистки связан с поперечными
балками крыши корпуса и расположен за двигателем по направле-
нию к корме машины Выпуск газовоздушной смеси из эжектора
производится на правый борт вверх. Расширительный бачок систе-
мы охлаждения крепится к съемной балке над двигателем.
31
Система воздухоочистки включает выдвижное воздухозаборное
устройство, находящееся за башней, кольцевой трубопровод пря-
моугольного сечения вокруг погона башни и водоулавливатель.
Воздух очищается в одноступенчатом воздухоочистителе с автома-
тическим удалением пыли, закрепленном на днище корпуса эжек-
тора.
Бак системы смазки двигателя, объединенный с предпусковым
подогревателем, размещен в МТО у правого борта. Во избежание
попадания воды в двигатель при движении машины на плаву
в системе выпуска установлены специальные подпружиненные
клапаны. Топливо размещается в десантном отделении.
Боевая машина воздушно-десантных войск БМД-l (СССР).
Компоновка этой машины представляет определенный интерес
в связи с тем, что МТО (рис. 1.15) расположено в кормовой части
корпуса; в то же время посадка и высадка десанта производятся
через корму. Это обстоятельство предопределило размещение сос-
тавных частей МТУ.
В СУ применяется двигатель 5Д-20 мощностью 175 кВт, пред-
ставляющий собой лефорсированный вариант двигателя УТД-20.
Двигатель в блоке с трансмиссией расположен продольно по
оси корпуса машины и крепится на двух бугелях и упругой опоре.
Система охлаждения состоит из двух блоков, включающих
эжекторы и радиаторы, которые размещены па подкрылках право-
го и левого бортов. Выпуск газовоздушной смеси из эжекторов
осуществляется в сторону кормы.
Двухступенчатый воздухоочиститель с автоматическим удале-
нием пыли после первой ступени установлен в МТО вблизи мотор
ной перегородки справа Воздух забирается через клапан нал
воздухоочистителем. При движении машины на плаву воздух по-
ступает через десантное отделение.
Бак системы смазки двигателя размещен между двигателем и
левым бортом. В отличие от большинства отечественных ВГМ топ-
ливные баки расположены в МТО. Два бака установлены справа
и слева на подкрылках. Третий бак закреплен на кронштейнах,
приваренных к правому борту и днищу.
Боевая машина пехоты «Мардер» (ФРГ). МТО размещается
в корпусе машины впереди справа н изолируется от обитаемых от-
делений герметичной перегородкой. Сверху МТО закрывается под-
нимающейся крышей, в задней части которой имеется отверстие
для выпуска отработавших газов из подогревателя.
В СУ используется четырехтактный многотопливный дизель
жидкостного охлаждения с турбонаддувом МВ833 Еа-500 мощ-
ностью 440 кВт, входящий в унифицированный ряд двигателей
фирмы MTU, разработанный для военных гусеничных машин.
К этому же ряду относится и двигатель танка «Леопард-1>.
32
7
Рис. 1 15. Моторно-трансмиссионное отделение БМД-1.
/ двигатель; 2 - воздухоочиститель; 3 — топливный бак; 4 — водяной радиатор;
5 —эжектор; 6 - трансмиссия;, 7 —бак системы смазки двигателя
3 Зак. 27с
33
Двигатель с ГМТ образуют единый силовой блок (рис. 1.16).
который крепится в корпусе машины на шести опорах. На сило-
вом блоке смонтированы: воздухоочиститель, подогреватель, рас-
ширительный бачок системы охлаждения, гидронасос с терморегу-
лятором привода вентиляторов системы охлаждения, бак системы
смазки двигателя.
Рис. 1.16. Силовой блок БМП «Мардер»
Радиаторы системы охлаждения и вентиляторы с гидростати-
ческим приводом размещены в кормовой части корпуса с двух
сторон люка для выхода десанта.
Воздух поступает через заборную шахту, расположенную спе-
реди справа от башни. Выпуск отработавших газов двигателя про-
изводится на корму, где они смешиваются с воздухом, охлаждаю-
щим водяные радиаторы.
Анализ конструкции СУ легких ВГМ типа БМП. В табл 1.3
приведены основные характеристики СУ отечественных и зарубеж-
ных ВГМ легкой категории по массе, которые по назначению мож-
но отнести к БМП.
Анализ имеющихся данных показал, что в таких ВГМ преиму-
щественное распространение получил вариант расположения МТО
в передней части корпуса машины Исключение составляет оте-
чественная БМД-1 (МТО расположено в кормовой части корпуса,
что возможно при относительно небольшой высоте двигателя)
Практически во всех машинах, в том числе и в отечественных,
двигатель объединен с трансмиссией в силовой блок
В СУ применяются в основном четырехтактные дизели. Только
в американском гусеничном бронетранспортере М-113А1 исполь-
34
зуется двухтактный дизель автомобильного типа. Мощность дви-
гателей составляет 160 220 кВт, что при малой массе машин
обеспечивает достаточно высокую подвижность. Использование
в западногерманской БМП «Мардер» двигателя мощностью
440 кВт объясняется ее существенно (примерно в два раза) боль-
шей массой по сравнению с остальными машинами.
Таблица 1.3
Основные характеристики СУ отечественных и зарубежных ВГМ
легкой категории по массе
Нлнменоизнис БМП-1 (СССР» БМД-1 (СССР) .М ipxep* (ФРГ) M-II3AI (США) АМХ-10Р (Франция)
Двигатель: марка УТД-20 5Д-20 МВ833 Еа-500 6V53 HS-115-2
тип Максимальная мощность, кВт Система охлажде- ния Четырехтактны» 220 | 175 Жидкостная, эжекшюнная i дизель 440 Жидкое Двухтакт- ный дизель 160 тпая, вептилт Четырех- тактны;! дизель 205 порная
Система воздухо- очисткн Система пуска: основная дублирующая Вместимость топ- ливной системы, л Односту- пенчатая В о з д у 460 | Двухсту- пенчатая Э ш н а я 1 280 Трехсту- Двухступенчатая пенчатая | л е к т р и ч с с к а я 360 | 650 | 530
В СУ отечественных БМП применяются эжекцпонные системы
охлаждения, а в СУ всех зарубежных машин вентиляторные
системы, в том числе и с гидростатическим приводом вентилято-
ров («Мардер»).
В СУ БМП-1 используется одноступенчатый воздухоочисти-
тель с горизонтальным расположением циклонов; во всех осталь-
ных машинах, включая БМД-1, устанавливаются двухступенчатые
воздухоочистители, а воздухоочиститель БМП «Мардер» имеет
даже три ступени очистки.
Система пуска двигателей во всех СУ электрическая. В оте-
чественных машинах традиционно имеется и дублирующая воз-
душная система пуска. Для облегчения пуска двигателей при низ-
кой температуре окружающего воздуха используется предпуско-
вой подогрев охлаждающей жидкости и масла.
3<
35
Запас топлива размещается как в обитаемых отделениях, так
и в МТО.
Легкие танки. Компоновка МТО легких танков принципиально
не отличается от компоновки основных танков.
Практически во всех современных машинах МТО расположено
в кормовой части, за исключением французского танка АМХ-10С,
СУ которого полностью унифицирована с СУ БМП АМХ-10Р и
МТО расположено в передней части корпуса.
Основные характеристики СУ отечественного и зарубежных
легких танков приведены в табл. 1.4.
Таблица 1.4
Основные характеристики СУ легких танков
Наименование ПТ-76 (СССР) М-551 (США) АМХ-10С (Франция) IKV-9I (Швеции) .Кирасир* (Австрия)
Двигатель:
марка В-6 6V53T HS-115-2 R60A 6FA
тип Четырех- тактный дизель Двух- тактный дизель Четырехтактный дизель
Максимальная мощность, кВт 175 220 205 245 | 220
Система охлажде- ния Система воздухо- очисткн Система пуска: основная Жидкостная, эжекнионная Воздушная Жидкостная, вентиляторная Двухступенчатая Электрическая
дублирующая Электр t- ческая — — — —
Вместимость топ- ливной системы, л 3'0 395 530 405 400
Многоцелевые гусеничные шасси. Компоновка МТО самоходных
гусеничных шасси многоцелевого назначения более свободная, чем
МТО танков. В связи с этим объемы МТО таких машин в 1,5—2
раза больше при сопоставимой мощности устанавливаемых дви-
гателей.
В качестве примера рассмотрим компоновку МТО отечествен-
ных гусеничных шасси с вентиляторной и эжекцнонной системами
охлаждения.
36
В машине с вентиляторной системой охлаждения МТО
(рис. 1.17) расположено в передней части корпуса, спереди справа
от отделения управления. Двигатель установлен на раме, прива-
ренной к днищу корпуса, параллельно продольной оси машины.
Рис 1.17 Моторно-трансмнссионное отделение многоцелевого гусеничного шасси
с вентиляторной системой охлаждения:
I - двигатель; 2 — трансмиссия; 3 — блок системы охлаждения; 4 воздухоочиститель;
5 — вентилятор; 6 водяной радиатор; 7 — масляный радиатор
Справа от двигателя расположен блок системы охлаждения, вклю-
чающий радиаторы, осевой вентилятор, который имеет привод от
двигателя, и воздуховоды. Двухступенчатый воздухоочиститель за-
креплен у перегородки сзади двигателя. Бак системы смазки дви-
гателя и подогреватель размещены справа от него
В МТО расположены три топливных бака и сборочные едини
цы, обеспечивающие функционирование МТУ.
Учитывая специфику использования вновь разрабатываемых
многоцелевых гусеничных шасси, было признано необходимым со-
здание единого обратимого МТО с эжекционной системой охлаж-
дения для переднего и заднего расположения с использованием
унифицированных составных частей.
При переднем расположении МТО (рис. 1.18) двигатель уста-
навливается по продольной оси машины со смещением в сторону
37
правого борта для обеспечения размещения водителя; при заднем
расположении МТО двигатель смещен в сторону левого борта.
Рис. 1.18. Моторно-трансмиссионное отделение многоцелевого гусеничного шасси
с эжекционной системой охлаждения:
I — двигатель; 2 — воздухоочиститель: 3 — масляный радиатор двигателя; 4 — водяной
радиатор;. 5 — масляный радиатор трансмиссии: 6 эжектор; 7 трансмиссия
38
Расположение двигателя определяет и размещение унифици-
рованной малогабаритной системы охлаждения: для машин с пе-
редним расположением МТО на правой надгусеничной полке
с выпуском газовоздушной смеси из эжектора в сторону правого
борта; для машин с задним расположением МТО — на левой
надгусеничной полке.
Воздухоочиститель в обоих случаях установлен над двигате-
лем и состоит из двух батарей, каждая из которых имеет три ряда
горизонтально расположенных циклонов. Пыль из пылесборника
удаляется автоматически с помощью эжектора.
В МТО расположены также другие составные части, обеспечи-
вающие функционирование СУ.
Проведенные исследования показали принципиальную возмож
ность разработки единых обратимых МТО и для других категорий
ВГМ.
1.5. ПОКАЗАТЕЛИ КАЧЕСТВА СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
Качество СУ оценивается в основном по показателям назначе-
ния и конструктивным параметрам, номенклатура которых опре-
делена отраслевыми стандартами. Основными из них являются:
д,иб — максимальная мощность СУ, равная мощности двига-
теля в условиях объекта;
шмту —сухая масса МТУ (масса МТУ без заправки топливом,
маслом и охлаждающей жидкостью);
Л^*/тмту—удельная мощность МТУ (максимальная мощ-
ность СУ, отнесенная к сухой массе МТУ);
Та — время подготовки СУ к принятию нагрузки при темпера-
туре окружающего воздуха - 40 °C;
К, удельный расход топлива.
Для сравнения между собой СУ различных машин целесообраз-
но использовать следующие мощностные и габаритно-массовые по-
казатели СУ и МТО в целом:
A.— относительные потери мощности СУ, представляю-
щие собой отношение затрат мощности на системы СУ к мощнос-
ти двигателя в условиях стенда;
Л^"/^Мто — объемная мощность МТО, представляющая собой
отношение максимальной мощности двигателя в условиях стенда
к объему МТО, кВт/м3;
относительные объемы МТО и его составных частей, представ-
ляющие собой отношение объема МТО к внутреннему объему кор-
пуса шасси машины, объемов систем СУ к объему МТО и др.;
относительные массы СУ и ее составных частей, представляю-
щие собой отношение массы СУ к массе шасси машины, массы
двигателя и отдельных систем к массе СУ и др.;
удельные объемы и массы составных частей, представляющие
собой отношение объема и массы составных частей СУ к мощнос-
39
Таблица 1.5
Оценочные показатели МТУ современных танков
Показатель Т-64А (СССР) Т-72 (СССР) Т-ЭО (СССР) М-60А1 (США) М-1 (США) .Леопард-1* (ФРГ) .Леопард-2* (ФРГ)
Масса шасси ВГМ т^, кг 16 700 19 300 19400 23 700 23 100 20000 27 000
Внутренний объем корпуса шасси Уш» м3 8,7 9,3 9,0 13,0 14,2 14,7 14,9
Объем МТО (с топливом/без топлива) VrMT0, м3 -/2,6 —/3,1 2,8/2,5 6,8/5,4,5,8* 6,8,5,8 6,4/5,4 7,3/6,8
Мощность двигателя в условиях стенда кВт 515 575 735 550 Нет све- дений 610 1100
Мощность двигателя в условиях объекта А'°6, 450 510 620 470 1100 525 940
кВт
Потери мощности в объекте = кВт 65 65 115 80 Нет све- дений 85 160
Относительные потери мощности (ДЛ,е/А,^т)-100, 12,6 11,3 16,0 14,5 То же 13,9 14,5
%
Объемная мощность МТО Л^т/УМТ0 (без топ- 200 190 295 100 95* 190 ПО 180
лива), кВт/м3
Удельный объем двигателя VaB/^T, м3 кВт 1,71 10"3 2.08-10-3 1,86-КГ3 4,94 10"3 1.05-10"3 2.52-10~3 1,54-Ю-3
Удельный объем системы охлаждения V'c 1.1-10-3 1,16Ю“3 0,26-10“3 — — 2,46-10-3 1.4210"3
м3кВт
Удельный объем системы воздухоочистки 0,35 10-3 0,37 10"3 0,68 10—3 0.73-1 (Г3 0,63-10~3 0,67-10“3 0,38-10"3,
Уво/Л^т. м‘/кВт
Относительный объем МТО (VMT0/V’m)-100, % 30,0 32 5 27,8 41,5 40.8 40,0 42.0
Зак. 27с
Продолжение табл. 1.5
Показатель Т-64А (СССР) Т-72 (СССР) Т-80 (СССР) М-60А1 (США) М-1 (США) •Леопард-1* (ФРГ) .Леопард-2* (ФРГ)
Относительный объем двигателя (1дВ V’mto) х X 100, % 44 39 55 40 20 30 25
Относительный объем системы охлаждения <^.<Ямто> 10°. % 22 22 8 — — 28 23
Относительный объем системы воздухоочистки (V'bo/Vmto) 100, % 7 7 20 7 12 7,5 6.2
Масса МТУ т мту, кг 3120 2 980 2540 3 550 — — —
Масса силового блока тс б, кг — — — — 3 850 4 380 5610
Относительная масса МТУ Ицту /тш)-100, % 19 15 13 15 — — —
Относительная масса силового блока Ис 6/mIU)100, *> — — — — 17 22 21
Удельная масса двигателя 7дв=/Ядв/Af” кг кВт 2,03 1,71 1,42 3,75 1,02 2,38 1,82
Удельная масса системы охлаждения тс к г/кВт 0,46 0,57 0,15 — 0.25 0,73 0.48
Удельная масса системы воздухоочистки я»во/А^т, кг/кВт 0,10 0,15 0,12 0,15 0,31 0,18 0,14
Относительная масса двигателя (wIB /иш)100, % 6,2 5.1 5,4 8.7 4,8 7,2 7,5
Относительная масса системы охлаждения (*»с.оИш)-100, % 1,4 1,7 0,6 — 1,2 2,2 2,0
Относительная масса системы воздухоочистки («о/®ш)*100, % 0,3 0,4 0,4 0,3 1.5 0,5 0,5
* С учетом объема двух возчухоочистителей, вынесенных из МТО н установленных на подкрылках.
ти двигателя в условиях стенда, выражаемые в м3/кВт и кг/кВт
соответственно.
Для более объективной оценки и сравнения СУ различных
ВГМ целесообразно определять объемы и массы СУ суммировани
ем показателей отдельных составных частей. Это связано с тем,
что не на всех машинах используются силовые блоки.
Масса шасси определяется как сумма масс составных частей,
находящихся в МТО, ходовой части, части электрооборудования,
необходимого для функционирования шасси, спецоборудования,
ЗИП и корпуса (масса корпуса принимается равной 15 % сухой
массы машины).
В табл. 1.5 приведены мощностные и габаритно-массовые пара-
метры отдельных отечественных и зарубежных танков.
Следует учитывать некоторую условность в определении объ-
емов и масс отдельных составных частей. Это, в частности, отно-
сится к системе охлаждения танка Т-72, имеющей разомкнутый
воздушный контур, танку Т-80, на котором применяются много-
функциональный вентилятор и общая воздушная трасса системы
охлаждения и пылеудаления.
Анализ таблицы показывает, что объемная мощность МТО оте-
чественных танков составляет 190 200 кВт/м3 для танка с ПД и
295 кВт/м3 для танка с ГТД. У зарубежных машин этот; показа-
тель существенно ниже (около 105 кВт/м3), и только для новых
машин с двигателями мощностью 1100 кВт объемная Мощность
находится в пределах от 175 до 190 кВт/м3.
Относительные суммарные потери мощности СУ отечественных
и зарубежных машин примерно одинаковы и составляют для тан-
ков с ПД 11 — 15 %. Для танка Т-80 потери мощности составляют
16 %.
Объем МТО отечественных танков составляет 28—32 % от
внутреннего объема шасси, зарубежных машин —около 40%.
Целесообразно отметить, что объем МТО оказывает существенное
влияние на общую массу машины за счет брони, защищающей
МТО. Это обстоятельство служит еще одним подтверждением не-
обходимости создания малогабаритных МТО. Из анализа таблицы
также следует, что конструкция систем СУ отечественных танков
базируется на более прогрессивных решениях, поскольку удельные
объемы и массы систем охлаждения и воздухоочистки отечествен-
ных машин характеризуются лучшими показателями, чем у зару-
бежных. Только показатели танка «Леопард-2» близки к показа-
телям отечественных машин.
Удельные объемы систем СУ находятся в следующих пределах:
двигатель...................1,5—2,52 м3/кВт (для танков с ПД)
1,05—1,45 м3/кВт (для танков с ГТД)
система охлаждения . . . 1,1—1,16 м’/кВт (для отечественных танков с ПД)
42
1,42— 2.46 м’/кВт (для зарубежных танков с ПД)
0,26 мэ/кВт (для танка Т-80)
система воздухоочнстки . . 0,35—0,37 м’/кВт (для отечественных танков с
ПД)
0,38—0,73 м3/кВт (для зарубежных танков с ПД)
0,63—0.68 м’/кВт (для танков с ГТД)
Удельная масса систем СУ характеризуется следующими пока-
зателями:
двигатель..............1,71—2,38 кг/кВт (для отечественных :• зарубеж-
ных танков с ПД)
1,02—1,35 кг/кВт (для танков с ГТД)
система охлаждения . . . 0,46—0,57 кг/кВт (для отечественных танков
с ПД)
0.48—0,73 кг/кВт (для зарубежных танков с ПД)
0,15—0,25 кг/кВт (для танков с ГТД)
система воздухоочнстки . . 0,10—0,15 кг/кВт (для отечественных танков
с ПД)
0,14—0,18 кг/кВт (для зарубежных танков с ПД)
0,12 кг/кВт (для танка Т-80)
0,31 кг/кВт (для танка М-1)
Высокие значения удельных показателей двигателя танка
М-60А1 объясняются его воздушным охлаждением.
Определенный интерес представляют значения объемов и масс
систем СУ, отнесенных к объему МТО и массе шасси соответствен-
но. Анализ показывает, что относительный объем двигателя зави-
сит от принципов компоновки МТО, и у отечественных машин
в 1,5—2 раза больше, чем у зарубежных. В то же время относи-
тельные объемы систем охлаждения и воздухоочнстки примерно
одинаковы. Относительные массы систем СУ сравнительно невели-
ки (0,3—2,2%), относительная масса двигателя несколько больше
(5,1 8,7%).
1.6, ТЕНДЕНЦИИ РАЗВИТИЯ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК ВГМ
Анализ отечественных и зарубежных данных о перспективах
использования в транспортных СУ различных источников энергии,
в том числе и принципиально новых, лает основание считать, что
в недалеком будущем в качестве основных энергоагрегатов на гу-
сеничных машинах будут применяться многотопливные двигатели
внутреннего сгорания — ПД п ГТД.
Выдвигаемые в настоящее время требования к подвижности
ВГМ предопределяют необходимость увеличения удельной мощ-
ности до 22 кВт/т и более, что возможно при использовании в ос-
новных танках двигателей мощностью 900—1100 кВт. Силовая ус-
тановка с двигателем такой мощности должна размещаться в ог-
раниченном объеме корпуса танка, так как одновременное выпол-
нение возрастающих требований к огневой мощи и защите (в том
числе по условиям обитаемости) не позволяет рассчитывать на
какое-либо существенное увеличение объема МТО.
4*
43
Если при использовании газотурбинного двигателя задача соз-
дания СУ повышенной мощности решается сравнительно просто,
то для СУ с поршневым двигателем необходим поиск новых реше-
ний.
Повышенная мощность ПД в ограниченных габаритах может
быть обеспечена путем существенного форсирования в результате
применения газотурбинного наддува с промежуточным охлажде-
нием наддувочного воздуха.
Очевидно, что системы СУ, в первую очередь, системы охлаж-
дения и воздухоочистки, должны рассчитываться с учетом загруз-
ки двигателя в условиях реальной эксплуатации и вероятности ис-
пользования машин при экстремальных температурах окружаю-
щего воздуха.
В настоящее время созданы высокоэффективные малогабарит-
ные эжекционные системы охлаждения для различных гусеничных
машин. Однако применение таких систем обусловливает повышен-
ное противодавление в выпускном тракте двигателя. При харак-
терном для этих систем скоростном напоре газа, создающем на
срезе сопел эжектора давление 30 кПа, противодавление за турби-
ной может достигать 40 кПа и более в зависимости от конструкции
выпускного тракта. Повышенное противодавление за турбиной, а
соответственно и в выпускных коллекторах двигателя, приводит
к увеличению теплового потока в охлаждающую жидкость. Эти
обстоятельства необходимо учитывать при создании СУ новых ма-
шин. В малогабаритной СУ с вентиляторной системой охлаждения
противодавление в выпускном тракте составляет 20—25 кПа. Вен-
тиляторные системы охлаждения развиваются по пути улучшения
эксплуатационных параметров и применения автоматизированного
гидромеханического привода, позволяющего существенно сокра-
тить затраты мощности при низких температурах окружающего
воздуха и на частичных нагрузках двигателя. Однако, как показа-
ли компоновочные проработки, в малогабаритном МТО использо-
вать вентиляторные системы трудно.
Создание малогабаритных систем охлаждения связано с необ-
ходимостью снижения тепловых потоков от двигателя в охлажда-
ющую жидкость и масло за счет повышения их температуры до
135 °C и более с учетом допустимой продолжительности работы
двигателя при такой температуре, а также применения теплоизо-
лирующих покрытий и использования новых конструктивных ре-
шений. Повышение температуры в системе охлаждения обеспечи-
вается применением алюминиевых радиаторов, использование ко-
торых помимо снижения массы и экономии стратегических мате-
риалов позволяет повысить давление в системе до значений, ис-
ключающих парообразование.
В ограниченных габаритах МТО длительная реализация повы-
шенной мощности двигателя возможна лишь при средней эксплуа-
тационной температуре окружающего воздуха. При повышенной
44
температуре необходимо автоматическое снижение мощности дви-
гателя, как это предусмотрено в танке «Леопард-1> (ФРГ).
Целесообразно применение комбинированных систем охлажде-
ния с форсажными вентиляторами, которые при сравнительно не-
больших затратах мощности могут обеспечить функционирование
СУ в широком диапазоне температур.
Повышение расхода воздуха через двигатель при увеличении
его мощности, а также расширение диапазона изменения расхода
в зависимости от частоты вращения и нагрузки, обусловленное
применением турбонаддува, предопределяют развитие систем воз-
духоочистки по двум направлениям: 1) создание одноступенчатых
воздухоочистителей с использованием в системе пылеудаления спе-
циальных вентиляторов с регулируемым приводом; 2) создание
двухступенчатых воздухоочистителей практически со 100 %-ной
очисткой воздуха и увеличенной периодичностью обслуживания
второй ступени.
Трудности размещения воздухоочистителей даже при увеличен-
ном сопротивлении на входе в двигатель при ограниченных габа-
ритах МТО с учетом необходимости установки воздухозаборного
устройства, требующего существенного объема, заставляют искать
новые решения.
Защита двигателя с турбонаддувом от пыли возможна за счет
применения так называемой двухкаскадной системы воздухо-
очистки. Очистка воздуха перед компрессором осуществляется в
первом каскаде комбинированными прямоточными циклонами. Во
втором каскаде, являющимся практически неотъемлемой частью
двигателя, используются или фильтрующие элементы, или обратно-
поточные циклоны, работающие под давлением, создаваемым ком-
прессором, и обеспечивающие защиту цилиндро-поршневой груп-
пы двигателя. Удаление пыли из второго каскада осуществляется
выбросом части воздуха через трассу отсоса с последующим ис-
пользованием его, например, в качестве эжектнрующего для уда-
ления пыли из первого каскада. Использование двухкаскадной си-
стемы воздухоочистки позволяет повысить экономичность двигате-
ля, а также уменьшить тепловой поток от наддувочного воздуха.
Увеличить подвижность гусеничных машин в случае необходи-
мости можно за счет кратковременного форсирования мощности
двигателя на 10—15 %. Рассмотрим два основных варианта реали-
зации форсажной мощности. В первом варианте повышенная мощ-
ность необходима для получения максимальных ускорений. Про-
цесс форсирования длится 20—30 с и может быть обеспечен в ре-
зультате увеличения цикловой подачи топлива без изменения си-
стем воздухоочистки и охлаждения. Дополнительная теплота
в этом случае поглощается за счет инерционности системы охлаж-
дения двигателя. Во втором случае необходимо повышение мощ-
ности, например, при преодолении препятствий в течение 20 30
мин. Реализация такого форсажного режима возможна только при
обеспечении нормальных процессов поступления воздуха и отвода
45
тепла. В двухступенчатом воздухоочистителе целесообразно от-
ключение одной из ступеней, что приводит к снижению сопротивле-
ния; при применении одноступенчатого воздухоочистителя следует
организовать дополнительный забор воздуха из зоны с малой за-
пыленностью. При этом повышенному расходу воздуха соответст-
вует повышенный расход газа через сопла эжектора системы ох-
лаждения, что приводит к форсированию системы, и таким обра-
зом обеспечивается допустимое тепловое состояние двигателя.
По второму варианту форсирование системы охлаждения осу-
ществляется в результате испарительного охлаждения, которое
связано, однако, с некоторыми потерями жидкости из системы.
Задача ускорения технической готовности машин, особенно
в условиях низкой температуры окружающего воздуха, для СУ
с ПД решается применением устройств, облегчающих пуск двига-
теля при температуре до —25 °C, и маловязких масел. При более
низкой температуре окружающего воздуха используется предпус-
ковой подогрев двигателя при помощи многотопливных подогрева-
телей повышенной производительности с системой автоматического
регулирования, позволяющей длительное время поддерживать дви-
гатель в состоянии готовности к быстрому пуску.
Пуск ГТД при низкой температуре является менее сложной за-
дачей при условии поддержания аккумуляторных батарей в ра-
ботоспособном состоянии.
Таким образом, в настоящее время имеются возможности су-
щественного увеличения мощности СУ новых машин при одновре-
менном сокращении удельных объемов МТО.
Глава 2. ДВИГАТЕЛИ ВГМ
2.1. ОБЩИЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Двигатели военных гусеничных машин работают в условиях
движения по различным дорогам и по пересеченной местности при
постоянно изменяющемся внешнем сопротивлении движению, т. е.
двигатель практически постоянно работает на неустановившнхся
режимах как по нагрузке, так и по частоте вращения.
Для того чтобы мощность двигателя могла быть реализована
наиболее эффективно с целью повышения подвижности машины,
двигатель должен иметь хорошие показатели приспособляемости
и приемистости в широком диапазоне по частоте вращения.
Двигатель для ВГМ должен удовлетворять ряду следующих
технических требований:
иметь необходимую максимальную мощность, соответствующую
заданной удельной мощности машины;
обеспечивать высокую габаритную мощность и малую удель-
ную массу;
обеспечивать прогрессивную энергетическую характеристику,
определяемую формой характеристики крутящего момента и диа-
пазоном эксплуатационных частот вращения;
иметь высокую топливную экономичность;
многотопливность, т. е. способность работать на различных сор-
тах топлива (дизельного и для реактивных двигателей), а также
на автомобильных бензинах, в том числе и на высокооктановых;
обеспечивать легкий пуск при низких температурах окружаю-
щего воздуха;
обеспечивать возможность работы в составе СУ ВГМ под во-
дой, с выпуском отработавших газов в воду;
обеспечивать прогрев в короткое время после пуска при низкой
температуре до начала движения машины;
иметь высокую приемистость и хорошие тормозные характе-
ристики;
иметь высокие допустимые температуры охлаждающей жидкос-
ти и масла;
иметь низкую температуру и малую дымность отработавших
газов;
обеспечивать низкий уровень шума;
47
иметь достаточную надежность;
обеспечивать возможность объединения в силовой блок с транс-
миссией и системами СУ;
иметь легкий доступ к обслуживаемым агрегатам;
иметь относительно низкую стоимость, в том числе в эксплуа-
тации.
Важным фактором является также унификация двигателей, т. е.
применяемость для всей номенклатуры гусеничных машин двига-
телей одного семейства.
2.2. ПОРШНЕВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
В начальной стадии развития бронетанковой техники конструк-
торы были вынуждены использовать для танков серийные авиа-
ционные или автомобильные двигатели. Как правило, это были
карбюраторные поршневые двигатели, которые до начала второй
мировой войны имели лучшие габаритно-массовые параметры, чем
дизели. Поскольку дизели обладают рядом неоспоримых преиму-
ществ, в конечном счете именно они стали применяться в большин-
стве ВГМ как в СССР, так и за рубежом.
Основными из этих преимуществ являются:
лучшая экономичность и соответственно больший запас хода
машины;
большие перспективы по форсированию за счет применения
наддува;
отсутствие системы электрозажигания;
большая пожаробезопасность;
меньшая температура отработавших газов, их токсичность
и др.
Первым в мире танковым дизелем явился разработанный
в СССР двигатель В-2, опытные образцы которого были созданы
в начале 30-х гг. В этом двигателе нашли воплощение лучшие дос-
тижения науки и техники того времени, использован опыт созда-
ния в нашей стране авиационных поршневых двигателей, а также
опыт зарубежного двигателестроения. В период Великой Отечест-
венной войны двигатель В-2 устанавливался в большинстве образ-
цов бронетанковой техники и был вполне заслуженно оценен как
самый мощный, экономичный и надежный двигатель. В после-
военный период основные показатели двигателя были существенно
улучшены.
В настоящее время практически во всех отечественных и зару-
бежных гусеничных машинах, в том числе и модернизируемых, ус-
танавливаются дизели.
Особенности функционирования двигателя в составе силовой
установки. Наличие сопротивлений, -создаваемых системами
воздухоочистки и выпуска, повышенная температура в МТО при-
водят к тому, что на вход в трансмиссию поступает мощность,
меньшая эффективной мощности двигателя Ne, измеренной без
48
сопротивлений на впуске и выпуске при нормальных атмосферных
условиях. Мощность затрачивается также на работу вентиляторов
системы охлаждения, привод которых осуществляется от трансмис-
сии или непосредственно от двигателя (для двигателей воздушно-
го охлаждения), вентиляторов пылеудаления и других агрегатов
СУ. Суммарные затраты мощности составляют 10—15 % макси-
мальной мощности двигателя, соответственно увеличивается
удельный расход топлива. При этом растет также теплонапряжен-
ность основных деталей двигателя.
Рассмотрим влияние различных факторов на эффективную
мощность двигателя. Как известно, эффективная мощность N,
меньше индикаторной мощности /V, на значение мощности меха-
нических потерь
На индикаторную мощность двигателя оказывают влияние в
основном сопротивление и температура воздуха на впуске в дви-
гатель.
Мощность механических потерь включает в себя затраты мощ-
ности на трение /VTp, работу агрегатов двигателя Л\гр и соверше-
ние насосных ходов №цас:
М, = WTp Ц- 4- ^н«с •
Можно считать, что затраты мощности на трение и привод аг-
регатов не зависят от условий на впуске и выпуске, создаваемых
системами СУ; изменение /VM при этом определяется только из-
менением Л/Я1С.
Увеличение сопротивления на впуске в результате установки
системы воздухоочистки приводит к уменьшению расхода воздуха,
поступающего в двигатель, что объясняется снижением его плот-
ности р, и ухудшением коэффициента наполнения t)v. за счет не-
которого увеличения коэффициента остаточных газов у,. Так как
цикловая подача топлива gH остается постоянной, снижение рас-
хода воздуха приводит к уменьшению коэффициента избытка воз-
духа
где G,—расход воздуха, кг/с; £0 — стехиометрический коэффициент, характе-
ризующий массу воздуха в килограммах, теоретически необходимую дли сго-
рания I кг топлива; GT — расход топлива, г/с.
Повышение сопротивления на впуске приводит к уменьшению
давления в конце сжатия р. и снижению концентрации кислорода
вследствие уменьшения а. Эти факторы вызывают увеличение пе-
риода задержки воспламенения т, и оказывают влияние на про-
должительность и полноту сгорания топлива в цилиндрах двига-
теля. При этом уменьшается индикаторный КПД
i/«
^ = v .
где — индикаторный КПД при «!.
49
Индикаторная мощность двигателя (в кВт) рассчитывается по
формуле
= (2П
где Л — постоянный коэффициент (£« 1/(30 • 10*); i — число цилиндров; Не-
рабочий объем цилиндра, л; QH — низшая удельная теплота сгорания топли-
ва, кДж/кг, ₽в —плотность воздуха, кг/м3; Ту— коэффициент наполнения; п — ча-
стота вращения коленчатого вала двигателя; т — тактность двигателя.
Уменьшение М{ происходит, главным образом, за счет умень-
шения произведения pBTjy, а также вследствие уменьшения отно-
шения Т)|/А.
Как показали проведенные исследования, для двигателей без
наддува или с приводными нагнетателями увеличение сопротивле-
ния на впуске на каждые 10 кПа вызывает уменьшение максималь-
ной мощности на 2,5—3 %. При этом в результате снижения а
температура деталей цилиндро-поршневой группы увеличивается
на 5—10 %.
Если известны потери мощности двигателя за счет установки
системы воздухоочистки на режиме максимальной мощности
то при другой частоте вращения на режимах внешней ха-
рактеристики потери мощности
АЛГ = Mtt,(n/nKr.
где nN — частота вращения, соответствующая режиму максимальной мощности
Повышение противодавления на выпуске из-за использования
эжекторов или особенностей конструкции системы выпуска при
вентиляторной системе охлаждения приводит к увеличению давле-
ния и плотности остаточных газов в цилиндрах двигателя, в связи
с чем уменьшаются т]и и GB. Увеличение количества остаточных
газов оказывает влияние на рабочий процесс двигателя. Увеличи-
вается т, и одновременно снижается т)(. Однако в пределах про-
тиводавлений, имеющих место в реальных конструкциях СУ (отно-
шение рг1Рк <1,0, где рг — противодавление на выпуске, ^да-
вление воздуха на входе в цилиндры), влияние их на г|и, (7В и а
незначительно, что подтверждено экспериментально.
Уменьшение мощности происходит, в основном, за счет увели-
чения насосных потерь и составляет примерно 1 % макси-
мальной мощности при увеличении противодавления на 10 кПа.
Как показали проведенные исследования, увеличение противодав-
ления до 40 кПа не оказывает существенного влияния на темпера-
туру деталей цилиндро-поршневой группы двигателя.
Потери мощности двигателя за счет повышения противодавле-
ния на выпуске ЛЛГ?Ы1 при частотах вращения, отличных от режи-
50
ма максимальной мощности на режимах внешней характеристики,
можно определить ио формуле
ДЛГ" = (л/лл.)-,
где A4V"'y—потерн на режиме максимальной мощности.
Воздух на впуске в двигатель СУ подогревается, особенно ес-
ли забор воздуха осуществляется из МТО. Повышение температу-
ры воздуха на впуске сказывается на изменении его плотности
в конце такта впуска и на коэффициенте наполнения. При посто-
янной цикловой подаче топлива изменяется и а.
Повышение температуры на впуске вызывает изменение темпе-
ратуры воздуха в конце такта сжатия, что оказывает некоторое
влияние на процесс сгорания топлива. Уменьшается т,, в резуль-
тате чего снижается скорость нарастания давления dpjdq (<р -
угол поворота коленчатого вала двигателя) и максимальное давле-
ние сгорания рг. При этом увеличивается период сгорания и про-
исходит догорание на линии расширения, что приводит к сниже-
нию т)Р Одновременно уменьшается и а, поэтому /V, снижается
в основном за счет уменьшения наполнения цилиндров двигателя.
В результате снижения а незначительно повышается температура
деталей цилиндро-поршневой группы.
Основным потребителем мощности в системе охлаждения явля-
ется вентилятор. Затраты мощности AV" для вентиляторов, имею-
щих жесткий привод, на частотах вращения, отличных от номи-
нальной, можно определить по формуле
где AW"jV— затраты на режиме максимальной мощности.
Следует отметить, что при использовании гидравлического при-
вода вентиляторов с термостатическим управлением обеспечивает-
ся значительная экономия мощности при работе двигателя на час-
тичных нагрузках и при температуре окружающего воздуха ниже
максимальной, принятой по расчету, однако точно определить за-
траты мощности в этом случае трудно.
В табл. 2Л приведены потери мощности в СУ некоторых оте-
чественных танков, а на рис. 2.1 и 2.2 внешние характеристики их
двигателей в условиях стенда и объекта.
Анализ приведенных данных показывает, что в СУ танка Т-72
относительные потерн мощности почти в два раза больше, чем на
опытном танке, на котором установлен двигатель типа В-46. Это
объясняется применением на нем эжекционной системы охлажде-
ния и изолированного воздушного тракта. Увеличение потерь мощ-
ности на танке Т-64А связано с тем, что сопротивления на впуске
и выпуске оказывают большее влияние на мощность двухтактного
двигателя (5ТДФ), чем четырехтактного.
51
Таблица 2.1
Потери мощности в СУ
Показатель Т-64Л Т-72 Опытный танк
Тип системы охлаждения Эжекнион- ная Вентиля- торная 575 Эжекиионная
Мощность двигателя в условиях стенда при +20*С Nf, кВт Потери мощности, кВт: 515 550
на систему воздухоочнстки 33 15 15
на систему выпуска 29 7 20
на привод вентилятора системы охлаждения — 28
на подогрев воздуха 3 15 —
Суммарные потери мощности, кВт 65 65 35
Мощность двигателя в условиях объекта N? , кВт 450 510 515
Рис. 2.1. Внешняя характеристика
двигателя 5ТДФ в условиях стенда
(—) и в танке Т-64А (------------):
/ — удельный расход топлива 2 — ча
совой расход топлива ; 3 — расход воз
духа : 4 — мощность N* ; 5 — крутя
щий момент .Мкр
Рис 2.2. Внешняя характеристика
двигателя В-46 в условиях стенда
(—) и в танке Т-72 (-------------):
/ - Г/ 2 - (L; J - Ов; 4 - Л'#; 5 - Л<гр
(условные обозначения те же. что на
рис. 2.1)
52
Уменьшение сопротивлений на впуске и выпуске представляет
собой сложную задачу при минимальных габаритах СУ. Наиболее
рациональным путем повышения экономичности СУ является при-
менение газотурбинного наддува (ГТН) двигателей. В условиях
объекта двигатели с агрегатами наддува, рассчитанными на стен-
довые условия, имеют значительно худшие параметры. Так, напри-
мер, на двигателе типа В-2 с газотурбинным наддувом сопротив-
ление на впуске 12 кПа и противодавление на выпуске 30 кПа вы-
зывают уменьшение расхода воздуха на 30 % и ухудшают эконо-
мичность на 12 %. При этом существенно увеличивается темпера-
тура отработавших газов и деталей цилиндро-поршневой группы.
Основной причиной значительного влияния условий объекта явля-
ется настройка поршневой части двигателя и турбокомпрессора
на условия стенда, которая в условиях объекта оказывается неоп-
тимальной.
Турбокомпрессоры необходимо проектировать с учетом реаль-
ного расхода воздуха в СУ, учитывая его снижение под влиянием
сопротивления на впуске и противодавления на выпуске.
Как видно из приведенной на рис. 2.3 внешней характеристики,
Рис. 2.3. Внешняя характери-
стика двигателя типа В 2 с
ГТН, настроенным на условия
объекта (—) и без настройки
(------------------):
1 — gf', 3 — вт; J — (услов
ные обозначения те же. что на
рис. 2.1)
при применении газотурбинного наддува можно получить необхо-
димую мощность в танке при удельном расходе топлива 225-
240 г/(кВт ч) во всем рабочем диапазоне внешней характери-
стики.
В реальной эксплуатации СУ могут работать в условиях высо-
когорья, т.е. когда атмосферное давление понижается с увеличе-
нием высоты над уровнем моря. Падение давления можно опре-
делить по формуле
В = В^\ - Н/44300)5’256,
где Во — атмосферное давление на уровне моря, кПа; // высота над уров-
нем моря, м.
53
С увеличением высоты одновременно понижается температура
воздуха
t « /0 — 0,0065/У,
где t0 — температура воздуха на уровне моря, К.
При этом уменьшается плотность воздуха, ухудшается наполне-
ние двигателя и снижается коэффициент избытка воздуха, в ре-
зультате снижается мощность двигателя и при постоянном расходе
топлива ухудшается его экономичность. Несмотря на уменьшение
противодавления на выпуске, повышается температура отработав-
ших газов, что приводит к повышению тепловой напряженности
деталей выпускного тракта и снижению надежности двигателя и
систем СУ. На серийных машинах для обеспечения работоспособ-
ности СУ в условиях высокогорья приходится вводить ограничение
подачи топлива, благодаря использованию в топливорегулирую-
щей аппаратуре специальных корректоров, или же эксплуатировать
машину при пониженных скоростях.
Исследования показали, что на двухтактном двигателе 5ТДФ
танка Т-64А, более чувствительном, чем четырехтактный двигатель,
к изменению внешних условий, ограничение подачи топлива необхо-
димо вводить, начиная с высоты 1 000 м нал уровнем моря. На вы-
соте 2 000 м суммарные потери мощности составляют по внешней
характеристике 15—18% (большие значения относятся к режиму
максимального крутящего момента). Температура отработавших
газов при этом составляет 600 °C; без ограничения подачи топлива
температура достигает 800 °C.
Для двигателя В-46 танка Т-72 предельной высотой, при кото-
рой возможна работа без ограничения подачи топлива, является
высота 2 000 м. При этом потери мощности за счет снижения плот-
ности воздушного заряда составляют 8—10 % по внешней харак-
теристике, а температура отработавших газов достигает 750 °C.
Применение турбонаддува способствует сохранению практиче-
ски постоянной мощности (до высоты 2000 м). В связи с тем, что
с увеличением высоты растет частота вращения турбокомпрессора
вследствие повышения температуры отработавших газов,, расход
воздуха и (х уменьшаются менее существенно, чем на двигателях
без наддува или с приводными нагнетателями, а снижение мощно-
сти, как показали проведенные исследования, составляет I—2 %
на каждые I 000 м высоты при условии постоянства температуры
окружающего воздуха. Поскольку с увеличением высоты, как пра-
вило, температура снижается, потери мощности фактически еще
меньше. Очевидно, что в двигателе с турбонаддувом, имеющем до-
статочно высокое значение а, при необходимости можно до опреде-
ленной высоты поддерживать постоянную мощность увеличением
подачи топлива.
Особенностью танковых дизелей является их многотопливность.
В связи с более высокой температурой самовоспламенения топлива
для реактивных двигателей и бензина увеличивается период за-
54
держки воспламенения, что приводит к повышению скорости на-
растания давления и сказывается на надежности двигателя. Одно-
временно снижается мощность двигателя (до 20 %) и увеличивает-
ся удельный расход топлива, а также затрудняется пуск двигате-
ля, особенно при низкой температуре.
Для обеспечения надежной работы дизелей на топливах для
реактивных двигателей и бензинах с минимальными потерями
мощности необходимы специальные мероприятия, к которым,
в частности, относятся увеличение степени сжатия двигателя е
до 20, применение предкамер, жаровых вставок и накладок на
поршне. При этом обеспечивается более высокая температура в ка-
мере сгорания к моменту впрыска топлива в цилиндры двигателя,
а также ускоряется прогрев топлива. Меньшие плотность и вяз-
кость топлива для реактивных двигателей и бензинов приводят
к снижению подачи насоса: для бензина, например, на 25—30 %,
а для топлива для реактивных двигателей ТС-1— на 4—6 % по
сравнению с дизельным топливом Обеспечение эквивалентной по-
дачи различного топлива достигается применением многопозицион-
ных упоров или специальных корректоров, устанавливаемых на
топливных насосах высокого давления. Многопозиционные упоры
используются при ручной корректировке подачи топлива, для чего
в ВГМ должен быть обеспечен доступ к насосу. В связи с тем, что
топливные баки танка могут попеременно заправляться дизельным
топливом, топливом для реактивных двигателей или бензином и
двигатель может работать на смеси различных видов топлива,
необходимо вводить в топливную систему двигателя автоматиче-
ский регулятор, изменяющий расход топлива в зависимости от его
плотности. Указанные мероприятия позволяют ограничить сниже-
ние мощности до 10 %.
Характеристики двигателей и пути их улучшения. Эксплуата-
ция ВГМ происходит при переменных нагрузках, скоростях и в
различных дорожных условиях.
Подвижность ВГМ зависит от энергетических и топливно-эконо-
мических параметров двигателя и определяется его характеристи-
ками (скоростной, нагрузочной, регуляторной, тормозной), пред-
ставляющими собой графическую взаимозависимость основных па-
раметров двигателя. Характеристики определяются на специаль-
ных стендах, оборудованных нагружающими устройствами (тор-
мозами).
Зависимость эффективной мощности, крутящего момента,
а также часового и эффективного удельного расходов топлива от
частоты вращения коленчатого вала называется скоростной харак-
теристикой двигателя. Скоростные характеристики подразделяют-
ся на внешние и частичные. Первые определяются при максималь-
ной подаче топлива, вторые — при неполной подаче. Типичная
скоростная характеристика дизеля приведена на рис. 2.4.
Скоростные режимы, на которых могут работать двигатели,
изменяются в больших пределах. Так, коэффициент рабочих частот
55
вращения, представляющий собой отношение частоты вращения
при максимальной мощности к частоте, соответствующей макси-
мальному крутящему моменту, в
диапазоне изменения которых
обычно работает двигатель,
находится в пределах kn =
= Лл//Ли = 1,4 ... 1,8.
Рис. 2.4. Скоростная характеристика
дизеля:
ЯП11П~- минимальная частота вращения;
частота вращения, соответствующая
макснмальноиу крутящему моменту
.Икр (nax; nj^~ частота вращения, соответ
ствующая максимальной мощности;
яшах~ “«кеммальная частота вращения
Следует отметить, что в условиях реальной эксплуатации дви
гатель может работать на частотах вращения ниже п и, вплоть до
минимально устойчивой частоты вращения.
Важным параметром, характеризующим устойчивость работы
двигателя на различных скоростных режимах при изменении
внешнего сопротивления, является коэффициент приспособляемо-
сти k и. Этот коэффициент определяется отношением максималь-
ного крутящего момента двигателя к крутящему моменту при мак-
симальной мощности:
д- •
Коэффициент приспособляемости характеризует способность
двигателя преодолевать возросший момент сопротивления за счет
повышения значения крутящего момента без перехода на низшую
передачу трансмиссии. Чем больше коэффициент приспособляемо-
сти, тем меньше изменяется скоростной режим двигателя при воз-
росшем моменте сопротивления (ухудшение дорожных условий,
подъем и др.), легче осуществляется управление машиной, реже
приходится воздействовать на органы управления для поддержа
ния определенной скорости движения и устойчивее режим движе
ния машины. Коэффициент приспособляемости дизеля без приме-
нения специальных мер находится в пределах 1,1 —1,2.
Оба рассмотренных выше коэффициента оказывают существен-
ное влияние на выбор числа и разбивку передач трансмиссии,
а соответственно и ее конструкцию.
Для повышения коэффициента приспособляемости необходимо
при снижении частоты вращения одновременно увеличивать цикло-
56
вые подачи топлива и воздуха, для чего применяются корректи-
рующие устройства в топливном насосе высокого давления и над-
дув двигателя свободным турбокомпрессором, приводным нагне-
тателем с дифференциальным приводом или комбинированным
способом; наиболее экономичным является газотурбинный наддув.
Двигатели с ГТН, имеющие повышенный коэффициент приспо-
собляемости, в том числе и двигатели с постоянной мощностью во
всем эксплуатационном диапазоне частот вращения, разработаны
в СССР (Челябинским тракторным заводом на базе двигателей
типа В-2) и за рубежом (американскими фирмами «Мак» и «Кам-
минз», английской фирмой «Паксман»). Пример внешней харак-
теристики такого двигателя приведен на рис. 2.5.
Для выявления влияния повышенного коэффициента приспо-
собляемости на подвижность ВГМ были проведены ходовые испы-
тания машины, созданной на базе танка Т-64А, с двигателем
типа В-2 с ГТН, имевшим на первом этапе испытаний коэффи-
циент приспособляемости kM= 1,6, а на втором этапе Ли = 1,2 при
&я=1,75 и Л76 =550 кВт. Значение коэффициента приспособляе-
мости обеспечивалось в первом случае применением топливного
насоса со специальным корректирующим устройством, а во вто-
ром— серийного топливного насоса с жестким упором рейки.
Внешняя характеристика двигателя в составе СУ (при двух значе-
ниях коэффициента приспособляемости) приведена на рис. 2.6, из
Рис. 2.5. Внешняя характеристика
двигателя с повышенным коэффици-
ентом приспособляемости:
2 от: /-,икр. . V,
(условные обозначения те же. что на
рис 2 I)
Рис. 2.6. Внешняя характеристика
двигателя при * и — 1,6 (—) и км =
= 1,2 (------------------):
Г-g,- 2-0,- J-6r 4-N; 5- Им,
(условные обозначения те же. что ня
рис. 2.1)
57
которого видно, что основные параметры сравниваемых двигателей
(удельный расход топлива, коэффициент избытка воздуха и темпе-
ратура отработавших газов) на идентичных по нагрузке и частоте
вращения режимах практически одинаковы. Это позволяет утвер-
ждать, что разница в показателях подвижности танка объясняет-
ся только разницей в коэффициенте приспособляемости двигате-
лей. Разгонные характеристики танка определялись на участке до-
роги, покрытом бетоном, при практически одинаковых погодных
условиях; испытания по определению скоростных и топливно-эко-
номических характеристик проводились с одним и тем же водите-
лем на трассах с сухим торфянистым грунтом, сухим гравийно-
песчаным грунтом, с поворотами на 90° при радиусе поворота око-
ло 25 м, по разбитой гусеничными машинами дороге с синусои-
дальным профилем при высоте неровностей до 240 мм.
Как показали результаты испытаний, применение двигателя
с повышенным коэффициентом приспособляемости обеспечивает:
увеличение средней скорости движения танка в различных до-
рожных условиях на 4—17 %, причем больший прирост скорости
происходит на ровных участках трасс при практическом отсутст-
вии ограничений по системе подрессоривания, где больше сказы
вается влияние динамических характеристик танка;
снижение путевого расхода топлива на 2 %;
выигрыш во времени разгона до скорости 55 км/ч составил
28 —36 %, причем меньшее значение относится к движению под
уклон.
Таким образом, применение двигателя с повышенным коэффи-
циентом приспособляемости позволяет обеспечить танку лучшие
показатели подвижности и экономичности при сохранении того же
объема МТО. Это обстоятельство представляется особенно важ-
ным для модернизации серийных танков, для которых возмож-
ность увеличения габаритов МТО практически отсутствует.
Проведенные расчеты показали, что при прочих равных усло-
виях транспортная машина с двигателем постоянной мощности,
имеющим коэффициент приспособляемости k и = 1,65 и коэффи-
циент частоты вращения 1сл = 1,75, должна быть эквивалентна по
характеристикам подвижности транспортной машине с двигателем,
более мощным на 25 %, но имеющим обычные характеристики
(kM «1,1... 1,15, k„ = 1,3... 1,5).
Средняя скорость движения танка во многом зависит от уве-
ренного управления движением, в частности от возможности
экстренной остановки танка в случае необходимости. Большое
значение имеет возможность эффективного и длительного тормо-
жения двигателем, особенно при движении по горным дорогам,
а также на крутых и продолжительных спусках. Расчеты показы-
вают, что наиболее резко недостаточность тормозной мощности
проявляется на крутых (более 15°) продолжительных спусках при
движении танка с малой скоростью (3—5 км/ч), когда частота
вращения двигателя равна 800 об/мин (13,3 с"1) и менее. Недоста-
58
точная тормозная мощность двигателя вынуждает водителя часто
обращаться к помощи фрикционных тормозных устройств, что
приводит к их быстрому износу и выходу из строя. Проблема осо-
бенно сложна для двигателей, обеспечивающих повышенную
удельную мощность танка и, следовательно, высокие средние и
максимальные скорости движения.
Применяемые за рубежом гидравлические тормозные устрой-
ства (ретардеры) требуют увеличения габаритов системы охлаж-
дения масла трансмиссии. В то же время применение ретардсра
не исключает необходимости во фрикционных тормозных устрой-
ствах.
Торможение танка двигателем обеспечивает плавность, надеж-
ность и эффективность быстрого перехода от движения к останов-
ке, а также устойчивое прямолинейное движение и возможность
выполнения поворотов. Тормозная мощность ПД включает в себя
затраты мощности на трение, работу агрегатов двигателя, совер
шение насосных ходов, а также затраты, связанные с теплоотдачей
в процессах сжатия и расширения и утечкой рабочего тела через
неплотности.
Зависимость тормозной мощности от частоты вращения колен-
чатого вала двигателя характеризует его тормозные свойства
и называется тормозной характеристикой.
На рис. 2.7 приведены данные о тормозной мощности некото-
меньшей тормозной мощностью обладают двигатели без наддува
(В-55) и с наддувом от свободных турбокомпрессоров, что объяс-
няется отсутствием на этих двигателях затрат мощности на привод
нагнетателя. Установка нагнетателя повышает тормозную мощ-
ность двигателя практически на значение мощности, потребное
для его привода (В-46). Применение двухтактного цикла и увели-
чение степени наддува при приводном нагнетателе также приво-
дят к росту тормозной мощности (5ТДФ).
59
Повышение тормозной мощности ПД с газотурбинным надду-
вом возможно за счет искусственного уменьшения положительной
работы расширения в цилиндре двигателя. Наиболее просто это
может быть решено установкой дросселирующего устройства (за-
слонки) в выпускном тракте двигателя (до турбины или после
нее).
Однако этот метод имеет ряд серьезных недостатков:
установка заслонки перед турбиной вызывает потери энергии
отработавших газов, что приводит к снижению эффективности
газотурбинного наддува;
установка заслонки за турбиной ухудшает условия смазывания
и работы подшипника турбины;
при перекрытии клапанов в тормозном режиме неизбежен за-
брос отработавших газов во всасывающий коллектор и воздухо-
очиститель;
ротор турбокомпрессора в тормозном режиме резко заторма-
живается, что снижает приемистость двигателя;
сложно создать надежную, быстродействующую конструкцию
заслонки и ее привода;
необходимо применять устройство, предотвращающее открытие
выпускного клапана при повышении давления в выпускном кол-
лекторе.
Более эффективным и целесообразным методом повышения
тормозной мощности является использование для торможения час-
ти работы сжатия. По индикаторной диаграмме ПД, снятой без
подачи топлива в цилиндр, работа сжатия практически равна ра-
боте расширения и, следовательно, суммарная работа близка к ну-
лю; наличие небольшой отрицательной работы вызвано теплоотда-
чей в стенки, утечками рабочего тела через неплотности и откры-
тием выпускных клапанов до нижней мертвой точки (НМТ). При
более раннем открытии выпускных клапанов положительная рабо-
та расширения будет уменьшаться, а тормозная мощность увели-
чиваться.
Расчетные и экспериментальные исследования показали, что
максимально достижимое значение тормозной мощности двигате-
ля типа В-2 составляет 340 кВт при частоте вращения коленчатого
вала 2100 об/мин (35с-1) и при открытии выпускного клапана
за 50° до верхней мертвой точки (ВМТ), а при л = 800 об/мин
(13,3 с’*) и при открытии выпускного клапана за 35° до ВМТ —
105 кВт.
Однако столь раннее открытие выпускных клапанов может при-
вести к ударам клапана о поршень. Поэтому необходимо ограни-
читься тормозной мощностью 258 и 93 кВт (при п, равной 2100 и
800 об/мин соответственно) при открытии выпускного клапана за
20° до ВМТ.
Рассмотренный способ увеличения тормозной мощности требует
внесения существенных изменений в механизм газораспределения.
60
Увеличить суммарную отрицательную работу возможно также
перепуском газа из цилиндра двигателя в процессе торможения
в атмосферу через открытое отверстие малого диаметра. В резуль-
тате дросселирования газа через отверстие возникает разница
между положительной и отрицательной работой, которая при оп-
ределенном диаметре отверстия достигает максимума. Результаты
расчета влияния диаметра отверстия на тормозную мощность по-
казаны на рис. 2.8, из которого следует, что оптимальный диаметр
Конструктивно этот способ повышения тормозной мощности
может быть реализован с помощью клапанов, соединенных кана-
лом с камерой сгорания двигателя и включающихся при торможе-
нии. В одном клапане, устанавливаемом в головке двигателя типа
В-2, возможно совмещение функций как пускового, так и тормоз-
ного. Управление тормозным клапаном может осуществляться
с помощью устройства, включающего клапан при выходе рейки
топливного насоса в положение нулевой подачи. Введение тормоз-
ных клапанов позволяет нс применять на спуске тормозные уст-
ройства, обеспечивая необходимый режим движения за счет повы-
шенной тормозной мощности двигателя. Только при движении
с малой скоростью под уклоны, превышающие 10°, возникает не-
обходимость дополнительного притормаживания.
Экспериментальные исследования по проверке эффективности
тормозных клапанов на двигателе типа В-2 в опытном танке пока-
зали, что замедление танка на бетонном шоссе увеличивается на
всех передачах на 20—30 %.
Таким образом, применение достаточно простых конструктив
ных мероприятий позволяет вдвое увеличить тормозную мощность
ПД с газотурбинным наддувом, что должно обеспечить существен-
ное улучшение эксплуатационных характеристик танка.
Нагрузочная характеристика представляет собой зависимость
основных параметров двигателя от мощности при постоянной час-
61
тоте вращения коленчатого вала. По этой характеристике оцени-
вается экономичность двигателя в условиях эксплуатации; она
учитывается при расчете систем СУ.
Для оценки топливной экономичности двигателя при различ-
ных нагрузочных и скоростных режимах строятся универсальные
характеристики (обычно в координатах среднее эффективное дав-
ление — частота вращения коленчатого вала).
Регуляторная характеристика представляет собой зависимость
основных параметров двигателя от частоты вращения при посто-
янном положении органа управления регулятором. Для двигателя,
оборудованного всережимным регулятором, который используется
в большинстве ВГМ, характерна работа на частичных регулятор-
ных характеристиках с выходом на внешнюю характеристику.
Пути повышения мощности двигателей. Одной из основных за-
дач совершенствования поршневых двигателей является повыше-
ние их мощности.
Эффективная мощность двигателя (в кВт) определяется по
формуле
v P*Wsn
J е 30 m
(2.2)
где ре— среднее эффективное давление, МПа; i — число цилиндров; —ра-
бочий объем цилиндра, л; п — частота вращения коленчатого вала, об/мин;
tn — тактность двигателя (для четырехтактных двигателей т = 4, для двухтакт-
ных П1 = 2).
Теоретически мощность двигателя определенной тактности мо-
жет быть повышена увеличением рабочего объема цилиндров iVs,
частоты вращения п и среднего эффективного давления ре.
Увеличение частоты вращения связано с увеличением средней
скорости поршня (в м/с)
cm ~ Sn№, (2.3)
где S — ход поршня, м.
При увеличении ст возрастают инерционные нагрузки на дета-
ли от сил инерции, увеличиваются потери мощности на трение,
износ трущихся деталей, механические напряжения в деталях, что
сказывается на надежности двигателя. Кроме того, ухудшает-
ся процесс смесеобразования в цилиндрах. Все это приводит к уве-
личению удельного расхода топлива и требует совершенствования
материалов и технологии изготовления деталей. В настоящее вре-
мя средняя скорость поршня находится в пределах от 12 до 13 м/с,
а в новых танковых двигателях достигает 15 м/с.
При постоянной средней скорости поршня частоту вращения
коленчатого вала двигателя можно увеличить за счет сокращения
хода поршня. Этот прием используют при разработке малогаба-
ритных двигателей.
Так, например, при создании двигателя МВ873 Ка-500 фирмы
62
MTU ход поршня был уменьшен до 155 мм по сравнению с прото-
типом— двигателем МВ838 СаМ-500, имеющим ход поршня
175 мм, при сохранении диаметра цилиндра 165 мм. В результате
12-цнлиндровый двигатель МВ873 Ка-500, благодаря уменьшению
высоты и ширины, имеет габаритный объем всего лишь на 8 %
больше, чем 10-цилиндровый двигатель МВ838 СаМ-500.
В то же время необходимо отметить, что сокращение хода пор-
шня до отношения SfD<\ в дизелях широкого распространения
не получило, так как из-за малой высоты камеры сгорания трудно
придать ей форму, необходимую для качественного смесеобразо-
вания и сгорания. В приведенном примере положительный резуль-
тат получен за счет предкамерного смесеобразования.
Увеличение рабочего объема цилиндров двигателя (диаметра
цилиндра, хода поршня, числа цилиндров), как правило, требует
увеличения габаритов и массы двигателя. Однако в практике тан-
кового двигателестроения есть пример исключения из правила.
Так, при создании двигателя МВ873 Ка-501 фирмы MTU для се-
рийного танка «Леопард-2> диаметр цилиндра и ход поршня были
увеличены со 165 до 170 мм и со 155 до 175 мм соответственно по
сравнению с двигателем МВ873 Ка-500, установленным в опытных
образцах танка, в результате чего рабочий объем увеличился на
20 %. При этом габариты двигателя остались практически прежни-
ми, что потребовало, однако, существенного изменения его конст-
рукции. Увеличение рабочего объема обеспечивает перспективы
дальнейшего форсирования двигателя.
Наиболее целесообразным путем повышения мощности являет-
ся увеличение среднего эффективного давления ре (в МПа), опре-
деляемого по формуле
Р, * (2.4)
где Af— постоянный коэффициент (Аг»10-3): —низшая удельная теплота
сгорания топлива, кДж/кг; эффективный КПД; рv — коэффициент напол-
нения; рн — плотность воздуха, кг/м’; а коэффициент избытка воздуха; Lo —
стехиометрический коэффициент.
Ввиду невозможности существенного увеличения т)е и tjv, их
влияние на рост ре весьма ограничено. Уменьшение а способствует
росту ре, но отрицательно влияет на экономические показатели дви-
гателя, приводит к увеличению тепловой напряженности деталей
цилиндро-поршневой группы, увеличению теплоотдачи в охлажда-
ющую жидкость и масло и соответственно к увеличению габаритов
системы охлаждения. Значительное повышение pf может быть до-
стигнуто только увеличением плотности воздуха, поступающего
в цилиндры двигателя при соответствующем увеличении цикловой
подачи топлива. Установлено, что увеличение р„ улучшает и дру-
гие параметры, входящие в формулу (2.4), и с некоторым прибли-
жением можно принять, что ре, а соответственно и эффективная
мощность Nе возрастают прямо пропорционально р, или давлению
63
наддува рк. В настоящее время практически все дизели, применя-
емые на гусеничных машинах, оборудованы агрегатами для над-
дува.
Двигатели отечественных и некоторых зарубежных танков обо-
рудованы приводными нагнетателями от коленчатого вала. При-
менение такого нагнетателя на двигателе В-46 позволило повы-
сить эффективную мощность примерно на 35 % по сравнению с без-
наддувным двигателем В-55, имеющим такую же конструктивную
схему. Необходимо отметить, что для механических средств над-
дува существует предел повышения эффективной мощности двига-
теля, обусловленный ростом затрат мощности на привод нагнета-
теля и увеличением температуры сжатого воздуха. Этот предел со-
ответствует давлению наддува 0,15... 0,16 МПа для объемного и
0,28 МПа для центробежного нагнетателей, причем в последнем
случае при рл =0,16 ... 0,17 МПа мощность привода нагнетателя
составляет около 10 % индикаторной мощности двигателя и эко-
номичность его существенно ухудшается. Так, при давлении над-
дува 0,17 МПа удельный расход топлива двигателем В-46 в стен-
довых условиях составляет 245 г/(кВт ч), а при установке в тан-
ке — примерно 280 г/(кВт-ч).
Поэтому во всех перспективных двигателях в СССР и за рубе-
жом предусматривается применение газотурбинного наддува, при
котором привод компрессора осуществляется от турбины, исполь-
зующей энергию отработавших газов. Это позволяет получить сле-
дующие существенные преимущества: повышенную мощность, воз-
можность улучшения характеристики крутящего момента в экс-
плуатационном диапазоне частот вращения, высокую топливную
экономичность и др.
В то же время применение двигателя с ГТН создает определен-
ные трудности при разработке систем охлаждения, воздухоочист-
ки и удаления пыли из воздухоочистителя. Наличие только газо-
вой связи между турбокомпрессором и коленчатым валом обуслов-
ливает зависимость расхода воздуха не только от изменения ско-
ростного режима двигателя, но и от его загрузки. В диапазоне от
режима максимальной мощности до режима, соответствующего
минимальной частоте вращения холостого хода, расход воздуха из-
меняется в два раза больше, чем у двигателя с приводным нагне-
тателем. Обеспечить эффективную очистку воздуха при такой
большой разнице в скоростях движения воздуха в циклоне возду-
хоочистителя весьма трудно. И, наконец, отсутствие при мини-
мальных частотах вращения холостого хода достаточного давле-
ния воздуха на впуске в двигатель не позволяет использовать
простые и надежно работающие одноступенчатые эжекторы пыле-
удаления. Кроме того, как показали проведенные исследования,
двигатель с ГТН имеет относительную теплоотдачу, примерно на
20 % ббльшую, чем двигатель с приводным нагнетателем, что при-
водит к необходимости увеличения габаритов системы охлаждения.
Давление наддувочного воздуха в серийных отечественных танко-
64
вых двигателях находится в пределах от 0,17 до 0,20 МПа. При
этом давление в конце такта сжатия, максимальное давление сго-
рания, а вместе с тем и нагрузки на кривошипно-шатунный меха-
низм относительно невелики.
На некоторых зарубежных танковых двигателях, например
МВ873 Ка-501 фирмы МТИ и AVCR-1360-2 фирмы «Континен-
таль» (США), давление наддува составляет примерно 0,3 МПа.
Для обеспечения надежной работы двигателей применяется охлаж-
дение наддувочного воздуха, на двигателе МВ873 Ка-501 использу-
ются предкамеры, а на двигателе AVCR-1360-2 — поршни, автома-
тически регулирующие степень сжатия (ПАРСС).
Охлаждение наддувочного воздуха в танке может осущест-
вляться в воздухо-водяных теплообменниках по двум схемам.
воздухо-водяной теплообменник включается в систему охлаж-
дения двигателя (одноконтурная схема);
воздухо-водяной теплообменник включается в автономную си-
стему охлаждения (двухконтурная схема).
Каждая из этих схем обладает рядом преимуществ и недостат
ков. Одноконтурная схема не позволяет охладить наддувочный
воздух до температуры, более низкой, чем температура жидкости,
охлаждающей двигатель. Однако такая схема обеспечивает подо-
грев наддувочного воздуха при малой загрузке двигателя и при
низкой температуре окружающего воздуха, что благоприятно отра-
жается на параметрах двигателя (жесткости рабочего процесса
и максимальном давлении сгорания) и обеспечивает надежную ра-
боту при использовании легких видов топлива.
В двухконтурной схеме имеется возможность более глубокого
охлаждения наддувочного воздуха и снижения температуры дета-
лей цилиндро-поршневой группы. Однако введение двухконтурной
схемы приводит к усложнению СУ, так как появляется самостоя-
тельный гидравлический контур, содержащий те же элементы, что
и система охлаждения двигателя.
При охлаждении наддувочного воздуха происходит перерасп-
ределение составляющих теплового баланса двигателя — появля-
ется новая составляющая, учитывающая теплоотвод от наддувоч-
ного воздуха. В результате суммарная теплоотдача (теплоотдача
в охлаждающую жидкость от двигателя и от наддувочного возду-
ха) возрастает через каждые 10 °C снижения температуры над-
дувочного воздуха на режиме номинальной мощности на 5 % и на
режиме максимального крутящего момента на 2 %.
Экспериментальные исследования показали, что, например, для
двигателя В-46 мощностью 575 кВт охлаждение наддувочного воз-
духа на каждые 10 °C позволяет форсировать двигатель на 4—6%.
В этом случае расход топлива и воздуха увеличивается, а коэф-
фициент избытка воздуха остается практически постоянным.
Следует отметить, что в новом двигателе «Кондор» 12V1200
фирмы «Роллс-Ройс» используются воздухо-воздушные охладите-
ли наддувочного воздуха, которые достаточно эффективны при вы-
5 Зак. 27с
65
соком давлении наддува. Однако при установке этого двигателя
в МТО танка «Челленджер» система наддува получилась более
сложной, а ее габариты — большими, чем при использовании воз-
духо-водяных теплообменников.
Исходные данные для расчета систем силовой установки. Осно-
вными исходными данными для расчета систем СУ с ПД являют-
ся: тепловые потоки в охлаждающую жидкость, масло и охлажда-
ющий воздух (в случае использования системы наддува с охлаж-
дением наддувочного воздуха); расходы воздуха, топлива и масла;
температуры охлаждающей жидкости, масла, наддувочного возду-
ха и отработавших газов. Причем значения этих параметров долж-
ны задаваться для характерных режимов работы двигателя.
Определяющее влияние на габариты системы охлаждения, за-
нимающей наибольший относительный объем по сравнению с дру-
гими системами СУ, оказывают тепловой поток в охлаждающую
жидкость и масло и их допустимая температура. Значения тепло-
вых потоков определяются экспериментально как составляющие
теплового баланса, представляющего собой распределение тепло-
ты, выделенной при сгорании топлива в единицу времени, т. е.
теплового потока по видам тепловых потерь (в кВт).
Уравнение теплового баланса двигателя
Q — Qe 4" <?ж, в 4~ Qm + Qr + Qoct .
где Q — тепловой поток от сгоревшего топлива; Qe — тепловой поток, жнива
лентный эффективной мощности двигателя; (?ж в—тепловой поток от двига-
теля в охлаждающую среду (жидкость, воздух); —тепловой поток
в масло; Qr — тепловой поток, отводимый с отработавшими газами; Рост
остаточный член теплового баланса, учитывающий теплообмен двигателя
с окружающей средой, неполноту сгорания топлива и др.
Определенный интерес для сравнения различных двигателей
между собой представляет тепловой баланс в относительных еди-
ницах или в процентах:
Qt 4" ?ж, в 4“ 4- Яг 4- ^ост = 100,
где qe = QeIQ 100%; fя g = Q^IQ-100 % и т. д..
или + 7ж. в т-м 4 7г Мост = I •
Тепловой поток Q (в кВт) определяется произведением низшей
удельной теплоты сгорания топлива Q„ (кДж/кг) и его расхода
От (кг/с):
Q = Q.OT-
Тепловой поток, эквивалентный эффективной мощности двига-
теля (в кВт), Qf=Ne.
Отношение Qe к Q определяет долю полезно использованной
теплоты в двигателе и численно равно эффективному КПД.
66
Тепловые потоки от двигателя в охлаждающую жидкость Q*
и масло QM включают в себя тепловой поток от газов к стенкам
цилиндра, от газов к стенкам выпускных каналов головки, а так-
же тепловой поток, эквивалентный работе трения поршня в ци-
линдре и во взаимно перемещающихся деталях двигателя.
Небольшая часть теплоты рассеивается в окружающую среду
через наружные поверхности двигателя.
Тепловой поток, отводимый в охлаждающую жидкость, опреде-
ляют, измеряя расход жидкости и перепад температур на входе и
выходе из системы:
<?ж“Ожгж(/2-^).
где Q* теплоной поток, отводимый в охлаждающую жидкость, кВт; бж
расход жидкости через систему. Вг/с; сж — теплоемкость жидкости, кДж/(кг°С).
и /| — температура жидкости соответственно на выходе из системы и на вхо-
де в нее, °C.
Таким же образом определяется тепловой поток, отводимый
в масло.
При расчете и проектировании систем охлаждения СУ с вновь
разрабатываемыми двигателями используются значения относи-
тельных тепловых потоков.
По данным исследований, для четырехтактных быстроходных
двигателей тепловой поток в охлаждающую жидкость составляет
15—20 %, а в масло — 2—3 %.
Очевидно, что значения тепловых потоков зависят от типа дви-
гателя, степени его форсирования, режима и условий работы в со-
ставе СУ. Например, у двухтактных двигателей с противоположно
движущимися поршнями тепловой поток в охлаждающую жид-
кость меньше по сравнению с другими типами двигателей из-за от-
сутствия у них охлаждаемой головки цилиндров.
При изменении режима работы двигателя тепловой поток в ох-
лаждающую жидкость изменяется как вследствие изменения про-
текания рабочего процесса, так и в результате происходящего при
этом изменения циркуляции жидкости.
На рис. 2.9 показано изменение относительного теплового пото-
Рис. 2.9. Изменение относительного
теплового потока в охлаждающую
жидкость при работе двигателя по
внешней (2) н нагрузочной (/) ха-
рактеристикам:
Ng — относительная эффективная мощ-
ность; п — относительная частота враще-
ния
ка в охлаждающую жидкость при работе двигателя по внешней
и нагрузочной характеристикам. Из рис. 2.9 видно, что изменение
относительного теплового потока в охлаждающую жидкость при
работе по внешней характеристике весьма невелико, а при работе
5* 67
по нагрузочной характеристике относительный тепловой поток уве-
личивается с уменьшением нагрузки. В обоих случаях это связано
с теплотой, обусловленной трением, которая уменьшается при сни-
жении частоты вращения, а при работе по нагрузочной характе-
ристике остается практически постоянной. Поэтому абсолютный
тепловой поток по нагрузочной характеристике уменьшается мед-
леннее мощности двигателя, а относительный тепловой поток воз-
растает.
Характер изменения относительного теплового потока в масло
при работе двигателя по внешней и нагрузочной характеристикам
примерно такой же.
Составляющие теплового баланса двигателя изменяются в за-
висимости от условий его работы в составе СУ. Повышение сопро-
тивления на впуске на каждые 10 кПа вызывает увеличение тепло-
вого потока в охлаждающую жидкость для двигателей без надду-
ва примерно на 10 %, а для двигателей с приводным нагнетателем
примерно на 4 %. Повышение противодавления на выпуске на
каждые 10 кПа приводит к увеличению теплового потока в охлаж-
дающую жидкость на 2—3 % для двигателей без наддува и при-
мерно на 0,5 % для двигателей с приводным нагнетателем. Таким
образом, суммарное увеличение теплового потока в охлаждающую
жидкость для СУ ВГМ составляет 15—20 % в двигателях без над-
дува и 5—7 % в двигателях с приводным нагнетателем.
Вопреки общепринятому мнению, относительный тепловой поток
в охлаждающую жидкость у двигателя с газотурбинным наддувом
в танковой СУ примерно на 20 % выше, чем у двигателя с привод-
ным нагнетателем, что связано с повышенным противодавлением
в выпускном тракте двигателя и высокой температурой отработав
ших газов. Это обстоятельство должно учитываться при проекти-
ровании системы охлаждения для СУ с подобным типом двигателя.
Тепловой поток в охлаждающую жидкость существенно зави-
сит от ее температуры. Повышение температуры на каждые 10 °C
приводит к уменьшению теплового потока на 3—4 % (рис. 2.10).
Рис. 2.10. Зависимость отно
сителыюго теплового потока в
охлаждающую жидкость от ее
температуры /ж
Этим объясняется использование во всех современных СУ высоко-
температурных систем охлаждения с температурой охлаждающей
жидкости на выходе из двигателя до 125 °C.
68
Тепловой поток в масло с повышением его температуры также
уменьшается, но в большей степени, чем в охлаждающую жид-
кость (приблизительно на 8 % на каждые 10 °C повышения тем-
пературы).
Тепловой поток, отводимый с отработавшими газами (в кВт):
Qr = (GT + О,) ^(/г-/<»),
где G т — расход топлива, кг/с; Ga — расход воздуха, кг/с; ср—теплоемкость
отработавших газов, кДж/(кг °С); t0 н /г—температура окружающего воз
духа и отработавших газов, “С.
Тепловой поток, отводимый с отработавшими газами, составля-
ет 35—40 % общего количества теплоты.
При подготовке исходных данных для проектирования СУ не-
обходимо правильно оценивать значения составляющих теплового
баланса, так как в конечном счете от этого зависят габариты и
масса систем СУ и МТО в целом, а также работоспособность СУ
в условиях, заданных ТТТ.
Расход воздуха через двигатель является определяющим при
расчете системы воздухоочистки. Расход воздуха непосредственно
связан с расходом топлива через коэффициент избытка воздуха,
значение которого в основном определяется необходимостью обес-
печения работоспособности деталей цилиндро-поршневой группы
и высокой полноты сгорания топлива. На режиме максимальной
мощности в СУ значение а должно быть не менее 1,6.
Выбор температуры охлаждающей жидкости и масла также
связан с теплонапряженностью деталей двигателя.
При расчете и проектировании систем СУ необходимо учиты-
вать взаимосвязь и взаимозависимость всех выше перечисленных
параметров.
Показатели качества двигателей. Для оценки и сравнения дви-
гателей можно выделить несколько групп показателей качества,
характеризующих степень их совершенства.
К первой группе относятся показатели назначения, в первую
очередь — максимальная мощность А/,, эффективный удельный
расход топлива g, и масла g„, максимальный крутящий момент
коэффициенты приспособляемости kM и частоты вращения
k„, а также среднее эффективное давление ре.
По Nt и gt оценивается возможность выполнения ТТТ к ма-
шине по подвижности (быстроходность, запас хода и др.). Сред-
нее эффективное давление характеризует уровень форсирования
рабочего процесса, и по его величине можно оценить надежность
двигателя.
Для оценки тепловой и динамической напряженности, влияю-
щей на показатели надежности двигателя, введено понятие литро-
вой мощности двигателя №я (в кВт/л), т.е. мощности, получаемой
69
с одного литра рабочего объема двигателя и определяемой по вы-
ражению:
лг,=л;/(/у5),
где —рабочий объем цилиндров двигателя, л.
Ко второй группе относятся конструктивные показатели, в том
числе габаритно-массовые.
Одним из основных общепринятых показателей двигателя явля-
ется его габаритная мощность Nr (в кВт/м3), представляющая со-
бой отношение эффективной мощности двигателя к его габарит-
ному объему, подсчитываемому как произведение длины, ширины
и высоты по крайним габаритным точкам:
Д(г = ^/Иг,
где Уг— габаритный объем двигателя, м*.
Для сравнительной оценки различных двигателей по плотно-
сти компоновки вводится коэффициент компактности k* (в л/м3),
представляющий собой отношение габаритной мощности к литро-
вой или рабочего объема к габаритному объему двигателя:
Коэффициент компактности показывает, сколько литров рабо-
чего объема цилиндров двигателя приходится на единицу его га-
баритного объема.
Следует отметить, что для двигателей гусеничных машин более
правильным было бы введение вместо габаритной мощности тако-
го показателя, как объемная мощность Nv, представляющая со-
бой отношение эффективной мощности двигателя к его полному
объему, определяемому как объем вытесняемой жидкости при
погружении в нее двигателя. Введение этого показателя целесо-
образно в связи с тем, что габариты двигателя определяются по
крайним точкам, включая выступающие агрегаты, под или над ко-
торыми при компоновке МТО возможно размещение различных
сборочных единиц. Таким образом, СУ с двигателем, имеющим
больший габаритный объем, может оказаться более компактной,
чем СУ, в которой используется двигатель той же мощности, но
меньших габаритов.
Важными показателями конструктивного совершенства двига-
теля являются его удельная масса и металлоемкость. Удельная
масса (в кг/кВт) равна отношению сухой массы двигателя тт
(без заправки охлаждающей жидкостью и маслом) к эффектив-
ной мощности:
Ъ» ~ •
Коэффициент конструктивной металлоемкости (в кг/л)
70
представляет собой отношение сухой массы двигателя к его ра-
бочему объему:
Некоторые из рассмотренных показателей, такие как Ne, gt,
Л^г, 7дв, могут быть использованы и для сравнения двигателей
других типов, в том числе и ГТД.
Двигатели современных ВГМ. На современных танках приме-
няются только дизели мощностью 515—640 кВт (табл. 2.2).
Большинство дизелей — четырехтактные. Двухтактные двига-
тели установлены в отечественном танке Т-64А, английском
«Чифтен», японском «74» и в составе комбинированной СУ на
шведском танке Strv 103В.
Ограниченное применение двухтактных двигателей объясняет-
ся следующими причинами:
трудностью обеспечения надежной работы цилиндро-поршне-
вой группы при форсировании двигателя вследствие высокой теп-
ловой напряженности;
большими потерями мощности в СУ по сравнению с четырех-
тактными двигателями, особенно с турбонаддуво.м;
большой сложностью форсирования.
В то же время высокие энергетические параметры двухтактных
двигателей обеспечивают возможность получения высокой габа-
ритной мощности, а в схеме с противоположно движущимися
поршнями меньший тепловой поток в охлаждающую жидкость,
в результате чего эти двигатели и применяются в танках. На новых
машинах, однако, предусматривается использование только четы-
рехтактных двигателей.
В основном все двигатели жидкостного охлаждения, кроме
двигателей американского танка М-60А1 и японского танка «74»,
где используется воздушное охлаждение. С одной стороны, ис-
пользование двигателей воздушного охлаждения дает определен-
ные эксплуатационные преимущества, особенно в безводной мест-
ности. Отсутствие в МТО жидкостной системы охлаждения, а сле-
довательно, и возможных течей в соединениях трубопроводов и
радиаторах повышает надежность СУ и танка в целом. С другой
стороны, условия работы цилиндро-поршневой группы в таких дви-
гателях тяжелее, чем в двигателях жидкостного охлаждения
с тем же уровнем форсирования вследствие повышенной темпе-
ратуры стенок цилиндров и неравномерного их охлаждения.
В связи с этим возможности дальнейшего форсирования двигате-
лей воздушного охлаждения меньше.
Двигатели воздушного охлаждения занимают большие объемы
Габаритная мощность двигателей AVDS-1790-2A (танк М-60Л1)
и 10ZF21WT (танк «74») меньше, чем у отечественного двигателя
В-46, устанавливаемого на танке Т-72, даже с учетом радиаторов
и вентилятора системы охлаждения. Невозможность изоляции
воздушного тракта приводит к тому, что при движении машины
71
Таблица 2.2
Характеристики поршневых двигателей современных танков
Показатель В-46 (СССР) 5ТДФ (СССР) AVDS-1790-2A (США, .Кон- тиненталь*) МВ838 СаМ-500 (ФРГ, MTU) L-6OMK7 (Англия, .Лейланд*) HS-II0 (Франция, .Испано- Сюнза*) 10ZF2IWT (Япония, .Мицубиси*) МВ837 (ФРГ, MTU)
Марка танка Т-72 Т-64А М-60 А1 .Леопард-1' .Чифтен* Мк5 АМХ-30 .74“ Pz 68
Тип двигателя Четырех- тактный многотоп- ливный дизель жидкост- ного ох- лаждения Двух- тактный многотоп- ливный дизель жидкост- ного ох- лаждения с противо- положно движущи- мися поршнями Четырех- тактный многотоп- ливный дизель воздушного охлаждения Четырех- тактный многотоп- ливный дизель жидкост- ного ох- лаждения Двухтакт- ный много- топливный дизель жидкост- ного ох- лаждения с противо- положно движущи- мися поршнями Четырех- тактный многотоп- ливный дизель жидкост- ного ох- лаждения Двухтакт- ный много- топливный дизель воздушного охлаждения Четырех- тактный многотоп- ливный дизель жидкост- ного ох- лаждения
Система наддува * ПЦН ГШН + СТ 2ГТН 2ПЦН ПОН 2ГТН 2ГТН*Ф ПЦН
Число и расположение цилиндров 12, V-об- разно, под углом 60* 5 в ряд, горизон- тально 12, V-об- разно, под углом 90е 10, V-об- разно, под углом 90е 6 в ряд, вертикально 12, под углом 180°, горизон- тально 10, V-об- разно под углом 90е 8, V-об- разно, под углом 90’
Максимальная мощ- ность N е, кВт 575 515 550 610 550 530 640 485
Частота вращения при максимальной мощности п, об/мин 2000 2800 2400 2200 2100 2450 2200 2200
Зак. 27с
Продолжение табл. 2.2
Показатель В-46 (СССР) 5ТДФ (СССР) AVDS-1790-2A (США, .Кон- тиненталь*) МВ838 С »М-5Т0 (ФРГ, MTU) L-60MK7 (Англия, .Лейланд*) HS-110 (Франция, .Испяно- Сюиза*) I0ZP21WT (Япония, .Мицубиси*) МВ837 (ФРГ, MFU)
Диаметр цилиндра D, мм 150 120 146 165 117.5 145 135 165
Ход поршня 5, мм 180 120x2 146 175 146X2 145 150 175
Рабочий объем iV5, л 38,88 13,55 29,3 37,4 19 28,8 21,5 29,9
Среднее эффективное давление ре, МПа 0,89 0,81 0,94 0,89 0,83 0,9 0,81 0,89
Литровая мощность кВт/л 14,8 38 18.8 16,3 28,9 18,4 29,8 16,2
Габаритная мощность Nr, кВт/м8 480 657 145 255 350 330 200 345
Коэффициент компакт- ности kK, л/м8 17,3 32,6 7,7 15,6 12 18 6,7 21,2
Масса гпдв» кг 980 1040 2060 1750 1930 1390 2220 150)
Удельная масса удв* кг/кВт 1.7 2,0 3,75 2,87 3,5 2,62 3,47 3,09
Коэффициент металло- емкости , кг/л 25,2 76,7 70,3 46,8 101,8 48,2 103 50
Удельный расход топ- лива ge, г/(кВт-ч) 245 240 250 1 245 245 245 250 250
турбина; ПОН — приводной объемный нагнетатель.
* ПЦН — приводной центробежный нагнетатель; СТ — силовая
’♦ ГТН с механической связью с коленчатым валом.
под водой и затоплении МТО двигатель переохлаждается, а при
преодолении зон радиоактивного заражения МТО загрязняется
пылью. Указанные причины ограничивают применение в танках
двигателей воздушного охлаждения.
Все современные танковые двигатели являются многотоплив-
ными, т. е. их конструкция предусматривает возможность работы
на различных видах топлива.
Практически все двигатели имеют наддув — от приводного
нагнетателя или газотурбинный.
По конструктивной схеме и расположению цилиндров совре-
менные четырехтактные двигатели имеют много общего. Все они
двухрядные с V-образным расположением цилиндров под углами
60 или 90°. Двигатель HS-110 французского танка АМХ-30 — оп-
позитный. При выборе угла между рядами цилиндров наряду
с равномерным чередованием рабочих ходов и обеспечением урав-
новешивания сил инерции возвратно-поступательно движущихся
масс кривошипно-шатунного механизма и их моментов большое
значение имеют требования технического обслуживания и конст-
руктивные, удобство размещения агрегатов и доступа к ним, не-
обходимость уменьшения высоты двигателя и др. Горизонтальное
расположение цилиндров целесообразно в тех случаях, когда не-
обходимо получить наименьшую высоту двигателя. Однако
в этом случае агрегаты располагаются сверху. Выигрыша по га-
баритам не получается, но обеспечивается удобный доступ
к агрегатам.
У двухтактных двигателей с противоположно движущимися
поршнями цилиндры расположены в один ряд в вертикальной или
горизонтальной плоскости.
На большинстве машин легкой категории по массе (табл. 2.3)
применяются V-образные дизели жидкостного охлаждения, в ос-
новном четырехтактные. На БТР М-113А1 (США) используется
двухтактный двигатель автомобильного типа 6V53. Этот же двига-
тель, форсированный за счет установки газотурбонагнетателя,
применяется на легком танке М-551 (США).
Как показывает анализ табл. 2.2 и 2.3, двигатели отечествен-
ных серийных танков по своим энергетическим параметрам нахо-
дятся на уровне двигателей основных зарубежных танков, сущест-
венно превосходя их по габаритно-массовым параметрам.
В табл. 2.4 приведена характеристика двигателей новых зару-
бежных танков. Из таблицы следует, что существенное улучшение
габаритно-массовых параметров двигателей получено за счет зна-
чительного их форсирования в результате применения газотурбин-
ного наддува с промежуточным охлаждением наддувочного воз-
духа.
Следует отметить, что конструктивные решения, заложенные
в новых двигателях, дают возможность их дальнейшего форсиро-
вания на 20—30 %.
Направления развития двигателей. Тенденции развития ВГМ
74
Таблица 2.3
Характеристики поршневых двигателей ВГМ легкой категории по массе
Показатель УТД-20 (СССР) МВ833 Еа-500 (ФРГ, MTU) 6V53 6V53T (США, .Дженерал Моторе*) HS-U5-2 (Франция. . Ислано-Сюиза*)
Марка машины БМП-1 БМП «Мардер» БТР М-113А1/ легкий танк М-551 БМП АМХ-ЮР/ легкий танк АМХ-ЮС
Тип двигателя Четырехтактный Четырехтактный Двухтактный Четырехтактный
многотопливный многотопливный многотопливный многотопливный
дизель жидкостно- дизель жидкостно- дизель жидкостно- дизель жидкостно-
го охлаждения го охлаждения го охлаждения го охлаждения
Система наддува Без наддува 2ГТН ПОН/(ПОН + + ГТН) 2ГТН
Число и расположение цилиндров 6, V-образное, 6, V-образное, 6, V-образное, 8, V-образное,
под углом 120° под углом 90° под углом 90° под углом 90°
Максимальная мощность Net кВт 220 440 160/220 205
Частота вращения при максимальной мощ- ности и, об/мин 2600 2200 2800 3000
Диаметр цилиндра D, мм 150 165 98,4 ПО
Ход поршня S, мм 150 175 114,3 108
Рабочий объем , л 15,9 22,4 5,22 10,4
Среднее эффективное давление ре, МПа 0,64 1,07 0,66/0,90 0,79
Литровая мощность Ул, кВт/л 13,8 19,6 30,6/42,1 19,7
Габаритная мощность Nr, кВт/м* 330 415 200/280 —
Коэффициент компактности kx, л/м3 23,6 21,1 6,6/6,5 —
Масса гпдв, кг 665 1 250 1050/1090 553
Удельная масса удв» кг/кВт 3,02 2,84 6,56/4,95 2,7
Коэффициент металлоемкости k ( , кг/л 41,8 56 95 53,1
Удельный расход топлива ge, г/(кВт • ч) 240 245 260 —
Таблица 2.4
Характеристики поршневых двигателей для новых зарубежных танков
Показатель МВ873 К>-501 (ФРГ, MTU) AVDS-136O-2 (США, .Континенталь*) .Кондор* 12V1200 (Англия, .Роллс-Ройс*) МТ883 (ФРГ, MTU)
Марка танка «Леопард-2» М-1 (опытный образец) Четырехтактный многотопливный дизель воздушно- го охлаждения «Челленджер» —
Тип двигателя Четырехтактный многотопливный дизель жидкостно- го охлаждения Четырехтактный дизель жидкост! многотопливный юго охлаждения
Система наддува 2ГТН+2ОНВ* 2ГТН + 2ПОН + +2ОНВ 2ГТН + 2ОНВ 2ГТН + 2ОНВ
Число и расположение цилиндров 12, V-образное, под углом 90° 12, V-образное, под углом 120° 12, V-образное, под углом 60° 12, V-образное, под углом 90°
Максимальная мощность Net кВт 1100 1100 880 880
Частота вращения при максимальной мощ- ности п, об/мин Диаметр цилиндра D, мм ( 2600 2600 2300 3000
170 136,5 135 140
Ход поршня S, мм 175 127 152 136
Рабочий объем iVs , л 47,6 22,3 26,1 25,1
Среднее эффективное давление ре, МПа 1,07 2,28 1,76 1,43
Литровая мощность кВт/л 23 49,3 33,8 35
Габаритная мощность tfr, кВт/м3 750 462 412 923
Коэффициент компактности Л(, л/м3 32,5 9,35 12,2 25,7
Масса тдв, кг 2590 2030 1815 1300
Удельная масса удв, кг/кВт 2,35 1,85 2,04 1,44
Коэффициент металлоемкости k f, кг/л 54,5 91 112 51,7
Удельный расход топлива ge, г/(кВт-ч) 245 250 230 235
ОНВ — охладитель наддувочного воздуха.
не позволяют рассчитывать на существенное увеличение габаритов
МТО даже при значительном увеличении мощности двигателя.
Для выполнения заданных ТТТ к подвижности танков, особенно
по преодолению труднопроходимых участков местности, необходи-
мо обеспечить форсирование двигателя, т. е. возможность кратко-
временного существенного повышения его номинальной мощности.
Известно, что для перспективных западногерманских танков рас-
сматривается, например, возможность форсирования двигателя по
мощности от 1100 до 1600 кВт в течение 15 мин.
В зависимости от продолжительности различают следующие
форсажные режимы работы двигателя:
кратковременный — до 30 с;
ограниченный во времени — до 30 мин;
без ограничения во времени.
В первом случае не предусматривается отвод дополнительно-
го тепла, а используется теплоемкость деталей двигателя и систе-
мы охлаждения. Форсирование двигателя при этом может быть до-
стигнуто подачей в цилиндры дополнительного количества топлива
с одновременной подачей дополнительного воздуха или без него.
Экспериментальные работы показали, что за счет дополнитель-
ного топлива возможен прирост крутящего момента на 55—75 %
сверх номинального значения в течение 15—20 с. При одновремен-
ной подаче дополнительного воздуха возможно увеличение крутя-
щего момента двигателя на 80—100 % сверх номинального при
умеренной температуре отработавших газов без нарушения рабо-
тоспособности поршней и гильз цилиндров. Расчет теплового со-
стояния цилиндро-поршневой группы и зазоров между поршнем и
гильзой показал, что в первые 15 с форсажного режима темпера-
тура деталей находится в пределах колебаний, связанных с изме-
нениями условий эксплуатации — атмосферных условий, регулиро-
вочных параметров и т. д.
При подготовке двигателя к такому способу форсирования не-
обходимо решить следующие проблемы:
довести рабочий процесс дизеля при условии резкого уве-
личения подачи топлива в 1,5—2 раза;
предусмотреть кратковременное повышение Ре в 1,5—2 раза;
создать соответствующую топливную аппаратуру двигателя и
агрегаты наддува.
Результаты стендовых испытаний двигателя 6ЧН 15/18 с им-
пульсной системой турбонаддува показали, что кратковременное
форсирование подачей дополнительного топлива в количестве
150—170 % номинального позволило улучшить приемистость дви-
гателя с гидротормозом в 4—5 раз.
Для обеспечения форсирования двигателя в течение 20—30 мин
необходимо предусмотреть мероприятия для поддержания темпе-
ратуры основных деталей двигателя и теплового режима в систе-
ме охлаждения на допустимом уровне. Это возможно, например,
за счет испарительного охлаждения наддувочного воздуха.
77
В танке для этого может быть применена подача воды через
форсунку непосредственно в коллектор на входе в компрессор,
так как при подаче воды за компрессором не исключена возмож-
ность попадания ее в цилиндры.
Исследования, проведенные на двигателе
типа В-2 с ГТН, показали целесообразность
охлаждения наддувочного воздуха до темпе-
ратуры 60 °C; в этом случае расход воды
составляет около 3 % от расхода воздуха.
Впрыск воды при постоянном расходе топ-
лива приводит к повышению мощности при
улучшении экономичности, увеличению рас-
хода воздуха, уменьшению теплового потока
в охлаждающую жидкость и температуры от-
работавших газов. Уменьшение теплового по-
тока составляет 8 % на каждый процент (по
отношению к воздуху) впрыснутой воды.
На рис. 2.11 показано влияние на пара-
метры двигателя впрыска воды в количестве
21 г/с: мощность двигателя повысилась на
14 %; тепловой поток в воду и удельный рас-
ход топлива практически не изменились. Ча-
стота вращении ротора турбокомпрессора
при этом возросла на 5%, а максимальное
давление сгорания увеличилось с 10,8 до
12 МПа.
Применение впрыска воды может рас-
сматриваться как один из простых и дейст-
венных способов форсирования, но при этом
должны быть решены вопросы размещения
в МТО дополнительного запаса воды и хра-
нения ее при отрицательной температуре.
Рис. 2.11. Изменение параметров двигателя с ГТН при
впрыске во впускной тракт воды и различной подаче
топлива:
/ - О - О. а - 125 кг;ч: // - О - 21 г/с. О — 125 «г/ч;
Наиболее перспективным является форси-
рование двигателя без ограничения во време-
ни. При этом предполагается, что двигатель
на большую мощность, а его форсирование ог-
заранее рассчитан
раничивается возможностями систем СУ, в частности, системы ох-
лаждения или температурным состоянием деталей цилиндро-пор-
шневой группы. При сохранении систем СУ, рассчитанных на
78
меньшую мощность, повышают температуру воды и масла свыше
предусмотренных значений, одновременно предусматривая меро-
приятия для уменьшения температуры деталей цилиндро-поршне-
вой группы.
В настоящее время в серийных танковых двигателях темпера-
тура охлаждающей жидкости и масла достигает 120—125°C. Под-
считано, что при форсировании, например, танковой СУ с эжек-
цнонной системой охлаждения и двигателем с газотурбинным
наддувом на 25 % температура воды и масла повысится на 10°C,
т. е. будет достигать 135 °C. Экспериментальные исследования,
проведенные на одноцилиндровом и полноразмерных двигате
лях, а также комплексные испытания двигателей и танковых СУ
подтвердили возможность их нормальной работы при этой темпе-
ратуре.
Для обеспечения надежного смазывания целесообразно исполь-
зовать масла с пологой вязкостно-температурной характеристикой
и высокой термоокислительной стабильностью.
Повышение температуры охлаждающей воды до 135 °C сопро
вождается повышением давления в системе охлаждения на
80—120 кПа, поэтому необходимо применять сборочные единицы
повышенной прочности: алюминиевые радиаторы вместо медных;
ниппельные соединения вместо дюритовых; трехсекционный рас-
ширительный бачок и др.
Сложнее обеспечить работоспособность деталей цилиндро-пор-
шневой группы.
К числу конструктивных мероприятий следует отнести приме-
нение поршней с жаровыми накладками и улучшение теплоотвода
от наиболее нагруженных в тепловом отношении деталей — порш-
ня и гильзы цилиндра, которое может быть достигнуто уменьшени-
ем толщины стенки гильзы при одновременном увеличении поверх
ности теплоотвода за счет ее оребрения, а также благодаря масля-
ному охлаждению поршней. Однако интенсивное масляное охлаж-
дение поршней весьма нежелательно, так как приводит к сущест-
венному увеличению теплового потока в масло двигателя. По этой
же причине нежелательно повышение температуры охлаждающей
жидкости без изменения температуры масла. Перераспределение
тепловых потоков между охлаждающей жидкостью и маслом
в этом случае существенно снижает эффект от применения высоко-
температурного охлаждения и практически не дает положительно-
го результата. При одновременном же повышении температуры
охлаждающей жидкости и масла, например, с 90 до 135 °C эффект
по суммарному уменьшению теплового потока в систему охлажде-
ния составит 15 %, а абсолютные значения тепловых потоков в ох-
лаждающую жидкость и масло снизятся на 11 и 35 % соответст-
венно.
79
При повышении температуры охлаждающей жидкости необхо-
димо увеличивать давление в системе до значения, исключающего
парообразование в полостях охлаждения двигателя. Помимо воз-
можности образования паровых пробок, нарушения циркуляции
охлаждающей жидкости и опасности возникновения в связи с этим
местного перегрева деталей, недостаточное давление может при-
вести и к увеличению теплоотдачи. При давлении, превышающем
давление на линии насыщения, вскипания жидкости в полостях ох-
лаждения нс происходит, и тепловой поток в охлаждающую жид-
кость уменьшается по мере увеличения температуры. В случае по-
верхностного кипения в полостях охлаждения двигателя интенси-
фицируется процесс отвода тепла от горячих деталей, что приво-
дит к снижению их температуры и к существенному росту тепло-
вых потоков в охлаждающую жидкость.
Перспективным направлением снижения тепловых потоков
в двигателе и обеспечения допустимого уровня температуры дета-
лей цилиндро-поршневой группы является тепловая изоляция де-
талей, образующих камеру сгорания, покрытиями на основе окиси
алюминия А12О3 и двуокиси циркония ZrOj. Экспериментально ус-
тановлено, что нанесение на головку поршня покрытий на основе
двуокиси циркония понижает его температуру на 20 25 °C. Эф-
фективность покрытия можно повысить шлифованием его поверх-
ности, что позволит дополнительно снизить температуру поршня на
5 10 °C.
Наибольшее снижение тепловых потоков обеспечивается при
комплексном применении покрытий на всех деталях, образующих
камеру сгорания, включая поршень, головку, впускные и выпуск-
ные клапаны, а также впускные и выпускные каналы головки ци-
линдров. Толщина теплоизолирующих покрытий должна выбирать-
ся из условий прочности и с учетом тепловой нагрузки на тепло-
воспринимающие поверхности.
По экспериментальным данным, тепловой поток, переданный
через тепловоспринимающие поверхности в охлаждающую жид-
кость, распределяется следующим образом: в зарубашечное про-
странство 40 %, в головку — 60 %, т. е. через головку тепловой
поток в охлаждающую жидкость в 1,5 раза больше, чем через
гильзу. Тепловоспринимающие поверхности головки нагружены
неодинаково: через стенки выпускных каналов в охлаждающую
жидкость передается от 52 до 65 % количества теплоты, проходя-
щей через головку. Поэтому при выборе толщины покрытия сле-
дует учитывать это обстоятельство, а также условия работы и мес-
то нанесения покрытия. Так, например, на поршни, клапаны и по-
верхности камеры сгорания в головке целесообразно наносить
покрытие толщиной до 0,5 мм, а на поверхности выпускных кана-
лов— до 1 мм.
Как показали испытания на одноцилиндровой установке и раз-
вернутом двигателе, комплексное покрытие деталей цилиндро-пор-
шневой группы при работе на режиме максимальной мощности
80
С корректировкой угла опережения впрыска топлива приводит к
уменьшению теплового потока примерно на 10%. Температура
поршня при этом снизилась на 19 °C над верхним поршневым
кольцом и на 25 °C в центре днища. В результате появилась воз-
можность повысить температуру охлаждающей жидкости до зна-
чения, равного исходной температуре поршня. Суммарное умень-
шение теплового потока в результате применения покрытий и по-
вышения температуры охлаждающей жидкости в этом случае со-
ставило примерно 18%. В целом указанные мероприятия с уче-
том увеличения температурного напора в радиаторах системы ох-
лаждения СУ могут обеспечить сокращение габаритов этой систе-
мы на 25 30 %.
Защитить аналогичным способом внутреннюю поверхность
гильзы цилиндра полностью нельзя, так как при повышении тем-
пературы зеркала цилиндра могут нарушиться условия смазыва-
ния. Чтобы повысить температуру охлаждающей жидкости, не по-
вышая температуру гильзы, необходимо снизить термическое со-
противление в верхней, наиболее нагретой, части гильзы, напри
мер, уменьшением в верхней части толщины гильзы. Кроме того,
в нижней части гильзы наружная поверхность может быть покры-
та теплоизолирующим покрытием. Введение предлагаемых меро-
приятий позволяет увеличить температуру охлаждающей жидкос-
ти без повышения теплового состояния поршня и снизить потери
на трение и износ за счет выравнивания температурного поля по
высоте гильзы.
Отмечая положительный эффект теплоизолирующих покрытий,
следует иметь в виду и трудности, препятствующие их широкому
внедрению. Значительные различия в коэффициентах линейного
расширения материалов деталей, подслоя и покрытия в условиях
высоких динамических и термических нагрузок могут привести
к образованию трещин и последующему сколу покрытий, прежде
всего на поршнях двигателя. Трудно также обеспечить равномер-
ное нанесение покрытия на детали сложной конфигурации, техно-
логический контроль толщины покрытий и их плотности.
Применение теплоизолирующих покрытий можно считать пер-
вым этапом создания так называемого адиабатного двигателя, ра
боты над которым проводятся за рубежом (в США, Японии, ФРГ
и других странах) и в СССР. Этот двигатель, в котором широко
используются детали из керамических и металлокерамических ма-
териалов, не имеет традиционного жидкостного контура, обеспе-
чивает существенное повышение экономичности и сокращение га-
баритов и массы системы охлаждения, что особенно важно для
танковых СУ.
2.3. ГАЗОТУРБИННЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Возможность использования ГТД в качестве танкового двига-
теля определяется его хорошими габаритно-массовыми параметра-
81
ми (габаритная мощность двигателя без теплообменника находит-
ся в пределах от 735 до 810 кВт/м3, удельная масса от 1,1 до
1,3 кг/кВт) и характеристикой крутящего момента, представляю-
щей собой зависимость крутящего момента на выходном валу дви-
гателя от его частоты вращения при постоянном режиме работы
турбокомпрессора.
В настоящее время наибольшее распространение в ВГМ полу-
чили двух- и трехвальные ГТД со свободной силовой турбиной
низкого давления без теплообменника и с теплообменником
(рис. 2.12).
а
Рис. 2.12. Схемы транспорт-
ных ГТД:
а — двухвальный без теплооб-
менника; б трехпольный без
теплообменника (ГТД-1000Т);
н — трехвальный с теплообмен
ником; / компрессор; 2
турбина компрессора; 3—сило-
вая турбина; 4 — теплообмен
ник
Пример скоростной характеристики трехвального ГТД приве-
ден на рис. 2.13. Как показывает анализ этой характеристики, за-
Рнс. 2.13 Скоростная характернсти
«а трехвального ГТД со свободной
силовой турбиной:
----------относительный крутящий момент;
_---------относительная мощность;
и . лтк! - относительная частота враще-
ния вала силовой турбины и ротора тур-
бокомпрессора соответственно
82
виснмость крутящего момента от частоты вращения выходного ва-
ла практически прямолинейна; отношение момента на выходном
валу двигателя при остановленной силовой турбине к моменту при
частоте вращения выходного вала, соответствующей максималь-
ной мощности, равно примерно 2; диапазон рабочих частот враще-
ния выходного вала ограничивается только прочностными характе-
ристиками (двигатель не останавливается самопроизвольно при
значительном увеличении внешней нагрузки и способен работать
при обратном вращении выходного вала). Коэффициент приспо-
собляемости транспортного ГТД в полном диапазоне частот вра-
щения выходного вала составляет 2,6—2,8. Повышенное значение
коэффициента приспособляемости ГТД позволяет существенно уп-
ростить трансмиссию за счет сокращения числа передач и облег-
чить управление машиной в результате уменьшения количества
переключений на единицу пути и исключения опасности остановки
двигателя при внезапном увеличении внешней нагрузки.
У силовых установок с ГТД отсутствует необходимость в допол-
нительной системе охлаждения, так как поддержание температур-
ного режима основных деталей (дисков и лопаток турбин высокого
давления и др.) осуществляется при помощи охлаждения возду-
хом, проходящим через двигатель.
В связи с применением в ГТД подшипников качения и отсутст-
вием контакта масла с другими нагретыми деталями тепловой по-
ток в масло незначителен, поэтому затраты мощности на охлажде-
ние составляют около 5 % мощности двигателя.
ГТД обладает хорошими пусковыми свойствами и достаточно
высокими тормозными характеристиками при использовании регу-
лируемого соплового аппарата (РСА) силовой турбины. При низ-
кой температуре окружающего воздуха (до 40 °C) в отличие от
ПД не требуется каких-либо систем и устройств для предвари-
тельной подготовки ГТД к пуску.
Как показано на рис. 2.14, ГТД с РСА может обеспечить при
максимальной частоте вращения выходного вала (или силовой
турбины) тормозную мощность, равную 50 % максимальной мощ-
ности двигателя, за счет разворота РСА в соответствующее поло-
жение. Однако значение тормозной мощности прогрессивно умень-
шается с уменьшением частоты вращения выходного вала.
Топливно-экономические характеристики ГТД. Современные
танковые ГТД уступают по топливной экономичности дизелям не
только на режиме максимальной мощности, но и на частичных на-
грузках.
На рис. 2.15 приведена зависимость основных показателей тан-
кового ГТД от частоты вращения турбокомпрессора, которая для
ГТД является нагрузочной характеристикой. Анализ полученных
данных показывает, что основной причиной увеличения удельного
расхода топлива при снижении частоты вращения является сниже-
ние температуры газа и степени повышения давления.
83
Важной задачей является улучшение топливной экономичнос-
ти ГТД, особенно на частичных нагрузках и режиме малого газа.
Рис. 2.14. Тормозная характеристи-
ка ГТД с РСА (заштрихован средне-
эксплуатационный скоростной диа-
пазон) :
Л'т — относительная тормозная мощность
Рис. 2.15. Нагрузочная характери-
стика ГТД с двухкаскадным ком-
прессором:
I — относительная максимальная мош
кость \'е; 2 — относительный расход топ-
лива От ; 3 — относительная степень по-
вышения давления г* ; 4 — отиоситель
ный расход воздуха О’в ; 5 — отиоситель
на я температура газа tT
Современные танковые ГТД выполнены по простой термодина-
мической схеме открытого цикла. Задачу получения необходимой
топливной экономичности в широком диапазоне изменения мощ-
ности при умеренных значениях параметров термодинамических
циклов за счет регенерации тепла значительно облегчает исполь-
зование теплообменника.
На рис. 2.16 приведена зависимость удельного расхода топлива
g, от удельной мощности А\ж (мощности, отнесенной к расходу
рабочего тела), степени регенерации тепла в теплообменнике т)р,
степени повышения давления в компрессоре и температуры га-
за t*. Зависимость построена для следующих значений пара-
метров:
адиабатический КПД компрессора г|„ =0,825;
адиабатический КПД турбин (компрессора и силовой)
Т|".д = Чд = °’875;
механический КПД т(гк — т =0,99;
* Здесь и далее имеются в виду термодинамические параметры затормо-
женных газовоздушных потоков.
84
КПД камеры сгорания г)к с =0,975;
потери воздуха на охлаждение и утечки Лбв = 4 %;
возврат охлаждающего воздуха в проточную часть двигателя
перед силовой турбиной AG' =2 %;
суммарный коэффициент восстановления полного давления по
тракту:
двигателя без теплообменника о£ =0,912;
двигателя с теплообменником ст£то =0,866.
Из анализа приведенных данных следует, что при достижимых
в настоящее время параметрах цикла (лк = 14; /г = 1400 К) улуч-
шение топливной экономичности на номинальном режиме работы
в случае применения теплообменника с т)р=0,7 может составить
примерно 12 %. Степень повышения давления при этом может
быть уменьшена до 10. Улучшение топливной экономичности ГТД
на частичных режимах работы в случае применения теплообмен-
ника и использования РСА для поддержания постоянной темпера-
туры газа перед силовой турбиной может достигать еще большего
значения благодаря обеспечению оптимальных для данных усло-
вий значений параметров термодинамического цикла (лк и /г).
Зависимость удельного расхода топлива от нагрузки, характе-
ризующая топливную экономичность ГТД, приведена на рис. 2.17.
Следует отметить, что в относительных координатах зависимости
85
удельного расхода топлива от нагрузки для двигателей без тепло-
дают. При этом ухудшение топливной экономичности на режиме
Nc =0,5 A,max составляет примерно 25 %, а на режиме Л/, =0,75
— 8 Д*'1Я Двигателя с теплообменником и РСА эти значе-
ния составляют 8 и 2 % соответственно. На указанных режимах
работы выигрыш в топливной экономичности от использования
РСА для двигателя с теплообменником составляет 17 и 6 % соот-
ветственно. Для двигателя без теплообменника использование
РСА не улучшает топливную экономичность на частичных режи-
мах. В диапазоне наиболее часто встречающихся в эксплуатации
нагрузок двигателя (Ne = 0,6... 0,8 W,mix) выигрыш в топливной
экономичности для двигателя с теплообменником и РСА составля-
ет 10 %. Таким образом, применение на танковом ГТД теплообмен-
ника и РСА на установившихся частичных режимах улучшает топ-
ливную экономичность примерно на 20 %, однако при этом затруд-
няется возможность применения РСА для получения необходимой
тормозной мощности, что приводит к существенному снижению
средних скоростей движения машины и увеличению путевых рас-
ходов топлива.
Поскольку танковый ГТД практически все время работает на
неустановившихся режимах, большая тепловая инерционность дви-
гателя с теплообменником н его худшая приемистость не позволя-
ют в полной мере реализовать выигрыш в топливной экономично-
сти. Кроме того, ГТД с теплообменником имеет худшие габаритно-
массовые параметры, поэтому в отечественных ВГМ, имеющих
малогабаритные МТО, такие двигатели применения до настоящего
времени не нашли.
Влияние систем силовой установки и внешних условий на ра-
боту ГТД. Системы СУ оказывают влияние на параметры ГТД.
Наличие сопротивления на впуске и противодавления на вы-
пуске, как показывает опыт, вызывает уменьшение мощности,
ухудшает пуск двигателя, снижает запас устойчивой работы
компрессора. Сопротивление на впуске приводит к уменьшению
плотности воздуха, поступающего в компрессор, что вызывает
уменьшение расхода воздуха и давления за компрессором; про-
тиводавление на выпуске уменьшает расход воздуха и вызывает
рост температуры газа. Изменение условий на входе в двига-
86
тель и на выходе из него, а также отбор мощности и рабочего
тела вызывают изменение всех параметров рабочего процесса,
зависящее от выбора закона регулирования, т. е. от того, будет
ли поддерживаться постоянным расход топлива, температура газа
или частота вращения турбокомпрессора.
Существенное влияние на параметры ГТД оказывают внеш-
ние условия (температура воздуха и атмосферное давление).
Из данных рис. 2.18 видно, что при ограничении расхода топ-
Рис. 2.18. Зависимость основных параметров ГТД от температуры воздуха
на входе в компрессор (пгпп относительная частота вращения ротора турбо-
компрессора I и II каскадов, т. е. низкого и высокого давлений соответственно;
остальные условные обозначения те же, что на рнс. 2.15). Все остальные вели-
чины равны I при нормальной температуре 4-15°C
лива мощность двигателя практически не зависит от темпера-
туры воздуха, а при ограничении температуры газа увеличение
температуры воздуха на 1 °C (К) приводит к уменьшению
мощности двигателя примерно на 1 %.
Изменение давления воздуха при ограничении частоты вра-
щения турбокомпрессора вызывает равное относительное изме-
нение мощности двигателя, расхода воздуха и топлива и не
влияет на температуру газа, степень повышения давления и
удельный расход топлива.
Влияние внешних условий и систем СУ на основные парамет-
ры двигателя по-разному сказывается при различных схемах дви-
гателей, способах регулирования и значениях параметров цикла.
87
Из представленных на рис. 2.19 конструктивных схем СУ наи-
более приемлемым является вариант а, который реализован
в отечественном танке Т-80. Другие варианты проигрывают из-за
больших суммарных потерь мощности на организацию подвода
Рис. 2.19. Конструктивные схемы силовых установок с ГТД:
/ входные жалюзи; } — воздухоочиститель; 3 — масляные радиаторы; 4 — многофунк
циональный центробежный вентилятор с приводом от ротора компрессора для систем
охлаждения, пылеудаления и вентиляции МТО <о): осевой вентилятор для той же цели
и для повышения давления воздуха на входе в двигатель (б); эжектор (в); 5 двигатель;
6 — воздушный компрессор; 7 — генератор; 8 высоконапорный центробежный вентилятор
воздуха к двигателю и охлаждение СУ, что следует из расчетных
данных, полученных для трехвального ГТД с силовой турбиной
низкого давления, РСА и двухкаскадным центробежным или осе-
центробежным компрессором (табл. 2.5).
Таблица 2.5
Сравнительная характеристика силовых установок с ГТД при различных
параметрах рабочего процесса
Параметр рабочего процесса Топлнвно-мощносгиые показатели
ПД СУ (см. рис. 2.19, а) СУ (см. рис 2.19. б) СУ (см.рис. 2.19, а)
К кг/с N , кВт г'(кйтч) N*, KtfT г,(кВт ч) Ne' кВт Г/(к&ч) г/(в!тч)
1200 1500 10 16 3.85 2,10 735 735 326 272 625 645 350 292 572 601 375 299 501 472 380 310
88
Определение значений параметров рабочего процесса и основ-
ных показателей двигателя в СУ может быть выполнено как
экспериментально, так и аналитически тепловым расчетом, пере-
счетом приведенных характеристик двигателя методом малых от-
клонений, который получил свое развитие применительно к ГТД
в трудах Л. Я Черкеза и Г. К). Степанова. Сущность метода сво-
дится к линеаризации математических зависимостей, описываю-
щих процессы двигателя в окрестностях выбранной точки равно-
весного режима. Метод наглядно позволяет продемонстрировать
физическую сущность явлений.
Рассмотрим влияние систем СУ на мощность ГТД.
Уравнение мощности на выходном валу силовой турбины
(в кВт): *
Л,-4,17ОД,(1 - 1/<Г) WI.. (2.5)
где Gr — расход газа через проточную часть, кг/с; tr — температура газа, К;
лс т — степень понижения давления; k показатель адиабаты; i]ai адиабати
ческий КПД; механический КПД.
Прологарифмировав и продифференцировав уравнение (2.5)
в предположении, что при малых отклонениях от точки равновес-
ного режима = const, = const, k — const, получим
dNe dGr , dtT k-\ 1 d~K.t /O
/V, “ O’r + tr b k я(*т »* j *C T • ' 4
Заменив в формуле (2.6) дифференциал конечным прираще-
нием и обозначив его через 6 (например, dNJN, = 8/VJ,
запишем:
o/Ve = oGr -|- 8/г 4“ £tSirc т,
Л-1 I
где Л] = —*----_ ||Л---— (как правило, для двигателей транспортного типа
-1.3).
Используя полученное уравнение, определим влияние основных
параметров систем СУ и внешних условий на мощность трехваль-
ного ГТД при условии постоянства частоты вращения ротора II
каскада сжатия пп.
Для иллюстрации влияния внешних условий на удельную ра-
боту компрессора газогенераторного блока (любого каскада) L h
рассмотрим уравнение
= (2.7)
” ж — I " Чк
где Л —показатель адиабаты и R— газовая постоянная для данного интервала
температур; температура воздуха на входе в компрессор; л < —степень сжа-
тия; т)к — адиабатический КПД компрессора
89
Проведя последовательно логарифмирование и дифференциро-
вание уравнения (2.7) и заменив дифференциалы конечными при-
ращениями. получим
&£ж = й/в 4- ,
где = 0,286г4-2Я6('л°,й*’ — I) — коэффициент влияния, определяющий изменение
удельной работы в зависимости от изменения степени повышения давления
в компрессоре. Этот коэффициент изменяется ориентировочно в пределах от 1,1
до 0,7 при изменении степени повышения давления от 3 до 6.
Степень повышения давления и КПД компрессора являются
функциями расхода воздуха и частоты вращения, т. е.
я. - /(ОГЧ”’"); ч. = /(GT"«S"),
где G“pH‘* и п"ри“ — приведенные к нормальным условиям ( + 15°С и 101,3 кПа)
расход воздуха и частота вращения:
( •прмв _ G 1013 1/ _Л_ .
• “ в А. ’ 288 •
прнв л/
лтк = «ТК V .
О, и лгж — расход и частота вращения; р0 и /0 — давление и температура воз
духа на входе в компрессор.
В принятой форме можно записать
4- Л2блтк;
= — kJ>G, f kfinn .
В этих формулах k\,
Л2, k3 и — коэффициен-
ты влияния, которые мо-
гут быть определены из
универсальной характери-
стики компрессора.
Пример такой харак-
теристики компрессора с
линией совместной работы
(равновесных режимов
работы) турбины и ком-
прессора приведен на
рис. 2.20. В то же время
Рис. 2.20. Характеристика ком-
прессора:
I — граница устойчивой работы;
1 — линии сопместной работы
турбины и компрессора
90
существует зависимость (из условия постоянства удельной работы,
т. е. б£к=0):
К = (Цк - 8/н) k* .
из которой следует, что степень повышения давления возрастает
при увеличении КПД компрессора и уменьшении температуры
воздуха на входе.
Из анализа этих формул и универсальной характеристики
компрессора очевидна качественная зависимость удельной работы
компрессора от давления и температуры воздуха на входе в него.
Для силовой турбины выражение удельной работы может быть
представлено в виде:
^С. Т = Д- - | (* - г(*-1Л* т •
где k — показатель адиабаты и R — газовая постоянная для данного интервала
температур; tT—температура на входе в турбину; яс т — степень понижения
давления в турбине; \ т — адиабатический КПД турбины.
Используя метод малых отклонений, получим
ЗАс т — 6/г 4- *с т + т»
где ke т — 1) — для турбины рассматриваемого типа kc т «1,3.
КПД турбины в ее рабочем диапазоне изменяется весьма не-
значительно и может быть принят постоянным, т. е. fy. т = 0.
В то же время 6л г т может быть представлено как разность
приращений давления перед турбиной и за ней, тогда выражение
примет вид
8/*с. т - 8/г 4- < ТЧ. т - ^вмж .
где рс т — давление перед турбиной; рвых — давление на выходе из турбины.
Аналогичным образом могут быть получены соотношения, ха-
рактеризующие изменение параметров рабочего процесса, расхо-
да воздуха, газа и топлива в зависимости от параметров рабочего
тела перед компрессором и за силовой турбиной. Используя ба-
ланс мощностей компрессоров и турбин, расхода рабочего тела
через компрессоры и турбины, можно определить коэффициенты
влияния на основные показатели двигателя.
Численные значения коэффициентов влияния для поминально-
го режима работы трехвального ГТД представлены в табл. 2.6.
В таблице значком «бу» обозначено относительное изменение па-
раметра (причем отбор мощности от ротора I каскада сжатия от-
несен к выходной мощности), а отрицательный знак при коэффи-
циентах означает изменение зависимого и независимого парамет-
ров в разные стороны.
91
Таблица 2.6
Коэффициенты влияния для трехвального ГТД (при n,| = max — idem)
Коэффициент влияния бу
Че 6,,вых ЪВ 6ЛГ| 6О|
ЙЛ'е/бу 2,3 - 1.3 1.0 -3.4 -1.2 - 2.5
6GT/iy 1.0 0 1.0 -2.0 -0.4 - 1.0
аов/ду 1,0 0 1.0 - 1.5 -0,5 -Ы
6Л| /бу 0 0 0 — 0.3 - 0.6 -0,6
й^ст/Ьу 1,0 - 1.0 0 -1,5 — 0.5 — 1,1
б/г/бу 0 0 0 0 0 0
Примечание. рвх — давление на внуске; рвых—давление на выпуске;
В—атмосферное давление; tB — температура воздуха на входе в компрессор;
— отбор мощности от ротора I каскада сжатия (в % мощности двигателя);
С/| — отбор воздуха от компрессора 1 каскада сжатия; N, — максимальная мощ-
ность двигателя; GT — расход топлива; GB— расход воздуха; nt —частота вра-
щения ротора 1 каскада сжатия; лс т —степень понижения давления в сило-
вой турбине; tr—температура газа перед силовой турбиной.
Высокая чувствительность ГТД к изменению условий работы
приводит к тому, что в технических требованиях оговариваются
весьма небольшие значения сопротивлений на входе в компрессор
(-^5 кПа) и противодавлений на выпуске «1,5—2 кПа),которые
учитываются при расчете и проектировании новых двигателей.
Состояние и перспективы развития танковых ГТД. Создание
ГТД для ВГМ проводится по двум направлениям — путем дора-
ботки авиационных и разработки специальных двигателей.
Первый путь обеспечивает высокие удельные и габаритно-мас-
совые параметры (габаритная мощность 1500—3000 кВт/м3;
удельная масса 0,2—0,4 кг/кВт) при относительно больших значе-
ниях удельного расхода топлива порядка 380—540 г/(кВт-ч) и не-
благоприятной зависимости удельного расхода топлива от мощно-
сти двигателя. Такие двигатели работают по простому циклу без
регенерации тепла.
При создании специальных ГТД особое внимание уделяется
экономичности, особенно на частичных нагрузках, а также при-
емистости и надежности. При достаточно хорошей экономично-
сти— расходе топлива 245—340 г/(кВтч)—существенным недо-
статком этих двигателей являются более низкие, по сравнению с
авиационными, удельные и габаритно-массовые параметры (габа-
ритная мощность 150—500 кВт/м3; удельная масса 0,8—
2,0 кг/кВт), особенно при наличии теплообменника с высокой сте-
пенью регенерации тепла. Кроме того, использование теплообмен-
ников приводит к необходимости решения таких задач, как ком-
пенсация повышенной тепловой инерционности двигателя, защита
теплообменника от пылевых отложений по газовой стороне и т. д.
В табл. 2.7 приведены основные характеристики отечественных
и зарубежных ГТД.
92
Основные характеристики отечественных и зарубежных транспортных ГТД
Таблица 2.7
Показатель гтд-юоот (СССР) гтд-тз (СССР) ГАЗ 99Д (СССР) AGT-1500 (США, .АВКО Лайкоминг*) AV6O-J5O (США. .АВКО Лайкоминг*) ОТ-601 (США, .Г »ррит Эйрисерч*) GT-5O5 (США, .Детройт Дизел*)
Тип двигателя Трехвальный без тепло- обменника Двухвальный со стационар- ным тепло- обменником Двухвальный с вращаю- щимся тепло- обменником Трехвальный со стационар- ным теплооб- менником Двухвальный без теплооб- менника Двухвальный со стационар- ным теплооб- менником Двухвальный с вращающимся теплооб- менником
Максимальная мощ- ность Ng, кВт 735 290 280 1100 480 550 340
Удельный расход топлива gg, г/(кВт ч) 325 300 275-285 305 345 Нет свед. 280
Степень повышения давления 9,4 3,6-4,0 3,8 15 8.4 7 4.4
Температура газа перед турбиной tr, К 1240 1213 1173 1466 1297 1355 1297
Расход воздуха Ов> кг/с 4,16 2,24 2 4,5 2,27 2,27 2
Габаритная мощ- ность кВт м3 534 188 219 830 581 316 370
Удельная масса тдв кг кВт 8 1,42 1,91-2,1 1,02 0.62 1,78 2,19
На рис. 2.12, б и 2.21 представлены конструктивные схемы
отечественного двигателя ГТД-1000Т и американского двигателя
AGT-1500 фирмы «АВКО Лайкоминг».
Рис. 2.21. Конструктивная схе-
ма ГТД AGT-1500:
I — комп|мтсор низкого давления;
2 входной направляющий аппа
рат; 3 компрессор высокого
давления; 4 - камера сгорания.
5 РСА силовой турбины; 6 теп
лообменник; 7 — редуктор; 8 си
ловая турбина; 9- турбина ком
прессора низкого давления; 10
турбина компрессора высокого
давления; =1>— воздух; - —газ
Особенностью двигателя ГТД-1000Т, выполненного по трех-
вальной схеме без теплообменника, является применение двухкас-
кадного компрессора с центробежными колесами и РСА силовой
турбины.
Работоспособность двигателя в условиях высокой запылен-
ности воздуха обеспечивается за счет использования воздухо-
очистителя со степенью очистки 97—98 % и специальных
устройств, периодически удаляющих пылевые отложения с покры-
вающих дисков колес компрессоров и лопаток соплового аппа-
рата турбины высокого давления.
Двигатель AGT-1500 также выполнен по трехвальной схеме
с двухкаскадным осецентробежным компрессором и теплообменни-
ком. В этом двигателе реализованы высокие термодинамические
параметры цикла (лк = 15 и tr = I 450 К). Используется воздухо-
очиститель со степенью очистки более 99,5 %.
Сравнение этих двигателей показывает, что, хотя двигатель
AGT-1500 превосходит двигатель ГТД-1000Т по абсолютному зна-
чению мощности и топливной экономичности, применение ца нем
теплообменника требует существенного повышения Степени очист-
ки воздуха. Это приводит, с одной стороны, к увеличению габа-
ритов СУ, а с другой, — к необходимости периодического обслужи-
вания воздухоочистителя.
Повышение экономичности на частичных режимах у двигате-
лей с теплообменником возможно за счет поддержания постоян-
ной максимальной температуры газа перед турбиной. Для этих
целей используется регулируемый сопловой аппарат силовой
турбины, который позволяет улучшить также разгонные и тормоз-
ные характеристики.
94
Другим путем улучшения экономичности транспортного ГТД
является повышение температуры газа перед турбиной. Посколь-
ку возможности никелевых сплавов практически исчерпаны на
уровне температуры 1300—1400 К, в настоящее время ведется по-
иск новых более тугоплавких материалов, в том числе керамиче-
ских, а также проводятся исследования по охлаждению лопаток
турбин. Охлаждение лопаток вызывает дополнительные потери
мощности за счет отбора воздуха на охлаждение при некотором
снижении КПД турбины. При этом возможно повышение темпе-
ратуры газа до 1750 К.
Глава 3. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ
3.1. ОБЩИЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Нормальное тепловое состояние двигателя и трансмиссии явля-
ется необходимым условием их надежной работы. Система охлаж-
дения предназначена для поддержания температуры деталей этих
агрегатов на допустимом уровне, который на установившемся ре-
жиме у двигателей жидкостного охлаждения и трансмиссии опре-
деляется температурой теплоносителей (охлаждающей жидкости
и масла).
Количество теплоты, рассеиваемое системой охлаждения, оп-
ределяется тепловыми потоками от двигателя и трансмиссии, а ее
эффективность характеризуется разностью температур теплоно-
сителей и окружающего воздуха 10. Критерием эффективности си-
стемы принято считать такое значение /0. при котором температу-
ра теплоносителя на выходе из двигателя или трансмиссии дости-
гает предельно допустимого значения.
Требования к эффективности системы охлаждения не должны
быть завышенными, так как это приводит к увеличению ее габа-
ритов и затрат мощности; заниженные требования приводят к не-
допустимым ограничениям при эксплуатации ВГМ. В ВГМ с
удельной мощностью 10—14 кВт/т обычно стремятся обеспечить
охлаждение всех теплоносителей при полной загрузке двигателя
на среднеэксплуатационной частоте вращения коленчатого вала
двигателя при /о « 40 °C. В отдельных узких диапазонах частоты
вращения возможно достижение допустимой температуры тепло-
носителя и при более низких значениях to, например: масла двига-
теля при максимальной частоте вращения; масла ГМТ в диапазо-
не, соответствующем минимальному КПД; охлаждающей жидко-
сти на режиме максимального крутящего момента двигателя.
Опыт показывает, что это не накладывает заметных ограничений
на эксплуатацию машин, так как при движении с постоянно изме-
няющимися нагрузкой и частотой вращения коленчатого вала
температура теплоносителей в силу инерционности системы охлаж-
дения не достигает значений, соответствующих стационарным ре-
жимам работы на этих частотах вращения.
Повышение удельной мощности ВГМ позволяет рассчитывать
на уменьшение средней загрузки двигателя в большинстве случаев
96
реальной эксплуатации, что, в свою очередь, позволяет создавать
системы, обеспечивающие достижение предельно допустимых
температур при /0 «40 °C и работе двигателя не на внешней ха-
рактеристике, а при нагрузке 70—80 %.
Количество теплоты, которое система охлаждения должна рас-
сеивать, зависит от мощности и типов двигателя и трансмиссии.
Для ВГМ с ПД оно составляет примерно 22—25 % теплоты, полу-
ченной при сгорании топлива. В частности, тепловые потоки в дви-
гателях серийных ВГМ средней категории по массе с механической
трансмиссией при N, =500... 580 кВт равны 300—350 кВт, в том
числе Q„ =210 ... 240 кВт, QM =58 ... 70 кВт, QTp =40 ... 50 кВт
—тепловой поток от трансмиссии). В новых ВГМ тепловые
потоки могут достигать 600 кВт и более. Тепловые потоки в СУ с
ГТД достигают 80—90 кВт и в ближайшем будущем вряд ли
превзойдут 120 кВт.
Допустимая температура охлаждающей жидкости и масла сов-
ременных отечественных ПД находится в пределах от 115 до
125 °C, масла механических трансмиссий от 120 до 125 °C, масла
ГМТ от 130 до 140 °C. Для ГТД допустимая температура масла
равна 150 °C. В зарубежных танках с ПД допустимая температу-
ра охлаждающей жидкости ниже (до 110 °C), а масла —выше
(до 150 °C).
К системе охлаждения предъявляются обычные для всех сос-
тавных частей ВГМ требования минимальных габаритов, массы
и затрат мощности, однако выбор тех или иных конструктивных
решений должен прежде всего способствовать получению высоких
показателей МТУ в целом. В первую очередь, это относится к кон-
фигурации системы.
Среди всех систем СУ с ПД система охлаждения занимает наи-
больший объем (0,5—0,9 м3), поэтому ее конфигурация во мно-
гом определяет компоновку МТО. Хотя ее масса составляет не-
большую долю общей массы СУ (7—8%), абсолютное значение
ее достаточно велико: для современных танков 350—500 кг, а
для других типов ВГМ средней категории по массе —до 700 кг.
Снижение массы является важной задачей при проектировании си-
стем охлаждения.
Объем и масса систем охлаждения СУ с ГТД не превосходят
0,2 м3 и 130 кг. Однако, как показывает опыт проектирования, си-
стема охлаждения и в этом случае существенно влияет на компо-
новку СУ в целом.
Затраты мощности на систему охлаждения составляют от 2 до
15 % мощности двигателя, и их уменьшение в ряде случаев замет-
но улучшает технические характеристики ВГМ.
Система охлаждения должна удовлетворять требованиям на-
дежности и быть удобной для технического обслуживания и ре-
монта. Особое внимание следует уделять надежности тех сбороч-
ных единиц, выход из строя которых лишает машину подвижности,
7 Зак. 27с
97
в частности, соединениям трубопроводов, радиаторам, приводу
вентиляторов и т. д.
При проектировании системы охлаждения должно учитываться
влияние ее конструкции на общемашинные характеристики. Систе-
ма не должна ухудшать защиту ВГМ, в том числе и от зажига-
тельных смесей, несмотря на необходимость использования возду-
хозаборных и выпускных устройств большой площади. Она долж-
на надежно работать при преодолении ВГМ водных преград вброд,
на плаву или при движении под водой и не требовать длительной
подготовки к движению в этих условиях. Система охлаждения не
должна создавать каких-либо дополнительных демаскирующих
факторов и должна способствовать снижению шума в процессе
выпуска отработавших газов и уменьшению их теплового излу-
чения.
При необходимости в единую конструкцию с системой охлаж-
дения следует объединять детали и сборочные единицы трассы пы-
леудаления, вентиляции МТО, обдува выпускных коллекторов,
генератора, компрессора высокого давления, радиатора кондицио-
нера и т. д.
Типичные примеры компоновки системы охлаждения ВГМ опи-
саны в гл. 1 (см. рис. 1.1 — 1.18).
Система охлаждения состоит из трех подсистем, отличающих-
ся по назначению и конструкции:
водяная система предназначена для подвода охлаждающей
жидкости от двигателя к радиатору и поддержания стабильности
ее циркуляции (циркуляция масла двигателя рассматривается в
гл. 6);
блок радиаторов, в котором происходит передача тепла от
жидких теплоносителей воздуху;
воздуходувное устройство, обеспечивающее продувку охлаж-
дающего воздуха через радиаторы.
Тип воздуходувного устройства оказывает наибольшее влия-
ние на компоновку системы охлаждения и МТО. До конца 40-х гг.
единственным типом таких устройств были вентиляторы В по-
следние десятилетия в большинстве отечественных ВГМ с ПД
они уступили место эжекционным установкам, использующим
энергию отработавших газов двигателя. Вентиляторы в настоящее
время применяются в трех отечественных базовых ВГМ: центро-
бежные— на танке Т-72 и транспортере-тягаче МТ-ЛБ, осевые —
на самоходном гусеничном шасси. В зарубежных машинах приме-
няются осевые («Леопард-1», М-60А1, «Чифтен») и центробежные
(«Леопард-2», «Мардер» и др.) вентиляторы. В отечественных ма-
шинах с ГТД применяются многофункциональные вентиляторные
установки, одновременно обеспечивающие пылеудаление из воз-
духоочистителя.
Тип воздуходувного устройства зависит от общей компоновки
МТО, комплекса требований к проектируемой ВГМ и др.
98
В некоторых зарубежных ВГМ («Леопард-1», «Мардер» и т. д.),
где допускаются высокая температура масла и низкая темпе-
ратура охлаждающей жидкости, масло охлаждается в водомасля-
ных радиаторах, которые устанавливаются в баках системы смаз-
ки или на картерах двигателей и трансмиссий.
Конструктивно система охлаждения может выполняться либо
в виде единого блока, в котором радиаторы, воздуходувное устрой
ство, входные и выходные жалюзи соединены воздуховодами, изо-
лирующими воздушную трассу системы от остального пространст-
ва МТО, либо с разомкнутой воздушной трассой, когда охлаждаю-
щий воздух проходит по всему объему МТО. В последнем случае
объем системы может оказаться несколько меньше, однако при
этом затрудняется решение таких задач, как защита МТО от за-
жигательных смесей, преодоление водных преград, борьба с отло-
жением в МТО радиоактивной пыли и т. п.
Система охлаждения машин с ГТД, в отличие от ПД, не имеет
водяной системы и водяного радиатора. В СУ с двигателями воз-
душного охлаждения охлаждающий воздух обдувает двигатели
и масляные радиаторы (см. рис. 1.4). Двигатели этого типа в на-
стоящее время на отечественных ВГМ не используются.
3.2. ВОДЯНАЯ СИСТЕМА
Водяная система обеспечивает подвод охлаждающей жидкости
к радиатору и стабильность ее циркуляции (циркуляция охлаж-
дающей жидкости осуществляется водяным насосом двигателя).
В машинах военных и первых послевоенных лет температура
охлаждающей жидкости на входе в водяной насос двигателя не
превышала 95 °C. В некоторых случаях водяная система состояла
лишь из трубопроводов, соединяющих двигатели с радиатором, и
пароотводных трубок. Коллектор радиатора несколько увеличен-
ного объема предназначался для установки паровоздушного кла-
пана, служившего одновременно пробкой заливной горловины.
Переход к высокотемпературному охлаждению двигателей
с повышением температуры жидкости на входе в насос до 120 °C
создал предпосылки для возникновения явления кавитации, кото-
рое заключается в образовании в зонах пониженного давления
v поверхности лопаток рабочего колеса насоса пузырьков пара.
Наличие их в потоке воды приводит к снижению подачи, наруше-
нию стабильности работы насоса и эрозии его лопаток. Единствен-
ным радикальным средством предотвращения кавитации является
поддержание давления на входе в насос на достаточно высоком
уровне, равном
= Р„„ - 0.28 • lO-’WGj". (3.1)
где рп> н— давление парообразования, определяемое по температуре жидкости
на входе в насос, Па; л „ — частота вращения насоса, об/мин; бж — расход ох-
лаждающей жидкости, кг/с.
7*
99
Для поддержания необходимого давления в водяной системе
применяется компенсационный контур, состоящий из паровоздуш-
ных трубок, расширительного бачка и компенсационного трубопро-
вода, присоединенный параллельно циркуляционному контуру,
подводящему охлаждающую жидкость к радиатору (рис. 3.1, а).
Рис. 3.1. Принципиальная схема водяной системы (и) н распределение давления
по ее элементам (б) для танка Т-72:
Р (шлнатор; Б расширительный бачок; Н — водяной насос; II подогреватель; 1
термостат: / трубопровод циркуляционного контура. 2 - обводная труба; J паровоадуш
Ные трубки; заливная горловина; 5 паровоздушный клапан; 6-- компенсационная
труба; / —трубопровод системы подогрева, й сливной кран: 9 термометр;— направ-
ление движения в циркуляционном контуре; направление движения в компенсацией
ном контуре; / вход в насос; // выход из насоса; /// вход в двигатель; IV выход
из двигателя; V - вход и радиатор; VI — расширительный бачок. VII — выход из радиатора
Паровоздушные трубки соединяют зоны скопления пара и воз-
духа (верхнюю часть блока двигателя, верхнюю точку коллектора
радиатора, водяной насос подогревателя и т д.) с расширитель-
ным бачком. При заправке системы через них удаляется воздух.
Параллельно циркуляционному контуру подсоединяются также
теплообменник подогревателя с водяным насосом, а на некоторых
машинах — радиаторы подогрева поступающего в двигатель воз-
духа и т. д. Для слива жидкости из системы в ее нижней части
устанавливается сливной клапан.
В теплое время года водяная система заполняется водой с до-
бавлением антикоррозионной присадки, предотвращающей также
отложение накипи Обычно применяется трехкомпонентная смесь,
состоящая из бихромата калия, азотно кислого натрия и тринат-
рийфосфата, которая добавляется в количестве 0,15 % массы
воды.
100
В холодное время года (при температуре ниже +5 °C) систе-
ма заправляется низкозамерзающими охлаждающими жидкостя-
ми НОЖ-40 и НОЖ-65, которые представляют собой смесь этилен-
гликоля СН2-ОН-СНОН с водой (53 и 66 % этиленгликоля соот-
ветственно). Повышение содержания этиленгликоля приводит
к понижению температуры замерзания и повышению температуры
кипения смеси. При температуре до минус 35 °C используется
НОЖ-40, при более низкой температуре (до минус 60 °C)
НОЖ-65. Теплоемкость и теплопроводность этих жидкостей,
а следовательно, и коэффициент теплоотдачи от них к металлу су-
щественно ниже, чем от воды, вследствие чего замена воды эти-
ми жидкостями приводит к повышению температуры деталей дви-
гателя на 8—10 °C. Поэтому допустимая температура НОЖ уста-
навливается на 10 15 °C ниже, чем воды.
Обычно в систему охлаждения заливается 60—100 л охлажда-
ющей жидкости. Циркуляционный расход охлаждающей жидкости
находится в пределах от 5 до 16 кг/с в зависимости от мощности
и типа двигателя и изменяется пропорционально частоте враще-
ния коленчатого вала.
Давление, создаваемое водяным насосом, и сопротивление от-
дельных элементов водяной системы колеблются в довольно широ-
ких пределах. Например, перепад давлений, создаваемый насосом
двигателя В-46, равен 120 кПа, а двигателя 5ТДФ 200 ... 240 кПа;
сопротивление радиаторов изменяется в пределах от 30 до 60 кПа.
При проектировании трубопроводов циркуляционного контура еле
дует стремиться к уменьшению сопротивления радиаторов до урон
ня, при котором не снижается расход охлаждающей жидкости.
Диаметры трубопроводов выбираются от 30 до 60 мм в зависимо
стн от расхода.
Расход жидкости через радиатор составляет 80—90 % расхода
через двигатель. Дальнейшее его уменьшение может снизить эф-
фективность системы охлаждения.
На компенсационный контур приходится примерно 10 % расхо-
да; при этом обеспечивается достаточно надежный пароотвод и в
то же время не снижается кавитационный запас. Этот расход оп-
ределяется числом и диаметром паровоздушных трубок. Обычно
в системе устанавливаются три-четыре трубки с внутренним диа-
метром 6—10 мм.
Расчет расхода и потерь давления в трубопроводах водяной
системы может производиться обычными методами гидравлики,
хотя их точность невелика из-за сложности определения местных
сопротивлений. Доводка водяной системы уже на первых этапах
экспериментальных исследований не вызывает затруднений
Пример распределения давления по элементам водяной систе-
мы танка Т-72 приведен на рис. 3.1,6, где сплошная линия отно-
сится к циркуляционному контуру, а штриховая — к компенса-
ционному.
101
Наиболее важным элементом водяной системы является рас-
ширительный бачок (рис. 3.2). Его объем выбирается в завнсимо-
Рис. 3.2. Конструктивные схемы трехсекционного расширительного бачка (а) и
бачка обычной конструкции (б): ,
/ — паровоздушная трубка; 3 — корпус бачка; 3— заливная горловина; 4 — первая секция;
5 — штуцер для установки паровоздушного клапана; « вторая секция; 7 - третья секция:
8 -воздушная трубка; 9 — компенсационная труба
сти от объема системы и допустимой температуры охлаждающей
жидкости и обычно составляет 0,2 заправочной вместимости си-
стемы охлаждения. Бачок размещается в верхней части машины,
предпочтительно вблизи ее продольной оси, так, чтобы при оста-
новке с креном или дифферентом головки двигателя были запол-
нены охлаждающей жидкостью.
При заправке системы охлаждающей жидкостью часть бачка
оставляют незаполненной, учитывая возможное тепловое расшире-
ние охлаждающей жидкости. Поскольку температурный коэффи-
циент объемного расширения низкозамерзающих жидкостей боль-
ше, чем воды, объем их заправки должен быть меньше объема воды.
Система в основном заправляется через специальную горлови-
ну, расположенную на расширительном бачке, реже на коллек-
торе радиатора, который соединен с расширительным бачком па-
ровоздушной трубкой; полнота заправки определяется специаль-
на
ним щупом. Измерения уровня жидкости можно избежать, приме-
няя гидрозатвор (см. рис. 3,2 а). В этом случае нижний срез
заливной горловины размещается таким образом, чтобы весь не-
обходимый свободный объем располагался выше его; паровоздуш-
ные трубки выводятся в верхнюю часть бачка.
Иногда при заправке системы не удается добиться полного
удаления воздуха, тогда пускают двигатель на 1—2 мин, после че-
го систему дозаправляют.
Находящаяся в бачке охлаждающая жидкость компенсирует
ее потерю в процессе эксплуатации. При этом уровень в бачке по-
нижается, а освободившийся объем заполняется паром. При боль-
шой потере жидкости часть пара в виде пузырей начинает цирку-
лировать вместе с жидкостью; уровень в бачке стабилизируется,
а объем и число пузырей пара возрастают. В зависимости от кон-
струкции двигателя и водяной системы допускается потеря от 7
до 20 л охлаждающей жидкости. При большей потере расход на-
чинает падать, циркуляция жидкости становится нестабильной
Для контроля потери жидкости в некоторых машинах (например,
в танке Т-64А) устанавливается датчик уровня жидкости в расши-
рительном бачке, от которого при падении уровня жидкости ниже
допустимого зажигается сигнальная лампочка.
Давление в свободном объеме расширительного бачка рь опре-
деляет общий уровень давления в водяной системе и кавитацион-
ный запас. Это давление складывается из парциального давления
пара рп 6, определяемого температурой охлаждающей жидкости
в бачке, и парциального давления воздуха рв:
Ре - Рп.ь Р*
Давление на входе в насос
Р» = Рь + РжЛ - ЬРк.
где рж—плотность охлаждающей жидкости; g— ускорение свободного падения;
Лб — высота уровня охлаждающей жидкости в бачке над входным патрубком
насоса; Лрк — потерн давления в компенсационной трубе.
Для получения достаточного кавитационного запаса значение
Рп должно быть больше рГО|П, определяемого по уравнению (3.1).
Парциальное давление воздуха зависит от многих случайных
причин (температуры жидкости, недолива и перелива при заправ-
ке; режима эксплуатации и т. д.) и может изменяться от 0 до
300 кПа. Значения p^gh6 и невелики и в большой степени
компенсируют друг друга. Для уменьшения Лрк диаметр компен-
сационного трубопровода выбирается не менее 20 мм. Единствен-
ным стабильным фактором, определяющим давление на входе
в насос, является давление паров в расширительном бачкеб.
Поскольку отвод воды и пара в бачок осуществляется из зон
с более высокой температурой, чем на входе в насос, эта величина
оказывается большей, чем парциальное давление пара на входе
103
в насос ра и. Как правило, этой разницы для создания кавитацион-
ного запаса оказывается достаточно. В тех случаях, когда эта
разница может оказаться недостаточной (например, при высоких
значениях частоты вращения насоса лн и малом перепаде темпе-
ратуры охлаждающей жидкости в двигателе), значение р„ может
быть увеличено специальными мерами.
Один из методов повышения рн заключается в подогреве воды,
поступающей в расширительный бачок, отработавшими газами
двигателя. Этот метод использован в СУ танка Т-64А, где часть
воды, поступающей в расширительный бачок, используется для
охлаждения газового стыка между двигателем и эжектором, а сам
расширительный бачок подогревается расположенным рядом реси-
вером эжектора.
Другой метод заключается в установке внутри компенсацион-
ного трубопровода эжектора, повышающего давление на входе в
насос. Рабочим телом в эжекторе является охлаждающая
жидкость, поступающая из зоны с более высоким давлением.
Для предотвращения разрушения водяной системы в слу-
чае чрезмерного возрастания давления (например, при кратковре-
менном перегреве или при высоком значении рв) в расширитель-
ном бачке устанавливается паровой клапан. Давление открытия
клапана превосходит на 80 100 кПа давление пара, соответству-
ющее максимально допустимой температуре воды, что предотвра-
щает самопроизвольное открытие клапана от вибрации и по дру-
гим случайным причинам, а также уменьшает потери охлаждаю-
щей жидкости. Так, при /Ж=115°С давление открытия клапана
принимается равным 170 кПа, а при /Ж=125°С выбирается
220 кПа.
Рис. 3.3. Стандартный паровоздуш
ный клапан:
/ — корпус; 2 — регулировочная проклад
ка; 3 — паровой клепан; 4 — пружина па
рового клапана; 5 — пружина воздушного
клапана; 6 - воздушный клапан
При снижении температу-
ры происходит конденсация
паров и при отсутствии в бач-
ке воздуха в нем возникает
разрежение, для устранения
которого применяется воздуш-
ный клапан, открывающийся
при давлении 2—10 кПа.
Конструктивно паровой и воздушный клапаны совмещены в
паровоздушном клапане. Конструкция клапана (рис. 3.3) принята
в соответствии с отраслевым стандартом; в ней предусмотрена
возможность установки пружин различной длины в свободном
состоянии в зависимости от допустимой температуры охлаждаю-
щей жидкости.
104
Возможность потери охлаждающей жидкости через паровоздуш-
ный клапан возрастает при повышении ее температуры. Необходимо
обеспечить герметичность воздушного и парового клапанов, наруше-
ние которой обычно происходит от попадания на их седло твердых
частиц из воздуха и охлаждающей жидкости. Для парового клапана
наиболее характерно выпадение частиц антикоррозионной присад-
ки при кипении воды в случае выброса ее через этот клапан.
Защита воздушного клапана осуществляется установкой сет-
чатого фильтра, защита парового клапана—с помощью трехсек-
ционного бачка (см. рис. 3.2, а). Первая секция, занимающая
большую часть объема, заполняется охлаждающей жидкостью
при заправке; вторая частично заполняется при ее тепловом
расширении; третья — предназначена для установки паровоздуш-
ного клапана. Секции соединены между собой трубками, располо-
жение которых препятствует самопроизвольному перетеканию
жидкости из одного отсека в другой и ее выбросу через клапан
вместе с воздухом и паром.
Другой метод, использованный в танке Т-64А, заключается
в установке паровоздушного клапана в бачке внутри стакана, из
которого охлаждающая жидкость удаляется эжектором, соеди-
ненным с одной из паровоздушных трубок.
Чтобы предотвратить падение температуры охлаждающей
жидкости ниже допустимой, в водяную систему большинства зару-
бежных и некоторых отечественных ВГМ (БМД-1) вводится об-
водной контур с термостатом (см. рис. 3.1). Термостат открывает
охлаждающей жидкости доступ в обводной трубопровод и закры
вает трубопровод, ведущий к радиатору. Особенно необходимо
устанавливать термостаты на плавающих машинах, у которых пе-
риодически происходит затопление радиаторов водой.
Среди различных конструкций термостатов наиболее прост и
надежен термостат с твердым наполнителем (рис. 3.4). При опре-
Рис. 3.4. Термостат капсульного
типа (с твердым наполнителем):
/ — кожух термостата; 2 — пружина
основного клапана; J — основной кла
пан; 4 — корпус; 5 — шток; 6 седло
основного клапана; 7 — труба циркули
цнонною контура; Л — регулировочный
винт; 9 подводящая труба; 10 бал
лон с термоактнвным веществом; II
возвратная пружина; 12 — перепускной
клапан; 13 — обводная труба; 14 —
термоактивное вещество; /5 — резино-
вая втулка
8 Зак. 27с
105
деленной температуре охлаждающей жидкости термоактивный на-
полнитель расплавляется и его объем увеличивается. Возникаю-
щее при этом давление через мембрану передается на шток, упи-
рающийся в регулировочный винт, и перемещает втулку с клапа-
нами. Основной клапан отходит от седла и пропускает охлаждаю-
щую жидкость в радиатор, а перепускной клапан перекрывает
обводную трубу. При снижении температуры наполнитель затвер-
девает, уменьшаясь в объеме: под действием пружины клапаны
поднимаются, закрывая вход в радиатор и открывая трубопровод
обводного контура. Использование термоактивных наполнителей
различных марок позволяет менять температуру открытия клапа-
на в необходимых пределах. Термостаты этого типа в высокотем-
пературных системах охлаждения ВГМ в настоящее время практи-
чески не применяются из-за отсутствия резины, сохраняющей ра-
ботоспособность при высокой температуре.
Соединения деталей и трубопроводов водяной системы долж-
ны оставаться герметичными при изменении температуры от ми-
нус 50 до плюс 140°C в условиях высокого давления, вибрации и
ударных нагрузок. Традиционные малогабаритные соединения при
помощи хомутов на современных машинах начинают вытесняться
ниппельными. В последнее время все более широкое применение
находят быстроразъемные соединения трубопроводов.
3.3. РАДИАТОРЫ * * *
В радиаторах ВГМ происходит передача большого количества
теплоты от жидких теплоносителей к окружающему воздуху, что
при сравнительно небольшом перепаде температур и минималь-
ных объемах обусловливает использование компактных поверхно-
стей теплообмена и малогабаритных конструкций радиаторов. Ра-
диаторы должны быть работоспособными при достаточно высоких
значениях температуры и давления (до 250 кПа в водяных радиа-
торах и 600 кПа - в масляных), при значительных вибрациях и
ударных нагрузках.
В наибольшей мере этим требованиям в настоящее время отве-
чают латунные трубчато-пластинчатые радиаторы (рис. 3.5, а).
В низкотемпературной системе охлаждения танка Т-62 применя-
ются трубчато-ленточные (рис. 3.5,6) водяные радиаторы.
Жидкие теплоносители движутся по трубкам, расположенным
между коллекторами и оребренным с внешней стороны (а для
масляных радиаторов и с внутренней) пластинами или лентами
Теплота передается в охлаждающий воздух с поверхности трубок
и пластин. Трубчато-пластинчатые радиаторы обычно выполняют-
ся с шахматным расположением трубок (рис. 3.5, в) и лишь в от-
дельных случаях с коридорным (рис. 3.5,г); а трубчато-ленточ-
ные радиаторы - только с коридорным.
В зарубежных ВГМ используются трубчато-ленточные радиа-
торы со сложным профилем выштамповок на лентах. В танке
106
<Леопард-2» установлен кольцевой радиатор (см. рис. 1.7 и 1.8)
с трубками в виде сегментов. Такая конструкция, определяемая
общей компоновкой МТО, не имеет каких-либо преимуществ по
сравнению с обычными радиаторами.
g г g
Рис. 3.5. Конструктивные схемы радиаторов ВГМ и их элементов:
а - трубчато-пластинчатый радиатор; б трубчато ленточный радиатор; в шахматное
расположение трубок; «—коридорное расположение трубок; д трубка с тепловым реб-
ром; 1 охлаждающая пластина; 2 — радиаторная трубка; У —трубная доска; 4 — коллек-
тор; 5 — боковина; 6 — охлаждающая лента; Sp — шаг оребрения; Ц . <т . ат — длина.
ширина и толщина трубок; S,, 5,— шаг трубок по фронту и глубине радиатора
Теплофизические параметры радиаторов. Передача теплоты от
жидкого теплоносителя к воздуху происходит в три этапа: тепло-
та переходит от жидкого теплоносителя сначала к стенкам тру-
бок радиатора, затем распространяется в них и, наконец, переда-
ется в воздух.
Первый и третий этапы представляют собой сложные явления
теплопроводности и конвекции в пограничном слое на стенках тру-
бок радиатора. Согласно закону Ньютона, количество теплоты,
передаваемое от жидкого теплоносителя к стенке,
<?,= «Л (3.2)
а от стенки к воздуху
<?,= «Л.(<.<3-3)
где «т, ав — коэффициенты теплоотдачи; ST, S, — площадь поверхностей тепло-
обмена; tc т. tc в — температура стенок со стороны жидкого теплоносителя
и воздуха соответственно.
8* 107
Здесь и далее индексами «т» отмечены величины, относящие-
ся к жидкому теплоносителю, «ж» — к охлаждающей жидкости,
«м» — к маслу, «в» — к воздуху.
Связь между температурой стенки со стороны охлаждающей
жидкости и воздуха определяется по уравнению Фурье*
= (3.4)
где бс—толщина стенки; Хс—теплопроводность материала стенки.
Исключив из уравнений (3.2) — (3.4) tc т и tc в, получим
= (3.5)
где Лт - ,г/а _ ц. । |д — коэффициент теплопередачи; ф — SB/ST — коэффи-
циент оребрения; S - SJ Vv — коэффициент компактности радиатора; Vp -
объем охлаждающего пакета с площадью поверхности SB.
Уравнение (3.5) удобно использовать для анализа эффектив-
ности радиатора. Из него следует, что теплорассеивающая спо-
собность радиатора определяется произведением
Лт5 -------г . (3.6)
j ч
Значения ф-^ и, особенно, фа,-р относительно малы, поэто-
му при проектировании радиаторов ВГМ наиболее важной зада-
чей является создание поверхностей с высоким значением aBS.
Однако все мероприятия, повышающие эту величину, одновре-
менно приводят и к росту сопротивления радиатора по воздушной
стороне Дрр, что обусловлено единством процессов переноса теп-
лоты и количества движения.
Если из ядра потока со скоростью w' и температурой /' в при-
стеночный слой со скоростью о>'=0 и температурой t" поступит
теплоноситель в количестве (7Т, то на основании закона сохра-
нения импульсов сила сопротивления движению
Р' - G,w'.
При этом к стенке будет перенесено количество теплоты
QT = cxGt(t' — /"), где ст— удельная теплоемкость теплоносителя.
Отсюда следует, что
Предполагается, что температура ребер равна температуре стенки.
108
С помощью этого соотношения, называемого аналогией Рей-
нольдса и полученного исходя из упрощенной картины процесса
тепло- и массообмена, можно получить количественное совпаде-
ние с экспериментом лишь при выполнении ряда условий. Каче-
ственный вывод об увеличении сопротивления с ростом эффек-
тивности охлаждения остается справедливым практически во
всех случаях. Увеличение сопротивления радиатора приводит
к снижению расхода воздуха через него и эффективности охлаж-
дения, поэтому увеличение a„S целесообразно лишь до определен-
ного предела. Кроме того, необходимо иметь в виду, что чрез-
мерная компактность охлаждающей поверхности может привести
к недопустимому засорению ее в процессе эксплуатации.
При движении воздуха в радиаторе происходит поперечное
обтекание пучка плоскоовальных трубок. При гидравлическом
диаметре каналов, в которых происходит движение воздуха, рав-
ном 3—5 мм, и скорости воздуха = 4 . . . 8 м/с число Рейнольд-
са находится в пределах от I 000 до 2 000, что соответствует пере-
ходному режиму движения. Из-за сложности теоретического
обобщения переходных режимов основой при создании новых ра-
диаторов ВГМ являются экспериментальные данные. Исследова-
ния трубчато-пластинчатых радиаторов в этом направлении были
выполнены Г. А. Михайловым. Эти исследования показали, что
при скорости воздуха перед фронтом радиаторов 10... 12 м/с
применение коридорного расположения трубок нецелесообразно,
так как в этом случае значение «„ меньше, чем при шахматном
расположении трубок.
Для радиаторов с шахматным расположением трубок резуль-
таты эксперимента были обобщены в виде критериальных зависи-
мостей
Nu (3.7)
(3.8)
dr
где Nu a„ -— —критерий Нуссельта; Ей ---------------уу — критерий
" Ps’Vp
dT
Ret »’•“~ Кег «’в ~——критерий Рейнольдса; dr — гидравлический диа-
метр радиаторной трубки, определяемый по ее внешнему контуру; Д/>р— со-
противление радиатора; Si и Sj — шаг трубок по фронтальной поверхности и
глубине соответственно; «т - толщина трубки; Зр - шаг оребрения;
Эйлера;
2(Зр -4П) (S,-aT)
D₽” (Sp-8n) + (Si "т) ;
*p— число рядов радиатора; рв — плотность воздуха;
?1> (Зр - 8.) (S, -
*в— кинематическая вязкость воздуха; йп - толщина охлаждающей пластины.
109
Физические постоянные воздуха р,, кв и \
средним температурам.
Из критериальных зависимостей следует, что
а, ~ 0,36,
определяются по
<4
с1.68
„.1.68
wB -----;
($| — От)
Анализ полученных результатов позволил разработать с уче-
том требований технологичности охлаждающие поверхности, ко-
торые в настоящее время используются в радиаторах практи-
чески всех современных отечественных ВГМ; их геометрические
параметры приведены в табл. 3.1. Для этих радиаторов в обыч-
Таблица 3.1
Геометрические параметры охлаждающей поверхности радиаторов
современных отечественных ВГМ
Вариант поверхности мм ат, мм мм 5,. мм 5р. мм Расположение трубок
1 17.0 3.5 8.5 21 3,0—5.0 656* Шахматное
2 19,5 2,5 7,5 22 3,0 711
3 17,0 2.5 8.0 20 3.0 716
4 18,0 1.9 17,8 21,8 4,15 525 Коридорное
• Sp — 3 мм.
ных для СУ ВГМ диапазонах скоростей воздуха а, =
= 70... 130 Вт/(м2-°С). Основное отличие рассмотренных в
табл. 3.1 поверхностей от ранее применявшихся заключается в
уменьшенных значениях Sb а, и Sp. Дальнейшее изменение этих
размеров вряд ли будет эффективным. Некоторое повышение эф-
фективности может быть получено за счет уменьшения S р до
2,0 мм, однако это увеличит опасность засорения радиаторов.
Более перспективным может оказаться использование охлаждаю-
щих пластин с турбулизирующими выштамповками специально
подобранной формы.
Радиаторы с коридорным расположением трубок применяются
лишь в системе охлаждения многоцелевого гусеничного шасси
с вентиляторной системой охлаждения при высокой скорости воз-
духа (о/, =20...25 м/с).
Трубчато-ленточные радиаторы по достигнутым значениям a„.S'
находятся на уровне трубчато-пластинчатых. Основными геомет-
рическими параметрами ленты этих радиаторов являются шаг
110
зигов, размеры и форма турбулизирующих выштамповок. Трубча-
то-ленточные радиаторы нашли широкое применение в низкотемпе-
ратурных системах охлаждения автомобилей и тракторов. В высо-
котемпературных системах охлаждения ВГМ они не используются
вследствие недостаточной прочности паяных соединений детален
из латуни и меди при высоких температуре и давлении, однако
их применение перспективно для алюминиевых радиаторов. Гео-
метрические параметры двух трубчато-ленточных поверхностей,
разработанных Г. А. Михайловым, приведены в табл. 3.2 и пока-
заны на рис. 3.6.
Таблица 3.2
Геометрические параметры охлаждающей поверхности опытных
алюминиевых водяных радиаторов (в мм)
Вариант
поверхности
Вариант радиаторной
трубки (см. рис 3.6)
Рис. 3.6. Геометрическая схема элементов алюминиевого трубчато ленточного
радиатора:
а —лента; б, в — варианты радиаторной трубки; г — развальцовка конца трубки на ок-
ружность; - шаг зига; ЛВЦ|. /вш—высота и длина выштамповки
Жидкие теплоносители движутся внутри радиаторных трубок;
процесс теплоотдачи в этих условиях хорошо изучен; значения «т
могут быть оценены на основе известных критериальных зависи-
мостей:
ill
для турбулентного движения
Nu - 0,021 Re03 Рг0,43, (3.9)
для ламинарного
Nu = l,4(Re-g-)MPr°’3S, (3.10)
где Рг —критерий Прандтля; LT — длина радиаторной трубки.
Характерным линейным размером при турбулентном движении
является гидравлический диаметр трубки dr, а при ламинарном —
ее толщина ат . Нетрудно убедиться, что при движении воды в ра-
диаторных трубках Re« (5... 10) Ю3, т. е. режим движения тур-
булентный. Коэффициент теплоотдачи аж в этом случае равен
7 000—2 300 Вт/(м2-°С). В формуле (3.6) при большой скорости
движения воды (и/ж=0,5 .. .0,8 м/с) фи„/аж =0,05... 0,06; лишь при
=0,3 м/с фав/аж =0,15. Это означает, что в водяных радиато-
рах тепловое сопротивление между водой и стенкой незначитель-
но, и эффективность радиаторов практически определяется зна-
чением aBS.
Для масляных радиаторов Re = 40... 100; движение масла про-
исходит в ламинарном режиме, а коэффициент теплоотдачи ам =
= 230... 450 Вт/(м2-°С), поэтому при проектировании масляных
радиаторов необходимо принимать меры по интенсификации теп-
лообмена между маслом и стенкой радиаторной трубки. Эффек-
тивным методом такой интенсификации является установка в
трубке теплового ребра, впервые предложенная Г. А. Михайловым
(см. рис. 3.5, d). Радиаторы с трубкой толщиной 2,5 мм и тепло-
вым ребром могут применяться лишь при использовании маловяз-
ких масел, например в СУ с ГТД. Установка теплового ребра
увеличивает почти в 2 раза площадь поверхности теплообмена <3 т,
уменьшает значение ф в уравнении (3.6) и увеличивает коэффи-
циент теплопередачи. Кроме того, уменьшение в 2 раза ширины
канала, по которому движется масло, приводит к некоторому рос-
ту ам. Увеличение длины радиаторной трубки влечет за собой
снижение ам. В пределе при большой относительной длине
движение в трубке стабилизируется; при этом Nu»4.
Тепловое сопротивление стенок трубок радиатора практически
не оказывает влияния на величину k-, вследствие малой толщины
стенки. Лишь для радиаторов с большим коэффициентом оребре-
ния снижение этого сопротивления путем замены латунных охлаж-
дающих пластин с Хс=110 Вт/(м2-°С) медными с А* =
=380 Вт/(м2°С) может на 4—5 % увеличить коэффициент тепло-
передачи.
Характеристики охлаждающих поверхностей, т. е. зависимость
kT (или £Д) и Дрр от скоростей воздуха и жидкого теплоносите-
ля, определяются экспериментально с точностью, достаточной для
112
практического использования. При испытаниях радиаторов или их
моделей, представляющих собой часть радиатора, параметры
теплоносителей соответствуют реальным условиям, поэтому нет
необходимости представлять результаты этих испытаний в крите-
риальной форме.
Характеристики основных охлаждающих поверхностей радиа-
торов, применяющихся в современных отечественных ВГМ, а также
экспериментальных трубчато-ленточных поверхностей алюминие-
вых радиаторов приведены на рис. 3.7 в зависимости от массовой
Рис. 3.7. Зависимость характеристик не-
которых охлаждающих поверхностей:
а от °в. р.Т-'р "Р" WT“ 0,6 “/с: 6 ~ *'т
при (Ju р/Л'р — 0,6 кг (м* с): / — поверхность
водяною алюминиевого радиатора, вариант 2
(табл. 3.1); 2 - поверхность водяного латун
ного радиатора, вариант I (табл. 3.1) при
др—3 мм; 3 — то же. вариант 3; 4 поверх
кость водяного алюминиевого радиатора, ва
риант I (табл. 3.2); 5 поверхность масляно
го радиатора с тепловым ребром, вариант 1
(табл. 3.1) при 5р — 3 мм; 6 - то же при
$ — 3.5 мм; 7 — то же без теплового ребра
при $р - 3.5 мм
скорости воздуха перед фронтальной поверхностью радиатора
^вр/^р (равной отношению расхода воздуха через радиатор GBp
к площади его фронтальной поверхности Fp) и скорости жидкого
теплоносителя а>т. Сопротивление радиатора, которое по форму-
ле (3.8) пропорционально глубине /р, отнесено к этой величине.
Как следует из анализа уравнений (3.6) — (3.10), коэффициент
теплопередачи зависит главным образом от скорости воздуха;
зависимость его от скорости теплоносителя проявляется лишь при
малых ее значениях.
Характеристики радиаторов существенно зависят от контакта
между радиаторными трубками и охлаждающими пластинами или
лентами. Наиболее надежный контакт достигается при пайке ра-
113
диатора методом погружения. При отработанной технологии хоро-
ший контакт может быть обеспечен и при пайке спеканием. Не-
удовлетворительное качество сборки и пайки радиатора может
снизить величину £т в 1,3—1,5 раза.
Расчет температуры теплоносителей. Уравнение (3.5) опреде-
ляет теплорассеивающую способность радиатора при постоянной
разности температур теплоносителей. В радиаторах ВГМ эта ве-
личина изменяется в широких пределах, поэтому общее количест-
во тепла, передаваемое через охлаждающую поверхность SB,
sB
Qt=| *»(*»-*)<*$•• (3.11)
Характер изменения температуры теплоносителей на охлаж-
дающей поверхности зависит от схемы их движения и водяных
эквивалентов, равных для воздуха — №’и cpGn , для жидких теп-
лоносителей — U/T — стС7т ,
где Ср—удельная теплоемкость воздуха при постоянном давлении; ст — удель-
ная теплоемкость жидкого теплоносителя; GB и GT—расход воздуха и жидкого
теплоносителя соответственно.
Наибольший теплоотвод от радиатора, как известно, может
быть получен при противотоке теплоносителей, когда они движут-
ся параллельно в противоположных направлениях. Характер
изменения их температур при этом показан на рис. 3.8, а. Для
Рис. 3.8. Изменение температуры теплоносителей- на входе и выходе из радиато-
ра (а) и коэффициента ер (б) от симплекса k^Slvfvi (cpGh р ) для движения по
схеме противотока;
5 площадь охлаждающей поверхности; гт и <в температура теплоносителя н воздуха
соответственно
114
этого случая интеграл (3.11) может быть вычислен достаточно
просто. На участке поверхности dSa количество теплоты, пере-
шедшей от жидкого теплоносителя в воздух,
<ZQT = Лт (/т —/в) , (3.12)
а изменение температуры теплоносителей будет следующим:
= (3.13)
dt, = ^. (3.14)
Уравнения (3.12) — (3.14) решаются при граничных условиях
"Р" *. = <>• (315>
где индексом «вх» обозначены значения температур на входе в радиатор, а ин-
дексом «вых> — на выходе из него.
Вычитая уравнение (3.14) из (3.13) и исключая dQ,, с по
мощью уравнения (3.12) можно получить
=-^ds-- <з1б>
I I
где тр =
Интегрируя уравнение (3.16), получаем _
In (fT - 4- С,,
где SB — текущее значение SB.
Из граничных условий (3.15) следует, что
С.
ех р (- Л. • z/ipSl). (3.17)
Из уравнений (3.12) и (3.17) можно получить
dQ,
<?, = *,(<,. .и. - (’ «ХР (- =
= (1 — exp(— м Д)1 •
Учитывая, что
t = t
S. вых — *т. вх Ц7Т ’
$в = $Ир = $Лр/р.
115
получаем формулу для определения перепада температур, кото-
рый может обеспечить данный радиатор:
ы -... = Q.•[ , . + тг] • <31R>
L 1—ехр(—лт/пр^С|,/|,)
Qi
где /в вх /0 4 температура окружающей среды; У, — теплосъем со
всех других радиаторов, расположенных перед данным радиатором.
Зная перепад температур в радиаторе А/, можно определить
предельную температуру окружающего воздуха, при которой теп-
лоноситель достигает предельно допустимой температуры /т :
Q.
zo.ер = *т д “ #7 *
либо температуру теплоносителя па входе в радиатор, т. е. на
выходе из двигателя или трансмиссии, при заданном /0:
'т и ж + '
В радиаторах ВГМ движение теплоносителей осуществляется
по перекрестной схеме. Из-за сложности решения дифференциаль
пых уравнений для этой схемы затрудняется их практическое
использование, и поэтому влияние схемы потоков учитывается
внесением поправок в расчеты, выполненные по уравнениям для
противотока. Для сочетаний параметров, свойственных водяным
и масляным радиаторам ВГМ, эти поправки не превосходят
2—3 %, поэтому их расчет производится по уравнению (3.18).
Для водяных радиаторов обычно Полагая /ж вх
='ж .», = <«. Ч> " »'« = «’.
из уравнения (3.18) можно получить
t — t —
‘ж.ср %.В1 1Г„Ер
где «р - 1 — ехр | ---| . (ЗЛ2О>
р^р
Зависимость от симплекса — приведена на рис. 3.8, б.
₽ вр
Как видно из уравнений (3.19) и (3.20), при больших значениях
«S/p/p. уВеличение Или /р приводит к незначительному воз-
' " "г
растанию ер, и единственным эффективным методом снижения
температуры охлаждающей жидкости при этом является увеличе-
ние расхода охлаждающего воздуха. Наоборот, при малых зна-
116
чениях симплекса кр быстро уменьшается с ростом 6Вр, произве-
дение СВрЕр возрастает медленно и более эффективным средст-
вом снижения температуры охлаждающей жидкости является уве-
личение kxS или /р.
Для масляных радиаторов как двигателя, так и трансмиссии
часто 1ГМ^1ГВ. В этом случае тр близко к нулю и
1 — ex р (— kjSm/ylJ « 1 — k^mvFvlv. (3.21)
Подставляя уравнение (3.21) в уравнение (3.18) и полагая, что
U7M
в ВГМ возникает ряд
и снижающих эффек-
части охлаждающего
получаем
^m-^m.hx-^h.bx^Q- • ( *MSFр/р "Ж
Это уравнение можно практически
U/M ^„=0,5...2.
При эксплуатации систем охлаждения
явлений, ухудшающих условия их работы
тивность: засорение радиаторов, протечка
воздуха в зазоры мимо охлаждающей поверхности и т. д. На
основе статистических данных отраслевым стандартом рекомен-
дуется при расчете А/ по уравнениям (3.18), (3.19) и (3.22) в их
правую часть вводить множитель, равный 1,1.
Общий объем, занимаемый радиаторами, определяется компо-
новкой системы охлаждения, а объем радиаторов отдельных теп
лоносителей определяется так, чтобы их предельно допустимая
температура достигалась при одной и той же температуре окру-
жающего воздуха. Первыми по направлению движения воздуха
размещаются радиаторы с теплоносителями, имеющими низкую
допустимую температуру и сравнительно невысокий тепловой
лоток, последними — с теплоносителями, имеющими высокую до-
пустимую температуру.
2^Г)' (322)
использовать, когда
Рис 3.9. Некоторые схемы (о.
б, в) расположения радиаторов:
/ — охлаждающей жидкости; 2 -
масла двигателя; 3 масла меха-
нической трансмиссии; 4 — масла
гидрообъсмного механизма поворо
та; 5 масла гидромеханической
трансмиссии; стрелками покатано
направление движения воздуха
Несколько примеров расположения радиаторов показано на
рис, 3.9. Размещение масляных радиаторов рядом с водяными,
117
как правило, менее эффективно, чем их последовательное распо-
ложение.
Конструкция радиаторов. Конструктивные схемы радиаторов
представлены на рис. 3.5. Радиаторные трубки с надетыми на
них охлаждающими пластинами закрепляются в трубных досках.
После пайки собранного таким образом охлаждающего пакета к
трубным доскам присоединяются коллекторы, служащие для под-
вода теплоносителей. Пайка производится припоями ПОС-ЗО или
ПОС-40, недостатками которых являются быстрое снижение их
предела прочности (табл. 3.3) и уменьшение относительного удли-
нения с ростом температуры. Поэтому при повышенной темпера-
туре в некоторых случаях применяется припой ПСр-2,5, содержа-
щий серебро (СУ с ГТД, в которой допустимая температура мас-
ла равна 140 °C).
Таблица 3.3
Зависимость предела прочности припоев (в МПа) от температуры
Припой t. °C
40 80 120 ieo
ПОС-ЗО 32 30 25 14
Al-Cu-Mg 90 89 87 86
Al—Си—Mg—Si 132 108 84 66
Соединение коллекторов с трубной доской (рис. 3.10) должно
выдерживать значительные усилия, определяемые давлением в
Рис. 3.10. Конструкция крепления коллекторов радиаторов:
танка Т-64А (а). БМП-1 (б), танка Т-72 (в): / — трубная лоска; 2 — бойка; 3 болт;
4 — коллектор; 6 — радиаторная трубка; 6 — винт
системе и площадью поверхности коллекторов. Испытания пока-
зали, что соединение простым паяным швом (см. рис. 3.10,6)
не обеспечивает длительной надежной работы при температуре
118
воды 120—125°С и давлении до 300 кПа. Самым надежным яв
ляется болтовое соединение (см. рис. 3.10, а). Однако его приме-
нение требует либо увеличения размеров коллекторов, либо мо-
жет привести к неравномерному распределению охлаждающей
жидкости по трубкам, что, в свою очередь, может снизить эффек-
тивность радиатора.
Внутри коллекторов устанавливаются перегородки, разделяю
щие радиатор на ряд заходов, которые последовательно проходит
теплоноситель. Число заходов с учетом необходимости размеще-
ния патрубков для подвода и отвода теплоносителя в определен-
ных зонах выбирается так, чтобы при минимальной эксплуата-
ционной частоте вращения вала двигателя скорость теплоносите-
лей в трубках не была слишком мала, а при максимальной часто-
те сопротивление радиатора движению теплоносителей не было бы
недопустимо велико. На этом режиме обычно выбирают w * =
=0,6.. 1,0м/с, щм=0,3 м/с для масла двигателя и 0,6 м/с для
масла трансмиссии. В перегородках масляных радиаторов иногда
устанавливают перепускные клапаны, через которые при пуске
двигателя в зимнее время холодное масло проходит, минуя часть
заходов.
Максимальные размеры радиатора определяются исходя из
технологических возможностей их изготовления, а также удобства
монтажа и обслуживания. Наибольшая площадь фронтальной
поверхности одного радиатора обычно не превышает 0,7 м2. При
больших размерах системы охлаждения устанавливаются рядом
два радиатора. Глубина водяных радиаторов обычно находится
в пределах от 100 до 130 мм (5—6 рядов), масляных радиато-
ров— от 45 до 90 мм (2—4 ряда). Глубина радиаторов СУ
с ГТД и водяных радиаторов самоходного гусеничного шас-
си, имеющих малые площади фронтальной поверхности, доходит
до 250 мм. Длина трубок радиаторов достигает 850 мм.
Обычно каждый теплоноситель охлаждается в отдельном ра-
диаторе. Однако при небольших размерах водяной и масляный
радиаторы могут монтироваться на одной трубной доске, что по-
зволяет несколько уменьшить общие габариты радиаторов.
Одним из эффективных методов изготовления радиаторов из
алюминиевых сплавов является бесфлюсовая пайка в вакууме.
Для такого метода наиболее приемлемо использование трубчато-
ленточных поверхностей. Для получения гарантированного мини-
мального зазора между трубкой и трубной доской при изготовле-
нии радиатора концы трубок развальцовываются на окружность
(см. рис. 3.6, г). Подсоединение стальных трубопроводов произво-
дится с помощью биметаллических втулок. Трубные доски изго-
тавливаются из алюминия, плакированного силумином. Охлаж
лающие ленты перед пайкой покрываются слоем меди толщиной
несколько микрометров. Пайка производится в вакууме в присут-
ствии магния при температуре 570—580°C. Образующийся при
этом припой тина Al-Cu-Mg и Al-Cu-Mg-Si имеет предел проч-
119
ностн, втрое больший, чем ПОС-ЗО (см. табл. 3.3). Высокая тем-
пература плавления этого припоя позволяет соединять коллектор
с трубной доской сваркой, что гарантирует прочность соединения
при высокой температуре теплоносителя. Масса алюминиевого
водяного радиатора в 2—2,5 раза меньше, чем латунного.
3.4. ЭЖЕКТОРЫ
Принципиальная схема эжектора танковой системы охлажде-
ния показана на рис. 3.11, а. Отработавшие газы от двигателя
Рис. 3.11. Принципиальная схема эжектора, характер изменения полей скоростей
газов в нем (а) и распределение давления газов р вдоль проточной части (б)
/ — радиатор: 2 — сопло эжектора; 3 — камера смешения; 4 — диффузор
поступают в сопло эжектора и с большой скоростью вытекают из
него в камеру смешения. В результате турбулентного перемеши-
вания газа и охлаждающего воздуха между ними происходит
обмен количеством движения, и воздух увлекается в направле-
нии движения газа. Во входном сечении камеры возникает раз-
режение, создаваемое постоянным потоком воздуха через радиа-
тор. Поле скоростей, неравномерное в начальном сечении каме-
ры, постепенно выравнивается, что сопровождается повышением
давления (см. рис. 3.11,6). Газовоздушная смесь поступает в диф
фузор эжектора, где происходит дополнительное повышение дав-
ления.
Радиаторы устанавливаются в корпусе эжектора так, чтобы
между ними и корпусом оставался необходимый для прохода воз-
духа объем, называемый подрадиаторным.
Конфигурацию проточной части эжектора и взаимное распо-
120
ложение эжектора к радиаторов можно изменять в широких пре-
делах.
На рис. 3.12 приведены схемы проточной части нескольких
типичных эжекторов. В большинстве эжекторов, которые принято
Рис. 3.12. Схемы проточной части эжекторов:
я — тягача АТС-59; 6 — многоцелевого гусеничного шасси; в —танка Т-в<А; г—БМП-1
называть эжекторами параллельного типа, отработавшие газы
подводятся к одному сечению, а их смешение с воздухом происхо-
дит в параллельных струях. При разнесении подвода газа вдоль
проточной части (см. рис. 3.12, г} сначала происходит смешение
одной части газа с охлаждающим воздухом, затем другой части
газа как с воздухом, так и с образовавшейся ранее газовоздуш
ной смесью. Такой эжектор, называемый параллельно-последо-
вательным, установлен в БМП-1.
Для сокращения общей длины эжектора, которая часто лими-
тирует компоновку системы охлаждения, проточная часть эжек-
тора частично или даже полностью (см. рис. 3.12,6) может разме-
щаться под радиатором, если при этом сохраняются необходимые
сечения для прохода охлаждающего воздуха. Сокращению длины
эжектора способствует также применение двухрядного соплового
аппарата (см. рис. 3.12, б, в), так как дробление потока газа на
большее число струй уменьшает расстояние, необходимое для
удовлетворительного перемешивания газа с воздухом.
121
При необходимости (в соответствии с обшей компоновкой МТО
или для улучшения защиты узлов системы охлаждения) проточ-
ная часть эжектора может быть криволинейной (см. рис. 3.12, г).
Однако это всегда приводит к большему пли меньшему снижению
его производительности, поэтому такая конструкция используется
лишь в редких случаях. Выходное сечение эжектора ВГМ защи-
щается броневыми жалюзи.
В зависимости от компоновки СУ и конструктивных особеннос-
тей двигателя отработавшие газы могут подводиться к эжектору
по различным схемам. При индивидуальном выпуске в каждую
группу сопел подводится газ только из одного цилиндра двигате-
ля. В этом случае истечение газа из сопел будет происходить перио
дически отдельными повторяющимися импульсами (рис. 3.13,а).
Рис. 3.13. Характер изменения скорости газа при индивидуальном выпуске (а),
при объединении в одном коллекторе отработавших газов от двух (б), трех (и)
и шести (г) цилиндров двигателя:
8 период импульсного истечения газов; <е, — величина импульса; Г — время
Такая схема использовалась, в частности, в танках Т-10 и ПТ-76.
Ее преимуществом является простота конструктивного решения
газового стыка между двигателем и эжектором, а недостатками —
повышенный шум, относительно большие затраты мощности, а в
ряде случаев и низкая подача эжектора. При объединении водном
коллекторе газов от двух цилиндров двигателя истечение также
носит пульсирующий характер, но происходит с большей фазой
(рис. 3.13,6). Эта эффективная схема достаточно широко приме-
няется в ВГМ с двигателями типа В-2, расположенными вдоль
МТО (танки Т-10М, ПТ-76Б, тягач АТС-59). При объединении
в одном коллекторе газов от трех (рис. 3.13, в) или более
122
(рис. 3.13, г) цилиндров, а также при установке на выпуске из
двигателя газовой турбины возникает квазистационарное течение
газа. Такая схема является наиболее распространенной в ВГМ.
Объединение газов от трех цилиндров принято в БМП-1, в много-
целевом гусеничном шасси, транспортере-тягаче ДТ-Л; от шес-
ти цилиндров —в МТ-Т и ряде инженерных машин; установка
эжектора после газовой турбины —в танке Т-64А и ВГМ, на ко-
торых устанавливаются двигатели с турбонаддувом. Для эффек-
тивной работы эжектора давление газа, вытекающего из сопел,
должно достигать 25—30 кПа. Противодавление на выпуске рг
при этом будет несколько больше вследствие потерь в выпускной
трассе. Повышение давления на выпуске ухудшает рабочий про-
цесс двигателя и снижает его мощность. Это снижение и пред-
ставляет собой затраты мощности на работу эжектора.
Наименьшее снижение мощности наблюдается у двигателей
с приводным центробежным нагнетателем при высоком коэффи-
циенте избытка воздуха. Так, для многоцелевого гусеничного шас-
си, в котором объединены газы от трех цилиндров, снижение мак-
симальной мощности двигателя В-46-4 при рг=30 кПа составило
лишь 15 кВт, т. е. 3 %. Примерно так же снижается мощность и
на всех других скоростных и нагрузочных режимах.
Большее снижение мощности имеет место в безнаддувных дви-
гателях и двигателях с турбиной на выпуске. Для двигателя
УТД-20 в БМП-1 оно составляет примерно 15 кВт, т. е. 7 % при
рг =30 кПа, а для двигателя 5ТДФ в танке Т-64А — 30 кВт,
т. е. 5,5 % при рг =25 кПа.
При проектировании эжекторов для систем охлаждения ВГМ
следует учитывать специфику этих машин. Теоретические и экспе-
риментальные исследования работы эжекторов в танках проведе-
ны под руководством Г. Л. Михайлова; полученные результаты
использовались при создании эжекционных систем охлаждения
современных ВГМ.
Теория и расчет эжектора параллельного типа. При расчете
эжектора аналитически определяются его характеристики, т. е.
зависимость преодолеваемого сопротивления Др от расхода воз-
духа через него. Принятая схема потоков показана на рис. 3.14.
Допускается, что количество движения в сечении аа' пренебрежи-
мо мало и что скорость эжектируемого воздуха на входе в камеру
смешения равномерна по сечению, а вектор скорости параллелен
оси камеры; газ и воздух считаются несжимаемыми.
123
Применяя к воздуху и газу в объеме abcc'b'a' (см. рис. 3.14, а)
законы сохранения количества движения в проекции на ось каме-
Рис. 3.14. Схема потоков для вывода уравнения характеристики эжектора при
размещении сопла в под рал на торном объеме (а) и во входном сечении камеры
смешения (б):
/ радиатор; 2 сопло; 3 камера смешения; 4- диффузор; Н* — высота камеры смете
имя; —ее длина: ^ — расстояние между соплом и входом в камеру; /-д — длина диф
футора; вд — ад| + угол раскрытия диффузора
ры, массы и количества теплоты *, получим систему уравнений:
- А) - J Рз«^з - /?ах - Ар ;
0, + G^O,;
G,/, 4 Oj/2 = G3GeP,
где р — статическое давление; F — площадь поперечного сечения; G — массовый
расход; р — плотность потока; w скорость потока; /?вх —проекция на ось
камеры силы, действующей на воздух со стороны стенки у входа в камеру;
Ар —сила трения о стенки камеры; / — абсолютная температура; цифровые
индексы относятся: I — к газу в выходном сечении сопла, 2 — к эжектируе-
мому воздуху. 3 —к газовоздушнон смеси в выходном сечении камеры, 4 —
к воздуху в сечении аа'.
(3.23)
Разделив обе части первого уравнения системы (3.23) на
Oft .
с Учетом второго и третьего уравнении, получим
• Значения теплоемкости газа и воздуха приняты равными.
124
где Ьр—В — р< — сопротивление, преодолеваемое эжектором; В барометриче-
ское давление воздуха; Л( — давление газа; т -^ — масштаб эжектора:
— 2pj(F3 — —коэффициент реакции входа; q ~ ~Q~ —коэффициент
Рз 6
эжекции; Д % -у— —температурный фактор; А =• (2 — <рд) — »тр — ко-
эффициент, ^характеризующий качество проточной части эжектора;
<Fi -—ш"\1Г ~ коэффициент восстановления давления в диффузоре;
Рзср^з г* 2
*3 “ — коэффициент неравномерности поля скоростей на выхо
3 г,
де из камеры смешения; £тр — 2рзСр^з —средний коэффициент трения
('з
в камере.
Плотность раср определяется при температуре GcP- Давление
газа в сопле рассчитывается по уравнению Бернулли без учета
влияния сжимаемости
G?
*'-2^- <зй>
Для упрощения уравнения (3.24) при его выводе во втором
члене правой части было принято
т-2_______1_
(т — 1 )ат т* *
(3.26)
а в третьем
<,+’>(’ + Тг)да(1+-^)2> (327)
что в диапазоне значений т — 10 ... 45, q = 5 ... 10 и Л = I... 3,
характерных для эжекторов систем охлаждения, не вносит в ра-
счет заметной погрешности.
Для эжектора с соплом, размещенным в камере смешения (см.
рис. 3.14, б), значение коэффициента kR может быть найдено из
уравнения количества движения
(Pi ~ Pi) (F3 - = — P2«^(F3 -
и уравнения Бернулли
Pi-p, 1/2(1-HM)f>2®2,
где —коэффициент потерь на входе (применительно к воздуху) между
сечениями аа' и ЬЪ'.
Из этих уравнений следует, что
= (3.28)
125
С учетом уравнения (3.28) уравнение (3.24) принимает вид
(3.29)
При выводе уравнения (3.29) предполагалась параллельность
потока воздуха оси камеры эжектора и равномерное распределе-
ние его по входному сечению камеры. Однако вследствие несим-
метричного расположения радиаторов системы охлаждения по от-
ношению к оси камеры (см. рис. 3.12) и малого сечения воздухо-
вода между радиатором и камерой (подрадиаторного объема) это
предположение не достаточно точно. Специальные исследования,
проведенные Л. А. Репиным, показали, что распределение скоро-
стей в подрадиаторном объеме зависит от его геометрических па-
раметров (рис. 3.15) и от коэффициента сопротивления воздушной
трассы:
« 2^-^.
где Лр — площадь фронтальной поверхности радиаторов.
Рис. 3.15. Геометрические параметры подрадиаторного объема:
Лк — расстояние от радиатора до середины козырька; Л средняя высота козырька;
радиус козырька; длина радиатора; I* длина козырька; Нц—средняя глубина под
радиаторного объема; Опх минимальная высота проходного сечения; - угол входа по-
тока в камеру смешения; Нк - высота камеры смешения; »к — угол между осью камеры
смешения и плоскостью радиатора
Чтобы характеристика эжектора достаточно точно соответст-
вовала уравнению (3.29), должны выполняться следующие усло-
вия:
/Уп > 1,25/Ум; D„ > Нк- ч < 150°; ₽к > - 15°;
отношение Ц/к + Л,) должно быть не менее 0,25 при £<20 и не
126
менее 0,13 при с, > 60, а отношение г*Н* должно быть не менее
значений, приведенных в табл. 3.4.
Как правило, подрадиатор-
ный объем может быть выпол-
нен с соблюдением указанных
соотношений. При отклонении
от допустимых значений па-
раметров подача эжек-
тора будут снижаться и
ее следует рассчитывать по
методу, изложенному в рабо-
те [10]. Из указанных разме-
ров подрадиаторного объема
наибольшее влияние оказы-
вают радиус козырька г, и
средняя глубина подрадиатор-
ного объема Н„. Уменьшение
от козырька, сопровождающемуся
камеры, а уменьшение Нп — к
Таблица 3.4
Зависимость минимального значения
отношения гк //к от hKiHK и | Лк)//.р
\"к
> 0,100 O.D75 0.05U
0,4 0.50 0,50 0.50
03 0,75 0,97 050
0.2 1.00 0,75 0.50
г„ приводит к отрыву потока
скосом его во входном сечении
возрастанию неравномерности
скорости по длине радиатора и увеличению сопротивления.
При соблюдении указанных выше условий отношение мак-
симальной скорости воздуха на выходе из радиатора к минималь-
ной не превосходит 3 4, и среднее по фронту сопротивление ра-
диатора лишь на несколько процентов превосходит сопротивление
в равномерном потоке
Для расчета характеристики эжектора по уравнению (3.24)
или (3.29) необходимо знать зависимости входящих в них коэф-
фициентов »д, kR, от геометрических параметров эжектора,
показанных на рис. 3.14, которые были получены в результате ис-
следований аэродинамики потока в проточной части эжектора.
Коэффициент неравномерности поля скоростей k3 в выходном
сечении камеры характеризует степень перемешивания воздуха
и газа. При их полном перемешивании, когда поле скоростей в вы-
ходном сечении камеры становится равномерным, fc3= 1. Однако
в МТО ВГМ, как правило, не удается разместить эжектор с каме-
рой, длина которой была бы достаточна для полного выравнива-
ния поля скоростей, поэтому всегда k3 > 1. Как видно из уравне-
ния (3.29), рост Лз приводит к ухудшению характеристики эжек-
тора.
Теоретические и экспериментальные исследования, выполнен-
ные под руководством В. С. Дубова, показали, что смешение воз-
духа с газом происходит только в струе в средней части камеры.
Вблизи стенок воздух движется с убывающей скоростью вследст-
вие перетекания части воздуха от стенок в зону смешения. Поэто-
му в этой части камеры неравномерность потока уменьшается
медленно, и только в той части, где зона смешения захватывает
127
все ее сечение, она начинает быстро убывать. Величина зави-
сит от двух параметров:
2m» —от (2g _ 3) + (g - |(
• 2 (от b(g+ 1)’
где /с 4- LK — расстояние от сопла эжектора до выходного сечения камеры;
Ло— параметр, учитывающий влияние масштаба эжектора на процесс смеше-
ния; DK , — диаметр круга, равновеликого участку камеры, приходящемуся
на одно сопло.
Для однорядного эжектора
для двухрядного
= F
где В,— ширина эжектора; гс~ количество сопел.
Параметр аэ учитывает режим работы эжектора и определя-
ется отношением количества движения воздуха и газа (рис. 3.16).
Точные значе-
ния k3 в рабочем
диапазоне L и а„
необходимые для
расчета, приведены
в табл. 3.5. При не-
большой длине ка-
меры неравномер-
ность потока суще-
ственно зависит от
а, , т. е. от режи-
ма работы. Однако
практически полное
выравнивание потока
(А3=1,01) при всех
значениях а, проис-
ходит при значении
L»8.
Рис 3.16. Зависимость
коэффициента kt от па-
раметра L (а) и hjtg',
от т (б) при различных
значениях аа
128
Таблица 3.5
Зависимость коэффициента от аэ и L
5,0
5Д
5.6
6,0
6,2
6,4
6,6
6.8
7.0
5Л
0,25
0,35
0,45
0,55
0,70
0,90
1,25
1.08
1.10
1,13
1.16
1.20
1,26
1,31
1,07
1.09
1.П
1.14
1,18
1,23
1 26
1.06
1,07
1.09
1.11
1.14
1.18
1.21
1,05
1,06
1.08
1.09
1.11
1.15
1.17
1,05
1.05
1,06
1,07
1,09
1,13
1.14
1.04
1.04
1,05
1.06
1,08
1,10
1.12
1,04
1,04
1,05
1,05
1,07
1,08
1,10
1,03
1,03
1,04
1,04
1,05
1,07
1.08
1,03
1,03
1,03
1,04
1,04
1,05
1,06
1.02
1,02
1,03
1,03
1,03
1,04
1,05
1,02
1,02
1,02
1,02
1,02
1,03
1,04
Коэффициент восстановления давления в диффузоре при рав-
номерном поле скоростей в его входном сечении фо определен до-
статочно точно. Его расчетная зависимость для симметричного
плоского диффузора с углом раскрытии ад = 8 ... 12° от относи-
тельной длины А1 = /.д///и приведена на рис. 3.17, а.
Рис. 3.17. Расчетная зависи-
мость коэффициента восста-
новления давления в диф-
фузоре при равномерном но-
ле скоростей во входном се-
чении от его относительной
длины (а) и эксперимен
тальиая зависимость отно-
шения фж/фо от kt (б) для
плоского (•) и осеснммет
рнчного (X) диффузоров
В действительности диффузоры эжекторов работают при зна-
чительной неравномерности потока во входном сечении. Поэтому
в них не только происходит переход кинетической энергии в дав-
9 Зак. 27с
129
ление, сопровождающийся потерями, возрастающими с увеличе-
нием неравномерности, но и продолжается процесс смешения газа
и воздуха и выравнивание поля скоростей. Экспериментальные
исследования показали, что суммарный эффект этих двух процес-
сов при значительной неравномерности приводит к снижению ко-
эффициента восстановления давления <ря по сравнению с qp0. а за-
тем к его стабилизации на некотором уровне. Снижение <рм для
осесимметричного диффузора, имеющего меньшую длину при оди-
наковом угле раскрытия, а следовательно, худшие условия для
смешения потоков, значительно больше, чем для плоского.
Экспериментальные кривые аппроксимируются простыми зави-
симостями:
для плоского диффузора
Ъ |1 — 2(Л3 — 1)| при Л, <1,04;
®д = О,92?о при > 1,04 ;
для осесимметричного диффузора
— [1 — 5,5(Агж — 1)| <р0 при А» <1,04;
— О,78?о при А3 > 1,04 .
Целесообразно отметить, что КПД диффузора, отнесенный, как
это принято в общетехнической литературе, к квадрату средней
скорости, при k3 > 1,04 начинает возрастать вследствие преобла-
дающего влияния восстановления давления в процессе смешения
над увеличением потерь, вызванных ростом неравномерности.
Несимметричное раскрытие диффузора, которое может ока-
заться неизбежным по компоновочным соображениям, приводит
к снижению коэффициента qt до
Применение криволинейного диффузора всегда в большей или
меныпей степени снижает подачу эжектора. До некоторой степени
это снижение может быть уменьшено установкой на повороте на-
правляющей лопатки (см. рис.3.12, г).
В некоторых случаях неотъемлемой частью диффузора явля-
ются броневые выходные жалюзи, выполненные в виде диффузор-
ной решетки. Экспериментальные исследования, выполненные
Л. Г. Кононовым, показали, что, хотя такая конструкция и снижа-
ет подачу эжектора на 5—10 %, можно добиться удовлетворитель-
ной эффективности эжектора за счет удлинения диффузорных ка-
налов после поворота. При этом значение <р0 для такого эжектора
можно определить, если действительную длину средней линии
криволинейного диффузора La заменить величиной ЬЛН*
(см. рис. 3.17, а). Коэффициент kt =1,0... 1,5 и зависит от гео-
метрических параметров диффузора.
130
Коэффициент реакции входа kR при размещении сопла во
входном сечении камеры смешения определяется, как это отмеча-
лось выше, по уравнению (3.28). Ранее считали, что при размеще-
нии сопла вне камеры в области малых скоростей kR = 0. Однако
опыт показал, что перемещение сопла на некоторое расстояние
/с от входного сечения камеры не отражается на характеристике
эжектора и лишь при больших /е подача эжектора начинает сни-
жаться. Такой характер изменения характеристики эжектора
объясняется тем, что при небольших /с процесс смешения не за-
канчивается в подрадиаторном объеме. Воздух, еще не смешав-
шийся со струей газа, поступает в камеру вдоль стенок и создает
на них разрежение. Реакция входа при различных /с была опре-
делена экспериментально путем интегрирования измеренного на
входе разрежения. Оказалось, что для всех значений масштабов
эжекторов kR зависит только от двух параметров: (/с 4- h^/D* ,
и а, (рис. 3.18). При (/с 4- # <2,5 ... 3,0, т. е.
/в/Лм, < 1,0... 1,5, для рабочих режимов (а, <0,80) можно счи-
тать, что kR определяется по уравнению (3.28).
0,5
0
-0,5
-1,0
Рис. 3.18. Экспериментальная зависимость коэффициента реакции входа kR от
параметра (/с 4- Л0)/Ок
О — при т - Ю. X — при т — 25
Из рис. 3.18 видно, что условие kR = 0 выполняется при по-
стоянном /с только для отдельных точек характеристики; на всех
других режимах либо продолжается смешение в камере (kR> 0),
либо расход потока при входе в камеру оказывается больше пода-
чи эжектора и часть воздуха после удара потока о входник воз-
вращается в подрадиаторный объем (Л₽<0).
Как правило, в эжекторах ВГМ /с/£\.э< 1,0... 1,5, и поэтому
9*
131
их расчет практически во всех случаях может производиться по
уравнению (3.29). В этом уравнении на основании экспериментов
можно принять £вх = 0,05.
Коэффициент трения можно определить по формуле
Е>тр = Мк/^к-
Коэффициент сопротивления л7р при характерном для эжекто-
ров значении Re~ 105 и умеренной шероховатости поверхности
камер может быть принят равным 0,022
Безразмерная характеристика эжекторов зависит от масштаба
т и коэффициента качества проточной части А (рис. 3.19, а, б).
Рис. 3.19. Зависимость безразмерной характеристики эжектора от масштаба т
при коэффициенте /1 == 1.7 (а) и от коэффициента А при т = 20 (б) и завис»
мость оптимального масштаба mopt(-------) и максимально достижимого коэф
фнцнента эжекцни (----—) от коэффициента сопротивления трассы
(в) при различных значениях А
Уменьшение масштаба эжектора приводит к возрастанию давле-
ния воздуха при малых расходах и уменьшению расхода при низ-
ких сопротивлениях трассы. Поэтому для каждого сопротивления
трассы существует оптимальный масштаб, при котором величина
становится максимальной (см. рис. 3.19, л). Сопротивление
трассы аппроксимировалось квадратичным уравнением
р
где £ — коэффициент сопротивления,
132
или в безразмерной форме
д^р _ ? / д V
Л.
гле’. С
Значение £ для систем охлаждения современных ВГМ нахо-
дится в пределах от 0,00025 (БМП-1) до 0,003 (танк Т-64А).
В ограниченных габаритах МТО ВГМ не удается разместить
эжекторы с оптимальным масштабом и продольными размерами,
необходимыми для получения оптимального значения коэффици-
ента А. Поэтому обычно масштабы эжекторов в 1,5—2,5 раза
меньше оптимальных и лежат в пределах от 10 до 45. Эжекторы
с меньшими масштабами применяются в СУ с двигателями боль-
шей мощности и с большим расходом газа, а с большими масшта-
бами в машинах с безнаддувными двигателями малой мощно-
сти. В зависимости от габаритов МТО значение Л колеблется от
1,5 до 1,9, что соответствует изменению расхода воздуха на 15
20 %.
Уравнение (3.29) справедливо, если считать газ и воздух не-
сжимаемыми. Экспериментальные исследования показали, что
безразмерная характеристика эжектора Д^/Л, =/(^/Г Л) не зави
сит от скорости истечения газа вплоть до скорости звука, если Л|
и Д определять с учетом изменения плотности газа при истечении
с большей скоростью. Для этого нужно заменить плотность pi на
Pi Pi (PtlP^* ~ ° * .
где Р| — полшх* давление газа.
Поскольку в данном случае можно считать рг=В, поправка па
сжимаемость зависит лишь от р\ = Л| + В. Расчеты показывают,
что учет сжимаемости с достаточной точностью можно осущест-
вить, заменив в уравнении (3.29) величины и Д на
h\ - Л,(1 -0,02-КГЧ) (3.30)
и д' —Д(1 — 0,01-Ю"4^). (3.31)
Расчет эжектора параллельно-последовательного типа. В эжек-
торе параллельно-последовательного типа подвод газа произво-
дится по двум или нескольким сечениям, разнесенным по направ
лению движения потока. Примером может служить эжектор си-
стемы охлаждения БМП-1 (см. рис. 1.15; 3.12, г).
Уравнение характеристики эжектора параллельно-последова-
тельного типа может быть получено из уравнения сохранения ко-
личества движения. Для простоты ограничимся рассмотрением
133
двухступенчатого эжектора, схема которого приведена на рис. 3.20,
и исключим режимы с высокими сопротивлениями трассы, при ко-
торых могут возникнуть обратные токи. В эжекторах гусеничных
машин такие режимы не встречаются.
Рис. 3.20. Схема двухступенчатого эжектора параллельно-последовательного
типа:
/ — радиатор; 2 — камера смешения II (последней) ступени; 3 - диффузор; 4 — сопло II
ступени; 5 камера смешения I ступени; 6 - сопло 1 ступени;_охлаждающий воз
дух' —эжектируемый воздух; —отработавшие газы
Применяя к воздуху и газу в объеме bcdff'd'c'b' закон сохране-
ния количества движения в проекции на ось эжектора, можно по-
лучить уравнение
PiWiiFu + + fawji/7!! + h«^F„ —
- ^,wldF, = - p2,F„ + p.F, - p22 (F, - F„) - - Rc, (3.32)
где Rc — сила сопротивления, возникающая при обтекании газовоздушной
смесью соплового аппарата II ступени; индексы «11» и «12» обозначают пара
метры, относящиеся к газу, подводимому к I и II ступеням, «21» и «22»
к воздуху во входном сечении камер I и II ступеней, «31» —к выходному
сечению камеры 1 ступени; «3» — к выходному сечению камеры последней (И)
ступени.
Поскольку противодавление одинаково для всех выпускных
коллекторов, го
--- W12 = .
По уравнению Бернулли, пренебрегая малыми потерями на
входе, получим
ргз = А - 1 /2рз®1), рп = А - 1 /2ft, (3.33)
где pt — давление окружающего воздуха.
Примем, что
+ Лз - .
134
тогда с учетом уравнения (3.33) уравнение (3.32) можно предста-
вить в виде
(7- О2
77Г ! *• " R‘ ~ {Рз~P,)F" {ЗМ)
где —суммарный расход эжектирусмого воздуха через входные сечения всех
„ р, (F3 — 2F1)
камер - |w.jj (F31 — 2F,,) 4 (F3 - A'3i — 2Fi-JI--------•
Разделив обе части уравнения (3.34) на О2^3/(2р,/:‘?), с уче-
том (3.26) и (3.27) получим
где т - Гз//7,; Л, - (2 - ?д) k3 + ;тр + 6С; ;е ~ 2рзсрГ3-^-
Очевидно, что при ш2) = fc2=l.
Расчеты показывают, что даже в тех случаях, когда скорости
воздуха па входе в камеры отличаются в 2—2,5 раза (что редко
имеет место в реальных условиях работы эжекторов ВГМ),
k, 1,10... 1,15; поэтому с достаточной точностью можно считать
Л2«1,0.
Сопротивление соплового аппарата существенно ухудшает ха-
рактеристику, поэтому конструкция эжектора параллельно-после-
довательного типа должна быть такой, чтобы это сопротивление
практически отсутствовало. При /?f=0, At=A и обычных поте-
рях на входе уравнение эжектора параллельно-последовательно-
го типа совладает с уравнением (3.29) для эжектора параллель-
ного типа.
Таким образом, при одинаковых масштабах т и коэффициен-
тах качества проточной части А характеристики эжекторов парал-
лельного и параллельно-цоследоватсльного типов в зоне режимов,
представляющих интерес для систем охлаждения ВГМ, совпадают.
Аналогичное уравнение может быть получено и для эжекторов
с большим числом ступеней. При этом под масштабом эжектора/?:
должно пониматься отношение поперечного сечения камеры по-
следней ступени к сумме площадей всех сопел.
Для более точного расчета эжектора параллельно-последова-
тельного типа необходимо записать уравнение количества движе-
ния для каждой ступени. Решение полученной таким образом си-
стемы уравнений позволит вычислить значения а»2|, ьу22 и т. д. и
определить точное значение коэффициента Л2.
Использование эжекторов параллельно-последовательного ти-
па расширяет компоновочные возможности при создании СУ. Как
отмечалось выше, такой эжектор в сочетании с криволинейной ка-
мерой смешения с т = 43 установлен в БМП-1. В криволинейной
135
камере происходит перестройка газовоздушного потока, вызван-
ная центробежными силами. В этом случае коэффициент А зави-
сит не только от длины проточной части, но и от радиуса и угла
поворота камеры смешения. Для эжектора БМП-1 при относитель-
ном среднем радиусе поворота камеры, равном Нк, А = 2,2. Уве-
личение радиуса до 1,3 приводит к снижению А до 2,0.
Особенности работы эжекторов при нестационарном истечении
газов. Пульсирующий характер истечения газов, наиболее полно
проявляющийся при индивидуальном выпуске (рис. 3.21), изме-
няет движение потока и соответственно характеристики эжектора.
Рис. 3.21. Динамическое дав-
ление потока в эжекторе с ин-
дивидуальным выпуском при
малом сопротивлении воздуш-
ной трассы (а) и при <?—0 (б):
/. 2, 3 — прямой поток в выход
ном и входном сечениях камеры
смешения и выходном сечении сои
ла соответственно; 6, 4, 5 -- обрат-
ный поток в тех же сечениях; 6
период импульсного истечении газов
Изменение скорости
газа определяется в ос-
новном рабочим процес-
сом в двигателе, но зави-
сит также от противодав-
ления выпуску и объема
выпускной трассы. Уве-
личение противодавления
и объема трассы приво-
дит к увеличению про-
должительности истече-
ния газа из сопла. Нача-
ло истечения газа сопро-
вождается резким повы-
шением давления в камере смешения и особенно вблизи ее вход-
ного сечения. При этом происходит выброс воздуха из камеры
смешения в подрадиаторный объем. После истечения всего газа
в сопловом ресивере по инерции возникает разрежение, и он запол-
няется воздухом, поступающим из корпуса эжектора через сопло.
Движение охлаждающего воздуха начинается несколько позже
движения газов и при невысоких сопротивлениях трассы продол-
жается дольше. С увеличением сопротивления трассы, т. е.
с уменьшением коэффициента эжекции, продолжительность дви-
жения воздуха сокращается При работе эжектора с четырехтакт-
ным двигателем после окончания движения газовоздушной смеси
в камере смешения наблюдается обратный ток воздуха, поступа-
ть
ющсго в эжектор через выходное сечение диффузора. Его расход
возрастает при уменьшении коэффициента эжекпии и при q = О
достигает 1,2 (?2. В следующем цикле работы двигателя этот воз-
дух выбрасывается из эжектора. Он не участвует в охлаждении
радиаторов, таким образом обратный ток снижает эффективность
системы охлаждения.
При работе эжектора с двухтактным двигателем, у которого
время между окончанием одного и началом другого такта выпуска
меньше, чем у четырехтактного, обратный ток образоваться не
успевает.
Метол расчета эжекторов, работающих на пульсирующем по-
токе газов, разработан на основе интегральных соотношений, ко-
торые могут быть получены из закона сохранения количества дви-
жения для нестационарного движения или, что более наглядно, из
дифференциальных уравнений движения потока в эжекторе
Рассмотрим для простоты плоское движение направив ось х
по оси камеры смешения, а ось у по ее высоте. В этом случае по-
лучим следующие уравнения:
количества движения в проекции на ось х
dw , Эе , dw . др ^ху
₽ 7.7 + + ₽’ -аг + -ж- - ТГ; <336)
неразрывности
Эр , Э(Р«>) Э(ре) п.
ST + ST- 1 Tf 0'
энергии
( dt , dt \ , ( (fit . Э=/ \
+ P«'-^-)=Mdir+ iy.)
(3.38)
где w и о — проекции скорости на осн к и у: Г—время; тху — касательное
напряжение; Хт — турбулентная теплопроводность.
Запишем следующие граничные условия:
‘0 = 0, О, тху = 0 при у 0;
« 0.® о, Го(-^) = т„(^-) при у ±-ф-;
w — wt (Г), р -- р| (в выходном сечении сопла),ад -w,(T),P“
(во входном сечении камеры) при х = 0.
С учетом уравнения (3.37) можно записать уравнение (3.36)
в следующем виде:
Э(р<ю) Э (ри>Д) , Э (pvw) . др _______ dbry
дТ ‘ дх ' ду ' дх ду
10 Зак. 27с
137
Проинтегрировав последнее уравнение по у от HJ2 до
/7J2. по х от 0 до L* и по Т от 0 до окончания периода импульс-
ного истечения газов 0, получим
lk нкп 9 и нп е
( f №$-dxdydT+\ f \-±-№>‘ + p'idxdydT +
6 ft -"к™
LK H 2
+ f I (17 - Xxy) dxdydT - 0.
6 -Н-ЛЬ 7
Процесс периодичен, поэтому первый интеграл левой части
уравнения
f d Т =- pw (9) - рw (0) - 0;
о
учитывая граничные условия, получим
V !
отсюда ) I (pw2 -г р) dydT - const.
-ЯцЛО
(3.39)
При условии, что газовоздушный поток считается несжимае-
мым, из уравнения (3.38) аналогично можно получить, что
wrfy -/(Г)
(3.40)
и не зависит от х.
С помощью уравнений (3.39) и (3.40) можно получить харак-
теристику эжектора при пульсирующем потоке газа так же, как
и для стационарного потока, т. е. на основе уравнений сохране-
ния количества движения и расхода. Интегрирование по высоте
камеры в данном случае равносильно интегрированию по ее по-
перечному сечению.
Экспериментальные исследования нестационарных скоростей
и давлений в проточной части эжектора позволили установить, что
скорости в выходном сечении сопла u»i и во входном сечении ка-
меры w2 распределены равномерно, а скорость в выходном сече-
138
нии камеры (при характерной для эжекторов ВГМ длине каме-
ры) изменяется синхронно и может быть представлена в виде
®8 = w0 (F3)w3(r),
где и)0(Рл) — распределение скорости по выходному сечению камеры, не завися-
щее от времени; при этом w0F3 определяется при условии, что
— f w»(F3) dF3 = I ; w3(T) — изменение скорости в выходном сечении камеры
во времени.
Временная неравномерность скоростей характеризуется сле-
дующими коэффициентами:
а пространственная — в выходном сечении
том
камеры коэффициен-
та = у- J .
Используя введенные коэффициенты и выражая с помощью ин-
теграла Лагранжа—Коши (вместо уравнения Бернулли) давле-
ние во входном и выходном сечениях камеры через сопротивление
воздушной трассы Др и коэффициент восстановления давления в
диффузоре, из уравнений (3.39) и (3.40) можно получить харак-
теристику эжектора в следующем виде:
ЬР = 2?„р, (1 - с.ж) ? 4 <7о V _ . д < \-
АСр т *" т» \ /А ) т3 \ ’
где Лср —--у——среднее давление газа на срезе сопла; W] ср - у | w^dT—
6
средняя скорость газа; Рп — коэффициент, учитывающий влияние обратного тока
через сопло; — коэффициент обратного тока в камере, равный отношению
расхода воздуха в обратном токе к расходу газа Gt.
Считая pi не зависящей от времени, нетрудно установить, что
(3.42)
Значения коэффициентов в уравнении (3.41) были определены
экспериментально. Установлено следующее:
при характерных для ВГМ значениях длины камер и диффу-
зоров значения коэффициентов k3 и <рж при пульсирующем и ста-
ционарном истечении газов одинаковы;
10*
139
основное влияние на характеристику эжектора оказывает ко-
эффициент временной неравномерности потока газа рв1. Он зави-
сит от схемы выпуска, противодавления ему и объема выпускной
трассы. Экспериментальные значения этого коэффициента для
двух модификаций двигателя В-2 и для двухтактного двигателя
Рис. 3.22. Экспериментальные значения коэффициентов временнбй неравномер
ности потоков газов pBi (о) и рв (б) для двигателей:
------------В-54 («в - 248е; Л«в - 16°)- -В-12-5 (8в - МП ; б»в - 4О“);-ЯДЗ-ЯЙ
(^в - 140°;-— 20“);/— при индивидуальном выпуске; 2, 3 - при объединении газа от двух
и трех цилиндров соответственно
ЯАЗ-206 приведены на рис. 3.22, а, в зависимости от противодав-
ления выпуску
Ау = • (3.43)
0 , ’>
где \ - для индивидуального выпуска; Pi '^о .. — при объединении
газа от двух цилиндров: Pi —1—при объединении газа от трех и более ци-
линдров; 0,—фаза выпуска (характеризуется углом поворота коленчатого ва-
ла) ; 6h — перекрытие фаз выпуска соседних цилиндров; Ь — 720 и 360° для
четырех- и двухтактных двигателей, соответственно.
Загрузка двигателя и частота вращения коленчатого вала
влияют на рв1 только через hy. Коэффициент рв (см. рис. 3.22, 6)
определяется только величиной pBt и типом двигателя. При невы-
соких сопротивлениях воздушной трассы значения рв2, ^в3 и
сравнительно невелики; даже при индивидуальном выпуске
?в.т ₽•» «1,Ю... 1,20; Qo = 0,15 ... 0,20. Однако с уменьшением
коэффициента эжекции они резко возрастают, в частности, как от-
мечалось выше, при q=0 qo=\,0... 1,2.
140
Качественное влияние пульсации потока газа на характеристи-
ку эжектора можно проанализировать по уравнению (3.41), если
разделить обе его части па и считать, что [Зи = ри;( = 1
и q0—Q. В этом случае уравнение примет вид
_ 2 , 1 - 5вх / УХ* _ А / j _х_ Ч V
^,/1 iW" ‘ &ш2 \М/ >в1яг' \ М /
Если ввести обозначения
/П=Рв1^. Л = ?в|ЛСр.
то этому уравнению можно придать следующий вид:
Ар 2 . 1 / д \2____\ , q V
; - „+ nJ
Это уравнение аналогично уравнению (3.29). Величины Л и т
являются обобщенными координатами, связывающими характе-
ристики эжекторов при работе на стационарном и пульсирую-
щем потоках.
Если к соплу эжектора, работающего на стационарном потоке,
подвести то же количество газа в виде пульсирующего потока,
характеризующегося коэффициентом 0Н|, это будет равносильно
уменьшению площади выходного сечения сопла в рн1 раз, что
повлечет увеличение масштаба в ри| раз и противодавления в р^
раз. Соответствующим образом изменится и безразмерная харак-
теристика /(^/|/Д), ио поскольку значение зависит от ре-
й
жима работы двигателя, эта характеристика уже не будет уни-
версальной, не зависящей от режима работы двигателя.
Для создания одинакового противодавления выпуску площадь
выходного сечения сопел эжектора, работающего на пульсирую-
щем потоке, должна быть увеличена по сравнению с эжектором,
работающим на стационарном потоке, в рв1 раз, а масштаб эжек-
тора соответственно уменьшен. Для обоих способов подвода газа
в данном случае h = /ц, т = т и в рамках принятых выше упро-
щающих предположений размерные характеристики и подача
теоретически совпадают.
В действительности из-за обратного тока (в выходном сечении
сопла и в камере смешения) и пульсации потока воздуха эффек-
тивность эжектора при пульсирующем потоке газа может быть
как ниже, так и выше, чем при стационарном потоке.
Сложность использования уравнения (3.41) заключается
в том, что для его практического применения необходимо знать
зависимость коэффициентов рв2, :<• от сопротивления воздуш-
ной трассы. В тех случаях, когда эта зависимость известна, она
Н1
дает хорошее совпадение с экспериментом, однако эксперимен-
тальное определение этой зависимости достаточно сложно. Расчет-
ное уравнение можно значительно упростить, если воспользовать-
ся тем обстоятельством, что, как показывают эксперименты, ха-
рактеристики эжекторов систем охлаждения ВГМ при работе на
пульсирующем потоке оказываются весьма близкими к прямоли-
нейным, поэтому характеристику эжектора можно строить по
двум точкам. Практически это сводится к определению значений
ДАп.х при q0 = 0 и <7,„ах при Др = 0.
Из уравнения (3.41) следует, что
+ (в. ё,1(с, -*,)|-?,}4к/Д, (3.44)
ft Ki Л
W'»2 •
2М. . (1-Е..)
гле“‘-’М5'; *---Si- •
Формулу для расчета Лртах можно записать в виде
Ч.. = (2/m - Aim') (3.45)
Коэффициент фр можно выразить через 0в2, и q0 для режи-
ма <7 = 0. Экспериментальный коэффициент kv учитывает влияние
объема выпускной трассы Ив на подачу эжектора.
Значения коэффициентов 0в2, и q0 экспериментально опре-
делены для типичных конструкций эжекторов ВГМ при \р=0
и при <7 = 0, а значение фр вычислено на их основе (табл. 3.6).
Пример типичной характеристики эжектора при индивидуальном
выпуске отработавших газов от каждого цилиндра показан на
Таблица 3.6
Значения коэффициентов в уравнениях (3.44), (3.45) для эжектора,
работающего на пульсирующем потоке
Схема выпуска Тип днигатсля Л. обмин V ‘’ва ^В8 я»
Индиви- дуальный В-2 2100 1ЫЮ 1,70 1,85 1,08 1,20 V, -45
выпуск 1400 1400 2,00 2,20 1.30 1,40 1,04 0,15 ~ПЙГ- г.-з
Объединение газа от двух ЯАЗ-206 В-2 2000-1400 2100-1400 1,15 1,08 1,04 1 -Лбо- 1-Ьг» 1 1U0 1 50
цилиндров ЯАЗ-206 2000—1400 1.15 1,03 1,02 —
Примечание Объем Ув выражается в литрах.
142
рис. 3.23, из которого видно, что при снижении частоты вращения
коленчатого вала двигателя с 2100 до 1400 об/мин (с 35 до 23 с
коэффициент эжекции возрастет примерно на 10 %.
Схема организации выпуска отработавших газов оказывает
влияние не только на расход охлаждающего воздуха, ио и на по-
терн мощности двигателя и, до некоторой степени, на тепловой
поток в охлаждающую жидкость. Различие в температуре охлаж-
дающей жидкости при одинаковых затратах мощности на отдель-
ных режимах может достигать 5 °C. Схема системы выпуска так
же оказывает влияние на шум двигателя, который при индивн
дуальном выпуске существенно (на 5—8 дБ) выше, чем при дру-
гих схемах выпуска.
Оптимальная схема организации выпуска неоднозначна. Для
безнаддувных четырехтактных двигателей эффективность эжек-
ционной системы мало зависит от схемы выпуска, однако некото-
рое преимущество имеет объединение газа от двух цилиндров.
Для четырехтактных двигателей с наддувом применение индиви-
дуального выпуска неэффективно. При hy« 30 кПа некоторое
преимущество имеет объединение выпуска газа от трех цилиндров,
а при ЛуС 20 кПа —от двух.
Объединение выпуска газа от трех цилиндров предпочтитель-
нее, чем от шести, потому что при равенстве температур охлаж-
дающей жидкости и высоких значениях частоты вращения колеи
чатого вала двигателя появление пульсации потока газа при низ-
ких частотах приводит к возрастанию расхода воздуха, и темпе-
ратура охлаждающей жидкости снижается на 2- 4 °C.
Для двухтактного двигателя схема с индивидуальным выпус-
ком значительно эффективнее других схем, однако при этом про
исходит и максимальное снижение мощности.
В качестве иллюстрации влияния схемы выпуска на работу
системы охлаждения на рис. 3.24 приведена зависимость расхода
охлаждающего воздуха, температуры охлаждающей жидкости и
затрат мощности двигателя (на режиме максимальной мощности)
от условного противодавления выпуску Лу. В какой-то мере эта
величина отражает реальное противодавление, создаваемое эжек-
143
тором. Проточная часть эжектора и расположение радиаторов
были неизменными во всех экспериментах.
При проектировании СУ схема выпуска выбирается не только
из условия достижения максимальной эффективности системы ох-
лаждения, но и из компоновочных и конструктивных соображений.
В частности, типичная для последних лет компоновка МТО танков
с размещением эжектора на корме практически исключает воз-
можность использования индивидуального выпуска и объединения
выпуска газа от двух цилиндров. При проектировании других
ВГМ существует больше возможностей для выбора схемы вы-
пуска.
Конструкция эжекционной системы охлаждения. Общее пред
ставление о конструкции эжекционных систем охлаждения дают
рис. 1.2, 1.14, 1.15 и 1.18. Корпус эжектора сварной — из листов
толщиной 1,5—3 мм. Большую толщину (до 3 мм) имеют торце-
вые стенки, на которых обычно размещаются детали крепления
эжектора. Для большей жесткости в проточную часть эжектора
через каждые 200—300 мм ввариваются перегородки.
Радиаторы при размещении в корпусе эжектора опираются
коллекторами на специальную раму, к которой они крепятся стяж-
ными лентами или планками. Чтобы исключить деформацию и
разрушение коллекторов, допускается неплоскоетность не более
2 мм. Таким образом, эжектор и радиаторы представляют собой
144
единый блок. Чтобы не допустить проникновения в МТО воды при
преодолении водных преград, зазоры между блоком системы ох-
лаждения и корпусом должны уплотняться. Иногда система ох-
лаждения является частью подъемной крыши МТО (танк Т-64А).
При необходимости в корпус эжектора ввариваются патрубки вен-
тиляции, соединяющие пространство внутри МТО с проточной
частью эжектора.
Наиболее сложной частью эжектора является сопловой реси-
вер. Экспериментально установлено, что подача эжектора сущест-
венно снижается при нарушении параллельности осей сопел стен-
кам камеры смешения (рис. 3.25), и тем больше, чем больше
Рис. 3.25. Влияние угла между ося-
ми сопел и камеры смешения ус на
безразмерную характеристику эжек-
тора при т**30
Рис. 3.26. Пример конструкции и
крепления соплового ресивера в кор-
пусе эжектора:
1 — корпус эжектора; 2 — подвижное крс
плсние для компенсации теплового рас-
ширения; 3 корпус ресивера; 4 — не-
подвижное крепление; 5 сопловые рож
ки; 6 — центрирующий поясок; 7 регу
лировочный винт; 8 — стопорный винт;
9 —патрубок подвода отработавших газов
масштаб эжектора. При изготовлении эжектора допускается не-
параллельность не более 1 мм на длине 100 мм. Необходимая точ-
ность достигается тем, что в конструкции сопел предусматривают-
ся центрирующие пояски, которые позволяют производить сварку
соплового ресивера в приспособлении, обеспечивающем парал-
лельность осей всех сопел; конструкция же самого ресивера долж-
на позволять осуществлять центрирование в камере смешения во
время сборки эжектора с помощью специального приспособления,
а затем закреплять его без нарушения параллельности осей со-
пел (рис. 3.26). При этом параллельность осей сопел
145
должна сохраняться и при нагревании ресивера отработавшими
газами.
Поскольку давление газа и противодавление, создаваемое
эжектором, пропорциональны четвертой степени диаметра сопла,
допуск на диаметр должен быть достаточно жестким и не превы-
шать ztO.l мм.
Конфигурация патрубков, подводящих газ к соплам, а при
размещении ресивера в потоке охлаждающего воздуха и его кон-
фигурация не должны создавать заметного сопротивления потоку
воздуха и препятствовать доступу его к струям газа на всем их
протяжении, начиная от среза сопел. Толщина выходной кромки
сопла не должна превышать 1мм.
Выбор площади проходного сечения ресивера и размещение
патрубков подвода газа должны обеспечить достаточно равномер-
ное распределение газа по соплам и минимальные потери давле-
ния отработавших газов, которые можно оценить по формуле
где р„ и tpn — плотность и скорость газа в подводящем патрубке.
Экспериментально установлено, что обычно £р = 1,0... 1,6. Наи-
меньшие потери (£р <Л,0) получаются при подводе газа в торец
соплового ресивера (танк Т-64Л, БМП-1). При подводе газа че-
рез боковую стенку ближе к ее середине ^, = 1,0... 1,2. Наиболь-
шие потери возникают при подводе газа через боковую стенку
с края ресивера (£р = 1,5 .. . 1,6), однако они могут быть снижены
увеличением высоты ресивера до 1,5 диаметров патрубка; при этом
ер = 1,1... 1,3.
Отклонение линейных размеров деталей проточной части эжек-
тора на 2—3 мм от номинальных практически не влияет на подачу
эжектора. Однако допуски при изготовлении эжектора должны
быть достаточно жесткими для того, чтобы отклонение размеров
проточной части не препятствовало центрированию сопел.
Опыт показывает, что при хорошо организованном серийном
производстве с приемлемыми допусками подача эжекторов оказы
вается всего на 3 5 % ниже расчетного значения, что подтверж-
дается результатами испытаний моделей, изготовленных с доста-
точно жесткими допусками.
3.5. ВЕНТИЛЯТОРЫ
Схемы вентиляторных систем охлаждения представлены на
рис. 1.1, 1.3, 1.5, 1.7, 1.10, 1.17. В отличие от эжекционных систем,
которые всегда выполняются в виде единого блока, вентилятор-
ные системы могут выполняться как с изолированным от МТО воз-
душным трактом, так и с разомкнутым. Вентиляторные системы
с разомкнутым трактом широко применяются в зарубежных ВГМ
(М-60А1, сЧифтен» и др.), но в последние годы они начинают
146
уступать место системам с изолированным трактом («Леопард-2»,
«Мардер»). В современных отечественных ВГМ вентиляторные си-
стемы с разомкнутым трактом используются в танке Т-72 и транс-
портере-тягаче МТ-ЛБ, а с изолированным — в самоходном гусе-
ничном шасси и машинах, созданных на его базе.
Выбор типа вентилятора обусловливается как обшей компо-
новкой МТО, определяющей направление движения воздушных
потоков, так и характеристиками системы охлаждения.
При одинаковых габаритах и частоте вращения центробежные
вентиляторы имеют меньшую подачу и создают большие давле-
ния, чем осевые. Для повышения давления осевых вентиляторов
иногда применяют двухступенчатые вентиляторы, что приводит
к увеличению их габаритов.
Вентиляторы ВГМ обычно разрабатываются на базе сущест-
вующих вентиляторов общетехнического назначения с учетом спе-
цифики их работы в составе СУ. Невозможность обеспечения рав
номерного подвода воздуха по всей площади входного сечения
вентилятора при малых объемах МТО приводит к снижению его
КПД и росту затрат мощности на привод. Кроме того, размеры
МТО обычно не позволяют выбрать вентиляторы с оптимальным
диаметром, при котором рабочая точка лежала бы вблизи макси
мального значения статического КПД, вследствие чего рабочий
режим часто смещается в зону пониженных значений этого КПД
По этой же причине вентиляторы ВГМ работают с большими
окружными скоростями, которые по условиям прочности не допу-
скаются для вентиляторов общетехнического назначения, и поэто-
му в их конструкцию вносятся изменения, повышающие прочность
колес, даже за счет снижения КПД.
Отбор мощности на привод вентилятора может производиться
как непосредственно от двигателя, так и от трансмиссии. В пос-
леднем случае частота вращения вентилятора должна оставаться
пропорциональной частоте вращения вала двигателя. Для сниже-
ния затрат мощности применяется регулируемый привод. В паи
более простой форме он представляет собой двухскоростной ре-
дуктор, который переключается при сезонном изменении темпера-
туры окружающего воздуха (танк Т-72). Более совершенной явля-
ется управляемая гидро- или электромуфта, уменьшающая частоту
вращения вентилятора (или отключающая его) при снижении тем-
пературы охлаждающей жидкости ниже заданного уровня. Испы-
тания опытного образца такой муфты, разработанной П. А. Грым-
зиным и Е. Г. Самариным, показали, что уже при /0= —6 °C она
вдвое снижает затраты мощности на привод вентилятора. Анало-
гичные приводы используются и в ряде зарубежных машин.
Центробежные вентиляторы. Принципиальная схема центро-
бежного вентилятора с обозначением основных геометрических
147
размеров, определяющих его
приведена на рис. 3.27.
аэродинамические характеристики,
О
Рис. 3.27. Принципиальная схема центробежного вентилятора (а), колеса (б) и
треугольники скоростей (в) на входе в колесо (I) и на выходе из колеса с ло-
патками. загнутыми вперед (II) и назад (111):
/ — колесо; 2 спиральный кожух; Я — входной патрубок; 4 обечайка кожуха; 5 — язык;
6 — диффузор; 7 — задний диск колеса; 8 лопатка. 9 передний диск; В* высота ко-
жуха; »к. »-высота лопатки на выходе и входе соответственно; D диаметр колеса.
О'— диаметр входной кромки лопатки; О, — диаметр входа; Авых—ширина выходного
диффузора; А* — ширина кожуха; гк — радиус кожуха; — угол раскрытия кожуха;
— радиус кривизны лопатки; р,. И, — угол входа и выхода лопатки соответственно;
и — окружная скорость колеса; о, — окружная скорость входной кромки лопатки; С. си, Cf -
абсолютная скорость потока на выходе из колеса и ее окружная и радиальная составляй*
тне соответственно; с, — абсолютная скорость потока на входе в колесо; w. «, относи
тельная скорость потока на входе и выходе из колеса соответственно
Охлаждающий воздух поступает в рабочее колесо через вход-
ной патрубок в осевом направлении: на входе в колесо он откло-
няется в радиальном направлении. В колесе энергия от лопаток
передается воздуху, который отводится через спиральный кожух
с одновременным преобразованием части динамического давления
потока в статическое. Характеристики вентилятора могут быть
оценены теоретически, если предположить, что течение воздуха
в колесе и кожухе одномерное и симметричное, угол выхода пото-
ка из колеса в относительном движении равен выходному углу ло-
паток р2, а потеря давления в вентиляторе отсутствует.
Используя уравнение моментов количества движения в проек-
14В
ции на ось вращения, для воздуха, находящегося в колесе, полу-
чаем
м- (346)
где М — момент сил, действующих на воздух; —объемная подача воздуха;
pj — плотность воздуха на входе в колесо вентилятора; га и с)м — тангенциаль-
ные составляющие абсолютной скорости на выходе и на входе в колесо; D —
диаметр колеса вентилятора; D\ — диаметр входного сечения колеса.
Момент сил, действующих на воздух, можно представить так-
же в следующем виде:
М = H,QV £. (3.47)
где Нг — теоретическое давление, создаваемое вентилятором; и—окружная ско-
рость колеса диаметром D.
Из уравнений (3.46) и (3.47) следует, что
Л/т = Pz(сли — Gu«i). (3.48)
где U|—окружная скорость колеса на диаметре D,.
Уравнение (3.48) называется основным уравнением лопаточных
машин, или уравнением Эйлера.
В вентиляторных установках гусеничных машин обычно отсут-
ствует закрутка потока на входе в колесо, поэтому
Н, = ?2сии . (3.49)
Из треугольника скоростей на выходе из колеса (см. рис.
3.27, г. д) видно, что
си = и -r,ctg?2. (3.50)
Очевидно, что с учетом принятых предположений
С г (3.51)
где Ьк— ширина колеса на выходе.
Используя закон сохранения момента количества движения и
расхода для воздуха, находящегося в спиральном кожухе, можно
установить связь между составляющими скорости на радиусе гк и
выходе из колеса:
сик = .
с, = 0,5с,Л>/\/(г,А), (3,52)
где — ширина кожуха.
Уравнению (3.52) соответствуют линии тока воздуха в виде
логарифмических спиралей
= -— exp I<PmV,/(£k^)1 . (3 53)
где фк— угол раскрытия кожуха.
149
Если выполнить обечайку спирального кожуха, используя
уравнение (3.53), то при расходе воздуха, соответствующем зна-
чению скорости с,у обечайка не будет оказывать влияния на дви-
жение потока в колесе и кожухе. При проектировании вентиля-
торов этот расход выбирается так, чтобы КПД вентилятора до-
стигал максимального значения. Конструкция кожуха характери-
зуется помимо ширины Вк раскрытием спирали 4К при = 2л.
Средняя скорость воздуха
в кожухе, спроектированном по уравнению (3.53), уменьшается
с увеличением угла qp„. В этом случае кожух функционирует как
диффузор, восстанавливающий давление
Из уравнений (3.47) —(3.51) следует, что полное давление Н,
создаваемое вентилятором, и потребляемая им мощность V, зави-
сят от Qv, pa, и, D\ однако если ввести коэффициенты подачи
о -
- 0,25л/)’и ’
полного давления
и мощности
дг ____________
0,25л D’Paui ’
то характеристики в форме Н f\(Qv)y fi(Qi) не будут зави-
сеть от и, р2, D*.
Для вентиляторов ВГМ представляет интерес не полное, а ста-
тическое давление, создаваемое вентилятором,
Н„=Н-НХ = Н- О,5р,(-^у.
где Яд — динамическое давление в выходном сечении спирального кожуха вен-
тилятора; Fк— площадь выходного сечения кожуха.
Коэффициент статического давления
или //ст = Н - 0,5Q2v (0,25kD2/FJ2 .
Полный и статический КПД (т), >]сг) вентилятора можно вы-
разить через коэффициенты мощности, расхода и давления и пред-
ставить в следующем виде:
HQV HCtQv
71 ~ м, ’ 7<ст ~ М. ’
* При недостаточно больших числах Re характеристики оказываются зави-
сящими от него, однако уже при Re>5«IOs эта зависимость практически от-
сутствует.
150
Наибольшее влияние на характеристики вентилятора оказыва-
ет выходной угол лопатки 02 Из уравнений (3.49) и (3.50)видно,
ЧТО при ПОСТОЯННОЙ окружной скорости и С ростом 02 возрастают
создаваемое вентилятором давление и потребляемая им мощность.
Наибольшее давление создают вентиляторы с лопатками, загну-
тыми вперед (02 >90°). Эти лопатки образуют конфузорные ка-
налы, большая часть полного давления создается ими в виде ди-
намического давления, поэтому в этих вентиляторах должны ис-
пользоваться эффективные спиральные кожухи. В то же время
конфузорные каналы делают вентилятор менее чувствительным
к условиям движения воздуха на входе в колесо и позволяют уве-
личивать ширину колеса, а следовательно, в соответствии с урав-
нением (3.51) и расход воздуха через вентилятор.
У вентиляторов с лопатками, загнутыми назад (02<90°),
межлопаточные каналы диффузорные, доля динамического давле-
ния на выходе из колеса невелика, и они менее чувствительны
к конструкции спирального кожуха. Однако потери в диффузор-
ном канале ограничивают увеличение ширины колеса, а следова-
тельно, и расхода воздуха.
Рис. 3.28. Аэродинамические характернее
ки некоторых центробежных вентиляторов
в условиях осесимметричного входа и сво-
бодного выхода воздуха:
----- вентилятор НРС;---— Ц9-55;----Ц4-70;
/ — N*. 3 — НС1
Для приближения расчетных ха-
рактеристик к действительным в те-
оретические уравнения вводятся по-
правки, учитывающие как отклоне-
ние движения потока от одномер-
ного, так и потерн энергии в колесе
и спиральном кожухе. Эти поправ-
ки в основном эмпирические, и, хо-
тя они приближают расчетные ха-
рактеристики к реальным, оконча-
тельная отработка проточной части и определение характеристик
вентиляторов осуществляются экспериментально.
Аэродинамические характеристики некоторых центробежных
вентиляторов общетехнического назначения, которые могут быть
взяты за основу при проектировании систем охлаждения ВГМ,
приведены на рис. 3.28, а их основные геометрические размеры
в табл. 3.7.
Анализ экспериментальных данных позволяет качественно оп-
ределить влияние отдельных геометрических размеров на харак-
151
Таблица 3.7
Геометрические размеры центробежных вентиляторов
Вентилятор °1 & 3, градус I ₽,. гр нус I н «к '’вмх
ВРС 84 84 7.4 45 45 173 86 36 70 50 70
Ц9-55 80 70 7,1 40 40 150 60 32 70 50 70
Ц4-70 — — — 25 32,8 45 16 12 70 50 70
175.31.065сб. <Ю 53 58,5 28 35.5 • 47 50 20 — 39 —
Вентиляторная уста- новка с изолированной воздушной трассой 80 64 7.1 40 40 165 90 32 95 40 71,5
Вентиляторная уста- новка с кольцевым ра- диатором на линии на- гнетателя 73 73 38 46 45 23 12 — —
Примечание. Все линейные размеры в % от наружного диаметра ко-
леса.
тернстики. Подача вентилятора возрастает с увеличением шири-
ны колеса Ьк и диаметра входа D\. Предельное значение Ь* огра
ничено, с одной стороны, прочностью лопатки, с другой необ-
ходимостью организации поворота потока на входе в колесо
с умеренными потерями. Из этих соображений при 02<9О° пре-
дельная ширина колеса Ьк <0,25 D, а при р2>90° — 0,5 D
Предельное значение Di ж 0,8 D определяется необходимостью
сохранения достаточной длины .межлопаточных каналов.
Для уменьшения потерь давления в диффузорных межлопаточ-
ных каналах колес с лопатками, загнутыми назад, высоту лона
ток уменьшают к выходному сечению. В колесах с 02>9О° и кон-
фузорными межлопаточными каналами высота лопаток постоянна.
Необходимость максимального увеличения расхода вентилято-
ров ВГМ без увеличения диаметра и окружной скорости (даже
в ущерб КПД) заставляет использовать вентиляторы с большими
значениями и b , чем указано выше. Для вентиляторов
с 02<9О° £>|«0,88£>, b, . «0,270. Число лопаток выбирается
таким, чтобы отношение длины лопатки к расстоянию между ло-
патками на диаметре (D-|-£)|)/2 находилось в пределах от 1,2 до
1,8. Выбор входного угла лопатки определяется требованием
минимальных потерь в колесе, для чего угол атаки потока при
02<9О° не должен превышать 10°, а при 02>90° должен быть
не более 45°. Однако для вентиляторов ВГМс02<9О° это условие
нарушается, так как для увеличения прочности приходится изме-
нять конфигурацию лопатки вблизи передней кромки.
Минимальные потери на входе в вентилятор получаются при
установке входных патрубков в форме плавных конфузоров, что
152
для вентиляторов ВГМ удается сделать довольно редко. Раскры-
тие спирального кожуха Лк выбирается для расчетного расхода
воздуха. Обечайка кожуха очерчивается либо кривой по уравне-
нию (3.53), либо дугами по «^конструктивному» квадрату. Продол-
жение обечайки за сечением кожуха шириной Л, и часть обечай-
ки, примыкающая к языку, образуют выходную часть кожуха,
которая выполняется диффузорной для дополнительного восста-
новления динамического давления. Эффективность кожуха опре-
деляется, в первую очередь, изменением площади его поперечного
сечения по углу фк. Форма сечения играет второстепенную роль.
Возможно осуществление отвода потока воздуха кожухом с двумя
спиральными ветвями, а для колес с р2<90° можно использо-
вать спиральные кожухи неполного раскрытия (рис. 3.29).
0,12
0,08
&ст
0,4
0,2
I
О
0,10 0,15 0,20 0,25 Qr
а
Рис. 3.29. Аэродинамические характеристики различных вентиляторов (а) и спи-
ральный кожух неполного раскрытия вентиляторной установки танка Т-72 (б):
/ — вентилятор Ц4-70; 2 — вентилятор 175.31 065 сб при осесимметричном входе потока;
3 — вентилятор танка Т-72
Как уже отмечалось, специфика МТО ВГМ существенно
влияет на работу вентилятора и должна учитываться при его про-
ектировании.
Большая неравномерность потока на входе в колесо как по
окружности, так и по высоте лопатки приводит к изменению угла
атаки при перемещении лопатки и к увеличению неравномернос-
ти потока на выходе из колеса. Первое явление ведет к возраста
нию потерь в колесе, а второе — к увеличению потерь на выходе.
Ухудшение обтекания лопатки приводит к тому, что для улучше-
ния характеристик необходима экспериментальная отработка вен-
тиляторов с учетом условий входа потока. В частности, как пока-
зал Э. Б. Вавилонский, оптимальная ширина колеса может быть
меньше, чем в условиях свободного входа потока. Кроме того,
153
загромождение воздушной трассы составными частями МТУ при-
водит к дополнительным потерям давления, которые не могут быть
достаточно точно определены расчетным путем при проектиро-
вании.
В системах охлаждения с разомкнутым воздушным трактом
используются радиаторы с большей площадью фронтальной по-
верхности, чем с замкнутым трактом. Их сопротивление невелико,
что позволяет применять вентиляторы с лопатками, загнутыми
назад (танки Т-62, Т-72, транспортер-тягач МТ-ЛБ).
Сопоставление характеристик вентилятора танка Т-72 с харак-
теристиками близкого по параметрам вентилятора общетехниче-
ского назначения Ц4-70 показывает, что особенности компоновки
МТО обусловили уменьшение расхода воздуха примерно на 30 %
(наполовину из-за условий входа и наполовину нз-за изменения
формы спирального кожуха и повышения прочности колеса). Ста-
тический КПД вентилятора в рабочей точке (Qr »0,19) состав-
ляет всего лишь 0,15—0,18, в то время как для вентиляторов
общетехнического назначения и, в частности, Ц4-70 он достигает
0,7. Это обстоятельство и объясняет значительные затраты мощ-
ности на вентиляторы систем охлаждения ВГМ. Так, мощность,
потребляемая вентилятором танка Т-72 при частоте вращения
коленчатого вала двигателя 2 000 об/мин (~33 с-1) на высшей
передаче привода вентилятора («,= 3090 об/мин, т. е. -*51 с-1),
без учета потерь в приводе равна 45—50 кВт; при этом расход
воздуха равен 7 кг/с при Нс, =1 150 кПа.
В вентиляторных системах охлаждения с изолированным воз-
душным трактом для подвода воздуха от радиаторов к вентиля-
тору используется входная коробка довольно сложной формы,
в которой имеют место неравномерность потока и дополнитель-
ные потерн на входе. Экспериментально установлено, что сниже-
ние расхода воздуха при этом, в первую очередь, зависит от отно-
шения минимальной площади сечения коробки F„|n к площади
входа в колесо 0,25 лО * и от минимального радиуса поворота
стенок коробки, который должен быть не менее 0,15 Db Для вен-
тиляторов с лопатками, загнутыми назад, при Гя1п/(0,25 nDj)
= 3...2 снижение расхода воздуха равно 10—15 %, а при
Fmln/(0,25KD;) = i
— около 20—22 %. Для еентиляторов с лопат-
ками, загнутыми вперед, снижение расхода воздуха будет не-
сколько меньше.
Вентиляторные установки с изолированным воздушным трак-
том могут иметь довольно высокий КПД. Однако площадь фрон-
тальной поверхности при этом оказывается меньше, чем в уста-
новках с разомкнутым воздушным трактом. Поэтому, несмотря
на более высокий КПД, затраты мощности на привод вентилятора
и для таких систем составляют 8—12 % мощности двигателя.
151
На рис. 3.30 приведены схема опытной вентиляторной установ-
ки с изолированным воздушным трактом и ее аэродинамические
характеристики. Малая площадь фронтальной поверхности и боль-
шая глубина радиаторов обусловили применение колеса * с лопат-
ками, загнутыми вперед, и спирали кожуха с полным раскрытием.
На рабочих режимах (<^v =0,55... 0,60) т]„ достигает 0,4. При
радиаторе с площадью фронтальной поверхности 0,675 м2 и глу-
биной 360 мм такая вентиляторная установка с двумя колесами
диаметром 400 мм может обеспечить расход 8,5 кг/с и создать
//„=3250 кПа при У, =75...90 кВт. При характерных для со-
временных СУ температурах (окружающего воздуха /0=40°С,
жидкости /ж = 125°C; трансмиссии Ср ж=140°С) эта система мо-
жет рассеять тепловой поток 530 кВт.
Рис. 3.30. Схема опытной вентилятор-
ной установки с изолированным воз
душным трактом (а) и ее аэродина-
мические характеристики (б):
I - центробежный вентилятор. 2 — выход
ные жалюзи; J — радиатор масла ГМТ;
4 - радиатор охлаждающей жидкости;
5— радиатор масла двигателя; 6 — возду
хозаПориос устройство с входными жалю
Системы охлаждения с радиаторами, размещенными за вен-
тиляторами, в послевоенные годы в отечественном танкостроении
не применялись. В зарубежных танках такое размещение радиа-
торов встречается довольно часто. При такой схеме мощность,
потребляемая вентилятором,
" 75W3
при одинаковых значениях G2. и Vr ниже, чем при располо-
жении радиаторов перед вентиляторами из-за большего (пример-
но на 15 %) значения р2, поскольку отсутствует подогрев воздуха.
* Параметры колеса приведены в табл. 3.7.
155
Однако воздух в вентиляторе подогревается еще до входа в ра-
диатор. Температура подогрева определяется по формуле
А/ = „ ^ст
" <рРЛст
Для компенсации этого подогрева, температура которого при
большом давлении, создаваемом вентилятором, может достигать
10 °C, необходимо увеличивать расход охлаждающего воздуха.
При малой площади фронтальной поверхности радиатора и
высоком значении //ст влияние подогрева воздуха особенно велико.
Так, если в системе, представленной на рис. 3.30, радиаторы
с Fp—0,675 м2 расположить на линии нагнетания, то мощность
вентилятора, необходимая для обеспечения того же самого тепло-
съема, возрастает в 1,3 раза. При увеличении до 1 м2 затраты
мощности при обоих вариантах размещения радиаторов будут
одинаковыми.
Своеобразное размещение радиаторов на линии нагнетания
центробежного вентилятора применено на танке «Леопард-2».
Кольцевые радиаторы размещаются вокруг колеса вентилятора,
за которым для отвода воздуха и восстановления динамического
давления вместо спирального кожуха установлен лопаточный
диффузор.
Экспериментальные аэродинамические характеристики венти-
ляторной установки такого типа, разработанной Л. Б. Шабаше-
вым, и ее схема приведены на рис. 3.31. В такой вентиляторной
Рис. 3.31. Схема вентиляторной установки с кольцевым радиатором на линии
нагнетания (а) и ее аэродинамические характеристики (б):
I — корпус блока системы охлаждения: 3 — кольцевой радиатор; 3 — воздухозаборное —Уст-
ройство; < выходные жалюзи; 5 — колесо центробежного вентилятора;-----------Нст;
г* ------7vB
установке радиаторы должны иметь возможно большую площадь
фронтальной поверхности, поэтому в ней используется колесо
с лопатками, загнутыми назад. Статический КПД в рабочей
части характеристики этой установки может достигать 0,50.
Расчеты показывают, что при одинаковых объемах радиаторов
156
независимо от их размещения системы охлаждения (см. рис. 3.30
и 3.31) обеспечивают рассеивание одного и того же количества
теплоты примерно при одинаковых суммарных объемах системы
охлаждения и затратах мощности. Однако площадь фронтальной
поверхности радиатора в системе, показанной на рис. 3.31, долж-
на быть в два раза больше.
Преимуществом схемы с кольцевыми радиаторами является
небольшая высота радиаторов (300—400 мм), что особенно важно
для ВГМ с низким силуэтом. К недостаткам этой схемы относятся
более сложная конструкция радиаторов и колеса вентилятора и
трудности защиты радиатора со стороны выходного воздуховода.
Конструкция колеса вентиляторов определяется их геометриче-
скими размерами и нагрузками, которые они должны выдержи-
вать при эксплуатации. Колеса сравнительно больших диаметров,
имеющие небольшое число лопаток, загнутых назад, обычно вы-
полняются клепаными, а колеса с лопатками, загнутыми впе-
ред, — сварными.
Нагрузка, действующая на колеса вентиляторов, возникает от
центробежных сил; влияние аэродинамических сил пренебрежимо
мало. При конструировании колес вентиляторов с лопатками, за-
гнутыми вперед, окружная скорость которых находится в преде
лах от 60 до 80 м/с, нетрудно обеспечить необходимую прочность.
Лопатки этих колес имеют форму дуги окружности с довольно
большим центральным углом и значительными главными момен-
тами инерции. При этом направление центробежной силы близко
к направлению наибольшего главного момента инерции, совпа-
дающего с хордой лопатки. Лишь при р2«180° этот угол увели-
чивается, и при высоких окружных скоростях может возникнуть
необходимость в повышении прочности.
Колеса с лопатками, загнутыми назад, и предельно большими
диаметрами входа обладают недостаточной прочностью вследст-
вие малого момента инерции плоских или слабоизогнутых лопаток
в направлении центробежной силы и малой жесткости узкого пе-
реднего диска. Окружные скорости этих вентиляторов достаточно
высокие, например, для вентилятора танка Т-72 и =105 м/с.
У первоначального варианта вентилятора этого танка остаточные
деформации возникали уже при н=122 м/с. По мере повышения
скорости происходил изгиб кромок лопаток, передний диск прини-
мал овальную форму и при и=150 м/с колесо разрушалось
Основным методом усиления плоских листовых лопаток яв-
ляется введение зигов, а также увеличение кривизны лопаток.
За счет этого в вентиляторе танка Т-72 скорость, при которой на-
чинается деформация, повысилась до 144 м/с. Необходимость
дальнейшего повышения прочности обусловила увеличение жест
кости переднего диска с помощью установки специальных ворот-
ников у входных кромок колеса. Более радикальным мероприя
тием, повышающим прочность, может быть введение промежуточ-
157
ного диска (см. рис. 3.31), что, однако, существенно усложнит кон-
струкцию.
Расчет колеса вентиляторов на прочность наиболее полно рас-
смотрен в работе [12], а применительно к вентиляторам ВГМ вы
полнен Л. Б. Шабашевым.
Как правило, конструктивные мероприятия, повышающие проч-
ность колеса, в большей или меньшей степени ухудшают характе-
ристики вентилятора, поэтому все работы по повышению прочнос-
ти колес должны сопровождаться контролем аэродинамических
характеристик вентиляторов.
Многоцелевые вентиляторные установки. В СУ с ГТД необхо-
димо обеспечить движение двух воздушных потоков: первый
охлаждает масляный радиатор двигателя и трансмиссии, а вто-
рой удаляет пыль из воздухоочистителя. Использование для пере-
мещения обоих потоков одной вентиляторной установки упрощает
конструкцию СУ и в то же время уменьшает поверхностную пыле-
вую нагрузку колеса вентилятора. Трассы охлаждения и пылеуда-
ления обычно имеют различное сопротивление: трасса охлажде-
ния — 1 500—2 500 кПа, трасса пылеудаления — до 6 000 кПа. Ис-
пользование вентилятора, рассчитанного на максимальное сопро-
тивление, с дросселированием трассы охлаждения было бы неэко-
номичным, поэтому создана многоцелевая вентиляторная уста-
новка (рис. 3.32). Особенностью этой установки является разделе-
Рис. 3.32. Схема многоцелевой вентиляторной установки:
I — спиральный кожух; 2 — колесо; 3 выходной воздуховод; 4 радиатор; 5 — входной
воздуховод системы охлаждения; 6 — подвод воздуха из трассы пылеудаления: 7 деф
лектор для равномерного распределения пыли по высоте лопатки
нис потоков воздуха из трасс высокого и низкого сопротивления
до самых входных кромок колеса с лопатками, загнутыми вперед.
Подвод воздуха из трассы пылеудаления осуществляется в секто-
158
ре с углом 120—150°. Входной патрубок располагается вблизи
начала спирали кожуха или в зоне, отстоящей от начала спирали
на 200°.
Экспериментально установлено, что многоцелевая вентилятор-
ная установка обладает рядом специфических особенностей.
Отношение статических давлений (kH = #ст //fCT() , создавае-
мых многоцелевой вентиляторной установкой в трассах пылеуда-
ления (НСТ1) и охлаждения (Яст) зависит от отношения ско-
ростей на входе в колесо в секторах обеих трасс:
где и Qv — объемный расход через трассы охлаждения и пылеудаления
соответственно; ф1 и — центральные углы подвода воздуха от этих трасс.
При малых kw давление в трассе пылеудаления существенно
(в 1,7—1,8 раза) превосходит максимальное давление, которое
может создать вентилятор при неразделенном подводе воздуха.
Зависимость kH от kw, гправедливая при /?кЛвых=0.5 лР2/4 для
части характеристики, соответствующей высоким значениям КПД,
приведена на рис. 3.33, а.
Рис 3.33. Зависимость коэффициентов kH и Лсот kw (а) и аэродинамические
характеристики многоцелевой вентиляторной установки с колесом тина 119-55
для установки в целом (б) и для трасс (в) охлаждения (------) и пылеуда
ления (------):
1 - *с; 2 - Л - 4 -НС1, 5 - Ои| > 0.25; 6 - Q- 0.13; 7 - Qr2 - 0,12; a-QV2-
>0.10; -0,(15
Для вентиляторов с лопатками, загнутыми назад, влияние kw
на kH выражено слабо, поэтому они в многоцелевых вентилятор-
ных установках не применяются. Изменение расхода через одну
из трасс мало влияет на расход через другую трассу. Мощность,
потребляемая вентилятором при постоянной частоте вращения,
определяется только суммарным расходом через него и практи-
ки
чески не зависит от kw Изменение kw в определенных пределах
приводит лишь к незначительному снижению среднего давления
"ср = (Qv "ст. + Qv "cT>)/(Qv. + Qv), (3.54)
создаваемого вентилятором, по сравнению с давлением Н„ при
kw=\. Зависимость kc — Hc^Hcx от kw приведена также на
рис. 3.33, а.
При few = l,0 установка входной коробки с раздельными трас-
сами приводит к такому же снижению расхода воздуха, как при
неразделенной трассе. Аналогичными свойствами обладает уста-
новка и с тремя трассами различного сопротивления.
Многоцелевая вентиляторная установка позволяет использо-
вать часть воздуха, выходящего из вентиляторной установки, для
обдува различных агрегатов СУ. Для этого спиральный кожух
должен выполняться двухзаходным, а его расположение по отно-
шению к трассам, подводящим воздух к колесу, должно выби-
раться так, чтобы для обдува использовался чистый воздух, по-
ступающий из трассы охлаждения.
Аэродинамические характеристики многоцелевой вентилятор-
ной установки приведены на рис. 3.33,6 и в в виде зависимости
коэффициентов давления для каждой из трасс от коэффициента
расхода (Qv = Qv /(0.25гD'u), Q, t= Qv>/(0,25rf)2«)) через эту же
трассу. Давление в каждой из трасс отнесено к плотности воздуха
в этой трассе, а величины Ни Д', — к средней плотности. Ха-
рактеристика вентилятора при Лж=1 приведена на рис. 3.33,6.
Особенности характеристик многофункциональной вентиля-
торной установки определяются, во-первых, отсутствием выравни-
вающего воздействия колеса на поток при неравномерном под-
воде воздуха к его входному сечению; во-вторых, эжектирующим
действием в спиральном кожухе воздуха из системы охлаждения,
имеющего большую скорость, чем воздух, поступающий из трассы
пылеудаления.
Эти особенности характеристик многофункциональной венти-
ляторной установки позволили разработать приближенный метод
их определения для каждой из трасс при заданных значениях
углов и ф2 и известной характеристике нераздельной трассы:
"ст ~/(Q„( +
При определении характеристики для трассы высокого сопро-
тивления необходимо при постоянном значении Q v, выбранном
в рабочем диапазоне, задаться рядом значений Q v,. Для каж-
дого из них вычисляется kv, затем по рис. 3.33, а определяются
kH и Лс, а по характеристике вентилятора определяется значение
160
Нп, соответствующее расходу Qr=Q, + Qi • Принимая Йгр
— Нсх из уравнения (3.54) можно получить
77 — *с^ст(^и, + ^г,)
(Qv>I4h)+QVi
Аналогичным образом определяется и характеристика
f(Qv).
Для получения требуемых значений расхода и давления в каж-
дой из трасс диаметр колеса вентилятора, частоту вращения
и углы i|>i и ф2 необходимо подбирать по условиям компоновки.
Полученные таким образом расчетные характеристики венти-
ляторной установки следует уточнить экспериментально.
Многоцелевая вентиляторная установка находится под интеп
сивным воздействием пыли, вызывающей ее износ, поэтому необ-
ходимо принимать специальные меры для защиты вентилятора.
Защита спирального кожуха и воздуховодов, как показал опыт
эксплуатации СУ с ГТД, надежно обеспечивается полиуретано-
вым покрытием; из этого же материала изготовляется язык спи-
рального кожуха. Повысить пылестойкость колеса значительно
сложнее. Покрытие колеса может быть эффективным лишь в том
случае, если его твердость превышает твердость пыли, однако
такого покрытия (превышающего по твердости кварц, составляю-
щий основную часть дорожной пыли) пока найти не удалось
Пылестойкость колеса можно повысить с помощью следующих
мероприятий:
утолщения лопаток с развитой передней кромкой; так, в коле-
се, разработанном на основе вентилятора Ц9-55, вместо 32 уста-
новлено 27 утолщенных лопаток с измененной формой передней
кромки (см. рис. 3.32);
установки дефлектора (см. рис. 3.32), который относительно
равномерно распределяет пыль по всей высоте лопатки (в венти-
ляторной установке без дефлектора вся пыль по инерции проле-
тает к заднему диску колеса и вызывает интенсивный износ лопа-
ток в узкой зоне);
снижения запыленности потока на входе в воздухоочиститель
и радиатор путем установки специальных щитков и изменения
формы надгусеничных полок, что снижает количество пыли, по-
ступающей в вентилятор, в два-три раза.
Многоцелевая вентиляторная установка СУ с ГТД (см. рис. 1.3),
состоящая из двух блоков (диаметр колес 208 мм, окружная ско-
рость м=85 м/с), обеспечивает расход воздуха по трассам охлаж-
дения 1,5 кг/с при сопротивлении 2 200 Па и пылеудаления —
0,55 кг/с при сопротивлении 4 500 Па и преодолевает сопротивле-
ние выпускной трассы с броневыми жалюзи 1 000 Па. Мощность,
потребляемая двумя вентиляторами, равна 22 кВт.
11 Зак. 27с
161
Осевые вентиляторы. Принципиальная схема осевого вентиля-
тора и его основные геометрические размеры приведены на
рис. 3.34, а. В этом вентиляторе воздух движется в осевом на-
правлении по цилиндрической поверхности. На развертке этой по-
верхности (рис. 3.34, б) сечения лопаток колеса образуют решет-
ку крыловых профилей, которая передает воздуху энергию, изме-
няя при этом направление его движения, что видно из треуголь-
ников скоростей (рис. 3.34, в).
Рис. 3.34. Принципиальная схема осевого вентилятора (а), развертка сечения
его цилиндрической поверхностью (б) и треугольники скоростей (в) на входе
п направляющий аппарат (I), на входе в колесо (II), на выходе из колеса (III)
и на выходе из спрямляющего аппарата (IV) при постоянной осевой составляю
щей скорости:
/ — обтекатель; 2 — входинк; J — направляющий аппарат; 4 — колесо; 5 — спрямляющий
аппарат; Z>BT~ диаметр втулки. D — диаметр колеса; *л—угол установки лопатки; са,
с., с — абсолютная скорость потока воздуха на входе в направляющий аппарат, входе
и пых оде из колеса соответственно; и — окружная скорость колеса; и w — относительная
скорость потока на входе и выходе из колеса; <*, и с*— окружные составляющие с ко
ростей с, и с
Давление воздуха по одномерной теории определяется уравне-
нием (3.48), которое справедливо и ^для осевого вентилятора.
Коэффициенты подачи Qr, давления Н и мощности АГ, для осе-
вого вентилятора определяются по тем же формулам, что и для
162
центробежного. Динамическое давление определяется по фор-
муле
где D„ — диаметр втулки; >гт = — втулочное отношение.
Связь между коэффициентами статического и полного давле-
ний можно представить в виде
Я„-Н-0.5ф/(1
Анализ уравнения (3.48) и треугольников скоростей позволяет
установить основные закономерности работы осевых вентиля-
торов.
Давление, создаваемое осевым вентилятором, возрастает с
увеличением угла выхода потока р2 вследствие увеличения со-
ставляющей скорости Си. Угол р2 может изменяться вращением
лопатки вокруг продольной оси. Изменяя угол установки лопат-
ки 9Я (см. рис. 3.34,6), для каждого вентилятора можно получить
серию характеристик. При некотором предельном значении 8Л
происходит нарушение плавного обтекания лопатки вследствие
недопустимого увеличения угла атаки. При этом максимально
достижимый коэффициент статического давления оказывается
равным 0,2—0,3. Увеличение угла атаки выше допустимого зна-
чения происходит также при снижении расхода воздуха и ско-
рости с. При этом поток воздуха становится неустойчивым и
уменьшение расхода приводит не к возрастанию, а к уменьшению
давления. Это явление (помпаж) сужает рабочий диапазон ха-
рактеристики и не позволяет использовать осевые вентиляторы в
системах с высоким сопротивлением воздушного тракта.
Для того чтобы давление воздуха сохранялось по длине лопат-
ки, несмотря на изменение скорости, лопатки вентилятора проек-
тируются так, чтобы угол установки, длина хорды и толщина
профиля увеличивались к втулке, а втулочное отношение, опреде-
ляющее изменение скорости вдоль лопатки, должно увеличивать-
ся с ростом коэффициента давления, хотя при этом растет и ди-
намическое давление, которое, как правило, не может быть ис-
пользовано. Для вентиляторов ВГМ обычно v,T =0,6.. .0,7.
Давление, как это видно из уравнения (3.48), может быть уве-
личено закруткой потока на входе в колесо в направлении, про-
тивоположном вращению (с„, <0). Такая закрутка осуществ-
ляется направляющим аппаратом и повышает давление на 20—
30 % при увеличении осевого размера на 0,15—0,17£>.
Давление и КПД вентилятора могут быть увеличены раскрут-
кой потока за колесом и восстановлением в статическое давление
части динамического, соответствующего окружной составляющей
скорости с„. Это достигается установкой спрямляющего аппара-
та. Давление может быть увеличено примерно в два раза путем
11*
163
последовательной установки двух ступеней. Однако при этом
в два раза возрастает и осевой размер вентилятора, что для СУ
ВГМ обычно недопустимо. Другим методом повышения давления
может быть установка двух колес встречного вращения, которые
при небольших осевых размерах могут создавать даже большее
давление, чем двухступенчатый вентилятор, но требуют более
сложного привода.
В качестве примера на рис. 3.35 приведены аэродинамические
характеристики осевого вентилятора серин К-06 при использова-
нии его в различных схемах (по данным ЦАГИ). Эти вентилято-
ры имеют небольшое число лопаток, сравнительно простую кон-
струкцию и могут служить прототипами вентиляторов ВГМ. Вен-
тиляторы с большими коэффициентами давления и расхода, на-
пример МН-06, имеют лопатки сложного профиля.
Рис. З.ЗБ. Аэродинамические характеристики осевого вентилятора серии К-06
в условиях осесимметричною входа и свободного выхода воздуха для разных
схем при предельном угле установки лопаток вл (а) и при его различных
значениях (от 15 до 45°) для схемы колесо 4- спрямляющий аппарат (б):
/ — двухступенчатый вентилятор: 2 — направляющий аппарат 4 колесо 4 спрямляющий
аппарат; 3 — колесо 4- спрямляющий аппарат; 4 колесо
Характеристики осевых вентиляторов в еще большей степени,
чем центробежных, зависят от условий входа и выхода потока.
При изолированном воздушном тракте они зависят в основном от
отношения минимальной площади сечения воздушного тракта
/•’„и,, к площади осевого вентилятора 0,25 nDa, т. с. от сужения
тракта (рис. 3.36). Меныпее влияние оказывают угол поворота
164
потока, расстояние поворота до плоскости вентилятора и другие
факторы. Существенное влияние на расход вентилятора оказывает
установка выходного патрубка, изменяющего направление движе-
ния потока после выхода из колеса. Из рис. 3.37 видно, что за-
мена прямого диффузора экспериментальным патрубком с пло-
щадью выходного сечения, равной площади сечения кольцевого
диффузора, снижает расход воздуха на 30 %, а при замене се-
рийным патрубком самоходного гусеничного шасси, имеющим уве-
личенную площадь выходного сечения,— на 20 %.
Рис. 3.36. Влияние сужения воздуш- Рис. 3.37. Системы охлаждения с
кого тракта на характеристики осе осевым вентилятором при осевом
вого вентилятора: выходе потока воздуха (а), с по-
/ — 4/51 । /г.о* “ ОЛТ; 2 — ол9; з - о.43; воротом потока в патрубке (б) и
4-0.34; 5-0.2; 5-0.14 соответственно азродннямические характеристики
вентилятора (в):
I — входной потдуховод. 2 — радиатор:
1 — вентилятор; 4 — диффузор; 5 Натр\
бок; б - осевой выход потока; 7—пат
рубок — 0,59 О. А у — 1,4 D; 8 — патру
бок ву-О.МО, Ау — 1.1 О
Приведенные данные являются лишь качественной иллюстра-
цией снижения расхода воздуха осевых вентиляторов в условиях
165
СУ. Их большая чувствительность к неравномерности потока на
входе и выходе не позволяет в настоящее время однозначно свя-
зать изменение их характеристик с конструкцией воздуховодов.
Поэтому при проектировании систем охлаждения с осевыми вен-
тиляторами рекомендуется использовать экспериментальные ха-
рактеристики, полученные на моделях с учетом стеснения потока.
Применение осевых вентиляторов наиболее эффективно в слу-
чаях, когда общая компоновка МТО позволяет в какой-то мере
сохранять естественное направление движения потока воздуха,
например, осуществлять его забор через крышу непосредственно
над вентилятором и обеспечивать поворот потока к радиаторам
или двигателю воздушного охлаждения, расположенным на линии
нагнетания, при достаточно малых скоростях. Однако и в этом
случае КПД вентиляторов в условиях МТО оказывается низким,
а затраты мощности на их привод — достаточно высокими. На
танке «Леопард-1» при мощности двигателя 610 кВт при макси-
мальной частоте вращения они равны 90 кВт, а на танке М-60А1
(Д^ =550 кВт)—75 кВт. Для самоходного гусеничного шасси
(см. рис. 1.17) при мощности двигателя 300 кВт затраты на при-
вод вентилятора примерно равны 37 кВт. При этом вентилятор
с диаметром 460 мм и окружной скоростью 168 м/с обеспечивает
расход воздуха 5,4 кг/с при сопротивлении радиаторов 1 800 Па.
3.6. РАСЧЕТ И АНАЛИЗ РАБОТЫ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Расчет системы охлаждения ВГМ проводится как поверочный
по заданным параметрам системы двигателя и трансмиссии. В ре-
зультате расчета определяются значения температуры окружаю-
щего воздуха /0 , при которых температура теплоносителей до-
стигает максимально допустимых значений на рассматриваемых
режимах работы. Если в результате расчета выясняется, что эф-
фективность системы недостаточна, в ее конструкцию вносятся
необходимые изменения. Такой порядок расчета связан, в пер-
вую очередь, с тем, что габариты системы и другие ее параметры
(расход газа, противодавление, частота вращения вентилятора
и т. д.) ограничены.
Методика расчета системы охлаждения изложена в отрасле-
вом стандарте, включающем в себя расчет характеристики вен-
тилятора или эжектора, расчет сопротивления воздушного тракта
и расхода охлаждающего воздуха и определение температуры
/0 |1р для каждого из теплоносителей.
Расчет производится на нескольких режимах. Обычно выби
раются режимы максимальной мощности, максимального крутя-
щего момента, один-два режима при работе двигателя по внешней
характеристике (в частности, при максимальном тепловом потоке
от трансмиссии) и два-три режима, соответствующих частичным
нагрузкам.
Расчет безразмерных характеристик эжекторов производится
по уравнениям (3.29) или (3.44) и (3.45). Необходимые для рас-
166
чета значения динамического давления газа на режиме макси
мальной мощности и подачи эжектора системы охлаждения G|
определяются следующим образом.
Для каждого типа двигателя задается допустимое значение
противодавления на выпуске рг. На режиме максимальной мощ-
ности должно выполняться следующее условие:
Рг ~~ ^Р»ып
Через Дрвып обозначено противодавление, создаваемое ресиве
ром эжектора, газоходом и встроенными клапанами оборудования
для подводного вождения танка.
Величина ДрВЫ|1 определяется экспериментально или рассчи-
тывается с помощью обычных методов гидравлики. При отсутст-
вии клапанов, малой длине и достаточных проходных сечениях
трассы выпуска потери в ней могут практически отсутствовать,
а при установке клапанов в стесненной трассе потери могут до-
стигать 10 кПа.
Часть отработавших газов двигателя может поступать в эжек
торы пылеудаления и вентиляции МТО, которые устанавливаются
параллельно эжектору системы охлаждения. Расход Gn через них
обычно составляет (0,10...0,15) GB, а через эжектор системы
охлаждения
Расчет эжектора начинается с определения площади его сопел
при расходе G| и динамическом давлении h} на режиме макси-
мальной мощности. При квазистационарном истечении газа рас
чет производится по уравнению (3.25), а при пульсирующем —
по уравнениям (3.41) и (3.42), в которых следует принять fty=ft).
После расчета безразмерной характеристики определяются
точки размерной характеристики на расчетных режимах:
G2 = G^^/\^ ,
Ip — \ph\!hx.
(3.55)
Размерная характеристика вентиляторной установки рассчиты
вается по точкам безразмерной характеристики (см. разд. 3.5)
с помощью формул
О2 0,25kD3p2«Q ..
Ьр - PtU2HCT
(3.56)
при значениях и и р2, соответствующих расчетным режимам*.
Сопротивление воздушной трассы складывается из сопротивле
ния радиаторов Др р, воздуховодов Др^з. входных и выходных
* В тех случаях, когда используется динамическое давление на выходе
из вентиляторной установки, расчет должен производиться по коэффициенту
полного давления.
1Ь7
жалюзи , если последние не являются составной частью
эжектора или вентиляторной установки и не учитываются в ха-
рактеристике воздуходувного устройства:
Др = Дрр + Држ + дР.оз • (3.57)
Метод определения Лрр представлен в разд. 3.3, а Дрвоз опре-
деляется экспериментально или рассчитывается с помощью мето-
дов гидравлики. Сопротивление жалюзи, которые должны защи-
щать радиаторы и другие узлы от поражения,
Држ = 'жРж^ж/2 »
где В ж — коэффициент сопротивления жалюзи; рж к “ж — плотность н скорость
потока воздуха перед жалюзи.
Для входных жалюзи современных танков {-ж = 12...13 при
высоте жалюзи 50—60 мм и £ж=8...1О при высоте 80—100мм;
для выходных жалюзи £ж=0,20.. .0,40. Выходные жалюзи могут
выполняться откидными и устанавливаться в боевое положение
только при необходимости, поскольку они существенно снижают
эффективность системы охлаждения. Так, в танке Т-64А (см.
рис. 1.2) перевод жалюзи из походного положения в боевое повы-
шает температуру охлаждающей жидкости более чем на 5 °C.
Зависимость сопротивления воздушной трассы Ар от GB р
наносится на один график с характеристиками воздуходувного
устройства, определенными по уравнениям (3.54) и (3.55). По точ-
кам пересечения кривых определяется расход воздуха через ра-
диаторы на соответствующих режимах, после чего для каждого
теплоносителя определяется предельная температура окружающе-
го воздуха t0 пр.
Достаточно точный метод расчета и большой эксперименталь-
ный материал позволяют выявить некоторые общие закономернос-
ти работы системы охлаждения и определить влияние отдельных
параметров на ее эффективность.
С этой целью уравнению (3.19) удобно придать приближенную
наглядную форму, для чего следует пренебречь малой величиной
1/2№ж, а коэффициент ер аппроксимировать показательной функ-
цией:
Для систем охлаждения большинства современных ВГМ
ак «0,5; для систем с малыми скоростями воздуха на входе в ра-
диатор (БМП-1) ак«0,3, а с большими (многоцелевое гусенич-
ное шасси с вентиляторной системой охлаждения) — uh «0,7.
/ (7 \о.б
Учитывая, что Аж — <хв— л ' ) • полУчаем
168
____________________
--
При ам=0,5
4«,=q./(g::’pf;v/). (3.58)
Для анализа изменения температуры масла удобно использо-
вать уравнение (3.22), имея в виду, что для масляных радиаторов
Расход воздуха в вентиляторных системах охлаждения с жест-
ким приводом зависит только от частоты вращения вентилятора,
которая пропорциональна частоте вращения вала двигателя, т. е.
п. В эжекционных системах охлаждения расход воздуха
определяется по уравнению (3.55). Практически для всех сущест-
вующих двигателей при работе по внешней характеристике можно
считать р~ л. А —/| =idem. Коэффициент эжекции q при ква-
зистационарном истечении газа остается постоянным, а при пуль-
сирующем — незначительно возрастает с уменьшением частоты
вращения двигателя вследствие увеличения коэффициента рв1.
При уменьшении загрузки двигателя расход G л убывает из-за
снижения температуры газа tlt а для двигателей с турбонаддувом
и за счет уменьшения расхода воздуха через двигатель 0в. Теп-
ловой поток Q„ уменьшается со снижением мощности, а характер
его изменения определяется типом двигателя. Характер зависи-
мости QM и С7н от режима работы двигателя делает изменение
температуры теплоносителей неоднозначным.
В системах двигателей, у которых тепловой поток в охлаж-
дающую жидкость по внешней характеристике медленно снижает-
ся с уменьшением частоты вращения (В-46, В-55, УТД-20), тем-
пература охлаждающей жидкости увеличивается со снижением
частоты вращения как в вентиляторных, так и в эжекционных
системах охлаждения с квазистационарным истечением газа. При
объединении газов от трех или двух цилиндров это возрастание
оказывается меньшим.
В системе охлаждения двигателя 5ТДФ, у которого падение
Рж с уменьшением частоты вращения происходит интенсивнее,
чем в других двигателях, температура охлаждающей жидкости
{снижается.
В СУ с двигателями с турбонаддувом и эжекционными систе-
мами охлаждения изменение /ж зависит от характеристики тур-
бокомпрессора, который может быть подобран так, что даже при
высоких значениях коэффициента приспособляемости темпера-
12 Зак. 27с
169
тура охлаждающей жидкости в широком диапазоне частот вра-
щения будет постоянна, для чего должно соблюдаться условие
Qm/^b’8 = Idem .
Быстрое уменьшение теплового потока в масло двигателя со
снижением частоты вращения и меньшая зависимость от G„ р
для всех СУ ВГМ приводят к довольно быстрому уменьшению
при снижении частоты вращения. Такая зависимость характер-
на для механической трансмиссии. Примеры изменения темпера-
туры А/ теплоносителей по сравнению с режимом максимальной
мощности в зависимости от п = п/птлл приведены на рис. 3.38, а.
Рис. 3 ЗВ. Изменение температуры охлаждающей жидкости ( ----- ) и масла
(—------) в зависимости от частоты вращения коленчатого вала (а) и загруз-
ки двигателя (б):
/ — двигатель В-46 с вентиляторной системой охлаждения: ? двигатель В 59 с вснти
ляторной системой охлаждения; 3 двигатель В-46 с вжекциоииой системой охлаждения
при объединении гчзов от трех цилиндров: 4 — двигатель 5ТДФ с эжекционной системой
охлаждения
Более сложен характер изменения температуры масла /тр ГМТ,
тепловой поток от которой достигает максимального значения не
при максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя
и максимальном расходе воздуха, а при более низком значении п,
соответствующем минимальному КПД трансмиссии. Поэтому пре-
дельные значения температуры масла ГМТ могут достигаться при
более низком значении t0, чем у других теплоносителей.
При уменьшении загрузки двигателя температура всех тепло-
носителей снижается (см. рис. 3.38,6). Темп снижения различен
для разных СУ. Температура охлаждающей жидкости наиболее
170
быстро снижается в вентиляторной системе охлаждения двигателя
В-46: например, для танка Т-72 при ЛГг=0,8 ее снижение состав-
ляет 10—12°C. В эжекционной системе охлаждения вследствие
уменьшения расхода охлаждающего воздуха из-за падения темпе-
ратуры отработавших газов снижение /ж_происходит медленнее.
Так, для двигателей В-46 и УТД-20 при Nf =0,8 оно составляет
8 —10 °C; для двигателя 5ТДФ, у которого тепловой поток мед
ленно уменьшается с загрузкой, лишь 6—7°C. Самое медленное
снижение температуры охлаждающей жидкости и масла с умень-
шением загрузки наблюдается в эжекционных системах двигате-
лей с турбонаддувом вследствие более быстрого падения (7Н)(.
Характер зависимости температуры теплоносителей от режи-
мов работы двигателя (рис. 3.39) должен учитываться при выра-
ботке требований к эффективности системы охлаждения. В част-
ности, для СУ с быстрым падением температуры теплоносителей
при уменьшении загрузки эти требования могут быть менее
жесткими.
Рис 3.39. Тепловые характеристики двигателя В-46-4, ГМТ и эжекционной си-
стемы охлаждения многоцелевого гусеничного шасси при /0-= 35 °C:
/-мощность двигателя в условиях объекта; 2 — часовой расход топлива; 3 — тепловой
поток в охлаждающую жидкость; 4 — тепловой поток от трансмиссии в масло при
разблокированном гидротрансформаторе; 5 — тепловой поток от двигателя в масло; 6-
расход воздуха Через радиатор. 7 расход воздуха через двигатель; Я — температура
охлаждающей жидкости; 9 — температура масла траисмиссин при разблокированном
( — " ) и заблокированном (— - —) гидротрансформаторе; 10 - температура масла
двигателя
12*
171
Перепад температур охлаждающей жидкости между входом
и выходом из радиатора в системах охлаждения ВГМ невелик
(5—10°C), и изменение циркуляционного расхода охлаждающей
жидкости мало влияет на эффективность системы. Перепад тем-
пепатур масла как двигателей, так и трансмиссий значительнее
(20—35 °C), поэтому, как это следует из уравнения (3.22), повы-
шение циркуляционного расхода масла, если оно не приводит
к существенному увеличению теплового потока, может привести
к снижению его температуры.
Из всех параметров системы охлаждения наибольшее влияние
на температуру охлаждающей жидкости оказывает расход возду-
ха через радиаторы. Учитывая, что для современных ВГМ
Д/ж «60 ... 70 °C, из уравнения (3.58 )следует, что изменение GB р
на 10 % приводит к изменению t ж п на 5—6 °C.
Значительно меньшее влияние оказывает площадь фронталь-
ной поверхности радиатора. Ее изменение на 10 % изменяет /ж вх
только на 1,5°C. Увеличение глубины /р пяти-и шестирядного ра-
диатора на один ряд, т. е. на 17—20 %, снижает температуру на
5—6°C. Дальнейшее увеличение глубины менее эффективно.
При высокой скорости воздуха перед радиатором, например,
в многоцелевом гусеничном шасси с вентиляторной системой
охлаждения, когда можно считать ак =0,7, влияние GB р будет
меньше, a Fp и /р больше, чем указано выше. Наоборот, при
больших значениях симплекса 0 и ав — 0,3 темпера-
тура /ж м будет определяться главным образом величиной G, р.
Температура масла двигателя и механической трансмиссии,
радиаторы которых располагаются первыми по направлению дви-
жения воздуха, зависит от(7, р в меньшей степени, чем /жвх:
изменение GB о на 10 % вызывает изменение температуры масла
примерно на 2°C. Изменение объема радиатора сказывается в
большей степени. Так, увеличение Fp на 10 % снижает темпера-
туру масла на 5—6 °C.
Более существенно влияет изменение GB на температуру мас-
ла ГМТ, радиаторы которой размещаются под водяными радиа-
торами. Воздух на входе в эти радиаторы подогревается до 60 °C.
поэтому изменение /м вх в этом случае только за счет изменения
подогрева составит 5—6°C при изменении GB на 10 %.
Объем системы охлаждения и затраты мощности определяются
значениями тепловых потоков и предельно допустимыми темпера-
турами теплоносителей. Увеличение этих температур является
эффективным средством уменьшения объема систем охлаждения.
В результате проведенных исследований удалось повысить
допустимую температуру на 20°C (со 105 до 125°C). При этом
перепад температур теплоносителей увеличился в 1,3—1,4 раза.
Это позволяет уменьшить объем эжекционной системы охлажде-
172
ния в 1,6 раза или снизить затраты мощности вентиляторной си-
стемы при неизменном объеме в 3,5 раза. В настоящее время
имеется реальная возможность повысить допустимые температуры
до 135 °C.
Другим эффективным мероприятием является уменьшение
теплового потока в охлаждающую жидкость путем нанесения на
элементы двигателя покрытий с низкой теплопроводностью.
Эжекционные и вентиляторные системы охлаждения современ-
ных ВГМ с ПД обеспечивают их эксплуатацию без существен-
ных ограничений. Выбор того или иного типа системы определяет
ся оптимальной конструкцией конкретной СУ с учетом всего
комплекса требований, предъявляемых к ней.
Преимущества эжекционной системы заключаются в еле
дующем:
возможность компоновки системы в объемах различных форм
за счет более гибкой конструкции;
невысокие затраты мощности;
отсутствие системы выпуска;
автоматическое снижение температуры отработавших газов;
возможность объединения в одном блоке системы охлаждения
и трассы пылеудаления, что обеспечивает удаление пыли без до-
полнительного повышения противодавления в минимальных
объемах;
обеспечение охлаждения при преодолении водных преград
путем полного или частичного затопления радиаторов и корпуса
эжектора.
Недостатками эжекционной системы являются отсутствие воз-
можности существенного повышения ее эффективности даже в ре-
зультате увеличения затрат мощности без увеличения ее объема
и низкое давление, создаваемое эжектором и обусловливающее
применение радиаторов с большой площадью фронтальной по-
верхности и малой глубиной.
Основными преимуществами вентиляторной системы являются
возможности использования радиаторов с большим сопротивле-
нием и форсирования системы путем увеличения частоты враще-
ния вентилятора. Однако эти пути ведут к повышению затрат
мощности, которые лишь частично могут быть компенсированы
применением автоматически регулируемого привода. В определен
ных случаях преимуществом вентиляторных систем является бо-
лее быстрое снижение температуры теплоносителей при умень-
шении загрузки двигателя. К недостаткам вентиляторных систем,
помимо повышенных затрат мощности, относится необходимость
создания и размещения привода, системы выпуска и трассы пыле
удаления, а также обеспечения тепломаскировки отработавших
газов и охлаждения при преодолении водных преград. При ис-
пользовании низконапорных вентиляторов объемы системы по
сравнению с эжекционными увеличиваются.
173
Существующая в настоящее время тенденция значительного
роста мощностей двигателей СУ при минимальном увеличении
объемов МТО требует решения сложных задач, особенно при
создании систем охлаждения, что связано не только с повышением
тепловых потоков двигателя, обусловленных увеличением мощ-
ности, но и с необходимостью отвода тепла от наддувочного воз-
духа в двигателях с турбонаддувом, ГМТ и гидрообъемных меха-
низмах поворота. При этом может оказаться, что ни вентилятор-
ная, ни эжекционная системы не будут обладать необходимой
эффективностью в приемлемых габаритах при допустимых затра-
тах мощности. Решить задачу можно форсированием системы
охлаждения в экстремальных условиях эксплуатации. Форсиро-
вание можно осуществить кратковременным повышением темпе-
ратуры охлаждающей жидкости, использованием в этот период
испарительного охлаждения на воздушной стороне радиатора,
эндотермическим поглощением тепла специальным реагентом
и т. д.
Наиболее реальным в настоящее время является способ повы-
шения подачи эжектора в экстремальных условиях путем включе-
ния центробежного или диаметрального вентилятора, установ-
ленного в его проточной части. В такой комбинированной воздухо-
дувной установке сочетаются преимущества эжекторов и вентиля-
торов. Эжектор, работая постоянно, обеспечивает охлаждение до
определенной температуры окружающего воздуха, например, до
30 °C. При более высокой температуре включается вентилятор,
выполняющий роль форсирующего устройства. Потребляемая
мощность в зависимости от параметров вентилятора составляет
от 7 до 40 кВт. Центробежный вентилятор целесообразно разме-
щать у торца эжектора в подрадиаторном объеме, несколько
уменьшив его ширину, а диффузор спирального кожуха совме-
щать с проточной частью эжектора (рис. 3.40, а). Диаметральный
вентилятор может размещаться в нодрадиаторном объеме на
части или в некоторых случаях на всей ширине эжектора
(рис. 3.40, б). Габариты эжекторов позволяют использовать вен-
тиляторы с колесами диаметром 120—180 мм.
При создании комбинированных воздуходувных установок
необходимо обращать внимание на следующие моменты. Во-пер-
вых, в этих установках должны использоваться вентиляторы с уве-
личенной подачей. Диаметральные вентиляторы по принципу
своего устройства удовлетворяют этому условию. Для установок
с центробежными вентиляторами должны создаваться специльные
колеса с предельными выходными углами лопаток и шириной.
Во-вторых, в каждой компоновке проточная часть вблизи венти-
лятора должна отрабатываться так, чтобы характеристика венти-
лятора, установленного в эжекторе, была близка к исходной.
В-третьих, должна быть создана конструкция диаметрального
вентилятора, надежная при большой ширине колеса и высоких
для этого типа вентиляторов окружных скоростях, способная ра
174
ботать в условиях ударных нагрузок и вибрации. Имеющийся
опыт показывает, что в принципе эти проблемы могут быть ре-
шены.
Рис. 3.40. Схема комбинированной воздуходувной установки с цептробеж
ним (а) и диаметральным (б) вентиляторами:
/ -ресивер с сопловым аппаратом; 2 радиатор; 3 - выходной воздуховод вентилятора;
4 Проточная часть зжектора; 5 — вентилятор; 6 - подраднаторный объем
В настоящее время удалось разработать колеса шириной
Д=0,4 для центробежных вентиляторов с коэффициентом напора
//=0,5 и г)ст =0,2 при коэффициенте подачи Q = 0,7.
Такие вентиляторы при соответствующем диаметре колеса мо-
гут размещаться в подрадиаторном объеме эжектора без сущест
венного ухудшения его характеристики. Даже в малом подра-
диаторном объеме при совместной работе характеристики венти-
лятора и эжектора складываются, как при параллельной работе
(практически без ухудшения суммарной характеристики).
Использование такого метода форсирования позволяет увели-
чить теплорассенвающую способность существующих систем
охлаждения (без увеличения их габаритов) на 20 % при дополни
тельных затратах мощности порядка 15—30 кВт.
3.7. МЕТОДЫ ИСПЫТАНИЯ СОСТАВНЫХ ЧАСТЕЙ
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
Хотя расчет системы охлаждения ВГМ позволяет получать
достаточно надежные результаты, испытания ее составных частей
являются необходимым этапом опытно-конструкторских работ,
связанных с проектированием СУ. Помимо исследования аэроди-
175
намических и тепловых процессов в составных частях системы
охлаждения экспериментальным путем можно определить для
конкретных вариантов те характеристики, которые не могут быть
рассчитаны достаточно точно; найти оптимальные значения от-
дельных геометрических размеров и выбрать их рациональное со-
четание; определить влияние одних параметров на другие, а так-
же проверить расчетные характеристики и осуществить доводку
составных частей.
Проверка эффективности системы охлаждения в целом со-
вместно с двигателем осуществляется на комплексном стенде (см.
гл. 11) и на нагрузочном стенде в составе ВГМ.
Испытания радиаторов. Принципиальная схема стенда для
определения теплотехнических характеристик радиаторов показа-
на на рис. 3.41. Жидкий теплоноситель нагревается в баке до за-
данной температуры и прокачивается через радиатор, установлен-
ный в аэродинамической трубе, которая соединена с входным пат-
рубком вентилятора. Объем бака выбирается так, чтобы обеспе-
чивалась инерционность системы, достаточная для поддержания
при испытаниях стационарного теплового режима.
Рис. 3.41. Принципиальная схема стенда для определения теплотехнических
характеристик радиаторов:
/ — точка измерения/* м; 2 — радиатор; 3 — точка измерения ; 4 — циркуляционный
насос; 4 — вентили; б — бак с нагревательными элементами; 7 — вентилятор; б — заслонка
для регулирования расхода воздуха; 9 - мерная шайба; 10 устройство для измерения
расхода жидкого теплоносителя; // — точки измерения 13 — смеситель; 13 — трубка
для измерения среднего значения полного давления воздуха; 14 - точка измерения /
В трубопроводах устанавливаются устройства для регулирова-
ния расходов и приборы для их измерения. Расходы воздуха и
охлаждающей жидкости измеряют обычно с помощью трубок
Вентури или нормальных шайб, а масла — объемным расходо-
мером.
176
Мощность подогревателей подбирается так, чтобы в системе
поддерживался стационарный тепловой режим.
В процессе испытаний измеряются температура жидкого теп-
лоносителя и воздуха на входе и выходе из радиатора; их цир-
куляционный расход, разность средних значений полного давле-
ния воздуха перед и за радиатором, равная его сопротивлению;
перепад давлений жидкого теплоносителя между входом и выхо-
дом из радиатора. Для повышения точности измерений средней
температуры воздуха за радиатором устанавливается смеситель,
в котором происходит перемешивание воздуха, прошедшего через
разные участки радиатора и поэтому имеющего разную темпера-
туру. Стенки трубок на участке между радиатором и сечением, н
котором производится измерение температуры, должны быть теп-
лоизолированы
Наибольшую трудность представляет достаточно точное изме
рение перепада температур жидких теплоносителей, по которому
определяется количество теплоты, рассеиваемое радиатором, осо-
бенно для охлаждающей жидкости, где Д/ж=5.. .15°С. Поэтому,
помимо измерения температур на входе и выходе из радиаторов,
необходимо измерять этот перепад дифференциальным методом
с погрешностью не более 0,3 °C.
Количество теплоты, рассеиваемое радиаторами, определяется
по уравнениям
QT = Д/ТГТ;
При отработанной методике эксперимента величины Qt и Q,
совпадают с погрешностью не более 3 %.
По результатам испытаний определяется зависимость коэффи-
циента теплопередачи kr или произведения fcTS от массовой ско-
рости воздуха (7В р/Л'р и скорости теплоносителя ш,, а также со-
противления Лрр от О /Р9 и сопротивления радиатора со сто-
роны охлаждающей жидкости и масла от их скоростей. Расчет Лт
производится по уравнению (3.18). Поскольку испытания прово-
дятся в условиях, близких к реальным, обработка результатов
испытаний в виде критериальных зависимостей применяется толь-
ко при необходимости обобщения результатов. При _ расчетах
систем охлаждения обычно используют произведение Лт5.
Поскольку kf и Дрр не зависят от габаритов радиатора, их
можно определить на моделях небольших размеров, что особенно
важно при испытаниях большого числа вариантов новых охлаж-
дающих поверхностей. Для исключения влияния краевого эффек-
та ширина моделей должна быть менее 100 мм. При моделирова-
нии масляных радиаторов должна сохраняться длина трубки, так
как она влияет на коэффициент теплоотдачи ам от масла к стен-
ке трубки.
177
Для определения прочности паяных соединений радиаторов
при максимально допустимых в системе температурах и давле-
ниях теплоносителей проводятся длительные стационарные испы-
тания. Для оценки прочности в условиях вибрационных и ударных
нагрузок радиаторы испытываются на вибростенде, где они под-
вергаются воздействию заданных усилии и ускорений.
Определение аэродинамических характеристик эжекторов. Как
видно из уравнения (3.29), безразмерная характеристика эжек-
тора не зависит от свойств эжектирующего газа. Это позволяет
проводить исследование аэродинамических характеристик эжек-
торов на сравнительно простых моделях, в которых вместо отра-
ботавших газов двигателя используется холодный сжатый воздух.
Принципиальная схема стенда для испытаний таких моделей по-
казана на рис. 3.42, а. Модель представляет собой секцию эжек-
Рис. 3.42 Принципиальная схема стендов для определения аэродинамических
характеристик эжекторов (в) и вентиляторов (б):
/ трасса подвода сжатого воздуха; 2 — макет соплового ресивера; .1 — трубка для из
мсрения среднего значения полного давления воздуха за радиатором. < радиатор; 5 —
рамка для установки сменных сопротивлений; «—мерный коллектор; 7 диффузор мер-
ного коллектора; Я проточная чпеть модели эжектора; У входной воздуховод вентн
ляторной установки; 10 — выходной воздуховод; II — колесо вентилятора; 12 — балансир-
ный электродвигатель; 13 — спиральный кожух
тора шириной 200—300 мм, выполненную из какого-либо удобного
для изготовления и монтажа материала. В частности, боковые
стенки модели могут быть изготовлены из органического стекла,
а сменные элементы проточной части — из алюминиевого листа.
В модель устанавливается макет радиатора уменьшенной в два-
четыре раза глубины, что необходимо для компенсации сопротив-
ления устройства для измерения расхода эжектируемого воздуха,
178
устанавливаемого на входе в радиатор. Сопротивление воздушной
трассы изменяется с помощью перфорированных заслонок.
При испытаниях измеряются расход эжектирующего и эжекти-
руемого воздуха, его динамическое давление в выходном сечении
сопел и сопротивление трассы, равное среднему значению полного
давления воздуха на выходе из макета радиатора. При исследова-
нии аэродинамики потоков в эжекторе измеряются также скорость
и давление в отдельных зонах проточной части. Расход эжекти-
рующего воздуха измеряется с помощью нормальной шайбы, а
эжектируемого — мерным коллектором.
Расход эжектирующего воздуха выбирается так, чтобы его
динамическое давление в выходном сечении сопла было равно
5—10 кПа; при этом не возникает трудностей при измерении дав-
лений и нет необходимости учитывать сжимаемость воздуха.
По результатам испытаний строится безразмерная характе-
ристика в координатах Др/Л( и ql |/ А. Сопоставление характерис-
тик различных вариантов с расчетными данными позволяет вы-
брать оптимальные размеры проточной части и конструкцию от-
дельных элементов (выходных жалюзи, подрадиаторного объема,
соплового аппарата и т. д.).
Размерные характеристики эжектора для различных режимов
работы двигателя могут быть рассчитаны по уравнению (3.35).
Испытания вентиляторных установок. Создание вентиляторных
установок связано с необходимостью их экспериментальной довод-
ки в большей степени, чем других составных частей системы
охлаждения. Стендовые испытания позволяют определить безраз-
мерные характеристики вентиляторов при работе в условиях СУ
ВГМ с учетом искажения потоков на входе и выходе из колеса,
наличия воздуховодов и местных сопротивлений. Поскольку без-
размерная характеристика не зависит от частоты вращения коле-
са, испытания можно проводить при меньших ее значениях. Вмес-
то вентиляторных установок с большим диаметром колес (400
700 мм) можно испытывать их модели уменьшенных размеров.
Использование моделей и снижение частоты вращения упрощают
испытания, позволяют снизить мощность приводного двигателя,
уменьшить шум. При этом, однако, необходимо, чтобы число Re
оставалось в автомодельной области в не проявлялся масштабный
эффект, связанный с невозможностью моделировать зазоры, тол-
щину кромок лопаток и др.
Принципиальная схема стенда для испытаний вентиляторных
установок показана на рис. 3.42, б. В качестве приводного целе-
сообразно использовать балансирный электродвигатель, с по-
мощью которого можно измерять потребляемую вентилятором
мощность. Вместе с вентилятором на стенде устанавливаются
входные и выходные воздуховоды, жалюзи, макеты радиаторов.
При испытаниях систем с разомкнутым воздушным трактом на
стенде устанавливается также макет МТО, моделирующий этот
воздушный тракт.
179
При аэродинамических испытаниях измеряются расход возду-
ха через радиаторы, полное и статическое давление в характер-
ных сечениях и точках воздушных трасс (на выходе из спираль-
ного кожуха и т. д.), мощность, потребляемая вентилятором, часто-
та вращения. Изменение сопротивления воздушной трассы осуще-
ствляется установкой сменных перфорированных заслонок.
Как правило, расход воздуха измеряется коллекторами, уста-
навливаемыми на входе в вентиляторную установку; однако иног-
да оказывается целесообразным определять его по скорости или
перепаду давлений в выходном воздуховоде. При исследовании
аэродинамики потоков в вентиляторной установке дополнительно
измеряются поля скоростей и давлений в различных сечениях
воздушных трасс.
Результаты испытаний вентиляторных установок представляют-
ся в виде безразмерных характеристик, т. е. зависимости коэффн
циентов давления /7СТ (или Н) и мощности Л/, от коэффициента
расхода Q v. Размерные характеристики на различных режимах
могут быть получены пересчетом безразмерных по уравне-
нию (3.56).
При использовании экспериментальных характеристик необхо-
димо знать, сопротивление каких элементов воздушной трассы
учтено при выборе точек измерения давления. Сопротивление
остальных элементов должно войти в сопротивление воздушной
трассы. Аналогичная экспериментальная установка используется
для аэродинамических испытаний многофункциональных вентиля-
торных установок танков с ГТД и вентиляторов пылеудаления и
обдува агрегатов; при этом расход и давление измеряются в каж
дой трассе. Помимо аэродинамических испытаний проводятся
также испытания вентиляторов на прочность и пылестойкость.
Испытания колес на прочность проводятся без воздуховодов
в защитном кожухе. Для уменьшения потребляемой мощности
кожух выполняется в виде закрытого цилиндра, диаметр которо-
го несколько больше диаметра колеса. Для поддержания внутри
кожуха умеренной температуры в его стенках выполнены вентиля
ционные отверстия. Для предохранения привода от поломки в мо-
мент разрушения колеса вводится сдающий элемент, например
фрикцион.
При испытаниях измеряется остаточная деформация деталей
колеса (лопаток, переднего и заднего дисков) и устанавливается
зависимость ее от частоты вращения. Критериями прочности ко-
леса являются отношения частоты вращения, при которой проис-
ходит разрушение колеса, и частоты, при которой возникают за-
метные остаточные деформации, к максимальной частоте враще-
ния в условиях эксплуатации.
Испытания вентиляторной установки на пылестойкость прово-
дятся при полной комплектации трассы, подводящей пыль к коле-
су, и выходных воздуховодов. Подача ныли осуществляется авто-
180
магическим пыледозатором. Для сокращения времени испытаний
запыленность воздуха на входе в вентиляторную установку под-
держивается в два-три раза большей, чем бывает в трассе пыле-
удаления в реальных условиях эксплуатации. Испытания на ре-
сурс вентиляторной установки проводятся с использованием до-
рожной пыли. Сравнительные испытания различных вариантов
могут проводиться на стандартной кварцевой пыли.
Критерием пылестойкости вентилятора является количество
пыли, которое может пройти через вентиляторную установку без
выхода ее из строя в течение ресурса СУ, а также уменьшение
массы колеса и других деталей вентиляторной установки при про-
хождении через нее определенного количества пыли. Для опреде-
ления этой величины производится периодическое взвешивание
отдельных деталей.
В результате испытаний на пылестойкость выявляются наибо-
лее уязвимые элементы вентиляторной установки, разрабаты-
ваются мероприятия по повышению ее пылестойкости и опреде-
ляется ресурс.
Объединение стенда для испытаний вентиляторов со стендом
для моделей эжекторов позволяет испытывать модели комбини-
рованных воздуходувных установок с диаметральными и центро-
бежными вентиляторами. При этих испытаниях измеряются часто-
та вращения колеса вентилятора, потребляемая им мощность, рас-
ход эжектирующего воздуха, динамическое давление, а также
расход воздуха через радиаторы и сопротивление воздушной
трассы.
181
Глава 4. СИСТЕМА ВОЗДУХООЧИСТКИ
4.1. ОБЩИЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Военные гусеничные машины продолжительное время рабо-
тают в условиях повышенной запыленности окружающего воз-
духа. Обеспечение работоспособности двигателей в этих условиях
является одной из наиболее сложных проблем при создании СУ.
На рис. 4.1 представлены результаты экспериментального ис-
следования влияния запыленности воздуха на износ гильзы ци-
линдра ПД. Из графика следует, что наибольшее влияние на
износ оказывает наличие в воздухе кварцевой пыли.
Рнс. 4.1. Зависимость износа гильзы цилиндра двигателя В-2 от времени его
работы (Г) при подаче с воздухом различной пыли:
/ — кварцевой: 2 — ленинградской дорожной; 3 — самаркандской дорожной; 4 — чистый
воздух; Д</ — увеличение диаметра гильзы цилиндра
В танках с ГТД дополнительно возникает проблема защиты
проточной части двигателя от пылевых отложений.
Система воздухоочистки предназначена для очистки поступаю-
щего в двигатель воздуха от пыли с целью уменьшения износа
основных деталей и обеспечения стабильности параметров двига-
теля в пределах заданного ресурса.
В общем случае система воздухоочистки включает в себя воз-
духозаборное устройство (жалюзи, телескопический заборник),
182
воздуховоды, собственно воздухоочиститель, устройство для уда-
ления пыли и элементы соединения воздухоочистителя с двигате-
лем. В некоторых компоновочных схемах перед воздухоочистите-
лем может быть установлена инерционная решетка для предвари-
тельной очистки воздуха, из которой также удаляется пыль.
Основной составной частью системы является воздухоочис-
титель, который может быть одноступенчатым или многоступен-
чатым.
Эффективность очистки воздуха воздухоочистителями оцени-
вается коэффициентом очистки (в %)
Tjo — (1 100,
где ф| и ф2 — запыленность воздуха на входе в воздухоочиститель н выходе
из него (г/кг или г/м’).
Так как износ деталей двигателя зависит от количества про-
пущенной, а не задержанной воздухоочистителем пыли, то при
оценке эффективности воздухоочистителей целесообразно исполь-
зовать коэффициент пропуска пыли епп (в %), который характе
ризует запыленность воздуха, поступающего в двигатель:
«„,= ^•100.
Между т|0 и еп? существует очевидная связь:
100-^.
Экспериментально установлено, что для надежной работы ПД
в течение заданного гарантийного срока службы коэффициент
пропуска должен быть не более 0,2 %. Длительная массовая эксп-
луатация машин подтвердила надежность работы ПД с воздухо-
очистителями, имеющими такой коэффициент пропуска. Коэффи-
циент пропуска воздухоочистителя определяется при стендовых
испытаниях по стандартной методике на наиболее вероятном ре-
жиме эксплуатации (80 % максимальной мощности).
Для различных типов ГТД разработаны следующие диффе-
ренцированные требования по эффективности очистки воздуха:
для ГТД с центробежными компрессорами без теплообменника
для ГТД с осевыми или осецентробежными компрессорами без
теплообменника епр-< 1,5 %;
для ГТД с теплообменником, имеющим прямолинейные воз-
душные и газовые каналы матриц с гидравлическим диаметром
1,0-2,0 мм, Рпп < 1,0 %.
Аэродинамическое совершенство воздухоочистителя характери-
зуется гидравлическим сопротивлением. Ввиду плотности компо-
новки СУ в МТО гидравлическое сопротивление систем воздухо-
очистки может быть весьма значительным. Для современных СУ
с ПД предельное сопротивление Лрн0. определяемое по потерям
183
динамического давления, должно быть не более 1 200 мм вод. ст.
( — 11,8 кПа) для одноступенчатых воздухоочистителей и не более
1300 мм вод. ст. (—12,8 кПа) для двухступенчатых. Сопротивле-
ние в трассе подвода воздуха к воздухоочистителю должно быть
не более 100 мм вод. ст. (—0,98 кПа). Сопротивление воздухо-
очистителей ГТД не должно превышать 500 мм вод. ст. 4,9 кПа )•
Периодичность обслуживания воздухоочистителей определяет-
ся в соответствии с отраслевым стандартом и должна быть для двух-
ступенчатых воздухоочистителей не менее 35 ч работы двигателя.
В процессе накопления пыли в кассетах второй ступени повышает-
ся сопротивление воздухоочистителя; при достижении предельно
допустимого сопротивления из кассет необходимо удалять накопив-
шуюся пыль.
Одноступенчатые (бескассетные) воздухоочистители с автома-
тическим удалением пыли как для ПД, так и для ГТД практически
не требуют обслуживания, так как в них нет элементов, обуслов-
ливающих рост сопротивления в процессе эксплуатации. Отрасле-
вым стандартом допускается обслуживание воздухоочистителя
ГТД один-два раза в год.
В условиях эксплуатации периодичность обслуживания двух-
ступенчатого воздухоочистителя зависит от запыленности окру-
жающего воздуха и дисперсного состава пыли. Так, например, пе-
риодичность обслуживания двухступенчатого воздухоочистителя
ганка Т-72, определенная по отраслевому стандарту, составляет
35—40 ч.
Экспериментально для этого танка установлено следующее:
в европейской части СССР при движении ВГМ в колонне на
марше периодичность обслуживания составила 110—118 ч; при
Движении в колонне в условиях особо высокой запыленности —
44—50 ч;
в районах Средней Азии при движении в колонне по барханам
и такырам периодичность обслуживания составила 31—42 ч; при
движении в колонне по разбитой танковой трассе, преимуществен-
но по такырам, в условиях особо высокой запыленности воздуха
и безветрия—15 ч; при движении в колонне по замкнутой трассе
в горах — 27 ч.
Эффективность устройств автоматического удаления пыли из
пылесборника оценивается коэффициентом отсоса (в %)
?<,« = 0,„100/0..
где боте —массовый расход воздуха, отсасываемого из пылесборника возду-
хоочистителя, кг/с; 6„массовый расход воздуха, поступающего в двига-
тель, кг/с.
Коэффициент отсоса должен быть не менее 12 % на режимах
работы двигателя по внешней характеристике, соответствующих
100 и 80 % максимальной мощности, и не менее 5 % на режимах
холостого хода. При указанных значениях коэффициента отсоса
обеспечивается надежное удаление пыли из пылесборника возду-
хоочистителя.
184
Конструктивные параметры воздухоочистителей принято оцени-
вать по следующим удельным величинам, характеризующим ком-
пактность конструкции:
удельному объему, в м3/(кг-с-1),
V„=VJO,
и удельной массе, в кг/(кг-с“ ),
где V во — объем воздухоочистителя, м*; т — масса воздухоочистителя, кг.
Удельный объем воздухоочистителей отечественных СУ с ПД
находится в пределах от 0,15 до 0,40 м3/(кг-с '), причем мень-
шие значения относятся к одноступенчатым, а большие — к двух-
ступенчатым воздухоочистителям. Удельные объемы воздухоочис-
тителей ГТД значительно меньше: 0,02—0,04 м3/(кг-с ').
Удельная масса воздухоочистителей находится в следующих
пределах: для СУ с ПД от 50 до 100 кг/(кг-с“1); для СУ с ГТД
от 15 до 70 кг/(кг-с-1).
К воздухоочистителям ВГМ предъявляются высокие требова-
ния по надежности, стабильности значений коэффициента очистки
или пропуска пыли в течение всего срока службы в различных
условиях эксплуатации.
4.2. ХАРАКТЕРИСТИКА ПЫЛИ
Пыль —это дисперсная система с газообразной средой и твер-
дой дисперсной фазой, состоящей из частиц от квазимолекуляр-
ного до микроскопического размеров, обладающих свойством про-
должительное время находиться во взвешенном состоянии.
Пыль, образующаяся в процессе эксплуатации ВГМ, и в част-
ности танков, в результате измельчения грунтовых покрытий гусе-
ничными движителями, является полндисперсной системой; диа-
пазон размеров частиц в ней весьма широк (от 0,1 до 1000мкм)
и зависит как от свойств грунта, так и от степени его измель-
чения.
Важнейшими параметрами пыли являются плотность, абразив-
ность, химико-минералогический и дисперсный состав.
Различают истинную плотность (присущую данному грунту)
и насыпную (кажущуюся). Насыпная плотность пыли в отличие
от истинной учитывает наличие воздушных зазоров между части-
цами пыли и представляет собой отношение массы частиц к за-
нимаемому ими объему, включая поры, пустоты, неровности и т. д.
Абразивность пыли определяется интенсивностью износа де-
талей при одной и той же скорости и концентрации частиц пыли
в потоке воздуха и зависит не только от их формы, размера и
185
массы, но и от твердости, определяемой химико-минералогическим
составом пыли.
Химико-минералогический состав пыли практически отражает
состав грунта, из которого она образована. Состав пыли, посту-
пающей в двигатель, влияет как на интенсивность абразивного
износа, так и на образование отложений в проточной части ГТД.
От химико-минералогического состава зависит температура полно-
го расплавления и спекания частиц пыли, пропорциональная со-
держанию легкоплавких минералов на основе щелочных и щелоч-
ноземельных элементов.
Наиболее твердыми частицами пыли являются частицы кварца
(SiO2>, составляющие 63—98% общего количества пыли (в зави-
симости от типа почв), а также частицы окислов железа и алю-
миния. Частицы кварца имеют твердость I 100—1 200 кг/мм2, что
превосходит твердость практически всех материалов, применяемых
в двигателестроении. Количественное содержание SiO2 опреде-
ляет абразивную агрессивность пыли.
Пример химико-минералогического состава некоторых видов
пыли приведен в табл. 4.1.
Таблица 4.1
Химико-минералогический состав пыли
Район отбора проб Массоная доля, ч
SIO, СаО MgO Fe.O, A I.O, Na,0 + К.0 потери при прокаливании
Ленинградская область 76,32 3,57 0,25 0,40 11,20 4,30 3,96
Ашхабадская область 65,02 10,00 1,40 0,44 9,80 3,80 9,56
Частицы грунтовой пыли имеют неправильную форму. Для та-
ких частиц, в особенности для агрегатированных, связь между их
размерами и различными свойствами (в частности, инерционны-
ми), определяющими их поведение в системах воздухоочистки,
имеет сложный характер. Инерционность частиц пыли принято
характеризовать их поведением в гравитационном поле — ско-
ростью их осаждения (седиментации). Для этого введено понятие
остоксовском диаметре частиц, которым называют диаметр любой
сферической частицы, имеющей такую же скорость осаждения, как
и данная частица произвольной формы.
Дисперсный состав пыли показывает, какую долю по массе,
объему, поверхности или числу частиц составляют частицы того
или иного размера; его можно представить в виде таблицы, графи
ка, функции распределения или плотности распределения частиц.
Этот состав определяется экспериментально, причем современные
186
методы и приборы позволяют определять как фактические разме-
ры частиц, так и их стоксовские диаметры.
Массовая доля пыли в некотором интервале размеров назы-
вается фракцией. На основании изучения размеров частиц можно
составить таблицу фракционного состава пыли. Обычно распре-
деление размеров частиц представляют графически, откладывая
в линейном масштабе по оси абсцисс размер частиц, а по оси
ординат — долю частиц соответствующего размера. Эта кривая
называется дифференциальной кривой распределения частиц по
размерам. Распределение размеров частиц также может быть при
ведено в виде интегральных кривых распределения. В этом случае
по оси абсцисс откладывают размер частиц, а по оси ординат —
массовую долю частиц, размер которых либо больше, либо меньше
выбранного.
Из микроскопического анализа следует, что основную долю
частиц пыли за воздухоочистителем составляют частицы размером
до 3 мкм и, следовательно, эффективность воздухоочистителя за-
висит прежде всего от их количества.
На рис. 4.2 приведены данные, характеризующие частный слу-
Рис 4.2. Влияние размера частицы пыли А на относительный износ А/ верхнего
поршневого кольца по различным данным;
I — HATH; 2 — НИИ гражданского воздушного флота: 3 - С. Уотсона (США); 4 НАМИ:
5 — Н. Ф. Почтарева
чай влияния размера частиц пыли на относительный износ верх-
него поршневого кольца. Как видно из графика, максимальный
износ вызывают частицы размером от 15 до 30 мкм, с увеличе-
нием размера частиц более 30 мкм скорость износа уменьшается.
Это объясняется тем, что зазор между поршневыми кольцами и
гильзой цилиндра меньше этой величины и, следовательно, частицы
не попадают на трущиеся поверхности.
Запыленность воздуха на входе в систему воздухоочистки за-
висит от многих факторов: времени года, атмосферных условий,
вида покрытия и состояния трассы, направления ветра, скорости
движения, конструкции ходовой части, места забора воздуха и др.
Состояние трассы по степени измельченное™ ее пылевого покрова
187
может быть самым различным и зависит не только от вида грунта
и климатических условий, но и от характера ее эксплуатации. В
частности, на специальных танковых трассах, где движение доста-
точно интенсивное, грунт сильно измельчен, и это приводит к более
высокой запыленности, чем в условиях обычной эксплуатации.
Как показали многолетние испытания, средняя запыленность
воздуха на входе в воздухоочиститель составляет 1,3 г/м3(I г/кг).
Более высокая запыленность наблюдается лишь при кратковре-
менном совпадении многих нехарактерных факторов.
Для удобства классификации принято условное деление пыли
на три класса (по скорости оседания частиц в неподвижном воз-
духе):
мгновенная пыль, находящаяся в воздухе в течение очень ко-
роткого времени после ее образования, например, пыль, поднимае
мая танками, проходящими по сухой проселочной дороге. Эта
пыль содержит частицы размером более 150 мкм (скорость оседа-
ния более 1 м/с); массовая доля таких частиц редко превышает
50 % массы всей пыли, поднятой с поверхности грунта;
временная пыль, образующаяся, например, при ветреной сухой
погоде. Размеры основной массы частиц такой пыли находятся
в пределах от 2 до 150 мкм (скорость оседания 0,3-10 3—1,0 м/с),
массовая доля этих частиц может составлять 50—100 % всей под-
нятой пыли;
постоянная пыль (размер частиц менее 2 мкм, скорость оседа-
ния не более 0,3-10*3 м/с), которая постоянно содержится в воз-
духе и обычно составляет 3—10 % массы всей поднимаемой при
движении танка пыли.
Результаты многочисленных испытаний ПД показали неравно-
мерность оседания пыли по высоте цилиндра, а также неоднознач-
ный характер износа компрессионных колец и канавок под них
в поршне. Однако с определенной степенью допущения все-таки
можно говорить о прямой зависимости между запыленностью воз-
духа и износом верхних компрессионных колец и верхнего пояса
гильзы цилиндра.
Испытания ГТД показали, что пыль оказывает на них двойст-
венное воздействие: вызывает абразивный износ и образует пыле-
вые отложения в проточной части. Наибольшему износу подвер-
гаются элементы, возле которых скорость потока воздуха дости-
гает высоких значений— это прежде всего входные и выходные
кромки лопаток компрессорных ступеней (как осевых, так и цент-
робежных), входные и выходные кромки лопаточных диффузоров.
Лопатки турбин подвержены износу в меньшей степени.
Отложения пыли наблюдаются как на вращающихся, так и на
неподвижных элементах проточной части. Пыль особенно интенсив-
но откладывается на цилиндрических участках покрывающих дис-
ков колес центробежных компрессоров закрытого типа и на бан-
дажных полках рабочих колес турбин. Поэтому в современных
транспортных ГТД применяют центробежные компрессоры с коле-
188
сами полуоткрытого типа. Отложения наблюдаются также на
перьях рабочих лопаток осевых компрессоров, входных направ-
ляющих аппаратах и на лопаточных диффузорах. Увеличению от-
ложений способствуют пары масла, попадающие в проточную
часть из уплотнений подшипников.
В результате многочисленных испытаний было установлено, что
абразивный износ элементов проточной части прямо пропорциона-
лен количеству пыли, поступающей с воздухом в ГТД, и макси-
мальному размеру частиц. Интенсивный износ вызывают частицы
размером более 10 мкм, однако при длительном воздействии замет
ный износ элементов компрессора вызывают и частицы размерами
2—5 мкм. Эти результаты приводят к логическому выводу о необ-
ходимости очистки воздуха для ГТД от частиц размером более
2 мкм.
Образование отложений на сопловых аппаратах турбин, в пер
вую очередь, зависит от температуры газа, которая может пре
вышать температуру спекания пыли.
Одним из главных вопросов испытаний двигателей на износо-
стойкость и проверки эффективности работы систем воздухоочист-
ки является выбор запиливающего материала. Это прежде всего
необходимо для соблюдения условий сопоставимости и повторяе
мости результатов. Отечественный и зарубежный опыт показал,
что возможность приготовления единой искусственной пыли, ими-
тирующей все натурные образцы, исключена. Поэтому в качестве
запиливающего материала в большинстве случаев принимается
кварцевая пыль, обладающая высокой стабильностью параметров
На пыль для стендовых испытаний воздухоочистителей ВГМ
разработан государственный стандарт. Дисперсный состав стан-
дартной пыли приведен ниже.
Граничные седиментационные Массовая доля, %
диаметры частиц фракций, мкм
0—4 5,2 ±0.7
0—10 12,5±2.0
0-25 25 ±3,0
Свыше 25 Остальное
Исходным материалом для приготовления пыли является квар-
цевый песок, что позволяет в любое время года изготавливать
любое количество пыли стабильного дисперсного состава. Приме-
нение кварцевой пыли для стендовых испытаний не исключает
использование дорожных пылей. Более того, проверка воздухо-
очистителей на дорожных пылях, собранных с трасс испытаний,
позволяет более точно оценить эффективность их работы в усло-
виях реальной эксплуатации.
4.3. ОСНОВНЫЕ СПОСОБЫ ОЧИСТКИ ВОЗДУХА
И ТИПЫ ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЕЙ
Исследования различных принципов и способов очистки воз-
духа показали, что такие способы, как электростатический, ульт-
189
развуковой, ротационный, не могут быть использованы в СУ ВГМ
из-за недостаточной эффективности, сложности, больших габари-
тов конструкций и повышенных энергетических затрат. Более эф-
фективными способами очистки воздуха являются инерционный,
центробежный и контактный, а также их комбинации.
Инерционный способ основан на использовании разности ки-
нетической энергии воздуха и частиц пыли, движущихся в пото-
ке. Конструктивно этот способ может быть реализован в виде ре-
шеток различных типов (рис. 4-3). Такие решетки раньше приме-
нялись в качестве первой ступени многоступенчатых воздухоочис-
тителей, а в настоящее время используются в воздухоочистителях
некоторых СУ для предварительной очистки.
Рис. 4.3. Конструктивные схемы инерционных решеток:
а — плоская прямоугольная; б — плоская трапециевидная; в — конусная; « — с обрат
ным потоком; д — круглая
Центробежный способ основан на использовании сил, дейст-
вующих на частицы пыли во вращающемся потоке воздуха. Он
получил практическую реализацию в виде циклонов различной
конструкции (рис. 4.4), которые широко применяются в односту-
пенчатых воздухоочистителях и в первой ступени двухступенча-
тых воздухоочистителей.
Контактный способ, основанный на принципе непосредствен-
ного задержания пыли наполнителями, находящимися в кассетах,
применяется в основном во второй ступени двухступенчатых воз-
духоочистителей.
В первых образцах СУ ВГМ применялись комбинированные
многоступенчатые воздухоочистители, конструкция которых осно-
вывалась на использовании инерционно-центробежного и контакт-
ного способов очистки, например, инерционно-масляные воздухо-
очистители с предварительной ступенью очистки на основе инер-
ционных решеток, моноциклонов и последующих ступеней в виде
масляных ванн, кассет с проволочными или тканевыми наполни-
телями.
В последующие годы широкое распространение получили бо-
лее эффективные двухступенчатые воздухоочистители полусухого
или сухого типа с циклонами в первой ступени и кассетами с про-
190
водочной набивкой или фильтрующими элементами на основе
картонов, тканей или войлока во второй ступени.
Рис. 4.4. Конструктивные схемы циклонов:
а, 6 обратиопоточные с тангенциальным входом; и прямоточный с осевым закручи-
вающим аппаратом и центральной конусной решеткой; г — обратнопоточный с осевым
входом
В настоящее время в отечественных ВГМ применяются также
одноступенчатые воздухоочистители, в которых используются вы-
сокоэффективные циклоны с обратным потоком или прямоточные.
4.4. КОНСТРУКЦИЯ ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЕЙ
Многоступенчатые инерционно-масляныс воздухоочистители
используются в автомобилях, тракторах, а также в некоторых
зарубежных ВГМ. На рис. 4.5 приведена конструктивная схема
воздухоочистителя фирмы <Вортокс», характерная для воздухо-
очистителей такого типа. Запыленный воздух в этом воздухоочис-
тителе поступает внутрь цилиндрического корпуса по тангенци-
ально расположенному патрубку и, закручиваясь, направляется
вниз, где находится масляная ванна, при этом часть пыли попа-
дает в масло. Вращающийся восходящий поток воздуха посту-
пает в кассету, где очищается от пыли и масла, и направляется
затем через выходной патрубок в двигатель. Масло, накапливаясь
в набивке кассеты, стекает в ванну, смывая пыль со стенок кор-
пуса. Недостатками этого воздухоочистителя являются сравни-
191
телыю низкая эффективность очистки и нестабильность работы,
обусловленная изменением скорости и температуры воздуха.
Рис 4.5. Конструктивная схема воздухе
очистителя фирмы «Вортокс»:
1,2 - входной и выходной патрубки соответст
вен но; 3 ~ кассета; 4 масляная ванна
Примером более совершенной
конструкции такого же типа яв-
ляется трехступенчатый воздухо-
очиститель, используемый в СУ
БМП «Мардер» (рис. 4.6). Эффек-
тивность этого воздухоочистителя
и срок работы без обслуживания
почти такие же, как у современных
воздухоочистителей отечественных
ВГМ, однако он значительно усту-
пает им в удельном объеме и мас-
се, трудоемкости изготовления и об-
служивания.
Рис. 46 Конструктивная схе
ма воздухоочистителя БМП
«Мардер»:
I — входной патрубок; 2 — возду-
хосборник; 3 — кассета оконча
тельной очистки; 4 - кассета
инерционно-масляной ступени; 5
масляная ванна; б — ЦИКЛОН; 7 —
вентилятор пылеудаления
До 50-х гг. в СУ отечественных ВГМ использовались малоэф-
фективные двухступенчатые воздухоочистители (рис. 4.7) с не-
продолжительным сроком работы без обслуживания (5—6 ч).
Процесс их обслуживания из-за несовершенства конструкции и
отсутствия автоматического удаления пыли из пылесборника за-
нимал 2—3 ч. Эти воздухоочистители не обеспечивали надежную
192
защиту двигателей от абразивного износа, поэтому ресурс дви-
гателей находился в пределах 150—200 ч.
Рис. 4.7. Конструктивная схема двухсту-
пенчатого воздухоочистителя ВТ-5 танка
ИС-2:
/ — кассеты; 2 — выходной патрубок; 3— цик-
лоны; 4 - пылесборннк
В 1951 — 1952 гг. начался новый
этап развития танковых воздухо-
очистителей. В результате опти-
мального сочетания элементов пер-
вой и второй ступеней очистки
была разработана простая и на-
дежная в эксплуатации конструк-
ция двухступенчатых воздухоочис-
тителей серин ВТИ. Очистка воз-
духа в первой ступени осуществ-
ляется малогабаритными высоко-
эффективными циклонами с авто-
матическим удалением пыли, а вто-
рая ступень состоит из трех кассет,
плотность набивки которых сталь-
ной проволокой увеличивается по направлению потока воздуха.
Кассеты пропитываются дизельным топливом и моторным маслом.
Благодаря высоким эксплуатационным параметрам воздухо-
очистители серии ВТИ различных модификаций получили распро-
странение во многих серийных ВГМ, а также в тракторах, тяже-
лых грузовых автомобилях и в других транспортных и стационар-
ных установках народного хозяйства, использующих двигатели
типа В-2.
Из анализа данных, приведенных в табл. 4.2, можно сделать
Таблица 4.2
Сравнительные характеристики воздухоочистителей типа ВТИ
Марка ВО 1ЛуХООЧНСТН- теля 3 Тип танка S h Ж X Показатели
Расход возду- ха через один воздухоочис- титель, кг с Сопротивле- ние (началь- ное конечное). кПа Продолжи- тельность ра- боты без об- служивания. ч Е lh К с с
ВТ-5 1942 ИС 2 0,27 7, 0/ 10.8 6 До 1.0
Типа ВТ-5 1942 Т-34 2 0,282 8.0'10.0 6 До 1.0
ВТИ-2 1953 ИС-3 2 0,27 5,4/11,8 30 0.2
ВТИ-3 1954 Т-34 2 0,282 7,0/11,8 27 0,2
ВТИ-4 1954 Т-54, 1 0,57 5,5/11,8 50-55 0,2
Т-62
ВТИ-Я 1956 Т-10 2 0,455 5,7/11,8 46 0,2
ВТИ-10 1959 ПТ-76 1 0,26 4,2/11,8 56 0,2
13 Зак. 27с
193
вывод, что воздухоочистители типа ВТИ при тех же гидравличе-
ских сопротивлениях, что и воздухоочистители более ранних кон-
струкций, пропускают в двигатель в 3,5 раза меньше пыли и
имеют в 2—6 раз большую продолжительность работы без обслу-
живания.
Первая ступень воздухоочистителя типа ВТИ-4 танка Т-72
(рис. 4.8) состоит из стандартных циклонов BKT-I. Пыль из пы-
лесборника первой ступени удаляется автоматически. Во второй
ступени используются три кассеты с проволочной набивкой. Про-
должительность работы воздухоочистителя без обслуживания со-
ставляет примерно 35 ч до достижения сопротивления 1 100 мм
вод. ст. (—10,8 кПа) при среднем коэффициенте пропуска пыли
не более 0,2 %.
В конце 50-х гг. была разработана конструкция принципиаль-
но нового циклона ВЦТ (см. рис. 4.4,6), которая позволила со-
здать ряд одноступенчатых воздухоочистителей (рис. 4.9) с авто-
матическим удалением пыли для опытных образцов танков Т-62,
Т-54, Т-55, серийного танка Т-64А, а также для БМП-1.
Рис. 4 8. Конструктивная схема двухступен-
чатого воздухоочистителя типа ВТИ-4 тан-
ка Т-72:
/ — иыходной патрубок; 3 — кассеты; 3 циклоны;
I пылесборшк; 5 — патрубок удаления пыли из
пылссборннка
Рис. 4.9. Конструктивная схе-
ма одноступенчатого возду-
хоочистителя:
I — выходной патрубок; 2 — цикло-
ны; 3 — патрубок удаления пыли
из пылссборинка
Одноступенчатые воздухоочистители по сравнению с много-
ступенчатыми имеют следующие преимущества:
простота и технологичность конструкции;
меньшие габариты и масса (при изготовлении из легких спла-
194
bob в 2—2,5 раза легче двухступенчатых и на 10—20 % меньше
по габаритам);
повышенные эксплуатационные характеристики, так как не
требуется периодическое обслуживание.
Однако повреждение циклонов, нарушение герметичности сое-
динений, засорение циклонов посторонними предметами могут
ухудшить эффективность очистки воздуха, что приведет к повы-
шенному абразивному износу двигателей; поэтому должны быть
предусмотрены следующие мероприятия:
установка устройств, исключающих попадание в циклоны по-
сторонних предметов и горючесмазочных материалов (примене-
ние специальных воздухозаборных устройств, использование се-
ток, решеток и др);
повышение прочности и герметичности воздуховодов трасс
очищенного воздуха и пылеудаления;
установка эффективных устройств автоматического удаления
пыли из пылесборника и предварительной ступени очистки.
Для СУ ВГМ, в которых используются ПД с ГТН, отличаю
щнеся более широким диапазоном изменения расхода воздуха,
создаются двухступенчатые воздухоочистители с картонными
фильтрующими элементами во второй ступени (рис. 4.10). В пер-
вой ступени этих воздухоочистителей применяются высокоэффек-
тивные циклоны.
Рис. 4.10. Конструктивная схема двухступенчатого воздухоочистителя с кар
тонными фильтрующими элементами:
I — циклоны; 2 — кассеты с картонными фильтрующими элементами; 3 — выходной
патрубок
В воздухоочистителе осуществляется практически 100%-ная
очистка воздуха на всех режимах работы двигателя. Однако для
обеспечения требуемой продолжительности работы воздухоочис-
тителя без обслуживания необходим значительный объем для
размещения фильтрующих элементов, что связано с известными
трудностями, поскольку габариты МТО новых ВГМ ограничены.
В настоящее время продолжаются работы по дальнейшему совер-
шенствованию такого типа воздухоочистителей.
13*
195
Применение в ВГМ СУ с ГТД обусловило появление новых
проблем, специфичных для этого типа двигателей. Характерной
особенностью ГТД по сравнению с ПД является значительно
больший расход воздуха (примерно в 4—5 раз) и меньшее (в 2—
3 раза) максимально допустимое сопротивление. Это обстоятель-
ство и определяет в основном выбор конструктивных решений при
разработке воздухоочистителей для ГТД.
В разработанных конструкциях использованы комбинирован
ные прямоточные циклоны с осевым закручивающим аппаратом
и центральной конусной решеткой (см. рис. 4.4, в), а также обрат
нопоточные циклоны с осевым входом (см. рис. 4.4, г) . На рис. 4.11
Рис. 4.11. Конструктивная схема воздухоочистителя танка Т-80:
/ — циклон; 2 - место установки блока радиаторов системы охлаждения; 3 — выходной
патрубок
представлен воздухоочиститель СУ танка Т-80, в котором исполь-
зованы комбинированные прямоточные циклоны диаметром 90мм.
Как показали испытания, этот воздухоочиститель при коэффи-
циенте пропуска пыли в,ф = 1,8 ... 2,8 % и сопротивлении Дрно ==
=5,0 кПа обеспечивает надежную защиту ГТД от абразивного
износа.
В настоящее время создан также воздухоочиститель с комби-
нированными прямоточными циклонами диаметром 45 мм, имею-
щий коэффициент пропуска пыли епр = 1,0.. .1,1 % при том же
гидравлическом сопротивлении.
В воздухоочистителях ГТД можно применять и обратнопоточ-
ные циклоны диаметром 30—40 мм, обеспечивающие коэффициент
пропуска пыли 8пр = 1 %, однако это связано с установкой боль-
шого числа циклонов, что усложняет конструкцию и увеличивает
трудоемкость изготовления.
196
4.5. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАСЧЕТА СОСТАВНЫХ ЧАСТЕЙ
СИСТЕМЫ ВОЗДУХООЧНСТКИ
Циклоны. Корпус циклона представляет собой цилиндриче-
скую или коническую трубку, у одного торца которой имеется
входное устройство для закрутки потока воздуха. Закрутка пото-
ка может осуществляться в результате тангенциального входа
воздуха через патрубок на стенке корпуса, либо осевого входа
воздуха через закручивающее устройство, установленное в торце
корпуса циклона (см. рис. 4.4). При движении запыленного воз-
духа в циклоне частицы пыли под действием центробежной силы
11
Рис. 4.12. Схема дви-
жения воздуха в цик-
лоне
В практике расчета
отбрасываются к стенке корпуса и уда-
ляются из него вместе с частью воздуха
через трассу пылеудаления. Очищенный
воздух попадает в центральную трубку,
устанавливаемую в торце корпуса цик-
лона по направлению основного потока
(прямоточный циклон, см. рис. 4.4, в)
или в обратном направлении (обратно-
поточный циклон, см. рис. 4.4, а, биг).
Несмотря на конструктивную просто-
ту циклонов, процесс пылеотделения в
них сложен и до настоящего времени не-
достаточно изучен. Поток воздуха в цик-
лоне пространственный, вихревой и в
значительной степени турбулентный
(рис. 4.12). Характер потока определяет-
ся конструкцией циклона и зависит от
соотношения его геометрических разме-
ров. На частицы пыли в циклоне, поми-
мо центробежных и аэродинамических
сил, определяемых усредненными по вре-
мени скоростями, действуют также си-
лы, обусловленные турбулентностью по-
тока воздуха, взаимодействием частиц
как со стенками корпуса циклона, так и
между собой и т. д. Частицы пыли имеют
разнообразную и притом неправильную
форму, влияние которой на силы взаи-
модействия с потоком воздуха не под-
дается учету. Эти обстоятельства затруд-
няют разработку методов расчета цик-
лонов (г. е. расчета их коэффициентов
пропуска) с точностью, достаточной для
практического применения при проекти-
ровании систем воздухоочнстки.
танковых систем воздухоочнстки обычно
используются характеристики циклонов, полученные эксперимен-
тально. Эти характеристики представляют собой зависимость эф-
фективности (коэффициента пропуска ец) и гидравлического
сопротивления Дрц циклона от расхода воздуха через циклон 6Ц.
Характеристики определяются в диапазоне расхода воздуха, соот-
ветствующем реальным условиям эксплуатации.
При расчете характеристик циклонов наибольшее распростра-
нение получили методы, в которых использованы упрощенные схе-
мы движения потока воздуха в циклоне и сил, действующих на
частицу пыли [16, 17]. При этом определяется траектория дви-
жения частицы и эффективность циклона при работе на пыли
заданного дисперсного состава.
Такой подход к решению задачи иылеотделения в циклоне ис-
пользован Е. В. Калининой-Ивановой применительно к наиболее
распространенным в воздухоочистителях ВГМ высокоэффектив-
ным обратнопоточным циклонам с тангенциальным подводом
воздуха. Предполагается, что на частицу ныли действуют только
две силы — центробежная и аэродинамического сопротивления.
Центробежная сила считается направленной по радиусу циклона
и определяется по выражению
= т^/г,
где тп —масса частицы пыли; О/— тангенциальная составляющая скорости;
г — текущий радиус, на котором находится частица.
Учитывая, что для относительного движения частицы пыли в
воздухе Re<3, силу аэродинамического сопротивления можно
определить по формуле Стокса Рс 3|*,k3w,, где ц.— коэффи
циент динамической вязкости воздуха; wr — скорость относитель-
ного движения частицы в потоке воздуха; 3 | —услов-
ный диаметр частицы пыли; рп — плотность пыли.
Исходя из равенства сил Рц=Рг, получаем
На рис. 4.13 показано направление векторов скорости потока
воздуха в циклоне, а на рис. 4.14 — пример распределения ско-
ростей и давлений, полученных экспериментально.
Зависимость вектора скорости от координат в циклоне и гео-
метрических размеров циклона можно представить в функцио-
нальном виде
= /(г, г, q0K, А(),
где овх — скорость воздуха во входном патрубке; г— координата по оси цик-
лона; — коэффициент отсоса; At—геометрические параметры циклона
(диаметр и длина цилиндрической части, диаметр и длина центральной трубки,
длина и угол сужения конической части, площадь входного патрубка).
Установлено, что поток в циклоне автомодельный по числу
Re во всем рабочем диапазоне скоростей и используемых разме-
198
ров циклонов; движение в нем осесимметричное, в кольцевой
области между цилиндрическим корпусом циклона и центральной
трубкой осевая составляющая скорости постоянна, а тангенциаль-
ная vt^\IV'r.
Рис. 4.13 Направление векторов ско-
рости потока воздуха в циклоне
Рис. 4.14 Распределение скоростей и
давлении (разрежения) в циклоне по
экспериментальным данным
Угол между вектором скорости и горизонтальной плоскостью ф
практически не изменяется по высоте циклона, а его изменение по
радиусу пропорционально (1—где rkp—радиус поверх-
ности раздела между нисходящим и восходящим потоками возду-
ха, которая достигает нижнего торца циклона.
Учитывая, что тангенциальная vt и осевая vt составляющие
скорости частицы пыли совпадают со скоростью потока, а ра-
диальная ее составляющая vr=drldT (где Т — текущее время),
можно построить траекторию движения частицы пыли.
Траектория частицы может быть описана уравнением
dr/dz wJVz.
199
Частица пыли считается отсепарированной в том случае, если
в сечении нижнего среза центральной трубки она находится от ее
стенки на расстоянии, большем радиуса «опасной зоны», который
принимается равным 1,2 гтр (ггр —радиус центральной трубки),
а скорость wr в этом сечении будет больше радиальной состав-
ляющей скорости потока vr. При расчете учитываются частицы,
попадающие в это сечение как с нисходящим, так и с восходя-
щим потоками. В результате расчета определяется критический
диаметр частицы бкр, представляющий собой минимальный диа-
метр частиц, которые почти полностью поступают в трассу пыле-
удаления.
Схема обратнопоточного циклона с цилиндрической кольцевой
частью между корпусом и центральной трубкой приведена на
рис. 4.15.
Рис. 4.15. Конструктивная схема обратно
поточного циклона:
Z. — длина циклона; 1-я — длина его цилиндри
ческой части; Гк — длина его конической части;
<тр — длина участка центральной трубки, входя
щего в циклон; </ц внутренний диаметр цент
ральной трубки; — внутренний диаметр Ци
лнндрнческой части циклона; 4>к - внутренний
диаметр его конической части; — угол суже-
ния конической части циклона; Лц — высота
входного патрубка; — ширина входного пат
Ц 1,1
рубка
Для расчета удобно использо-
вать относительные геометрические
размеры, представляющие собой их
отношения к внутреннему диаметру
циклона Du. Критический диаметр
частицы определяется по формуле
Г 0.55|x.D,lrfu10»
0.55^,0,^104
где Оц — диаметр циклона; du и /тр — относительные диаметр и длина участка
центральной трубки; Л„— относительная высота входного патрубка.
Оптимальная длина участка центральной трубки, входящей в
циклон, при которой получается минимальное значение 6hp:
200
- 1>Лц+£ц-0.0357^
тр оит 3 ! + (4 0.035)Лц ’
где ф — коэффициент. учитывающий влияние диаметра центральной трубки;
£»—относительная длина цилиндрической части циклона.
Значения ф в зависимости от dn и qmt. приведены в табл. 4.3.
Коэффициент пропуска циклона определяется по формуле
где е/ — пофракцнонный коэффициент пропуска, представляющий собой отно-
шение пропущенной массы пыли к исходной в пределах одной фракции; а —
характеристика распределения состава пыли по фракциям.
Интегрирование ведется толь- Таблица 4.3
ко до б,р, так как частицы ббль- Зависимость ф от du и qlnc
niero диаметра сепарируются в ---------------------------------
ЦИКЛОКе ПОЛНОСТЬЮ.
На основе обобщения экспе- риментальных данных принято: «ОТС • 4 0,4 0.5 0,6 0,7
3 = 100 + * )яд; & + ап '^тах' 0 12,5 8,8 6.0 3.4
10 11,8 8,0 5.3 3,0
25 10,2 7.2 4.7 2,6
где бтм— максимальный диаметр частиц; ап— значение 5. при котором функ
ция do/dfi имеет максимум.
Значения 6ЮО и ап определяются для конкретной пыли. На-
пример, для пыли танковых трасс ftmax = 100... 300 мкм, ап
=1 ...7 мкм; для стандартной пыли 6тах =200 мкм, ап — 2 мкм.
На основе обобщения экспериментальных данных для частиц
пыли с 6<бкр принято тп «1/2.
После необходимых преобразований получим
а„1п
г»кр + <*п \
'bi / ‘
В отраслевых руководящих технических материалах (РТМ)
приводится более точное определение ец циклонов простой кон-
струкции, например, циклонов с цилиндрическим корпусом, цент-
ральной трубкой и осевым входным устройством.
Используя различные аппроксимации дисперсного состава
пыли, производят расчет пофракционного коэффициента пропус-
ка е4 для различных участков циклона (в кольцевом канале, нис-
14 Зак. 27с
201
ходящем потоке и т. д.), затем определяют суммарный коэффи-
циент пропуска
Соответствующим подбором можно добиться сходимости рас-
четных значений коэффициента пропуска с экспериментальными
данными для определенных условий.
Недостаточная точность теоретических методов расчета вынуж-
дает использовать эмпирические зависимости, полученные путем
обобщения экспериментальных данных для различных типов цик-
лонов. Примером могут служить формулы для определения коэф-
фициента пропуска прямоточных комбинированных циклонов, ко-
торые используются в качестве основного элемента всех воздухо-
очистителей современных отечественных ГТД.
Конструктивные схемы прямоточных циклонов приведены на
рис. 4.16. Для комбинированного прямоточного циклона с цент-
ральной конусной решеткой (см. рис. 4.16, в) коэффициент про-
пуска может быть определен по следующим формулам:
ПР” Яц>90 мм;
Рис. 4.16. Конструктивные схемы прямоточных циклонов:
а —с тангенциальным входом; б —с осевым закручивающим аппаратом; в - ком
бинированного с центральной конусной решеткой;
L -длина циклона; Др — расстояние от закручивающего аппарата до конца конусной
инерционной решетки; Лр — расстояние от конусной решетки до патрубка пылеудаления;
Рц внутренний диаметр циклона; — диаметр обтекателя закручивающего аппарата;
Ор — максимальный диаметр конусной решетки;О>ых—диаметр отверстия выхода очищен
него воздуха; Алр — ширина щели конусной решетки; — высота патрубка пылеудаление
202
ig«iM — (90 — £>ц)10 2 при £)ц<90 мм;
_ с7 1 I /
57 и «•»’
где </обТ—относительный диаметр обтекателя; Azp—относительная ширина
щели конусной решетки; on iGJr.D?, м/с; Gu — массовый расход воздуха
через циклон; аср — угол выхода потока на среднем радиусе закручивающего
аппарата.
Этот метод определения коэффициента пропуска циклонов яв-
ляется длительным и трудоемким, однако полученные зависимости
используются при отработке конструкции циклонов.
Большой объем экспериментальных данных по циклонам позво-
ляет применять метод расчета эффективности циклонов, основан-
ный на теории подобия, и производить расчет характеристик гео-
метрически подобных циклонов в их рабочем диапазоне как на
определенном дисперсном составе пыли, так и на различных
пылях при изменении условий работы циклонов в широком диапа-
зоне. Такой подход использован Г. П. Таушкановым для расчета
характеристик циклонов систем воздухоочнстки ВГМ и промыш-
ленных инерционных элементов.
Расчет гидравлического сопротивления, как правило, не пред-
ставляет особых затруднений, если известна гидродинамическая
структура потока в циклоне:
^Ри ~ ~2~ •
Коэффициент сопротивления £ц может быть определен либо
расчетным путем для простейшей схемы циклона, имеющего ци-
линдрический корпус, либо эмпирически по результатам исследо-
ваний. Так, для циклонов типа ВЦТ получена эмпирическая зави-
симость
г, = г. - (i + tg ^-) |,
тле — площадь сечения входного патрубка; Гяых — площадь сечения цент-
ральной трубки; длина конической части циклона; ук — угол сужения
конической части циклона.
Для комбинированного прямоточного циклона
: — kJ? . 2»3____। П RS + У«ис)
sin1 (90 ~«ср) ’
Расчетный метод определения коэффициента сопротивления
циклона с осевым входом и обратным потоком приведен в руково-
дящем техническом материале отрасли. Этот метод основан на
предположении, что все потери в циклоне пренебрежимо малы по
14*
203
сравнению с динамическим давлением в выходном сечении цент-
ральной трубки радиуса гтр. Предполагается также, что по оси
центральной трубки размещается вихревой шнур, который заме-
няется при расчете фиктивным твердым телом, расход через кото-
рое пренебрежимо мал и радикс которого г0 выбирается из усло-
вия получения минимального динамического давления в централь-
ной трубке. В этом случае сопротивление циклона определяется
с помощью зависимости
Коэффициент сопротивления = 2к^АриОц/(470в) может быть
представлен в виде
2 |П
’’ “ (G'p + ’
где отношение значений расхода воздуха в центральной трубке н на
Гтр
входе в циклон; гтр — —относительный наружный радиус центральной
—
трубки; г0/2 —относительный условный радиус центральной трубки;
—
Гцт £Г"/2~ — относительный внутренний радиус центральной трубки; аср —
средний угол закрутки потока, который для потенциального потока опреде-
ляется на радиусе гср ------2—“ (Для винтового потока г ср является ве-
личиной постоянной по всему радиусу, а для других законов закрутки радиус
должен определяться специальными методами).
Величина г0 определяется по уравнению
+ tg’aj +Гтр,П ?i ] 4(,П /i+,)rTP
которое решается методом последовательных приближений.
Работы по созданию инерционно-центробежных элементов со-
временных воздухоочистителей ПД были начаты в конце 40-х гг.
под руководством Л. П. Калье. Было установлено, что оптималь-
ные характеристики воздухоочистителей можно получить, применяя
204
обратнопоточные циклоны с тангенциальным входом и коническим
корпусом.
В настоящее время разработана серия циклонов, основные из
которых стандартизованы. Для таких циклонов оптимальными яв-
ляются следующие относительные геометрические параметры:
L=4...6; =0,4... 0,6; \ =0,02... 0,03; Лц = 0,4 ... 1,0; /тр
= 1,0... 1,5.
Наиболее распространены циклоны BKT-I, ВЦТ-1 нВЦТ-П.Они
используются в воздухоочистителях СУ с ПД практически всех
танков с ПД, созданных за последние тридцать лет, а также при
модернизации ряда ранее выпущенных ВГМ.
Циклон ВК'Г-1 (рис. 4.17) используется в первой ступени по-
давляющего большинства воздухоочистителей отечественных ВГМ,
например, в СУ танков Т-62 и Т-72. При расходе воздуха через
один циклон BKT-I, равном 0,006—0,01 кг/с, и сопротивлении 1,2—
3,5 кПа коэффициент пропуска составляет 0,5—0,7 %.
Рис. 4.17. Характеристики (а) и общий вид (6) циклона ВКТ-1:
/ — коэффициент пропуска »ц; 2 — сопротивление циклона Ьр(1 ; 3 — разрежение в пылссбор-
нике А/>отс
Циклопы ВЦТ (рис. 4.18) применяются в одноступенчатых
бескассетных воздухоочистителях; при расходе воздуха 0,0056-
0,0085 кг/с и сопротивлении 4,0—10,0 кПа они обеспечивают коэф
фициент пропуска 0,13—0,20 %. Циклоны ВЦТ используются в
воздухоочистителях БМП-1, танка Т-64А, многоцелевого гусенич-
ного шасси с эжекциоиной системой охлаждения, транспортера-
тягача МТ-Т и в ряде других ВГМ. Новые модификации этих
циклонов, разработанные в последние годы, позволяют без увели-
чения габаритов при эффективности и гидравлическом сопротивле-
205
нии, находящихся в пределах технических требований, обеспечить
очистку в !,3—1,4 раза большего количества воздуха.
Рис. 4.18. Характеристики (а) и конструктивная схема (б) циклона BUT
1 ~ *ц • 3 ~ • 3 ~ Аротс
Теоретические положения и обобщение экспериментальных
данных позволяют качественно описать зависимость эффектив-
ности циклонов от их геометрических параметров и режимов ра-
боты.
Уменьшение диаметра циклона приводит к снижению коэффи-
циента пропуска при постоянном сопротивлении. Допустимое
уменьшение Du ограничено, во-первых, опасностью забивания
проходных каналов малого размера пылью, во-вторых, увеличе-
нием числа циклонов, необходимых для очистки заданного расхо-
да воздуха, в-третьих, появлением масштабного эффекта, свя-
занного с невозможностью уменьшения толщины кромок, сварных
швов и других технологических элементов ниже заданного пре-
дела.
Увеличение расхода воздуха через входное устройство циклона
приводит к уменьшению коэффициента пропуска, однако темп
снижения ец замедляется с ростом расхода. Сопротивление цик-
лона увеличивается пропорционально квадрату расхода.
Увеличение коэффициента отсоса до 20 % приводит к сниже-
нию коэффициента пропуска. Дальнейшее возрастание коэффи-
циента отсоса приводит к росту сопротивления без заметного сни-
жения еи.
Корпус циклона может быть коническим или с конической
нижней частью, что не вызывает заметного снижения ец.
206
Применение циклонов других типов для воздухоочистителей
ПД является менее эффективным. В частности, применение обыч-
ных прямоточных циклонов (см. рис. 4.16,а и б), имеющих мень-
шее сопротивление, чем обратнопоточные, оказалось невозмож-
ным не только вследствие большого коэффициента пропуска
(4—6 %), но и по той причине, что они пропускают частицы пыли
в более широком диапазоне фракций (до 200 мкм), при этом круп-
ные частицы (более 10 мкм) составляют значительную часть всей
пропущенной пыли. Исследования, в том числе и визуальное
наблюдение, показали, что в циклонах этого типа происходит бес-
порядочное рикошетирование частиц пыли от лопаток закручиваю-
щего аппарата и стенок циклона. Часть рикошетирующих частиц
попадает в поток очищенного воздуха и вместе с ним поступает
в центральную трубку. Однако прямоточные циклоны нашли при-
менение в воздухоочистителях ГТД. Попадание рикошетирующих
частиц в трассу очищенного воздуха удалось исключить установ-
кой вместо центральной трубки специальной конусной решетки
(см. рис. 4.4, в). При этом одновременно существенно снизился
коэффициент пропуска циклона. Такие комбинированные циклоны
в настоящее время применяются в воздухоочистителях СУ всех
ВГМ с ГТД, а также в воздухоочистителях ряда ГТД другого
назначения.
Оптимальными для этих циклонов являются следующие отно-
сительные геометрические параметры:
1 = 3,3...3.5; Zp =- 2,5; 0,11; Лотс = 0,45 ... 0,50; Овыж^0,9;
^обт-0.2; AZp^O.OH; а = 55...60°.
В качестве примера на рис. 4.19, 4.20 приведены результаты
экспериментальных исследований модификаций циклонов диамет-
Рис. 4 19. Характеристики (а) и конструктивная схема (б) комбинированного
прямоточного циклона (Da — 90 мм; а—53’ при <7отс“12%):
/ - «ц; * — ДРЦ; 3 - д/’отс
207
ром 90 и 45 мм. На лучшей модификации комбинированного цик-
лона диаметром 90 мм получены -^2 %, 3,0 кПа при рас-
ходе воздуха 0,16 кг/с; а на циклоне диаметром 45 мм £ц — 1,2 %,
Лри— 3,0 кПа при расходе 0,035 кг/с.
Рис 4 20. Характеристики (а) и конструкта иная схема (6) комбинированного
циклона (Оц = 45 мм, а = 53° при ^отсв12%):
з лротс
Инерционные решетки. Инерционные решетки представляют
собой набор прямых или кольцевых пластин (см. рис. 4.3). Поток
воздуха, проходя через инерционную решетку, совершает поворот
на 120—180°; частицы пыли при этом по инерции продолжают
двигаться прямолинейно и попадают в трассу пылеудаления. По
значению коэффициента пропуска инерционные решетки сущест-
венно уступают циклонам воздухоочистителей. Преимуществом их
являются низкое сопротивление, простота конструкции и техноло-
гии изготовления. Поэтому они были использованы в СУ некото-
рых послевоенных ВГМ, в частности, в танках Т-10 и ПТ-76. Коэф-
фициент пропуска этих решеток был равен 5—40%. Дальнейшие
исследования показали, что он может быть снижен до 2,5 % при
сопротивлении 40—20 кПа, а для обратнопоточных решеток с по-
воротом потока на 180° — до 1,5 %. Однако возрастание требова-
ний к качеству очистки воздуха привело к замене инерционных
решеток в танках Т-10 и ПТ-76 циклонами.
В настоящее время инерционные решетки используются в воз-
духоочистителях ВГМ только для предварительной очистки возду-
ха от крупных частиц пыли и различного рода посторонних пред-
метов (хвоя, листья и т.д.), попавших в воздухозаборное устрой-
ство. Исследования процесса пылеудаления в инерционной решет-
208
ке (рис. 4.2!) позволили разработать приближенный метод их
расчета и рекомендации по проектированию. В частности, установ-
лено, что для эффективной работы решеток необходимо обеспечить
следующие условия:
скорость воздуха на входе в решетку должна быть равна
1,0—1,2 скорости на выходе из нее в трассу пылеудаления;
коэффициент отсоса должен быть не менее 20 %;
угол наклона пластин 20°;
шаг пластин /п плоских и конусных решеток должен находить-
ся в пределах от 3 до 5 мм, а перекрытие пластин равняться их
шагу;
для типичных решеток воздухоочистителей /7р/Вр «0,15.
Фильтрующие элементы. При
разработке систем воздухоочнстки
СУ ВГМ существующие теории
фильтрации не могут быть исполь-
зованы, что объясняется неодно-
родностью скопления волокон с
различной ориентацией в фильт-
рующих элементах, не поддающего-
ся математическому анализу. Рас-
стояние между волокнами фильт-
рующего материала в 5—10 и бо-
лее раз превосходит размеры улав-
ливаемых частиц, вследствие чего
волокнистый фильтр не может быть
уподоблен сетке, задерживающей
Рис 4 21 Схема инерционной решетки:
ширина; длина решетки; ? - угол
раствори решетки; fn — угол наклона пластин;
*п — шаг пластин; Дп перекрытие пластин
частицы, размер которых меньше ее ячейки. Частицы пыли, следуя
по линиям тока между волокнами фильтрующего материала, под-
вергаются ряду воздействий, приводящих к их осаждению. Можно
выделить следующие воздействия:
эффект касания, когда частицы, движущиеся в непосредствен-
ной близости от волокон, могут просто зацепиться за них;
инерционное столкновение, когда частицы, обладающие доста-
точно большой массой и скоростью, двигаясь по инерции, продол-
жают движение по прямолинейной траектории и сходят с криво-
линейной линии тока, огибающей волокна;
броуновское движение мелких частиц — результат их столкно-
вения с молекулами воздуха;
гравитационное осаждение — смещение с линии тока под дей-
ствием силы тяжести;
204
электрическое осаждение — результат воздействия электриче-
ских зарядов, возникающих при движении пыли.
Осаждение частиц, как правило, происходит при одновремен-
ном воздействии разных факторов. Роль каждого из них опреде-
ляется размером волокон, пористостью слоя, размером и плот-
ностью частиц, скоростью потока, действием электрических сил
и т. д.
При теоретических исследованиях процесса фильтрации прини-
мают, что фильтрующий материал представляет собой набор
цилиндрических тел, размещенных перпендикулярно направлению
движения воздуха, и исследуют взаимодействие с ними частиц
пыли с учетом указанных выше явлений. При этом принимается
ряд допущений. Полагают, например, что частицы имеют сфери-
ческую форму и все они, соприкасаясь с волокнами, остаются на
их поверхности и т. д. Полученные таким путем результаты по-
зволяют лишь качественно оценить явление фильтрации, и с их
помощью нельзя рассчитать коэффициент пропуска с достаточной
точностью даже в тех случаях, когда в формулы вводятся экспе-
риментальные коэффициенты.
Другим методом определения коэффициента пропуска для
широкого диапазона условий фильтрации является использование
ограниченных экспериментальных данных, обобщенных с учетом
требований теории подобия. При этом коэффициент пропуска опре-
деляется как функция следующих параметров: коэффициента диф-
фузии, чисел Стокса и Рейнольдса, седиментационного диаметра
и т. д. Однако и такой метод не позволяет достаточно точно рас-
считывать характеристики фильтрующих элементов. Поэтому при
проектировании воздухоочистителей с фильтрующими элементами
основным методом является использование экспериментальных
данных, полученных при испытаниях в условиях, достаточно точно
моделирующих работу этих элементов в реальной эксплуатации.
Основными параметрами фильтрующих элементов, так же как
и для циклонов, являются коэффициент пропуска е, и сопротив-
ление Дрг, однако они зависят от значительно большего числа па-
раметров, характеризующих фильтрующий материал, конструкцию
воздухоочистителя и условия работы. Поэтому исследование
фильтрующих элементов является более сложной и трудоемкой
задачей, а полученные результаты носят менее общий характер,
чем для циклонов. В частности, они очень существенно зависят от
дисперсного состава и количества пыли, осажденной в кассете, со-
противление которой при этом растет. Количество пыли, которое
фильтрующий элемент может задержать при возрастании сопро-
тивления до заданного значения, называется его пылеемкостыо и
наряду с ек является одним из основных параметров.
Исследования и опыт эксплуатации показали, что в наиболь-
шей мере техническим требованиям к системе воздухоочистки
удовлетворяют два типа фильтрующих элементов: кассеты с на-
бивкой из гофрированной проволоки и фильтрующие картоны.
210
Первые используются в качестве второй ступени во всех отечест-
венных двухступенчатых воздухоочистителях, вторые широко при-
меняются в зарубежных ВГМ, некоторых отечественных машинах
народнохозяйственного назначения и опытных ВГМ.
Разработана методика расчета кассет с набивкой из гофриро-
ванной проволоки.
На процесс фильтрации воздуха и гидравлическое сопротивле-
ние оказывают влияние следующие параметры: фронтальная ско-
рость потока перед кассетой и», удельная площадь поверхности
пыли S, масса задерживаемой кассетой пыли тП1{. плотность на-
бивки кассеты qK, диаметр проволоки (волокна) набивки dnp и ее
материал, высота фильтрующего слоя кассеты Н, площадь фрон-
тальной поверхности кассеты F. При исследовании влияния каж-
дого из перечисленных параметров было принято предположение
об их независимости, что существенно упростило поиск частных
функциональных связей и вывод обобщенных зависимостей коэф-
фициента пропуска и гидравлического сопротивления Дрк
кассет.
Обобщенный коэффициент пропуска ек и (в %) в начальный
период работы (чистая кассета) можно определить по формуле
1.4-lO^S'-2^88
+ Г;5)(1 +^10-3)я(1 + Ю77)2 ’
В этой обобщенной зависимости, так же как и в зависимости
для Дрк, все параметры представлены в безразмерном виде:
= = S/Sn » dnp ~ ^np/^npj
T-FfF^ —
где Оц,""! м/с; So—1750 см’/г; </пРв—1 м; Чк.— 1 кг/м*; //0“1 м; тп.ки=^кг;
Го-1 ма; Лрк -1 Па.
Исходные величины для приведения всех параметров к безраз-
мерному виду выбраны исходя из условия получения постоянных
коэффициентов в удобном для расчетов виде.
Зависимости для расчета ек н и Дрк справедливы в следующих
диапазонах изменения параметров:
v-О... 10; 13... 50и4Р = 1 -10"4... 3,5-10"4; qK = 200 .. 1000;
7? = 0,025... 0,15.
Двойственный характер влияния скорости потока на ек н в при-
веденной выше зависимости объясняется различием сущности
механизма воздействия на частицы пыли: при малой скорости
преобладает эффект диффузии, при большой —силы инерции.
211
Как показал анализ результатов испытаний, функциональная
зависимость ек н«/(о) достаточно точно описывается уравнением
Это подтверждает предположение, что с увеличением скорости
потока ек „ вначале увеличивается, достигая максимума при
0,6 м/с, а затем при t\>0,6 м/с уменьшается.
Для запыленной кассеты коэффициент пропуска является пере-
менной по времени величиной, т. е. зависит от количества задер-
жанной пыли:
5j.270.B5
° и пр
—, 1 1,1(У> , _________________* "Р________________________ /4
’ (I f-v?)(i+7K io :T(l 1 1077)-'(1 4-1.2^,1 J
При расчете кассетного воздухоочистителя необходимо опреде-
лить средний коэффициент пропуска пыли, который по экспери-
ментальным данным определяется с помощью выражения
V. + *...>/2.2. (4.2)
С другой стороны
0.0К. ..(,0°-»..ср). ИЗ)
где /ип нх — масса пыли, поступающей в кассету, кг.
Для первой кассеты
та„=о,тб^а.т,,.
где (pi — запыленность воздуха на входе в воздухоочиститель, г/кг; О, —рас-
ход воздуха, кг/с; Т — расчетное время, ч; Е| — коэффициент пропуска пыли
первой ступенью, %.
Подставляя выражение (4.3) в (4.2), получаем
е — li I 1 I
I [1+«(100I
где а - 1,2 та ВХ/100Л’.
Далее для заданных значений sK тп м и 7- графическим
способом определяется средний коэффициент пропуска ср:
ер- « «.,.)•
После определения среднего коэффициента пропуска пыли под-
считывается масса задержанной кассетой пыли
212
Гидравлическое сопротивление кассеты в обобщенном виде
можно определить с помощью выражения
= 6.5-10~* *Т^.(1 + .лфГ°Л. (4.4)
Анализ полученных зависимостей показывает, что для повы-
шения эффективности кассеты нужно стремиться к уменьшению
диаметра фильтрующих волокон (проволоки), увеличению высоты
фильтрующего слоя и плотности набивки; однако это может при-
вести к росту гидравлического сопротивления, а заданная эффек-
тивность будет обеспечиваться за счет уменьшения продолжитель-
ности работы до достижения допустимого сопротивления.
Поскольку реальные пыли полидисперсны, для каждой фрак-
ции улавливаемых фильтром частиц существуют оптимальные
(с точки зрения эффективности и роста гидравлического сопротив-
ления) скорость потока, плотность набивки, диаметр фильтрую-
щих волокон и т. д. Поэтому необходимо применять несколько
установленных последовательно кассет с различными характерис-
тиками. Первая, менее плотная кассета служит для улавливания
относительно крупных частиц пыли, последующие, более эффек
тивные, — для улавливания мелких частиц.
Между кассетами необходимо оставлять свободный объем,
чтобы резко снизить скорость запыленного потока. Это обеспечи-
вает равномерность насыщения пылью каналов между фильтрую-
щими волокнами каждой последующей кассеуы, способствует уве-
личению ее пылеемкости и продолжительности работы.
Поскольку на коэффициент пропуска и гидравлическое сопро-
тивление оказывает влияние удельная площадь поверхности пыли,
необходимо учитывать это обстоятельство при определении пара-
метров каждой кассеты. С этой целью определялась удельная пло-
щадь поверхности пыли, задержанной в каждой из трех кассет,
обычно используемых в современных танковых воздухоочистите-
лях. Данные были получены для воздухоочистителей, имеющих
различные плотность набивки кассет, высоту фильтрующего слоя,
коэффициент пропуска первой ступени, при различных значениях
расхода воздуха. Дисперсный состав исходной пыли также был
различен Анализ показал, что при использовании в первой ступе-
ни циклонов типа ВКТ удельная площадь поверхности стандарт-
ной кварцевой пыли перед первой кассетой при проведении испы-
таний составляла S ж 24 000 см2/г. Усредняя данные и принимая
удельную площадь поверхности пыли, задержанной первой кас-
сетой, за единицу, получаем, что удельная площадь поверхности
пыли, задержанной второй и третьей кассетами, составляет 1,17S
и 1.25S соответственно. В связи с этим при определении коэффи-
циента пропуска второй и третьей кассет необходимо вводить
соответствующие поправочные коэффициенты. Строго говоря, дис-
персный состав пыли, т. е. ее удельная площадь поверхности, из-
213
меняется по мере забивания кассет. Однако, учитывая большую
сложность динамики этого процесса, а также относительно не-
большое изменение удельной площади поверхности пыли, допус-
тимо предположение о сохранении приведенных выше соотноше-
ний S по кассетам в процессе работы воздухоочистителя.
Зависимости (4.1) и (4.4) можно представить в другом виде,
используя метод малых отклонений. Скорость и площадь фрон-
тальной поверхности кассеты F определяются по результатам ком-
поновочных проработок, для принятой конструкции o = const и
f=const. Для каждого конкретного случая постоянной является
и исходная удельная площадь поверхности пыли S. С учетом из-
ложенного получим
«А = 0.7MW + iq. + 0,36 » 4т0 , - Ыар.
v //ип к t I
Приведенные выше уравнения существенно облегчают анализ за-
висимостей связанных между собой параметров, что упрощает
расчет вновь проектируемого воздухоочистителя и процесс его до-
водки.
При разработке и предварительных расчетах второй ступени
воздухоочистителей с кассетами из гофрированной проволоки не-
обходимо руководствоваться следующими рекомендациями:
для набивки кассет целесообразно применять стальную гофри-
рованную проволоку диаметром примерно 0,25 мм. Применение
проволоки меньшего диаметра уменьшает коррозионную стойкость
и термостойкость кассет (в случае попадания зажигательных
смесей). Использование проволоки диаметром более 0,35 мм не-
желательно из-за усложнения технологии изготовления кассет
(трудность обеспечения равномерности набивки, гофрирование
и др ) ;
при применении трех кассет с горизонтальным расположением
фильтрующих слоев должно соблюдаться соотношение
Hi: Н2 :Н3=2 : 1 : 1, где Н\ — высота первой кассеты в направле-
нии воздушного потока; высота Н3 должна быть не менее 25 мм;
расстояние между циклонами первой ступени и первой кассе-
той принимается 20—25 мм, а между кассетами 10—15 мм;
при набивке кассет должно выполняться соотношение
^к,: : = 1:2 :3; при этом qK должна быть не менее
300 кг/м8.’
Первая кассета пропитывается дизельным топливом, а вторая
и третья — моторным маслом. Отношение массы масла к массе
набивки составляет 40—45 г/кг.
Картонные фильтрующие элементы представляют собой тонкие
листы (толщина 0,5—0,7 мм), изготовленные из хлопка, целлюло-
214
зы, вискозы или их смеси. Сопротивление чистых фильтрующих
элементов незначительно, но оно быстро возрастает по мере уве-
личения массы уловленной пыли.
В настоящее время для воздухоочистителей используется филь-
трующий картон КФВ (ГОСТ 20358—80), широко применяющийся
в автотракторной промышленности. Фильтрующий материал (при
необходимом значении коэффициента пропуска) характеризуется
массой пыли, которая может быть задержана квадратным метром
фильтрующего материала при увеличении сопротивления на до-
пустимое значение, которое обычно принимается равным 7,0 кПа.
Пылеемкость лучших образцов фильтрующих картонов равна
125—170 г/м2. Скорость воздуха перед фильтрующим элементом,
как показали эксперименты, составляет 0,04—0,07 м/с.
Экспериментально получена зависимость продолжительности
работы фильтрующего картона Т от коэффициента пропуска пер-
вой ступени е„ и воздушной нагрузки 1Г при повышении сопро-
тивления картона на 7,0 кПа (рис. 4.22).
Рис. 4.22. Зависимость продолжитель-
ности работы фильтрующего картона
на запыленном воздухе (ф| — 2,5 г/мэ)
от коэффициента пропуска первой ст>
пени и воздушной нагрузки:
! ‘ц = (исходная пыль); 2 — «ц — 4%;
J - .ц 1.2ч; 4 .ц - 0.6%; 5 - .ц - 0,3ч
Конструкция кассет из фильт-
рующих картонов должна обес-
печивать прежде всего возмож-
но большую площадь поверхнос-
ти фильтрующего материала в
заданном объеме. При этом не-
обходимо исключить возмож-
ность возникновения дополни-
тельных сопротивлений, условий
для неравномерного отложения
пыли и другие явления, заметно
повышающие сопротивление кас-
сет.
Наиболее эффективные конструкции кассет с картонными
фильтрующими элементами показаны на рис. 4.23. Фильтрующий
материал в виде гофрированных лент размещается в кассетах,
через боковые перфорированные стенки которых поступает запы-
ленный воздух. Оптимальный шаг гофра /г =3,0. ..3,5 мм; опти-
215
мальная глубина /г==20...25 мм; расстояние между гофрирован-
ными лентами Ак ~ 10 мм.
а
Рис. 4.23. Конструктивные схемы кассет с картонными н фильтрующими эле
ментами:
а — цилиндрическая кассета; б —туннельная кассета; Ац— расстояние между гофрирован
ними лентами; /г—глубина гофры; <г — шаг гофры; — ширина кассеты; Н* — высота
кассеты; /-к —длина кассеты
При достижении предельного сопротивления кассеты демонти-
руются из воздухоочистителя и очищаются от пыли продувкой
сжатым воздухом в направлении, обратном движению воздуха
при эксплуатации Опыт показывает, что такой метод очистки
восстанавливает первоначальные характеристики фильтрующих
элементов.
Недостатком картонных фильтрующих элементов в настоящее
время является их низкая термостойкость в случае их примене-
ния без специальных мер по защите воздушных трасс от зажига-
тельных смесей.
4.6. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ВОЗДУХООЧИСТКИ
И ЕЕ СОСТАВНЫХ ЧАСТЕЙ
Исходными данными для расчета являются:
расход воздуха через двигатель 6., кг/с;
предельно допустимое сопротивление (потери давления) A/)j.,
кПа;
допустимый коэффициент пропуска епр, %;
допустимый коэффициент отсоса ротс, %;
для комбинированных многоступенчатых систем — продолжи-
тельность работы до очередного обслуживания Т, ч.
Расчет системы проводится комплексно, с учетом компоновоч-
216
ных возможностей, работоспособности воздухозаборного устрой-
ства, надежного пылеудаления и дополнительных требований,
связанных со специальными режимами работы, например, преодо-
лением водных преград.
Основным расчетным режимом является режим максимальной
мощности двигателя при соответствующей частоте вращения
G^max и ^шах)«
Выбор типа воздухоочистителя производится с учетом особен-
ностей СУ, условий работы в ВГМ и в соответствии с техниче-
скими требованиями, предъявляемыми к системе воздухоочистки.
Количество циклонов пц определяется с учетом особенностей
компоновки системы, а также максимально допустимого сопро-
тивления на впуске в двигатель при заданной эффективности
очистки:
Лц (jJGu,
где бц — расход воздуха через один циклон, кг/с.
В зависимости от выбранного типа воздухоочистителя при
соответствующей эффективности значение Gu может быть полу-
чено с помощью характеристик циклонов. Для одноступенчатых
воздухоочистителей ПД используется циклон ВЦТ, для двухсту-
пенчатых— циклоны ВКТ-1, ВКТ-П или ВКТ-Ш; для воздухо-
очистителей ГТД—комбинированные прямоточные циклоны.
Характеристики циклонов ВЦТ, ВКТ-1 и ВКТ-П приведены в
государственном стандарте на них, а характеристики комбиниро-
ванных прямоточных циклонов (см. рис. 4.19 и 4.20) могут быть
получены расчетным путем.
При определении количества циклонов для двухступенчатого
воздухоочистителя поступают следующим образом. Примерно
60 % общих гидравлических потерь системы отводится на вторую
ступень с учетом поступления в нее запыленного воздуха до до-
стижения предельного сопротивления; на циклонный аппарат с
учетом сопротивления во впускных и соединительных трассах от-
водится 25—30 %. По этому сопротивлению и известным характе-
ристикам определяется расход воздуха через один циклон. Рас-
стояние между циклонами (шаг) должно быть таким, чтобы обес-
печивался свободный подвод воздуха к каждому циклону. Плотная
компоновка при использовании циклонов, имеющих боковой под-
вод воздуха, может привести к повышению сопротивления и сни-
жению эффективности очистки. Так, например, для циклонов
тигга ВКТ-1 и ВКТ-П желательно, чтобы шаг был 50X50 мм, для
ВКТ-Ш—40X40 мм.
При определении конструктивных параметров и расчете вто-
рой ступени необходимо руководствоваться рекомендациями,
приведенными в разделе 4.5.
217
Общее сопротивление систем воздухоочистки определяется
как сумма сопротивлений составных частей:
±Pl = ^Рп 4" ДРно 4* ^Рвы* 1
где А р,х — сопротивление входной трассы, включая сопротивления входных
жалюзи, воздухозаборных устройств и др.; Ар*, -- сопротивление воздухоочнети
теля; ЛрВых — сопротивление трассы соединения воздухоочистителя с двигателем.
Для одноступенчатого воздухоочистителя расчет сво-
дится к оценке сопротивления только циклонного аппарата, т. е.
= *Ра. а. а ДЛЯ двухступенчатого дополнительно учитывается
сопротивление второй ступени:
дЛо ±Ри.. + ДЛ. + д/\, + • • • + ДЛЯ.
где Дрц а — сопротивление циклонного аппарата; Aph , Дрк>.Дрк сопротив-
ление кассет.
Для определения сопротивления входной трассы Дрвх и трас-
сы соединения с двигателем Лрвых их нужно разбить на харак-
терные участки, где имеются повороты потока, сужения и расши-
рения сечений и т. д. Сопротивление каждого характерного
участка определяют по известной зависимости
Лр — срт>2/2,
где J — коэффициент сопротивления, определяемый для каждого участка по
справочным данным: р плотность воздуха; о —скорость воздуха на харак-
терном участке.
Сопротивление циклонного аппарата
ДЛ1.# = ЛцД^«’
где А |(< — коэффициент, учитывающий условия объединения циклонов в бата-
рею; А ри — сопротивление единичного циклона.
При расчетах можно принять ka =1,05... 1,2.
Коэффициент пропуска одноступенчатого воздухоочистителя
определяется по известной характеристике циклона
еир = ^Ц1еи»
где k — коэффициент, учитывающий объединение циклонов (можно принять
— 1,1 ... 1,2); ец — коэффициент пропуска единичного циклона.
Коэффициент пропуска единичного циклона можно также рас-
считать, используя приведенные в разд. 4.5 зависимости.
Коэффициент пропуска двухступенчатого воздухоочистителя
определяется по уравнению
Епр = Мж. ср,ек. ср, • • • *к. сря ’
где ец — коэффициент пропуска единичного циклона; ‘ж.ер,>‘к.ср,.сря“*
коэффициенты пропуска кассет.
218
При расчете одноступенчатых воздухоочистителей для ГТД
необходимо учитывать, что 25—30 % общего сопротивления систе-
мы воздухоочистки составляют потерн во входных и соедини-
тельных трассах, а остальное — сопротивление циклонного аппа-
рата. Расчет гидравлического сопротивления и коэффициента про-
пуска циклонов производится согласно рекомендациям, изложен-
ным в разд. 4.5.
В случае значительного расхождения расчетных величин с
заданными техническими требованиями должен быть проведен
уточняющий расчет.
4.7. СТЕНДОВЫЕ БЕЗМОТОРНЫЕ ИСПЫТАНИЯ
ВОЗДУХООЧИСТИТЕЛЕЙ
Определение гидравлического сопротивления. При оценке со-
противления необходимо иметь в виду, что для современных воз-
духоочистителей характерны высокие скорости воздушного по-
тока в выходных патрубках (70—80 м/с) и большое динамиче-
ское давление. При измерениях разрежения в зоне высоких ско-
ростей сопротивление воздухоочистителя завышается на значе-
ние динамического давления рц2/2, где р — плотность воздуха,
v — скорость потока в патрубке. Погрешность такого измерения
может достигать 30 % .Правильнее оценивать сопротивление воз-
духоочистителя по потерям динамического давления с помощью
формулы
Д/>п ~ Р®2/2 •
где А рст — статическое разрежение, кПа.
Измерения наиболее целесообразно производить в выходном
патрубке или непосредственно за ним (при условии равенства
сечений). Ввиду того, что скорость потока может быть неравно-
мерной в различных точках сечения выходного патрубка воздухо-
очистителя, а значит, и потери динамического давления будут не-
равномерными по сечению, необходимо определить среднее зна-
чение этих потерь. Для этого необходимо измерить поля скорос-
тей по всему сечению патрубка с последующим усреднением полу-
ченных данных, что, однако, значительно усложняет как сам
эксперимент, так и обработку результатов.
Упрощенный метод измерения динамического давления по двум
взаимно перпендикулярным диаметрам не может считаться доста-
точно точным, поэтому в аэродинамических исследованиях для
определения сопротивления исследуемого объекта часто исполь-
зуют интегральные характеристики как более надежные.
Достаточно простым является метод определения сопротивле-
ния воздухоочистителя с использованием интегральных характе-
219
рйстик на стенде (рис. 4.24). Испытания производятся при расхо-
де воздуха, соответствующем максимальному скоростному и на-
грузочному режимам работы двигателя, а сопротивление воздухо-
очистителя определяется по потерям динамического давления в
выбранном мерном сечении с воздухоочистителем и без него, т. е.
со свободным входом. Потери динамического давления опреде-
ляются с помощью специальной трубки, установленной в мерном
Рис. 4.24. Схема стенда для испытания воздухоочистителей:
/ — нагнетатель или компрессор; 2, 13 — стендовые фильтры; 3 — эжектор частичного от
бора воздуха; 4 дроссельные устройства; 5- коллектор; 6 — мерная диафрагма; 7
аллонж; в - трубка частичного отбора воздуха; 9 — мерный участок; 10 испытуемый
воздухоочиститель; //-пылевая камера; 12 — распылитель; 14 мерная диафрагма трас
сы пылеудаления; 15 — пыледозатор
сечении. Полученные результаты приводятся к нормальным атмо-
сферным условиям: давление Во=76О мм рт. ст. (101,3 кПа), тем-
пература воздуха /0=20°C (293 К). При этом потери на участке
от входа в воздухоочиститель до мерного сечения определяются
по формуле
• приз • 293 В
дЛ1.уч = ’
где В — атмосферное давление, кПа; / — температура окружающего воздуха, К.
Потери в мерном сечении без воздухоочистителя Дрп тр опре-
деляются с помощью той же трубки. При этом свободный вход
должен быть выполнен по лемнискате. Полученные потери дина-
мического давления сначала приводятся к условиям измерения
220
потерь с установленным воздухоочистителем, затем к нормаль-
ным условиям по формуле
Рт₽?₽"‘ М 293 в
р ' — \д^птр р /ТоГ5 t ’
где Ртр — плотность воздуха в мерном сечении без воздухоочистителя, кг/мэ;
Р — плотность воздуха в мерном сечении с воздухоочистителем, кг/м1.
Сопротивление воздухоочистителя, приведенное к нормальным
условиям, определяется по формуле
Сопротивление воздухоочистителей, изготовленных по одной
технической документации, на одном и том же стенде можно
определять по статическому разрежению. Для этого одновременно
с определением потерь динамического давления Дрп эталонного
образца измеряют статическое разрежение Д рст в определенной
точке воздухосборника воздухоочистителя в зоне наименьших
скоростей или в мерном сечении (см. точки а и б на рис. 4.24).
Измеренные значения Др или ДрС1 приводят к нормальным
ст° й
условиям и определяют разность (Лр"р™ — Др"У“”) для точки а
или (Ар„р”~ Др"У“’) для точки б. Тогда приведенное сопротив-
ление испытуемого воздухоочистителя Др"1’"", будет равно сумме
статического разрежения в выбранной точке, приведенного к нор-
мальным атмосферным условиям, и определенной ранее разности
Др"ри 1 - ДрП1>и’
*0 ВО
Таким образом:
или
Др,,рив = Дрпр"в 4- (Дрпри" - Др,,рим1 .
"п. МСП г CT<J I I гII. НО ^tT6 / '
где Др"три" и Д/’^р’,,‘ — статическое разрежение в точках а и б (соответственно)
испытуемого воздухоочистителя, приведенное к нормальным условиям, кПа.
Определение коэффициента пропуска пыли. Как известно, ко-
эффициент пропуска пыли (в %) определяется по формуле
«„,= 100?2/?1, (4.5)
где —(ти —"»n.)/|(GB+Оотс)Г(| — запыленность воздуха на входе в воздухо-
очиститель, г/кг; ДтфП/дог6Гг—запыленность воздуха за воздухоочистите-
лем, г/кг.
221
Подставив значения <pi н ф2в формулу (4.5), получим
Л'-ф.пК’.+ вотсИ,
s"p"
где А/Пф „ — увеличение массы фильтрующего патрона (аллонжа) в течение
опыта в трассе частичного отбора воздуха, мг; О,— расход воздуха через лви
гатель, кг/с; G0Tf —расход воздуха в трассе пылеудаления, кг/с; Ть Г, —про-
должительность подачи пыли и установки аллонжа при проведении опыта, с;
Чогб — расход воздуха в трассе частичного отбора, кг/с; тп —масса пыли, по-
данной в течение опыта в пылевую камеру, г; mnj —масса пыли, осевшей в пы-
левой камере, г.
Испытания воздухоочистителей должны проводиться при за-
пыленности воздуха 2 г/кг и при <?в=0,8 mix(среднестатистиче-
ский расход воздуха через двигатель в реальных условиях эксп-
луатации). Расход воздуха в трассе пылеудаления должен соот-
ветствовать указанному выше режиму работы двигателя. При
доводке новых и модернизированных образцов воздухоочистителей
испытания должны проводиться на режиме максимального крутя-
щего момента, при максимальной частоте вращения, а также на
специальных режимах.
Эффективность многоступенчатых воздухоочистителей оцени-
вается средним коэффициентом пропуска при расходе воздуха
G. — 0.80„
Испытания проводятся, как правило, в несколько этапов про-
должительностью 5 ч. Для многоступенчатых воздухоочистителей
с кассетами, пропитанными маслом, запыленность за воздухо-
очистителем в первые пять часов не определяют из-за возможного
частичного уноса масла. На каждом этапе допускается определе-
ние коэффициента пропуска как среднеарифметического значе-
ния, исходя из текущих значений запыленности ф?.
Допускается выпадение или оседание пыли не более 10 % об-
щего количества без учета ее при определении запыленности на
входе в воздухоочиститель.
При оценке серийной продукции применяется метод с исполь-
зованием эталонных образцов. В этом случае проводятся относи-
тельные измерения (сравнения), являющиеся более надежными,
точными и менее трудоемкими, чем абсолютные. Проверка серий-
ного и эталонного воздухоочистителей должна проводиться на
пыли одной партии. Приведенный коэффициент пропуска серий-
ного воздухоочистителя определяется по формуле
при. ,
пр сер. псп эт эт. псп ’
где ern,. |К„— коэффициент пропуска серийного воздухоочистителя при испыта-
нии на предприятии-изготовителе, %; е,т — коэффициент пропуска эталонного
воздухоочистителя при испытании на головном предприятии, %; S,T И(-п— коэф-
фициент пропуска эталонного воздухоочистителя при испытании на предприятии-
изготовителе, %.
222
Эталонный воздухоочиститель периодически должен подвер-
гаться контрольной проверке. Его целесообразно использовать
и для периодической проверки испытательного стенда и запили-
вающего материала.
При стендовых испытаниях точность определения коэффи
циента пропуска зависит от ряда факторов, основными из кото-
рых являются стабильность свойств запиливающего материала
в процессе подачи его к воздухоочистителю и точность определе-
ния запыленности ф| и ф2-
Обычно при стендовых испытаниях воздухоочистителей подача
и диспергирование пыли производятся сжатым воздухом или
с помощью автономного распылителя. При подаче пыли сжатым
воздухом от стационарного компрессора может происходить ее
агломерация, если содержащиеся в воздухе пары воды, масла,
охлаждающей эмульсии конденсируются в ресивере компрессора
и попадают в трассу. Это может вызвать изменение дисперсности
пыли, налипание ее в трассе и циклонах воздухоочистителя, ком-
кование, что в комплексе не позволит правильно оценить «пр
испытуемого воздухоочистителя. Поэтому в трассах подачи воз-
духа необходимо устанавливать влагоотделители, а подачу и
диспергирование пыли целесообразно производить сжатым возду-
хом от автономного воздуходувного устройства. Исследования
системы подачи пыли эжекционного типа показали, что в резуль-
тате изменения давления сжатого воздуха в эжекторе дозатора в
пределах от 5 до 30 кПа происходило изменение коэффициента
пропуска на 15%. Таким образом, для получения стабильных и
сравнимых результатов по оценке эффективности работы воздухо-
очистителя при стендовых испытаниях необходимо постоянство
условий распыления и подачи пыли.
Точность определения запыленности воздуха за воздухоочис-
тителем в значительной степени зависит от следующих факторов:
качества фильтрующего материала, предназначенного для
осаждения пыли;
конструкции отборного устройства;
точности измерения расхода воздуха.
Погрешности измерения запыленности влияют на погрешность
определения коэффициента пропуска пыли воздухоочистителем.
Экспериментально установлено, что ошибка определения запы-
ленности при применении фильтрующих картонов (ВПК-Л, ПКВ,
КЭБК-БФМ, АФК-IK. ВНИИБ) связана с недостаточной их эф-
фективностью в начальный период работы и чувствительностью
к влаге. Ошибки при использовании аллонжей с набивкой из
стекловолокна объясняются уносом фильтрующего материала и
отсутствием 100%-ной эффективности на различных режимах ра-
боты. Погрешность в определении массы аллонжа из-за уноса
влаги с потоком воздуха может достигать 25 % в первые 15—
20 мин испытаний. Затем масса аллонжа стабилизируется. Вве-
223
дение предварительной продувки позволяет исключить погреш-
ность определения запыленности ф2, вызванную уносом влаги.
Исследования показали, что эффективность аллонжей зависит
от скорости фильтрации (воздушной нагрузки), плотности набив-
ки стекловолокном и может быть доведена практически до 100 %
при определенных значениях этих параметров, а именно:
плотности набивки аллонжей ... (1,2±0,05) г/см2;
воздушной нагрузки на аллонж... 1,0—1,8 кг/(ч«см2).
Погрешность определения запыленности и коэффициента про-
пуска при этом не превысит 3%. При применении высокоэффек-
тивных фильтрующих материалов (тканей ФП) погрешность опре-
деления запыленности воздуха за воздухоочистителем может до-
стигать 3 %, что обусловлено погрешностями определения массы
на аналитических весах. При использовании выпускаемых серий-
но аналитических аэрозольных фильтров, например ЛФА-ВП-18,
необходимо выполнять определенные условия при отборе (малые
диаметры отборных трубок при скоростях потока воздуха 15—
30 м/с).
Исследования нескольких типов фильтровальных тканей
(ФП/ФПП-15-1,54, ФПП-Д, ФПП-20С) в фильтрах с площадью
поверхности 40 и 100 см2 показали, что при определении их
массы может быть допущена ошибка, которая приведет к погреш-
ности до 30 % при определении запыленности ф2. Объясняется
это взаимодействием электрического поля тканей с окружающей
средой. Это явление удалось исключить введением экранов и за-
землением аналитических весов.
Определение продолжительности работы воздухоочистителя
без обслуживания. Испытания производятся на режиме Gn =
=0,8 6яп.„ при запыленности воздуха на входе в воздухоочисти-
тель 2 г/кг до достижения предельно допустимого сопротивления,
ограниченного отраслевым стандартом (не более 1300 мм вод. ст.,
т. е. примерно 12,8 кПа). При этом предельное сопротивление оце-
нивается по потерям динамического давления, приведенным к нор-
мальным окружающим условиям, а они измеряются при расходе
воздуха, соответствующем максимальному скоростному и нагру-
зочному режимам работы двигателя, т. е. при GBirav.
Если испытания проводятся при запыленности воздуха, отлич-
ной от 2 г/кг, приведенную продолжительность работы следует
определять по формуле
Гпри’=Г?1/Т1ср.
где — запыленность на входе в воздухоочиститель, равная 2 г/кг; icp—
среднее значение фактической запыленности воздуха при испытаниях.
4.8. АВТОМАТИЧЕСКОЕ УДАЛЕНИЕ ПЫЛИ
В СУ с ПД отечественных ВГМ автоматическое удаление
пыли из воздухоочистителей осуществляется с помощью эжек-
224
торов. На машинах с вентиляторными системами охлаждения в
эжекторы пылеудаления подаются все отработавшие газы (эжек-
торы I типа). На машинах с эжекционными системами охлажде
ния эжекторы пылеудаления (эжекторы II типа) устанавливают-
ся параллельно эжекторам системы охлаждения; расход газа
через них составляет 10—15 % общего расхода, а его подача
обычно осуществляется из общего для обоих эжекторов соплового
ресивера. Этот способ пылеудаления наиболее распространен
В танке Т-64А в эжекторе пылеудаления используется энергия
сжатого воздуха, отбираемого за приводным центробежным нагне-
тателем. В СУ зарубежных ВГМ, у которых сопротивление
циклонного аппарата воздухоочистителя невелико, удаление пыли
осуществляется вентиляторами с электроприводом. В СУ с ГТД
отечественных ВГМ для этого используются многоцелевые венти
ляторные установки (см. гл. 3).
Как указывалось выше, для нормальной работы системы воз
духоочистки современных отечественных ПД необходимо, чтобы
на эксплуатационных режимах коэффициент отсоса был не менее
12 %, а на режиме холостого хода — не менее 5%. Такое значе-
ние an,f должно поддерживаться и при эксплуатации ВГМ с
установленным оборудованием для подводного вождения, которое
увеличивает сопротивление на входе в воздухоочиститель, а в не-
которых случаях и на выходе из трассы пылеудаления.
Для бескассетных воздухоочистителей ПД с ГТН эти требо-
вания могут существенно измениться, и для поддержания доста-
точно высокой эффективности очистки воздуха на режиме холос
того хода может возникнуть необходимость повышения коэффи-
циента отсоса до нескольких десятков процентов.
Сопротивление трассы пылеудаления Ар„тс складывается из
сопротивлений входных жалюзи, циклонного аппарата по трассе
пылеудаления и трубопроводов, соединяющих пылесборник воз-
духоочистителя с эжектором или вентилятором. Первые две со-
ставляющие пропорциональны квадрату расхода на входе в воз-
духоочиститель, а третья — квадрату расхода через трассу пыле-
удаления. Поэтому Аротс можно аппроксимировать уравнением
о + feV 1 (46>
Коэффициенты anTC и bot зависят от геометрических пара-
метров циклонного аппарата, входных жалюзи и трубопроводов.
На режиме максимальной мощности при q„,c = 12 % Аротс обыч-
но находится в пределах от 5 до 10 кПа, а при =0 от 4 до
6 кПа (меньшие значения относятся к двухступенчатым воздухо-
очистителям с короткой трассой пылеудаления, ббльшие — к бес-
кассетным с длинной трассой). Характеристики эжектора пыле-
15 Зак. 27с
225
удаления и сопротивление трассы пылеудаления представлены на
рис. 4.25.
Рис. 4.25 Характеристики эжектора
пылеудаления (--------) при различной
загрузке двигателя и сопротивление
трассы пылеудаления (--------------):
/. 3. 3 — N — О; 0,7 и 1,0 соответственно
Конструкция трассы пы-
леудаления должна исклю-
чать возможность возник-
новения в ней обратного то-
ка воздуха, что вызывает
прекращение очистки воз-
духа в циклонном аппарате
и может привести к выходу
двигателя из строя. Причи-
ной возникновения обрат-
ного тока является увели-
чение сопротивления на вхо-
де в воздухоочиститель, вы-
зываемое, в частности, за-
сорением входных жалюзи.
Для предотвращения обрат-
ного тока необходимо, что-
бы разрежение, создавае-
мое эжектором пылеудале-
ния, при qorr =0 в 1,2—
раза превосходило сопротивление на
входе в воздухоочисти-
тель. С этой же целью в трассе пылеудаления между пылесбор-
ником воздухоочистителя и эжектором пылеудаления устанавли-
вается обратный клапан.
При проектировании деталей трассы пылеудаления необходи-
мо учитывать влияние абразивного износа на их надежность.
Сечения воздуховодов должны выбираться так, чтобы скорость
запыленного воздуха не превышала 45 м/с, а абразивная стой-
кость участков, наиболее подверженных износу (повороты, где
воздух движется ускоренно и т. д.), должна повышаться спе-
циальными мероприятиями (установкой накладок, покрытием по-
лиуретаном и т. д.). Наибольшую трудность представляет сниже-
ние износа вентиляторов пылеудаления при значительных окруж-
ных скоростях.
Эжекторы пылеудаления. По принципу работы эжекторы пы-
леудаления аналогичны эжекторам системы охлаждения (см.
гл. 3). Пыль, масса которой не превосходит 3% массы воздуха,
практически не влияет на характеристику эжектора. При дозву-
ковой скорости истечения эжектирующего газа или воздуха без-
размерная характеристика описывается уравнением (3.29), в кото-
ром, однако, нельзя упрощать второй член правой части. Обо-
значив
G-GJG"
где Ga — расход газов пли сжатого воздуха через сопла эжектора пылеудале-
ния,
226
и имея в виду, что
<7 — 0,01 q„JG,
можно представить уравнение характеристики эжектора пыле-
удаления в виде
ЬРо-ге 2 . т -2 / 0,01 </отс V А /1 . 0.01 <?отс V /д
ft, - т + (m-lpm Vj/TlFl “ «Ц + VT 5Г ( П
Масштаб эжектора
т = FSn/FlfI,
где F3n и F,„ — площади сечения камеры смешения и сопла эжектора пыле-
удаления соответственно.
При динамическом давлении более 20 кПа необходимо учиты-
вать влияние сжимаемости газа по уравнениям (3.30) и (3.31).
Динамическое давление газа и температурный фактор опреде-
ляются по уравнениям
Л, = Gll(2f,Fl,y,
Л
где рптг к р, — плотности воздуха в трассе пылеудаления и эжектирующего
газа (воздуха) соответственно.
Из уравнений (4.6) и (4.7) следует, что сопротивление трассы
и разрежение, создаваемое эжектором, пропорциональны Gn>
поэтому изменение частоты вращения коленчатого вала, а следо-
вательно, и расхода воздуха через двигатель не приводит к изме-
нению qor- . Однако в отличие от сопротивления трассы характе-
ристика эжектора существенно снижается с уменьшением темпе-
ратуры газов (с возрастанием pj). Вследствие этого снижение
загрузки двигателя приводит к существенному снижению коэф-
фициента отсоса (см. рис. 4.25). Расчет характеристик таких
эжекторов следует производить на скоростных режимах холостого
хода, при которых температура газов минимальная. Это особенно
важно для двигателей с приводными центробежными нагнетате-
лями, у которых со снижением частоты вращения от максималь-
ной до минимально устойчивой температура газов уменьшается
на 100—120 °C.
Эжекторы пылеудаления, работающие на сжатом воздухе, со-
здают примерно одинаковый коэффициент отсоса на всех ре-
жимах.
Иногда, например на многоцелевом гусеничном шасси с венти-
ляторной системой охлаждения, эжекторы пылеудаления выпол-
няются двухступенчатыми. Первая ступень осуществляет отсос
пыли из воздухоочистителя, а вторая используется для вентиля-
ции МТО, обдува коллекторов двигателя и т. д.
Эжекторы пылеудаления / типа. При проектировании эжек-
торов этого типа стремятся к обеспечению необходимого значения
227
коэффициента отсоса при минимальном противодавлении выпус-
ку, т. е. при минимальном Л| и максимальном Дрок./Л|. Послед-
нюю величину можно определить из условия
Учитывая, что для этого типа эжекторов G=l, а второй член
уравнения (4.7) пренебрежимо мал, и считая коэффициент А не
зависящим от т, получаем, что максимальное значение ±PU-Jh\
достигается при
= Д(1 +°,°1^с/кА)
и равно
(^PoiJhJmax - V'^opt •
Поскольку через сопла эжекторов I типа проходят все отработав-
шие газы, их размеры
для СУ различных
ВГМ довольно значи-
тельны (рис. 4.26, а). В
МТО танков и других
бронированных машин
обычно не удается
разместить проточную
часть эжектора опти-
мальных продольных
размеров, поэтому ко-
эффициент качества
этих эжекторов А =
= 1,9. . . 2,2, а оп-
тимальный масштаб
tfiopt =2,1 .. .2,5 (^отс ~
«0,15, А «3,0). Час-
то по компоновочным
Рис. 4.26. Конструктивные
схемы эжекторов пылеуда
ления танка Т-72 (а), мно-
гоцелевого гусеничного шас-
си (б) и БМП-1 (в)
соображениям масштаб приходится выбирать меньше оптималь-
ного значения, что приводит к необходимости увеличения динами-
ческого давления и противодавления выпуску. Влияние масштаба
228
эжектора на его характеристику показано на рис. 4.27, а. Умень-
шение масштаба на 10—20 % по сравнению с оптимальным зна-
чением незначительно влияет на эффективность эжектора, даль-
нейшее же уменьшение существенно снижает его характеристику;
Рис. 4.27. Влияние масштаба m на аэродинамические характеристики эжекто
ров пылеудаления I типа при Л — 2,0 (а) и II типа при Л » 1,6 (б)
Характеристика эжектора повышается с уменьшением коэф-
фициента качества А. Одновременно снижаются как необходимое
динамическое давление (h\~ А), так и поперечные размеры эжек-
тора (Fia~ l^A). Однако при этом следует увеличивать продоль-
ные размеры, что не всегда возможно. В ограниченных объемах
МТО танков обычно удается разместить эжекторы длиной не бо
лее пяти-, шестикратной высоты (диаметра) камеры смешения,
а в некоторых случаях приходится применять криволинейную
проточную часть (см. рис. 4.26, а), что повышает значение А.
Более благоприятны условия для использования эжекторов
I типа в небронированных машинах, а также в стационарных ди-
зельных установках, в которых возможно увеличение длины до
восьми-, десятикратной высоты камеры смешения, что позволяет
уменьшить А до 1,5.
Противодавление выпуску, создаваемое эжектором I типа, свя-
зано с динамическим давлением соотношением, определяемым из
уравнения Бернулли:
Pt~^\ ^Potc ’кол) ,
где йкол — динамическое давление газа в выходном сечении выпускного коллек-
тора двигателя; £КОд — коэффициент потерь на участке газопровода от коллек-
тора до сопла.
Для систем выпуска танковых СУ потери в газопроводе оказы-
ваются довольно значительными (£k<u =0,5 ... 0,7). Высокие зна-
чения коэффициентов А и £кол приводят к тому, что для эффек-
229
тивной работы эжекторов пылеудаления I типа в танках противо-
давление выпуску на режиме максимальной мощности должно
повышаться до 20—22 кПа. Для других типов машин £К(,Л может
быть уменьшен до 0,1, и при А = 1,5... 1,7 необходимое значение
противодавления выпуску оказывается настолько незначитель-
ным, что практически не приводит к снижению мощности двига-
теля.
Эжекторы пылеудаления II типа. При параллельном размеще-
нии эжекторов пылеудаления и охлаждения схема системы вы-
пуска и противодавление выпуску определяются конструкцией
эжектора системы охлаждения.
При индивидуальном выпуске газов (см. гл. 3) эжектор пыле-
удаления не может создать разрежение, необходимое для удале-
ния пыли из современных воздухоочистителей. При объединении
газов двух цилиндров разрежение оказывается большим, и такая
система нашла применение в некоторых машинах с двухступенча-
тыми воздухоочистителями, например в ЛТЛ-59, танках Т-10М,
ПТ^бБ. В большинстве СУ современных ВГМ отработавшие газы
движутся квазистационарно. При этом эжекторы пылеудаления
создают наибольшее разрежение.
Наиболее эффективно эжекторы пылеудаления работают при
объединении газов от трех цилиндров. В этом случае при боль-
шей загрузке двигателя истечение газов происходит практически
стационарно, а при малой загрузке и низкой частоте вращения
коленчатого вала, т. е. на наиболее неблагоприятных режимах,
возникает пульсация скорости, повышающая характеристику.
При проектировании эжектора пылеудаления 11 типа следует
так подобрать его параметры, чтобы необходимый коэффициент
отсоса был получен при минимальном отборе газов от эжектора
системы охлаждения. Для этого коэффициент эжекции q должен
иметь максимальное значение, а оптимальный масштаб опреде-
ляться из условия dq/dm^0.
Допуская для простоты в уравнении (4.7) ~ лк ’
можно получить
"’opt ’
у/Яор1 (А—04-А .4
При этом <7так --------------------------- И А .
Поскольку истечение газов из соплового ресивера с давлением
р'г осуществляется в область с разрежением Дротс. для эжектора
пылеудаления II тина
hy - Рг + Др;,с; wop, - р'^р^ + 1 -
Учитывая, что обычно р'=25...3О кПа, для эжекторов этого
типа mopt =3,5...5,5. Поскольку габариты этих эжекторов не-
велики, практически всегда удается разместить в МТО проточную
230
часть с длиной в 8—10 раз больше высоты камеры, что позволяет
достигнуть значений А = 1,6... 1,8, q/ J Д =0,4 .. .0,7 и Qm
=0,1 ...0,2.
Характеристики эжекторов различного масштаба показаны
на рис. 4.27, б. При проектировании масштаб эжектора целесо-
образно выбирать на 15—20 % меньше оптимального. При этом
в рабочей части характеристики коэффициент эжекции уменьшит-
ся незначительно, а разрежение при </=0, а следовательно, и на-
дежность работы эжектора на режиме холостого хода повысятся.
Поскольку газ в эжектор пылеудаления II типа отбирается
из соплового коллектора, общего с эжектором системы охлажде-
ния, площади их сопел должны быть взаимосвязаны.
Из условия
р,=ъйглр'"'
(^'рс — ^'||)‘
где С?рс — суммарный расход газа через все сопла ресивера; Гюмл — площадь
выходных сечений сопел эжектора системы охлаждения, соединенных с этим
ресивером, •
следует
F\n “ О’о/| 2?1 (Рг “Г Дро,с) ♦ ~ (Gpc •
Расчет должен производиться на режиме максимальной мощ-
ности, для которого заданы &р'те и р'г. В первом приближении
можно считать, что принятое на этом режиме отношение
Gn/Gpc сохранится на всех режимах, и, исходя из этого, опреде
лять значение динамического давления Л( по уравнению (3.25)
Особую задачу представляет определение коэффициента Д,
который зависит не только от геометрических параметров эжек-
тора, но и от режима работы. При относительной длине 8—10,
характерной для эжекторов большинства ВГМ, в первом прибли-
жении можно считать А = 1,7. Проточные части этих эжекторов
могут размещаться либо в проточной части эжекторов систем
охлаждения, либо рядом с их торцевой стенкой (см. рис. 4.26, б, в).
Эжекторы пылеудаления, использующие энергию сжатого воз-
духа. Эжекторы этого типа по конструкции и габаритам мало
отличаются от эжекторов 11 типа. Вследствие сравнительно высо
кого давления воздуха после нагнетателя (рк = 160... 200 кПа)
их оптимальный масштаб и достижимый коэффициент эжекции
оказываются большими, чем у эжекторов II типа, а необходимый
отбор воздуха — меньшим.
Как показал теоретический анализ, при р*< 150 кПа расчет
этих эжекторов достаточно точно можно производить по уравне-
нию (3.29), учитывая сжимаемость воздуха по уравнениям (3.30)
и (3.31). При больших значениях р* в уравнении (3.29) необхо-
димо дополнительно учесть влияние сжимаемости на эффектив-
ный масштаб эжектора, заменив в нем масштаб m величиной т':
т' = т/у(и).
231
где q (л) — известная газодинамическая функция [18], которая
определяется по величине к — (В— ±р0[С)ЦВ+рку, связь между
площадью выходного сечения сопла, динамическим давлением,
расходом и температурой воздуха должна определяться по урав-
нениям газовой динамики.
Поскольку давление и температура воздуха за приводным
нагнетателем не зависят от загрузки двигателя, коэффициент
отсоса также остается постоянным с изменением загрузки, что яв-
ляется преимуществом эжекторов этого типа. Широкому их рас-
пространению препятствует конструкция привода нагнетателя,
включающая фрикционную муфту, которая проскальзывает при
низкой частоте вращения, что не позволяет нагнетателю созда-
вать на этих режимах необходимое для работы эжектора давле-
ние воздуха. В настоящее время эжектор такого типа установлен
в танке Т-64А.
Вентиляторы пылеудаления. Разработка вентиляторов пыле-
удаления при невысоких сопротивлениях трассы (Дрии -
= f,5...2,0 кПа), характерных для зарубежных ВГМ, не пред-
ставляет труда. Их окружные скорости, а следовательно, и абра-
зивный износ колес невелики. Потребная мощность не превышает
0,4—0,5 кВт, поэтому они могут приводиться во вращение элект-
родвигателями.
Создание же вентиляторов для бескассетных воздухоочистите-
лей отечественных машин, у которых Дротс доходит до 10 кПа,
представляет собой сложную задачу. Основная трудность заклю-
чается в обеспечении достаточной абразивной стойкости колеса
при тех значительных окружных скоростях, которые необходимы
для преодоления этого сопротивления. Наиболее целесообразным
представляется использование многоцелевых вентиляторных уста-
новок, аналогичных вентиляторам системы охлаждения и пыле-
удаления СУ с ГТД. Такие установки должны удалять пыль не
только из бункера воздухоочистителя, но и из устройства для
предварительной очистки воздуха, а также обеспечивать вентиля-
цию МТО и обдув отдельных агрегатов (например, выпускных
коллекторов, компрессора высокого давления). Расход воздуха
по этим трассам с низким сопротивлением может достичь 60—
80 % расхода на трассе пылеудаления. Такая конструкция венти-
ляторной установки позволяет, во-первых, снизить окружные ско-
рости колеса, во-вторых, уменьшить удельную пылевую нагрузку
на него путем увеличения его размеров. Наиболее эффективно
использовать для удаления пыли вентиляторы центробежные,
с лопатками, загнутыми вперед, и в некоторых случаях вихревые
(рис. 4.28).
В вихревом вентиляторе часть пыли под действием вихрей
перемещается по кольцевому каналу без соприкосновения с ло-
патками вентилятора, что уменьшает их износ. Его особенностью
является способность создавать высокие коэффициенты напора
232
при сравнительно небольших коэффициентах расхода. Для увели-
чения производительности используется параллельная установка
двух или трех крыльчаток с кольцевыми каналами. Объем вихре-
вого вентилятора при одинаковом расходе с центробежным ока-
зывается примерно в два раза большим, а частота вращения —
существенно меньшей.
Рис. 4.28. Конструктивные схемы центробежного (а) и вихревого (б) вентиля-
торов пылеудаления:
/—спиральный кожух; 3 — патрубок подвода воздуха из трассы вентиляции МТО; 3 —
патрубок подвода воздуха из трассы пылеудаления; 4 направляющие лопатки: 5 — ко-
лесо центробежного вентилятора; 6 — перемычка; 7 -- колесо вихреного вентилятора. Я —
лопатки колеса; 9 - кольцевая камера; 10 - выходной патрубок; Н входной патрубок
Сравнительно небольшие размеры вентиляторов пылеудаления
позволяют использовать входную коробку, спиральный кожух и
другие детали таких размеров и конфигураций, при которых они
не ухудшают заметным образом характеристику вентилятора, и
поэтому при их проектировании могут быть использованы без-
размерные характеристики известных вентиляторов [11] с учетом
масштабного эффекта. При снижении загрузки двигателя с тур-
бонаддувом (при n=const) расход воздуха и сопротивление
трассы пылеудаления уменьшаются, а характеристика вентилято-
ра остается неизменной. Поэтому происходит рост коэффициента
отсоса как за счет увеличения Gnrt. так и за счет снижения
Примеры типичных характеристик вентиляторов и сопротивление
трассы пылеудаления на двух режимах показаны на рис. 4.29.
Если qnrc =12% на внешней характеристике, то на режиме
холостого хода ои достигает 65 % при использовании центробеж-
ного вентилятора пылеудаления и 50 % — вихревого, имеющего
более крутую характеристику.
16 Зак. 27с
233
Рис 4 29. Совмещение характеристик
(-----) центробежного (2) и вихрево-
го (/) вентиляторов с сопротивлением
( ) трассы пылеудаления на режи
мах максимальной мощности (3) и холос-
того хода двигателя (4)
При необходимости получения
при низких частотах вращения ко-
ленчатого вала двигателя больших
значений q0,c следует использовать
управляемый привод, например,
гидромуфту с автоматическим ог-
раничением крутящего момента.
Абразивный износ крыльчатки
центробежного вентилятора пыле-
удаления проявляется в утонении
лопаток в первую очередь вблизи
заднего диска, что сопровождается некоторым улучшением
характеристики, которая начинает резко снижаться только после
образования сквозных отверстий. Опыт показывает, что предель-
ный износ по массе крыльчаток типа, показанного на рис. 4.28, а,
не должен превышать 20 %.
Основные методы повышения абразивной стойкости центро-
бежных вентиляторов пылеудаления аналогичны методам, приме-
няемым в СУ с ГТД: увеличение толщины лопаток до 4 мм (при
уменьшении их числа) и установка двух-, четырех направляющих
колец на входе. Различные покрытия и методы термообработки ма-
ло влияют на износ, если твердость поверхности лопаток остается
ниже твердости кварцевой пыли. Износ пропорционален массе
пыли, прошедшей через вентилятор, и окружной скорости в сте-
пени 2,5—2,6 и практически не зависит от расхода воздуха. Как
показали испытания, относительный износ крыльчатки при харак-
терной для вентилятора пылеудаления окружной скорости 65 .М'С
составил 10 % после прохождения через нее 1 т кварцевой пыли.
Защита от износа неподвижных деталей центробежного вен-
тилятора не представляет затруднений и достигается покрытием
их внутренней поверхности полиуретаном.
В вихревом вентиляторе происходит износ кромок лопаток и
проставки, что приводит к увеличению зазора между сторонами
всасывания и нагнетания и постепенному снижению характеристи-
ки по мере возрастания износа. Так, после прохождения через
вентилятор 1 т пыли его подача снизилась на 12 %, причем 2/3
этого значения обусловлены износом перемычки.
Применение известных методов повышения абразивной стой-
кости может обеспечить достаточный ресурс вентиляторов пыле-
удаления в условиях эксплуатации при сопротивлении трассы
пылеудаления до 10 кПа.
234
Глава 5. ТОПЛИВНАЯ СИСТЕМА
5.1. ОБЩИЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Топливная система СУ ВГМ предназначена для размещения,
хранения, очистки топлива и подачи его к двигателю в нужном
количестве и под достаточным давлением на всех режимах рабо-
ты при всех условиях эксплуатации.
К топливной системе современных ВГМ предъявляются сле-
дующие основные требования:
обеспечение заданного запаса хода;
минимальное время и малая трудоемкость заправки топливом;
полнота заправки и вырабатываемое™ топлива;
обеспечение работы на различных видах топлива при темпе-
ратуре окружающего воздуха, соответствующей условиям реаль-
ной эксплуатации;
наличие в многобаковой системе не менее двух параллельных
групп баков, что повышает надежность функционирования ВГМ;
размещение в забронированном объеме ВГМ не менее 70 %
всего запаса топлива;
исключение потерь топлива при движении ВГМ на различных
трассах;
размещение дополнительного топлива в легкосбрасываемой
стандартной таре (бочках);
возможность перекачки топлива из одной машины в другую.
5.2. ВИДЫ ТОПЛИВА ДЛЯ СОВРЕМЕННЫХ ВГМ
В настоящее время практически все двигатели, применяемые
в СУ ВГМ, являются многотопливными, т. е. они могут работать
на любом виде топлива и их смесях, выпускаемых для изделий
оборонной, автотракторной и авиационной промышленности.
Основным для поршневых двигателей (дизелей) является ди-
зельное топливо, представляющее собой нефтяную фракцию, вы-
кипающую в сравнительно узком температурном интервале —
от 200 до 350°C (дизельная фракция). Качество и ассортимент
дизельного топлива регламентирует ГОСТ 305—82, предусматри-
вающий выпуск топлива трех марок (табл. 5.1):
16*
235
дизельного летнего (Л) — для эксплуатации при температуре
окружающего воздуха выше О °C;
дизельного зимнего (3)—для эксплуатации при температуре
окружающего воздуха —20°C и выше и —30 °C и выше;
дизельного арктического (А) — для эксплуатации при темпе-
ратуре окружающего воздуха —50°C и выше.
По ГОСТ 305—82 предусмотрен выпуск двух видов топлива
(I — с содержанием серы не более 0,2 % и II — не более 0,5%).
Таблица 5.1
Основные физико-химические показатели дизельного топлива (ГОСТ 305—82)
Показатели Л 3 А
Цетановое число 45 45 45
Вязкость кинематическая при +20 ®С, мм2/с 3,0-6,0 1.8-5.0 1,5-4.0
Температура застывания, °C, не выше, для кли-
матической зоны:
умеренной -10 -35 —
холодной — -45 -55
Массовая доля, %, не более
серы
в топливе вида I 0.2 0.2 0.2
в топливе вида II 0,5 0.5 0,4
механических примесей — — —
воды — — —
Коэффициент фильтруемости, не более 3 3 3
Следует отметить, что сера в процессе сгорания топлива в ци-
линдрах двигателя способствует образованию сернистой и серной
кислот, обладающих высокой коррозионной агрессивностью. По
этим причинам содержание серы в дизельном топливе, применяе-
мом в СУ ВГМ, должно быть не более 0,2 %.
На дизельном топливе должны работать и ГТД, используе-
мые в СУ ВГМ; основным для них является топливо для реак-
тивных двигателей. Основные физико-химические показатели
этого топлива приведены в табл. 5.2.
Наличие в топливе для реактивных двигателей солей щелочно-
земельных металлов, а также солей некоторых тяжелых метал-
лов, особенно ванадия, может вызвать высокотемпературную кор-
розию лопаток турбины, борьба с которой является серьезной
проблемой.
На этом топливе должны работать и ПД, применяемые в СУ
ВГМ. В качестве заменителей основного топлива для ПД и ГТД
используются также автомобильные бензины, включая высоко-
октановые. Основные физико-химические показатели бензинов
236
Таблица 5.2
Основные физико-химические показатели топлива для реактивных двигателей
(ГОСТ 10227-62)
Показатели T-I ТС-1
Плотность при +20 °C, г/см’, не менее 0.800 0,775
Вязкость кинематическая. мм2/с:
при +20 °C, не менее 1,50 1Д5
при —40 °C, не более 16 8
Температура, °C:
вспышки в открытом тигле, не ниже 30 28
начала кристаллизации, не выше —60 -60
Массовая доля, %
серы, не более 0.1 0.25
механических примесей н воды —
Конечная скорость фильтрации, л/мин, не менее 0.1 —
приведены в табл. 5.3. Бензины выпускаются двух видов —для
летней и зимней эксплуатации. Бензины для зимней эксплуата-
ции имеют большее число легких фракций.
Таблица 5.3
Основные физико-химические показатели автомобильных бензинов
(ГОСТ 2084-77)
Показатели А-72 А-76 АИ-93
Октановое число, не менее 72 76 85
Температура начала пере- гонки, *С, не ниже
бензина летнего вида 35 35 35
бензина зимнего вида Не нормируется
Температура перегонки 90%, °C, не выше:
бензина летнего вида 180 180 180
бензина зимнего вида 160 160 . 160
Температура окончания хи пения, °C, не выше:
бензина летнего вида 195 195 195
бензина зимнего вида 185 185 185
Массовая доля серы, %, не более 0,12 0,10 0,10
Содержание механических примесей и воды — - —
Давление насыщенных па- ров бензина, Па (мм рт. ст.):
бензина летнего вида 66 661 (500) 66661 (500) 66 661 (500)
бензина зимнего вида 66 661 -93 325 (500 -700) 66661-93 325 (500—700) 66 661-93 325 (500-700)
237
Требования к физико-химическим показателям бензинов всех
марок, кроме октанового числа, одинаковы. Плотность и вязкость,
имеющие существенное значение для дизелей, не нормируются.
Это связано с тем, что определяющим признаком качества бензи-
на считается октановое число, а плотность и вязкость промыш-
ленных партий бензинов одной и той же марки, но получаемых из
различного исходного сырья и на различных предприятиях, отли-
чаются незначительно.
Высокая испаряемость, а следовательно, и большая пожаро-
опасность, низкое цетановое число (4—20) и разброс значении
плотности и вязкости бензинов создают определенные трудности
при применении их в качестве топлива для двигателей СУ ВГМ,
что обусловлено особенностями работы двигателей на различных
видах топлива, а также особенностями многотопливных систем.
5.3. ОСОБЕННОСТИ МНОГОТОПЛИВНЫХ СИСТЕМ
При решении проблемы многотопливности СУ особое внима-
ние необходимо уделить обеспечению бесперебойной подачи топ-
лива, особенно при использовании бензинов. В отличие от дизель-
ного топлива и топлива для реактивных двигателей бензин имеет
более легкие фракции, которые быстро испаряются при темпера-
туре, характерной для МТО при работе двигателя. При этом в
топливоподающих трубопроводах могут образовываться паровые
пробки, препятствующие нормальной работе топливной аппара-
туры, в результате чего двигатель может остановиться. Образо-
вание паровых пробок наиболее вероятно при высокой темпера-
туре окружающего воздуха и при эксплуатации ВГМ в условиях
высокогорья, так как при понижении атмосферного давления
бензин начинает кипеть при более низкой температуре. Умень-
шить интенсивность парообразования топлива, а следовательно,
повысить надежность топливной системы можно повышением
давления и снижением температуры топлива, а также удалением
образовавшихся паров.
Повышение давления в топливоподающем трубопроводе осу-
ществляется специальным насосом с электроприводом, который
устанавливается, как правило, в расходном топливном баке.
Удаление паров топлива обеспечивается непрерывной цирку-
ляцией (протоком) части топлива по кругу топливные баки —
двигатель — топливные баки или, как в топливной системе танка
Т-64А, двигатель — кормовой бачок — фильтр грубой очистки —
двигатель. Уменьшение парообразования топлива возможно так-
же путем его охлаждения, как это предусмотрено в СУ танков
«Леопард-1» и«Леопард-2» (ФРГ).
5.4. КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ ТОПЛИВНЫХ СИСТЕМ
В общем случе в топливную систему входят: топливные баки,
размещенные внутри и снаружи корпуса машины, объединенные
238
в группы; топливораспределительные краны для переключения
групп баков; топливные насосы; фильтры; топливоподающие и
дренажные трубопроводы; краны; клапаны и другие составные
части. Непосредственно на двигателе устанавливаются топливо-
подкачивающий насос, фильтры тонкой очистки топлива, топлив-
ный насос высокого давления и форсунки.
При компоновке СУ в основном решаются вопросы размеще-
ния составных частей топливной системы, расположенных вне
двигателя.
Принципиальная схема многобаковой топливной системы СУ
с ПД (на примере танка Т-64А) приведена на рис. 5.1. Перед
пуском двигателя после длительной стоянки при установке топ-
ливораспределительного крана в положение «Баки включены»
система прокачивается ручным топливоподкачивающим насосом
РИМ 1 или бензиновым центробежным насосом БЦН-1. Воздух
из системы при этом вытесняется в кормовой бачок, а оттуда
поступает в правый задний топливный бак.
Рис. 5.1. Принципиальная схема топливной системы танка Т-64А
I. 2. 3 - наружные баки правого борта; <5, II - передняя группа баков; 6 дренажный
бачок; 7 топливораспределительный кран; 8, 18 средняя группа баков. 9 - двигатель;
10 кормовой бачок; /^ заправочная горловина; 13 - заправочный насос: 14 — заправоч
ный фильтр; 15 — ручной топлнвоподкачнвающнй насос РНМ-1; 16 бензиновый центробеж
ный насос БЦН-1; 17 - кран отключения наружных баков; 19 — фильтр грубой очистки;
20, 21, 22, 23 — наружные баки левого борта; -топливо; [> воздух
При работе двигателя топливо через топливор-^лределитель-
ный кран и фильтр грубой очистки забирается топливоподкачи-
вающим насосом, установленным на двигателе, и через фильтр
тонкой очистки подается к топливному насосу высокого давления.
Некоторая часть топлива используется для охлаждения топлив-
ных насосов двигателя, а затем сливается в кормовой бачок. При
повышении давления в бачке открывается обратный клапан и
239
топливо поступает к фильтру грубой очистки, а оттуда снова
к двигателю. В случае необходимости, в частности при работе
на бензине, дополнительно включается насос БЦН-1.
Всего в топливной системе танка Т-64А имеется 12 баков.
Внутри корпуса танка установлены правый и левый передние
баки в отделении управления; бак-стеллаж, правый и левый
задние баки в боевом отделении. Снаружи машины на правой
надгусеничной полке находятся три бака, на левой полке — четы-
ре бака. Кроме того, на корме танка предусмотрена установка
двух дополнительных бочек с топливом. Передние баки и бак-
стеллаж соединены последовательно между собой и составляют
переднюю группу баков; два задних бака образуют заднюю груп-
пу, а все наружные баки объединены еще в одну, третью груп-
пу. Порядок выработки баков следующий: дополнительные бочки
(не показанные на схеме); наружные баки, начиная с заднего
бака правого борта; внутренние баки. По мере выработки топ-
лива баки через дренажный бачок заполняются воздухом. В за-
висимости от положения крана отключения наружных баков
воздух поступает в правый задний наружный бак или в левый
задний внутренний бак, а из них по дренажным трубопроводам
к остальным бакам. Количество топлива в передней группе баков
или внутренних баках задней группы измеряется топливомером,
указатель и переключатель которого размещены на щитке конт-
рольных приборов водителя.
Схема топливной системы СУ с ГТД принципиально не отли-
чается от описанной.
Практически во всех зарубежных ВГМ весь запас топлива
размещается внутри корпуса, в большинстве основных танков —
в МТО. Только в танках АМХ-30, Pz 68 и Strv 103В топливные
баки устанавливаются и в обитаемых отделениях, а в новых тан-
ках— в изолированном отсеке обитаемого отделения (танк М-1,
США) или в баках на надгусеничных полках (танк «Леопард-2»,
ФРГ).
На рис. 5.2 приведена схема топливной системы танка «Лео-
Рис. 5.2 Принципиальная схема топлив-
ной системы танка «Леопард-1»:
1,6 — основные баки; 2 — двигатель; 3 —
дренажный клапан; 4 — топливоохладитель;
5 — расходный бачок; 7 — топливораспредели-
тельный кран; 8, 9 — топливоподкачивающие
насосы; 10 — кран слива топлива; 11 — фильтр
грубой очистки; 12 — кран включения подо-
гревателя; 13 — водоотделитель; 14 — топлив-
ный насос подогревателя; 15 — подогреватель;
-----основное топливо; —---слив топлива;
—• •— проток топлива;------дренаж
240
Характеристики топливных систем современных ВГМ
Таблица 5.4
Показатель Т-64А Т-72 T-SO БМП-1 M-60AI . Леопард-!* .Чнфтен* м АМХ-30 Рх 68 Strv 103В
Общая вмести- мость баков, л 1 260 1 200 1 830 460 1 420 955 1 045 970 760 945
Вместимость ба ков, находящихся в корпусе маши- ны, л 730 700 1 130 350 1 420 955 1 045 970 760 945
Число и распо- Всего 12 Всего 9 Всего 12 4 Всего 3 Всего 2 Всего 2 Всего 5 Всего 6 Всего 2 Всего 3 (2 в бое- вом от- делении; 1 в МТО)
ложение баков (5 внутрен- (4 внутрен- расходный (1 внут- (в МТО (в МТО в МТО (2 в отде- (в отде-
них, 7 на- них, 5 на- бачок ренний. по бор- по бор- 4-2 рас- лении уп- лении
ружных): 2 в отделе- нии управ- ления; 3 в боевом отделении; 3 на правой надгусенич- ной полке; 4 на левой надгусенич- ной полке ружных): 2 в отделе- нии управ- ления. 2 в боевом отделении; 5 на правой надгусенич- ной полке (7 внутрен них, 5 на- ружных): 2 в отделе- нии управ- ления; 3 в боевом отделении; 2 в МТО; 2 на правой надгусенич- но.1 полке; 3 на левой надгусенич- ной полке 2 наруж- ных): 1 в де- сантном отделе- нии; 2 в двери выхода десанта там! там) 4 расход- ны i бачок XO '.НЫХ бачка равления; 2 в бое- вом от- делении; 2 в МТО) управле- ния) 4- расход- ный бачок в МТО
Наличие допол- нительных бочек (число х вмести- мость, л) 2x200 2x200 3x200
пард-1», характерная для СУ зарубежных ВГМ. В систему вхо-
дят два основных топливных бака, установленных в МТО по бор-
там корпуса; расходный бачок, закрепленный на левом баке; два
топливонодкачиваюших насоса, приводимых в действие одним
электродвигателем; фильтр грубой очистки топлива; топливорас-
пределительный кран; топливоохладитель, размещенный перед
левым радиатором системы охлаждения; топливоподающие и дре-
нажные трубопроводы, клапаны и арматура. Наличие постоянно
заполненного расходного бачка обеспечивает бесперебойное пита-
ние двигателя топливом при значительных углах наклона танка.
Давление, создаваемое топливоподкачивающим насосом на входе
в двигатель, и охлаждение топлива обеспечивают надежную ра-
боту системы на всех вилах топлива.
Основные характеристики топливных систем современных
ВГМ приведены в табл. 5.4.
5.5. ЗАПРАВКА СИСТЕМЫ ТОПЛИВОМ
Большинство топливных систем отечественных ВГМ (Т-64А,
Т-72, БМП-1 и др.) являются системами так называемого пассив-
ного заполнения, заправка баков в которых осуществляется за-
ливкой топлива в бак или группу баков через открытую Головину
стационарными (топливораздаточные колонки) или подвижными
(топливозаправщики) средствами заправки, а также индиви-
дуальными топливозаправочными устройствами машины.
При пассивном заполнении заправка баков топливных систем
(табл. 5.5) производится со скоростью 65—70 л/мин во избежание
выброса топлива из заправочного бака. Такая скорость заправки
не отвечает современным требованиям, устанавливающим ско-
рость заправки не менее 200 л/мин. При пассивном заполнении
открываются горловины почти всех баков, что может привести
к попаданию воды и грязи в систему; кроме того, в этом случае
возможны потери топлива и возникновение пожара.
Таблица 5.5
Характеристика топливных систем пассивного заполнения
Показатель Т-62 Т-64А Т-72
Вместимость системы, л 960 1260 1200
Число баков 7 12 9
Число заправочных горловин 6 9 6
Количество заправляемого топлива, л 925 1230 ИЗО
Средняя скорость заправки, л/мин 65 70 65
Время заправки системы, мин 15 18 18
242
Более совершенной топливной системой является такая, в ко-
торой применяется активное или централизованное заполнение,
при котором заправка баков обеспечивается насосом топливоза-
правщика через специальную горловину и разветвленную сеть
трубопроводов.
В настоящее время только в одной отечественной машине
(танке Т-80) используется централизованное активное заполнение
топливной системы (рис. 53). Система заправляется от топливо-
Рис. 5.3. Принципиальная схема топливной системы танка Т-80 с централизо-
ванным активным заполнением:
/, 2 наружные баки правого борта; 3. 4, 10 — передняя группа баков; 5 топлнворас
пределительный кран; 6- дренажный бачок; 7. 14 средняя группа баков; В. 9, 15
группа баков МТО; II заправочный насос; 12 — заправочный фильтр; 13 — кран отклю-
чения наружных баков; 16 — насос топливозаправщика; 17 — заправочная горловина;
IS. 19 наружные баки МНОГО борта; —Топливо; --- р> — втдух
заправщика через одну горловину. Для обеспечения полного за-
полнения всех баков принят следующий порядок заправки: топ-
ливо от заправочной горловины поступает к топливораспредели-
тельному крану и от него во все внутренние группы баков; первым
заполняется (вследствие малой вместимости) расходный бак,
после чего топливо через обратный клапан начинает поступать в
наружные баки левого и правого бортов; затем заполняются пе-
редняя группа баков и баки, расположенные в боевом отделении
и в МТО. Последовательность заполнения баков следующая:
10 . у -4 I4--7 *8 <-19 *18 *2 *1. После заполнения бака 14
топливо начинает поступать в наружные баки; последним запол-
няется правый передний наружный бак. Дренажная система обес-
печивает при заправке удаление вытесняемого топливом воздуха из
внутренних и левых наружных баков в правый наружный бак
и далее через открытую горловину этого бака в атмосферу. В си-
стему заправляется I 830 л топлива со скоростью более 100 л/мин
за 17 мин. Топливная система с последовательным соединением
внутренних баков и небольшим опережением их заполнения по
243
сравнению с наружными имеет сравнительно небольшое гидравли-
ческое сопротивление, давление в баках в процессе заправки не
превосходит 50 кПа. Следует иметь в виду, что при централизо-
ванном заполнении системы от топливозаправщика давление в ба-
ках может превысить допустимые значения, что необходимо учи-
тывать при определении порядка заправки, диаметров топливных
и дренажных трубопроводов.
Параллельно-последовательное заполнение баков или групп
баков (рис. 5.4) обеспечивает полную заправку с заданной скоро-
Рис. 5.4. Схема параллельно-последовательного заполнения баков при активной
заправке топливной системы:
/ — дренажный клапан; 2, 3. 4 — бакл или гоуппы баков; 5 - дренажный бачок; 6 — пре
дохранитсльный клапан; ---------— топливо; ---£> — воздух
стью при допустимом давления в баках 40 кПа. По мере заполне-
ния отдельные баки или группы баков отсекаются автоматически-
ми клапанами от заправочной трассы, а заправка остальных баков
продолжается. При полном заполнении системы клапаны отсека-
ют трассу топливозаправщика от топливной системы машины, и
процесс заправки заканчивается.
5.6. ОСНОВЫ РАСЧЕТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТОПЛИВНОЙ
СИСТЕМЫ АКТИВНОГО ЗАПОЛНЕНИЯ
Расчет заключается в определении вместимости топливных ба-
ков и выборе оптимального соотношения конструктивных и гид-
равлических параметров системы.
Вместимость топливных баков Уб (в л) определяется запасом
хода машины и может быть рассчитана по формуле
где S —запас хода, км; Gs—средний путевой расход топлива, л/км.
244
Если задается продолжительность работы машины в часах, то
вместимость баков
Vt-TGJb.
где Т — продолжительность работ и двигателя при одной заправке топливной
системы, ч; Gr —средний часовой расход топлива, кг/ч; рт — плотность топ-
лива, кг/м’.
Число и расположение баков определяются общей компоновкой
машины.
Применение активного заполнения системы топливом связано
с решением ряда задач, обусловленных конструктивно-компоновоч-
ными особенностями многобаковых топливных систем ВГМ: баки
расположены не на одном уровне, заполняются не одновременно,
изготавливаются из сравнительно тонкого листового материала;
диаметры топливопроводов ограничены. Конструктивной особен-
ностью топливной системы танка Т-80, в частности, является ис-
пользование баков из коррозионно-стойкой стали повышенной
жесткости .допускающих большие давления по сравнению с обыч-
ными баками.
Рис. 5.5. Условная схема процесса заполнения топливной системы
В общем виде процесс заполнения топливной системы (рис. 5.5),
по данным Б. И. Домникова, можно представить системой урав-
нений:
SidXfidt = v Qu;
245
\рс = ^Р* ;
А/\ = kijG^j 4- ;
Дл 1= Др = , .. = Др ;
1 *» *а
»(')
о,= So4;
J-I
Gi=/(A^h).
где Д/— динамический коэффициент системы (площадь бака); G| — расход
топлива на входе в топливную систему танка; Xi— уровень топлива в бакс,
Ciij—расход топлива в топливопроводе, питающем бак; Ог—расход топлива
в узле распределения; Дре — гидравлическое сопротивление системы; Л рп
давление в сети топливозаправщика; Арк- давление в каждом топливопро-
воде; kij — коэффициент гидравлического сопротивления каждого топливопро-
вода; рт — плотность топлива; Др, —давление в узле распределения; » —
» 1 ... п — число баков; / — 1... т — число топливопроводов, подключенных
к баку; k = I ... s — число последовательных соединений; г — I . . а — число
узлов распределения в параллельных соединениях; б(г) — число топ швопрово-
дов в г-м узле распределения.
Процесс активного заполнения с переменным режимом течения
топлива в системе разделяется на ряд последовательно сменяющих
друг друга этапов, характеризующихся постоянством режимов те-
чения топлива по топливопроводам за определенный промежуток
времени. Смена режимов течения и продолжительность этапов оп-
ределяются необходимостью последовательного заполнения баков
с целью обеспечения полной заправки.
Каждый этап заправки характеризуется своим распределением
потоков от узла раздачи. При расчете учитывается только измене-
ние уровня топлива в баках. Сопротивление дренажной системы
с внутренним диаметром трубопроводов 14 мм на процесс заполне-
ния практически не влияет. Коэффициенты местных сопротивлений
элементов системы выбираются по справочным данным.
Систему уравнений с учетом принятых допущений можно ре-
шить с помощью ЭВМ или графоаналитическим методом. Расчеты
и последующая экспериментальная проверка показали, что гид-
равлическое сопротивление основного топливопровода должно
подбираться из условия расхода 150—200 л/мин при давлении на
входе в систему 50...65 кПа. Для обеспечения давления в баках
не более 35 кПа необходимо, чтобы на последнем этапе заправки
коэффициент изменения расхода был не менее 0,85, что достига-
ется подбором топливных и дренажных трубопроводов или приме-
нением схемы с параллельным заполнением внутренних и наруж-
ных баков с прямоточной системой дренажа. Для систем с коэф-
фициентом изменения расхода менее 0,8 необходима установка на
входе в систему регулятора давления, ограничивающего давление
в баках при максимально возможной скорости заправки.
246
При параллельно-последовательной схеме заполнения системы
ее расчет упрощается и сводится к определению гидравлического
сопротивления системы и точки пересечения характеристик систе-
мы и топливозаправщика. Эта точка определяет количество топ-
лива, поступающего в систему, которое сопоставляется с заданным
значением. В случае несовпадения сопоставляемых значений мето-
дом итерации подбирается оптимальный диаметр трубопроводов.
5.7. СОСТАВНЫЕ ЧАСТИ ТОПЛИВНОЙ СИСТЕМЫ
Топливные баки. К топливным бакам (рис. 5.6) предъявляются
следующие технические требования:
достаточная прочность, герметичность, малая масса;
коррозионная стойкость материала;
форма, обеспечивающая наиболее полное использование отво-
димого для их размещения объема;
удобство монтажа и демонтажа;
максимальная вырабатываемость топлива.
Рис. 5.6. Общий вид топливных баков:
а носовой расходный: / — штуцер установки топливомера; 1 дренажный патрубок;
3 патрубок соединения с другим баком; 4 — патрубок соединения с клапаном выпуска
воздуха; 5 — фланец установки бензинового центробежного насоса;
б — бак-стеллаж: /-дренажный патрубок: 2 — штуцер установки топливомера; 3 за
правочная горловина; 4 — труба для укладки боекомплекта; 5 патрубок соединения
с другим баком
Большинство баков изготавливается из стальных или алюми-
ниевых листов сваркой. Для увеличения жесткости баков на их
стенках выштамповываются желоба (зиги), а внутри баков уста-
навливаются перегородки, которые уменьшают плескание топлива.
Для предохранения от коррозии стальные баки внутри покрыва-
ются бакелитовым лаком.
Конфигурацию баков выбирают в зависимости от места распо-
ложения их в машине. В баки-стеллажи ввариваются полые тру-
247
бы для размещения боекомплекта. Нижняя часть бака выполня-
ется в виде отстойника, в котором оседает грязь и собирается во-
да, попадающая в топливо из-за конденсации влаги воздуха. Для
удаления грязи и слива топлива в нижней части отстойника уста-
навливается сливная пробка с клапаном. Для заправки топливом
бак снабжается заливной горловиной, имеющей сетчатый фильтр
для предварительной очистки топлива, и закрывающейся пробкой.
К нижней части бака подсоединяется приемный трубопровод, вход-
ное отверстие которого внутри бака защищается также сетчатым
фильтром. К верхней части бака приваривается патрубок, соеди-
няющий его с дренажной системой. В зависимости от расположе-
ния в системе на баках могут быть патрубки для соединения их
между собой, фланцы для крепления датчиков уровня, насосов,
кранов и др.
Топливные баки крепятся в корпусе машины на кронштейнах
с резиновыми амортизаторами.
В последнее время баки начали изготавливать из пластических
материалов. В частности, такие баки применяются в танке М-1
(США). Известно, что разработкой пластмассовых баков занима-
ется также фирма BASF (ФРГ).
Преимущества пластмассовых баков по сравнению с металли-
ческими заключаются в их повышенной безопасности и коррозион-
ной стойкости, возможности придания бакам практически любой
формы и малой массе.
В некоторых зарубежных машинах используются мягкие баки
из синтетических материалов. Так, в английских танках «Чифтен»
и «Челленджер» используются топливные баки из легкой эластич-
ной синтетической резины с полимерным покрытием, имеющей по-
вышенную прочность. Их преимуществами являются возможность
максимального использования отведенного объема и монтажа че-
рез люки, лучшая ремонтопригодность, удобство транспортировки
и хранения запасных баков.
В последнее время большое внимание уделяется защите баков,
в первую очередь наружных, от загорания и взрыва. Существуют
следующие основные пути решения проблемы:
полное или частичное бронирование баков, что связано с су-
щественным увеличением массы;
протектирование — покрытие баков специальными самоуплот-
няющимися составами;
обеспечение экстренного слива топлива или сброса наружных
баков;
заполнение баков специальными наполнителями на основе
пенополиуретана, что, однако, приводит к увеличению невыраба-
тываемого остатка топлива.
Пожаро- и взрывобезопасность баков может быть существен-
но повышена использованием водотопливных эмульсий.
Топливные насосы. В топливных системах используется несколь-
ко типов насосов. Во всех многотопливных системах отечественных
248
машин применяется насос центробежного типа, предназначенный
для создания давления в трассе подвода топлива от бака к топ-
ливоподкачивающему насосу двигателя, а также для прокачки си-
стемы перед пуском двигателя после длительной стоянки машины.
На рис. 5.7 показана конструкция насоса БЦН-1, в котором цент-
Рис. 5.7. Конструкция бензинового центробежного насоса БЦН-1:
I сетчатый рассекатель; 2 крыльчатка; 3 — корпус; 4 - электродвигатель; 5 —крышка;
б — переходник
робежный насос и электродвигатель объединены в один блок. На-
сос крепится непосредственно на баке при помощи фланца таким
образом, что его крыльчатка постоянно находится в топливе. На-
сос БЦН-1 включается при работе двигателя на бензинах и вык-
лючается не ранее чем через 5 мин после остановки двигателя.
При работе двигателя на дизельном топливе и топливе для реак-
тивных двигателей насос не включается. Подача насоса составля-
ет около 40 л/мин, что больше необходимого, поэтому излишек то-
плива сбрасывается обратно в бак.
В топливных системах зарубежных машин используются ана-
логичные подкачивающие насосы. В частности, в каждом из двух
основных топливных баков танка M-60AI (США) установлены
центробежные насосы, погруженные в топливо и связанные с гер-
метизированными электродвигателями магнитными муфтами.
В топливных системах отечественных машин используются так-
же ручные топливоподкачивающие насосы, предназначенные для
прокачки системы перед пуском двигателя и удаления из нее воз-
духа. В многотопливных системах, в которых используется насос
БЦН-1, ручной насос является дублирующим и применяется пре-
имущественно при неисправности основного насоса. На рис. 5.8
показана конструктивная и кинематическая схемы ручного топли-
воподкачивающего насоса мембранного типа РНМ-1. При рабо-
тающем двигателе все топливо проходит через насос, приемный и
нагнетательный клапаны которого постоянно открыты. Перепуск-
ной клапан регулируется на давление 50- 60 кПа.
249
Топливоподкачивающие насосы коловратного типа, например
БНК-12ТК, и насосы высокого давления устанавливаются непос-
редственно на двигателе.
Рис. 5.8. Конструктивная (а) н кинематическая (б) схемы ручного топливопод
качнвающего насоса мембранного типа:
/ — корпус; 3 — приемный клапан; 3 — перепускной клапан; 4 - нагнетательный клапан;
5 — рукоятка; 6 — крышка; 7 — мембрана
В топливных системах используются также насосы центробеж
ного типа с электроприводом для индивидуальной заправки топ-
ливных баков машин из бочек и других емкостей. Эти насосы мо-
гут крепиться в корпусе машины (танк Т-64А) или быть перенос-
ными и входить в комплект ЗИП машины (танк Т-72).
Топливные фильтры. В топливных системах отечественных ма
шин устанавливаются два основных фильтра, включенных после-
довательно и предназначенных для очистки топлива от механичес-
ких примесей и воды. Один фильтр—для первичной (грубой)
очистки — располагается перед топливоподкачивающим насосом
двигателя, задерживает сравнительно крупные частицы и некото-
рую часть воды и должен иметь незначительное гидравлическое
сопротивление. Второй фильтр — для вторичной (тонкой) очист-
ки — устанавливается непосредственно на двигателе перед топлив-
ным насосом высокого давления и очищает топливо от мельчайших
механических частиц.
Для первичной очистки топлива применяются обычно сетчатые,
пластинчато-щелевые и ленточно-щелевые фильтры.
250
На рис. 5.9 показаны конструкция и принцип действия сетча-
того фильтра, используемого в топливной системе танка Т-72.
Установка трех сетчатых цилиндров позволяет увеличить фильт-
рующую поверхность при небольших общих габаритах фильтра.
Фильтрующий элемент пластинчато-щелевого фильтра
(рис. 5.10) представляет собой полый цилиндр, составленный из
кольцевых дисков и проставок. При сборке между торцевыми по-
верхностями дисков образуются зазоры, в которых задерживаются
механические частицы, находящиеся в топливе.
Принцип работы ленточно-щелевого фильтра тот же, что и
пластинчато-щелевого. В этом фильтре (рис. 5.11) фильтрующим
элементом является гофрированный стакан с навитой на него про-
фильной лентой.
Рис. 5.9. Конструктив-
ная схема сетчатого
фильтра:
I - корпус; 2 — фильтрую
щис сетчатые цилиндры;
J — крышка
Рис. 5.10 Конструкция
фильтрующих элементов
пластинчато-щелевого
фильтра:
/ — пластина; 2 - простая
ка
Рис. 5.11. Конструктив
пая схема ленточно-ще-
левого фильтра:
/ - профи льни я лепта; 2 -
гофрированный стакан: .1
крышка; 4 - корпус
Фильтры грубой очистки топлива задерживают механические
частицы размерами от 20 (пластинчато-щелевой) до 100 мкм
(сетчатый).
При проектировании топливной системы пропускную способ-
ность чистого фильтра выбирают ориентировочно равной удвоен-
ному количеству топлива, проходящего через фильтр, причем по-
тери давления в фильтре не должны превышать допустимые для
его конструкции значения.
По мере загрязнения увеличивается сопротивление фильтров,
вследствие чего подача топлива затрудняется, поэтому фильтры
необходимо периодически промывать. Промывка топливного филь-
тра грубой очистки производится через 6500-7000 км движения
машины, но не более чем через 350 ч работы двигателя.
251
Рнс. 5.12. Конструктивная схема пробкового крана:
/ — рукоятка; 2 корпус; 3 пробка; / защелка; 5 пружина; 6 сальник; поло
женин I и II—баки включены н перекрыты соответственно; 111 откачка топлива
hi системы
Топливные краны, топливопроводы и их соединения. В топлив-
ных системах современных ВГМ применяются пробковые, золотни-
ковые и вентильные краны (рис. 5.12—5.14).
К топливопроводам и их соединениям предъявляются требова-
ния обеспечения герметичности, коррозионной стойкости, надеж-
ности и простоты конструкции, малого сопротивления. Топливо-
проводы и их соединения изготавливаются из стали, в том числе
и коррозионно-стойкой, из меди; используются также специаль-
ные резиновые шланги в гибкой оплетке. Конфигурация топливо-
проводов зависит от расположения составных частей топливной
системы и двигателя в машине.
В топливных системах отечественных ВГМ наиболее распрост-
ранены ниппельные и угловые соединения (рис. 5.15).
В зарубежных ВГМ применяются быстроразъемные самозапи-
рающиеся соединения, позволяющие заменять двигатель и отдель-
Рнс. 5.13. Золотниковый кран:
/ — диск золотник; 2 валик; J —
пружина; 4 — корпус; 5 крыш
ка; б—сальник; 1 фиксатор; 8
рукоятка
Рнс. 5.14 Конструктивная схема вентиль-
ного крана:
/ — корпус; 2 — сальник; 3 — вентиль
252
а а
Рис. 5.15. Соединения топливопроводов:
а — ниппельное: / — штуцер; 2 — накидная гайка; 3 — ниппель; 4 - трубопровод; б —
угловое / — трубопровод; 2 — поворотный угольник; 3 — специальный болт
ные агрегаты СУ без слива топлива, что значительно сокращает
время монтажно-демонтажных работ. Эти соединения должны от-
вечать следующим основным требованиям:
минимальные усилия при стыковке и расстыковке вручную;
герметичность и малое гидравлическое сопротивление.
Быстроразъемное соединение, используемое в американском
самоходном орудии М-107 (рис. 5.16, а), состоит из двух частей,
в каждой из которых имеется клапан с пружиной. Стыковка час-
тей осуществляется при помощи накидной гайки: подпружиненный
фиксатор на внутреннем шестиграннике одной части при монтаже
надвигается на шестигранник другой части, что исключает само-
произвольное свинчивание гайки. Топливо проходит по каналам
в клапанах. Герметичность в расстыкованном состоянии обеспечи-
Рис. 5.16. Конструктивна и схема быстроразъемных соединений топливопрово- дов американских ВГМ: а — самоходного орудия М107; 1.6 — корпуса; 2. 5 — клапаны; .1 — обойма; 4 — шарик; 6 танка M60AI; /, 7 —корпуса; 2 — промежуточный корпус: 3, 5 — клапаны; 4 - «апнраюшее кольцо; 6 — сухарь J * ей® Li a 4 5 6 7 t 2 J /
253
вается посадкой подвижного седла на неподвижный клапан и ре-
зиновым уплотнением, которое предотвращает течь и в состыко-
ванном состоянии. Соединение имеет сравнительно большие габа-
риты, значительную массу и создает большое гидравлическое соп-
ротивление. Конструкция достаточно сложна и состоит из большо-
го числа деталей, многие из которых изготавливаются с высокой
степенью точности.
Соединение (рис. 5.16,6), применяемое в топливной системе
танка М-60А1, состоит из двух частей, в каждой из которых име-
ются подпружиненные клапаны. Фиксация частей в состыкован-
ном состоянии осуществляется замком с шестью сухарями, кото-
рые удерживаются подпружиненным запирающим кольцом. Гер-
метичность в расстыкованном состоянии достигается посадкой
клапанов с резиновыми уплотняющими кольцами на седла, а в со-
стыкованном состоянии — деформацией прокладки, зажимаемой
между двумя частями соединения.
Быстроразъемное соединение из типоразмерного ряда, разра-
батываемого для СУ отечественных ВГМ (рис. 5.17), также состо-
Рис. 5.17. Конструктивная схема быстрорааъемного соединения топливопрово-
дов отечественных ВГМ:
/ — корпус с шестигранником; 2 подвижный клапан; 3 — неподвижный клапан; 4
неподвижное седло клапана; 5 — подвижное седло клапана; 6 — корпус; 7 запирающая
втулка. 8 — стопорный затвор
ит из двух частей с подпружиненными клапанами. Замок шарико-
вого типа имеет более простую конструкцию, чем у соединений,
рассмотренных ранее. Герметичность в расстыкованном состоянии
обеспечивается посадкой клапанов на конусные поверхности, а в
состыкованном состоянии — резиновым кольцом. Соединение име-
ет небольшие габариты и достаточно простую конструкцию. При
изготовлении большинства деталей не требуется высокая степень
точности. Гидравлическое сопротивление соединения существенно
меньше, чем у рассмотренных ранее. Такне соединения разрабаты-
ваются и для использования в системах смазки, охлаждения и по-
догрева.
254
Глава 6. СИСТЕМА СМАЗКИ
6.1. ОБЩИЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Смазывание трущихся деталей двигателя имеет решающее зна-
чение для обеспечения его надежной работы в течение гарантий-
ного срока службы. Смазывание уменьшает механические потери,
устраняет местный перегрев, задиры и повышенный износ деталей,
защищает детали двигателей от коррозионного разрушения. Мас-
ло отводит тепло, выделяющееся в результате работы трения на
сопрягаемых поверхностях деталей, а также часть тепла, передаю-
щегося деталям от горячих газов. Теплоотдача в масло характери-
зутся тепловым потоком, на который расходуется 1,5—2 % в
ГТД и 3—4 % в ПД количества теплоты, выделившейся при
сгорании топлива, и в ПД серийных танков достигает
60—70 кВт, а в более мощных двигателях — 105 кВт. Кроме то-
го, масло способствует уплотнению зазоров между цилиндром и
поршнем ПД.
Система смазки представляет собой комплекс устройств для
размещения, хранения и бесперебойной подачи масла к трущимся
деталям двигателя при необходимом давлении, на всех режимах
работы, во всех возможных условиях эксплуатации.
К системам смазки СУ современных ВГМ предъявляются сле-
дующие технические требования:
обеспечение работоспособности при кренах и дифферентах ма-
шины под углом до 45°;
обеспечение в течение гарантийного срока службы двигателя
запаса хода, заданного по топливу;
смена масла должна осуществляться не раньше окончания га-
рантийного срока службы двигателя.
6.2. СОВРЕМЕННЫЕ МОТОРНЫЕ МАСЛА
К маслам для силовых установок ВГМ предъявляется комплекс
противоречивых требований. Это объясняется, с одной стороны,
высокой удельной нагрузкой и тепловой напряженностью деталей
современных форсированных двигателей и, с другой стороны, не-
обходимостью обеспечения технической готовности машин при
255
низкой температуре окружающего воздуха. В связи с тенденцией
увеличения надежности двигателей возрастают требования к анти-
износным свойствам масел.
Удовлетворение всех требований возможно только при условии
добавления в базовые масла специальных присадок, улучшающих
их свойства. Наибольшее распространение получили антиокисли-
тельные, моющие, антиизносные и антипенные присадки. Приме-
няются также и многофункциональные присадки, улучшающие
сразу несколько характеристик масел.
В СУ с ПД в настоящее время в основном применяются мине-
ральные масла (табл. 6.1), получаемые в результате переработки
нефти.
Масло М-16 ИХП-3 обладает хорошими моющими и антиизнос-
ными свойствами, однако его низкотемпературные свойства такие
же, как и у масла МТ-16П. При существующей мощности аккуму-
ляторных батарей серийных ВГМ эти масла обеспечивают про-
крутку двигателя до пусковой частоты вращения только при тем-
пературе от +5 до О °C.
Масло МТЗ-10П рекомендовано для применения на безнаддув-
ных двигателях типа В-2 и УТД-20 как всесезонное для северных
и зимнее для остальных районов страны. Однако в связи с тем, что
это масло склонно к образованию шламоподобных низкотемпера-
турных отложений и имеет более низкие, чем у масла М-16 ИХП-3,
моющие и антиизносные свойства, оно не применяется в двигате-
лях 5ТДФ.
В настоящее время сформулированы технические требования
к качеству универсальных масел для разрабатываемых ПД, кото-
рые в основном сводятся к следующему:
масло должно быть единым для ПД всех ВГМ и обеспечивать
их работу на различных видах топлива в течение ресурса без сме-
ны масла в пределах гарантийного срока службы двигателя;
вязкостно-температурная характеристика масла должна обес-
печивать прокрутку двигателя до пусковой частоты вращения без
предварительного подогрева при температуре —25 °C и выше для
всесезонного масла типа I и —40 °C для масла типа II
(табл. 6.2).
Отложений нагара и лака на поршнях после испытаний двига-
теля на этих маслах должно быть не больше, чем при работе на
масле М-16 ИХП-3.
Испытания опытных образцов масел, разработанных в соответ-
ствии с приведенными выше требованиями, показали, что эти мас-
ла позволяют обеспечить прокрутку двигателя до пусковой часто-
ты вращения при температуре окружающего воздуха от —25 до
—30 °C без предварительного подогрева.
Актуальной проблемой является также создание единого всесе-
зонного моторно-трансмиссионного масла, что позволит не только
сократить номенклатуру применяемых масел и существенно уп-
ростить снабжение войск смазочными материалами, но и открыва-
256
Таблица 6.1
Характеристика современных масел для ПД
Показатели S 1 ! к Й 2 Р 1 ii 2 -? = 1 * h S J * 1- • ° х 2 l! X &
Вязкость кинема- тическая. мма/с: при 100 °C 16.0—17,5 16 ±0.5 13,5 (без 13.5—14,5 10±0,5
при 0° С, не бо- 6300 присадок); 16 + 0,5 (с присадками) 5 200 1 200 650
лее при —30 °C. не Теряется жидко те кучесть при Динамичес- 15000
более Индекс вязкости, 80 —25 °C 80 85 кая 28 Па с ПО 110
не менее Кислотное число, 0.15 0,10 (без 0,15 (без 0,10 0,06 (без
мг КОН/г, не более Зольность масла с 0,25 np.ica- док) 0.45 присадок) 1,25 0,13 присадок) 0.80-1.15
присадкой, %, не ме- нее Щелочность масла 2.0 2.0 4,0 Не норми-
с присадками, мг КОН/г, нс менее Массовая доля ме- 0.01 0,015 0,013 0,008 руется, оп- ределение обязательно 0.025
ханических примесей в масле с присадка- ми, %, не более Температура, °C: вспышки в за- 200 198 225 Не норми- 165
крытом тигле, не менее застывания, не -25 -25 -25 руется и
более Моющие свойства 1 1 0.5 —
по шкале ПЗВ, бал лы, не более
Таблица 6.2
Характеристики перспективных универсальных масел
Показатели Всесезонное, тип 1 Всесезонное, тип 1!
Вязкость: кинематическая при 100 °C, мм2/с, не менее динамическая, Па-с, не более Температура застывания, °C, не более 12 160 (при —25 °C) -40 8 160 (при —40 °C) -50
17 Зак. 27с
ет перспективы объединения систем смазки двигателя и трансмис-
сии. Однако задача эта весьма сложна, так как, наряду с обеспе-
чением высоких моюших, антиизносных и антиокислительных
свойств, необходимых для моторного масла, к такому маслу предъ-
являются повышенные требования по антизадирным и антифрик-
ционным свойствам, характерным для трансмиссионных масел, ко-
торые должны обеспечивать длительную и надежную работу вы-
соконагруженных трансмиссий современных ВГМ.
Характерными особенностями масел для ГТД являются повы-
шенные требования к их термоокислительной стабильности и вяз-
костно-температурным характеристикам. Эти требования могут
быть выполнены только при применении синтетических масел. Ни-
же приведены основные показатели одного из таких масел (Б-ЗВ
ТУ38-101295-75):
Плотность при 20 *С, г/см*...................................0,90—0,997
Вязкость, мм’/с:
при 100 “С, не менее.................................... 4.8
при —40 °C, не более.................................. 13 000
Температура, "С:
застывания.............................................. —60
вспышки в открытом тигле, не менее..................... 230
Кислотное число, мг КОН/г.................................4,0—5,5
Массовая доля, %:
водорастворимых кислот............................... —
механических примесей и воды .... ............ —
Коррозия при испытании на металлических пластинках ... —
Необходимо отметить, что это масло обладает недостаточной
термоокислительной стабильностью, вследствие чего при эксплу-
атации машин в определенных условиях происходит полное или
частичное забивание масляных фильтров продуктами срабатыва
ния присадок и разложения основы масла. Кроме того, масло
Б-ЗВ обладает повышенной токсичностью. В связи с этим перед
нефтехимической промышленностью поставлена задача создания
нового, более совершенного синтетического масла.
6.3. КОНСТРУКЦИЯ СИСТЕМЫ СМАЗКИ
В систему смазки СУ входят составные части двигателя (на-
гнетательные и откачивающие насосы, фильтры грубой и тонкой
очистки, трубопроводы подачи масла к трущимся деталям двига
теля, редукционные клапаны) и агрегаты, размещаемые в МТО
(масляные баки, масляные радиаторы, маслозакачивающие насо-
сы, перепускные и обратные клапаны, трубопроводы).
В настоящей главе рассматриваются агрегаты, устанавливае-
мые в МТО (кроме радиаторов, основные данные по которым
приведены в гл. 3).
В зависимости от места размещения расходуемого масла сис-
258
темы смазки ПД могут быть разделены на системы с мокрым и
сухим картером.
В системах смазки с мокрым картером, наиболее распростра-
ненных в автомобильных двигателях (рис. 6.1), масло находится
в поддоне картера. При работе двигателя масло подается к тру-
щимся деталям нагнетающим насосом.
Рис. 6.1. Схема системы смазки с мокрым картером:
/ перепускной клапан; 3 масляный фильтр; 3 - редукционный клапан; 4 — насос;
5 — маслозаборник; « — главная масляная магистраль; 7 — предохранительный клапан;
8 радиатор
В системах смазки с сухим картером (рис. 6.2) масло находит-
ся в отдельном масляном баке. К трущимся деталям двигателя
Рис. 6.2. Схема системы смазки с сухим картером СУ танка Т 72:
/—главная масляная магистраль; 2 — масляный центробежный фильтр; 3 — радиатор; 4 —
пополнительный бак; 5---обратный клапан. 6 перепускной клапан; 7 — система подо
грева; 8 — циркуляционный бак; 9 — маслозакачиаающнй насос; 10, II — откачивающие
и нагнетательная секции масляного насоса. /2 — редукционный клапан; 13 — масляный
фильтр; 14 — перепускной клапан
17*
259
масло подается нагнетательным и удаляется из поддона картера
откачивающим насосами, причем подача откачивающего насоса в
2—2,5 раза больше, чем нагнетательного. Преимущества системы
смазки с сухим картером по сравнению с мокрым следующие:
меньшая высота двигателя;
возможность длительной работы СУ при значительных кренах
и дифферентах;
меньший расход масла и сохранение его физико-химических
свойств в течение длительного времени благодаря отсутствию дли-
тельного контакта с горячими картерными газами.
Использование этих систем смазки в СУ ВГМ объясняется в
основном перечисленными преимуществами.
Принципиальную схему систем смазки двигателей ВГМ рас-
смотрим на примере СУ танка Т-72 (см. рис. 6.2). При работе дви-
гателя нагнетательная секция масляного насоса забирает масло из
циркуляционного бака и подает его под давлением через масляный
фильтр к главной масляной магистрали, откуда оно поступает
к трущимся деталям двигателя. Из переднего и заднего масло-
сборников нижнего картера масло забирается откачивающими сек-
циями масляного насоса и подается через масляный радиатор об-
ратно в циркуляционный бак. При низкой температуре масло из
двигателя в бак может проходить, минуя радиатор, через перепус-
кной клапан. Часть масла (около 20- 30 %) от откачивающих
секций масляного насоса под давлением поступает к масляному
центробежному фильтру, где очищается от механических приме-
сей и затем сливается в картер двигателя. По мере расхода масло
из пополнительного бака поступает в циркуляционный бак. Для
предотвращения перелива масла из основного бака в пополнитель-
ный на подъемах в последнем имеется обратный клапан. Во избе-
жание избыточного давления в баках система смазки связана с ат-
мосферой через дренажный трубопровод, трубопровод слива масла
из центробежного фильтра и систему вентиляции картера двигате-
ля. При включении маслозакачивающего насоса перед пуском
двигателя масло забирается из циркуляционного бака и подается,
минуя масляный фильтр, в главную магистраль двигателя.
Система смазки СУ танка Т-64А отличается от системы смазки
танка Т-72 наличием масляного центробежного фильтра полно-
поточного типа, через который проходит все циркулирующее в си-
стеме масло, и отсутствием пополнительного бака
Для обеспечения нормальной работы двигателя необходим кон-
троль, который заключается в наблюдении за давлением и темпе-
ратурой масла в процессе эксплуатации и в периодической провер-
ке его уровня в баке. Уровень масла в баке измеряется, как пра-
вило, щупом, представляющим собой стержень-линейку с метка-
ми. Щуп находится в горловине бака постоянно или устанавливает-
ся только для замера. Давление и температура масла измеряются
дистанционными манометрами и термометрами.
260
Системы смазки СУ зарубежных ВГМ несколько отличаются от
систем смазки СУ отечественных машин. Так, в СУ танков «Лео-
пард-1» (рис. 6.3), «Леопард-2», Pz 68 системы смазки, включая
Рис. 6.3. Схема системы смазки СУ танка «Леопард-1»:
/ — бак; 2 фильтр тонкой очистки; 3 — топливный насос; 4 главная масляная магнст
рпль; .5 фильтры грубой и тонкой очистки; б подомасляный теплообменник; 7 ре
Аукционный клапан; в откачивающий насос; 9 нагнетательный насос
масляный бак, конструктивно объединены с двигателями. Для ох-
лаждения масла используются водомасляные теплообменники, в
которых масло охлаждается жидкостью системы охлаждения дви-
гателя. Применение водомасляных теплообменников позволяет,
кроме того, ускорить прогрев двигателя после пуска. Однако ком-
пактность такого теплообменника может быть обеспечена лишь
при условии, что допустимая температура охлаждающей жидкости
существенно ниже температуры масла (как в большинстве зару-
бежных танков). В противном случае жидкость необходимо охлаж-
дать до более низкой температуры в воздухо-водяных радиаторах,
что связано с увеличением площади их поверхности или затрат
мощности на воздуходувные устройства. Кроме того, существует
опасность попадания охлаждающей жидкости в масло при нару-
шении герметичности теплообменника.
Определенный интерес представляет система смазки СУ танка
М-60А1 (рис. 6.4). В этой системе масло циркулирует по двум кон-
турам: основному, обеспечивающему смазку деталей двигателя,
и вспомогательному, обеспечивающему охлаждение поршней. В ос-
новной контур масло подается нагнетательной секцией масляного
насоса из специального отделения в поддоне картера двигателя
В это отделение масло поступает от двух откачивающих секции
масляного насоса, имеющих заборные патрубки в передней и зад-
ней частях поддона. Расположение отделения обеспечивает под-
держание постоянного уровня масла над маслозаборниками. В под
доне имеется также резервное и два открытых отделения для сбо-
261
ра масла. Специального масляного бака в системе нет. В связи
с тем, что двигатель танка М-60А1 имеет воздушное охлаждение,
масло охлаждается в воздушно-масляном радиаторе.
/—откачивающие секции масляного насоса; 2 — перепускной клапан; 3 — фильтр грубой
очистки; 4 — ноздушно-масляный радиатор; 5, II — термостаты; 6 фильтр тонкой очист
кн; 7 магистраль подачи масла к топливным насосам высокого давления и гаэотурбо
нагнетателям; 8 — главная масляная магистраль; 9 — редукционный клапан; Ю нагие
тательные секции масляного насоса; 12 — магистраль подачи масла для охлаждения порш
ней; 13 манометр; 14 масляный резервуар; 15 — поддон
Поскольку готовность двигателя к пуску и принятию нагрузки
во многом определяется температурой масла в системе смазки,
она, как правило, подключается к системе подогрева. При этом
происходит подогрев масла в циркуляционном баке жидкостью
или отработавшими газами подогревателя, обогрев корпуса масло-
закачивающего насоса и подающих трубопроводов. Возможен так-
же подогрев масла электрическими нагревательными элементами,
работающими от аккумуляторных батарей или от внешнего источ-
ника электроэнергии. Чтобы ускорить прогрев и исключить разру-
шение воздушно-масляных радиаторов, в системе используются ре-
дукционные клапаны или термостаты.
Анализ систем смазки СУ с ПД отечественных и зарубежных
ВГМ показывает, что системы смазки, конструктивно объединен-
ные с двигателями, более компактны, имеют меньшее число соеди-
нений и соответственно большую надежность. В связи с этим для
отечественных СУ предложена система смазки (рис. 6.5), особен-
ности которой заключаются в следующем:
циркуляционный бак является принадлежностью двигателя
и конструктивно объединен с ним;
в циркуляционном баке автоматически поддерживается по-
стоянный уровень масла;
охлаждение масла производится в водомасляном теплообмен-
нике;
262
имеется дополнительный откачивающий масляный насос типа
МЗН.
Рис. 6.5. Схема новой системы смазки для отечественных СУ с ПД:
/ пополнительный бак; 2 — циркуляционный бак; 3 - водомасляный теплообменник:
4 — тмеевнк; 5 масло:«акачннающий насос; 6 — пеногаситель; 7 — главная масляная
магистраль; 8. 13 откачивающие секции масляного насоса; 9 — управляемый кран. 10.
17 двухсекционный масляный насос с электроприводом; 11 — нагнетательная секция
масляного насоса
При работе системы масло из циркуляционного бака подается
нагнетающей секцией масляного насоса двигателя в главную
масляную магистраль. Предварительная очистка масла произво-
дится в обогреваемом сетчатом фильтре циркуляционного бака,
а окончательная — в масляном фильтре двигателя. Из нижнего
картера двигателя масло забирается откачивающими секциями
масляного насоса и подается в пеногаситель, откуда масло на-
правляется в водомасляный теплообменник и после охлаждения
стекает обратно в циркуляционный бак. Для пополнения циркуля
иконного бака предусмотрена магистраль с жиклером и управ-
ляемым клапаном, который открывается при работе двигателя
При неработающем двигателе клапан закрыт и перетекания мас-
ла в картер не происходит. Переполнение циркуляционного бака
исключается благодаря трубопроводу, положение которого опре-
деляет уровень масла в баке. Разогрев масла перед пуском двига-
теля при низкой температуре окружающего воздуха осуществ-
ляется жидкостью, проходящей через теплообменник и змеевик,
установленные в циркуляционном баке. В систему дополнительно
включен двухсекционный масляный насос с электроприводом, по-
зволяющий откачивать масло из картера двигателя при включен-
ном маслозакачивающем насосе, что способствует более интенсив-
ному разогреву подшипников двигателя. Расходный масляный
бак может быть расположен в МТО в наиболее удобном с точки
зрения общей компоновки месте.
Такая система смазки отличается лучшей работоспособностью
при кренах и дифферентах машины, лучшими компоновочными
возможностями, а также более интенсивным разогревом и прак-
тически полной вырабатываемостыо всего запаса масла.
263
Особенностями системы смазки СУ танка Т-80 с ГТД (рис. 6.6)
являются применение гибких шлангов, выполненных из специаль-
ной силиконовой резины, стойкой к агрессивному действию мас-
ла Б-ЗВ при высокой температуре, меньшая по сравнению с си-
Рис. 6.6. Схема системы смазки СУ с ГТД:
/ — бак; 2~~ редукционный клапан. 3 — нагнетательная секция масляного насоса; 4 фильтр;
5, /2—запорные клапаны; 6 манометр; 7 — трубопровод; в — перепускной клапан: 9
радиатор; /0 — откачивающие секции масляного насоса, //—термометр; 13 — пеногаси
тель; 14 — салун; 15 — заливная горловина
стемой смазки ПД вместимость системы, обусловленная мень-
шими расходами масла (для ГТД-1000Т задается не более
0,45 кг/ч; фактически около 0,1 кг/ч); отсутствие в масляном баке
системы устройства для подогрева масла, что не нужно, посколь-
ку применяемое масло Б-ЗВ маловязкое.
Масло в ГТД используется только для смазки подшипниковых
узлов и не соприкасается с поверхностями, имеющими высокую
температуру, в результате чего практически отсутствует угар
масла. Кроме того, развитые лабиринтные уплотнения препятст-
вуют уносу масла в проточную часть двигателя.
2С4
6.4. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Количество масла, заправляемого в систему смазки, должно
обеспечивать машине запас хода не меньший, чем по топливу.
В связи с этим расчет системы смазки сводится в основном
к определению объема масла, заправляемого в баки, — циркуля-
ционный и пополнительный:
где VM „«-объем масла в пополнительном баке, л; Ум ц—объем масла в цир-
куляционном баке, л
Объем масла в циркуляционном масляном баке определяется
необходимостью бесперебойной подачи масла к двигателю в раз-
личных условиях эксплуатации. Из опыта эксплуатации серийных
танков известно, что в циркуляционном баке должно быть не ме-
нее !5—20 л масла. С учетом возможности трех неудачных пусков
двигателя с включенным маслозакачиваюшим насосом это значе-
ние должно быть увеличено примерно на Юл. Таким образом,
объем масла, заправляемого в циркуляционный бак, составляет
25—30 л для СУ с двигателями мощностью 515—625 кВт. При
большей мощности двигателя объем заправляемого масла необхо-
димо увеличить пропорционально циркуляционному расходу <7М ц
(в л/ч), который определяется по формуле
__ з 600Qm
гмДГмРи.1О-6 ’
где Q м — теплоотдача в масло, кВт; см — удельная теплоемкость масла,
Дж/(кг *С); — прирост температуры при подогреве масла в двигателе, °C;
рм — плотность масла, кг/м*.
Объем масла в пополнительном баке определяется с учетом
требований по обеспечению запаса хода и расходу масла, кото-
рый должен быть нс больше 2 % расхода топлива:
Цп1П = 0.02Л Ит,
где Л—1,1 . 1,2 — коэффициент запаса системы; V'T — объем заправляемого
топлива, л.
Ориентировочно вместимость системы смазки может быть
определена на основе статистических данных по формуле
V.,t=V„Ne.
где Ууд—удельная вместимость системы, л/кВт; Ne — максимальная мощность
двигателя, кВт.
Анализ табл. 6.3 показывает, что для систем смазки танковых
СУ удельная вместимость может быть принята равной 0,15 л/кВт.
Диаметры масляных трубопроводов определяются по следую-
щим данным:
скорость течения масла во всасывающем трубопроводе (от цир-
куляционного бака до нагнетающей секции насоса) равна 0,5—
1,5 м/с;
18 Зак. 27с
265
скорость течения масла в трубопроводах от откачивающих
секций насоса до масляного бака и радиатора равна 1,7—3,0 м/с.
Таблица 6.3
Характеристики систем смазки СУ отечественных и зарубежных танков
Показатели T-MA T-72 М-Я0А1 .Лео- пард-1- АМХ-ЗО Р* 6Я
Мощность двигате- ля. кВт 515 575 550 610 530 485
Вместимость систе- 82 65 63 70 90 64
мы смазки, л Удельная вмести- мость системы, л/кВт 0.18 0,113 0,115 0,115 0,17 0,132
6.5. СОСТАВНЫЕ ЧАСТИ СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Система смазки включает в себя следующие составные части,
размещаемые в МТО помимо двигателя: масляные баки, масло-
закачивающие насосы, клапаны.
Масляные баки предназначены для размещения, хранения и
транспортировки масла, необходимого для работы двигателя.
Баки изготавливаются из стальных или алюминиевых штампо-
ванных листов при помощи сварки. Для предохранения от корро-
зии стальные баки покрываются бакелитовым лаком. В зависи-
мости от принятой компоновки МТО в системах смазки исполь-
зуются одни или два бака, без учета дополнительных баков, пред-
назначенных только для хранения масла.
В системе смазки танка Т-64А используется один бак, разде-
ленный поперечными перегородками на три отсека (рис. 6.7).
Рис. 6.7. Конструктивная схема масляного бака системы смазки СУ тан-
ка Т 64А:
/ заливная горловина; 2 перегородка; 3 — пеногаситель; 4 дренажная трубка; 5
циркуляционный отсек; 6 — подвод масла; 7 -- переливная труба; 8 выпускной трубе,
провод подогревателя; 9 - клапан; 10 — заборная труба двигателя; II заборная труба
маслозакачивающего насоса; 12 — масляный фильтр
266
Средний отсек является циркуляционным и автоматически по-
полняется маслом из двух других отсеков. Из циркуляционного
отсека по заборной трубе масло через сетчатый фильтр
подается к масляному насосу. В верхней части отсека установ-
лен пеногаситель, в который поступает масло из радиатора.
В нижней части бака через перегородки проходит выпускной тру-
бопровод от подогревателя, разогревающий масло в баке во вре-
мя подогрева СУ. На баке имеются также фланцы и патрубки
для подсоединения основных и дренажных трубопроводов, залив-
ная горловина, лючки, через которые осуществляется промывка
бака. В нижней части циркуляционного отсека установлены кла-
паны: один—для слива масла, другой —для предотвращения пе-
реливания масла в крайние отсеки при движении танка с креном.
В системе смазки танка Т-72 используются два бака: циркуля-
ционный с вваренным в него змеевиком, включенным в систему
подогрева, и пополнительный. Перед заборными патрубками в
масляных баках устанавливаются сетчатые фильтры.
Масло, циркулирующее в системе смазки, во время работы
двигателя нагревается. Кроме того, в значительной степени масло
насыщается воздухом вследствие распыления в картере двигателя
и захвата воздуха откачивающими секциями масляного насоса,
в результате чего образуется много пены. Поэтому при конструи-
ровании объем баков должен быть увеличен: циркуляционного
на 20—25 %, пополнительного на 10 15 % относительно расчет-
ного объема масла, заправляемого в баки.
Баки в МТО обычно крепятся при помощи кронштейнов.
В системах смазки отечественных ВГМ применяются масло-
закачивающие насосы, предназначенные для подачи масла в дви-
гатель перед его пуском. Как правило, используются шестеренные
насосы типа МЗН с электроприводом (рис. 6.8). Корпус насоса
Рис. 6.8. Конструкция маслозакачивающего насоса:
/ ведомая шестерня; 2 - крышка; 3— подвод подогревающей жидкости; 4 — корпус;
5 — электродвигатель; 6 отвод подогревающей жидкости; 7 — редукционный клапан;
8 - ведущая шестерня
18*
267
имеет двойные стенки. В полость между стенками подводится
жидкость от системы подогрева. Давление, создаваемое насосом,
составляет 1,0—1,4 МПа и поддерживается редукционным кла-
паном.
В системах смазки применяются в основном шариковые кла-
паны, которые используются как редукционные — для поддержа-
ния определенного давления масла, перепускные — для слива
масла в бак, минуя радиатор, при низкой температуре, запор-
ные— для предотвращения перелива масла из бака в бак при
кренах и дифферентах танка.
Составные части системы смазки соединяются стальными труб-
ками или гибкими шлангами, диаметры которых выбираются с
учетом скорости течения масла (см. предыдущий раздел).
Глава 7. СИСТЕМЫ ПУСКА И ПОДОГРЕВА
7.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Быстрота и надежность пуска двигателя в любых климатиче-
ских условиях, определяющие техническую готовность ВГМ, яв-
ляются одними из важнейших требований, предъявляемых к СУ.
В то же время пуск двигателей, особенно поршневых, при низ-
кой температуре окружающего воздуха представляет собой слож-
ную и достаточно продолжительную операцию.
Пусковые свойства двигателя ВГМ характеризуются затрата-
ми времени и энергии на подготовку двигателя к принятию на-
грузки, которые определяются рядом факторов:
мощностью пускового устройства;
вязкостью моторных и трансмиссионных масел, обусловливаю-
щей потребную пусковую мощность;
наличием средств облегчения пуска, позволяющих обеспечить
воспламенение топлива при пониженной температуре окружаю-
щего воздуха;
эффективностью средств подогрева двигателя и СУ.
Под пуском понимается процесс раскрутки вала двигателя от
состояния покоя до минимальной устойчивой частоты вращения,
при которой двигатель способен работать без постороннего источ-
ника механической энергии, т. е. при которой функционируют
основные системы (топливная и смазки), а в камере сгорания
создаются условия, достаточные для воспламенения топлива и
обеспечения самостоятельной работы двигателя.
Для надежного пуска двигателя требуется специальный комп-
лекс устройств, размещаемых как непосредственно на двигателе,
так и в МТО и обитаемых отделениях машины. Этот комплекс
с различного рода соединительными коммуникациями составляет
систему пуска и включает в себя устройства для предваритель-
ной раскрутки вала двигателя, агрегаты, способствующие созда-
нию условий нормального протекания рабочего процесса и облег-
чения пуска, устройства, обеспечивающие необходимую последо-
вательность и автоматизацию процесса пуска.
К системам пуска СУ современных ВГМ предъявляются сле-
дующие технические требования:
269
должен обеспечиваться надежный пуск двигателя во всех кли-
матических условиях, в том числе холодный пуск при темпера-
туре до —25 °C;
суммарные затраты времени на холодный пуск не должны
превышать 3 мин;
суммарные затраты времени на подготовку и пуск ПД после
длительной стоянки при температуре —40 °C должны быть не
более 20 мин;
энергоемкость системы должна обеспечивать надежный пуск
и автоматически восстанавливаться при работе двигателя;
необходимо наличие дублирующего пускового устройства,
обеспечивающего пуск двигателя при отказе основного;
должна обеспечиваться возможность пуска двигателя букси-
ровкой машины;
управление системой должно осуществляться водителем из
отделения управления.
В связи с конструктивными особенностями пуск ГТД при низ-
кой температуре окружающего воздуха осуществляется достаточ-
но легко; существенно сложнее обстоит дело с пуском ПД уже
при температуре немногим нижеО°С.
7.2. ПУСК ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ
Необходимые условия для пуска. Возможность воспламенения
топлива в цилиндре дизеля при пуске определяется температурой
и давлением в камере сгорания. Минимальная температура в
конце процесса сжатия /с, необходимая для надежного воспламе-
нения, по данным ряда исследований, составляет от 360 до 390°C
(от 630 до 660 К) и может быть определена по уравнению
t.-tji’-', (7.1)
где ta — температура воздуха в начале такта сжатия. К; е —степень сжатия
двигателя; щ — показатель политропы сжатия.
Изменение степени сжатия на одну единицу при пусковой час-
тоте вращения коленчатого вала двигателя вызывает изменение
температуры в конце такта сжатия примерно на 12 °C. Под пуско-
вой частотой вращения здесь понимается минимально устойчивая
частота вращения, при которой подача топлива в цилиндры обес-
печивает надежный пуск двигателя. Изменение температуры в
начале такта сжатия на I °C вызывает изменение температуры
в конце такта в среднем на 2 °C.
Принимая процесс сжатия адиабатическим, температуру на-
дежного воспламенения топлива 377°C (650 К) и степень сжа-
тия 15, получим по уравнению (7.1) минимальную температуру
холодного пуска t* п =*—53 °C. Эта температура соответствует
минимальной температуре окружающей среды, при которой дви-
гатель должен надежно пускаться без применения средств облег-
чения пуска.
270
В действительности для двигателей типа В-2 и УТД-20, имею-
щих е« 15, минимальная температура холодного пуска состав-
ляет всего —5...—7°C, а для двухтактного двигателя 5ТДФ,
расчетная степень сжатия которого равна 16,5, минимальная тем-
пература холодного пуска еще выше (от 15 до 25°C). Это объяс-
няется тем, что при пуске, особенно в условиях низкой темпера-
туры, температура воздуха в конце такта сжатия существенно
ниже расчетной по следующим причинам:
повышенная теплоотдача к стенкам цилиндра из-за низкой
собственной температуры двигателя;
повышенные утечки воздушного заряда через неплотности
цнлиндропоршнсвой группы при малой скорости поршня;
открытые впускные клапаны или продувочные и выпускные
окна на части такта сжатия.
Поэтому начало процесса сжатия при пуске дизелей следует
относить: для двухтактных — к моменту перекрытия выпускных
окон кромкой первого поршневого кольца, а четырехтактных — к
моменту посадки на седло впускного клапана. В двигателе 5ТДФ
это соответствует углу поворота выпускного коленчатого вала
262° до верхней мертвой точки (ВМТ), т. е. моменту перекрытия
окон жаровым кольцом. Степень сжатия, рассчитанная для этих
условий, составляет 14,4—15. Для двигателя В-46 (типа В-2)
начало процесса сжатия соответствует углу поворота коленчатого
вала 33° после нижней мертвой точки (НМТ), а расчетная сте-
пень сжатия равна 14.
Несмотря на то, что действительная степень сжатия двигате-
лей 5ТДФ и В-46 примерно одинакова, температура в конце про-
цесса сжатия у двигателя 5ТДФ при одной и той же температуре
окружающего воздуха и равных частотах вращения коленчатых
валов значительно ниже, что объясняется большими потерями
заряда воздуха при сжатии в цилиндрах двигателя 5ТДФ, вы-
званных следующими обстоятельствами:
утечкой воздуха через выпускные и продувочные окна;
. уплотнением пары поршень—цилиндр в начале процесса сжа-
тия не сразу всеми кольцами, как у четырехтактного двигателя,
а постепенно, по мере прохождения ими выпускных и продувоч-
ных окон;
наличием на поршне неразрезного жарового кольца с боль-
шим диаметральным зазором (0,16 мм).
Утечка воздушного заряда с увеличением частоты вращения
коленчатого вала уменьшается и при достижении определенного
значения практически стабилизируется. Например, для двигате-
ля 5ТДФ увеличение частоты вращения более 300 об/мин (5 с"' )
271
не оказывает существенного влияния на утечку заряда, а также
температуру в конце такта сжатия (рис. 7.1).
Рис. 7.1. Зависимость температуры в конце такта сжатия от частоты праще
пня коленчатого нала при различной температуре окружающего воздуха /п
Для четырехтактных автотракторных дизелей, по эксперимен-
тальным данным, значения давления и температуры в конце так-
та сжатия стабилизируются при частоте вращения 190—
200 об/мин, для двигателей типа В-2 эта величина равна
150—200 об/мин (2,5—3,1с-1).
При определении температуры в конце такта сжатия с учетом
потерь воздушного заряда пользуются так называемой условной
степенью сжатия. При этом процесс сжатия с постоянно изменяю-
щейся величиной заряда представляется как процесс сжатия не-
изменного заряда при условной степени сжатия еу,л .
Если tf = tX‘~ 1 и ре = patnyca , то «>хл = pctai(patc) >
где ра и —давление в начале н конце такта сжатия соответственно.
Условная степень сжатия с увеличением частоты вращения
коленчатого вала увеличивается и при достаточно высоком ее
значении стабилизируется. Значение еусл ниже расчетной степени
сжатия при пусковых частотах вращения для четырехтактных
двигателей на 1,5—3 единицы, а для двухтактных — на 3—5 еди-
ниц (большее снижение аусл соответствует меньшим частотам
прокрутки).
Средний показатель политропы сжатия может быть определен
по формуле
ln(pf/pa)
272
Этот показатель в диапазоне температур от 20 до —20 °C на-
ходится в пределах от 1,30 до 1,32.
При известных значениях условной степени сжатия и показа-
теля политропы пусковые частоты вращения могут быть опреде-
лены из условия tc > tc воспл, где /fB0CU4—минимальная темпера-
тура воздушного заряда, обеспечивающая самовоспламенение
топлива в камере сгорания.
Расчетные и уточненные экспериментально пусковые частоты
вращения поршневых двигателей различного типа приведены на
тоты вращения определялись по установившимся значениям час-
тоты вращения коленчатого вала двигателя, при которых с вклю-
чением подачи топлива обеспечивался пуск двигателя за время,
установленное технической документацией. Пусковая частота вра-
щения двигателя 5ТДФ приведена для варианта пуска с примене-
нием впрыска масла в цилиндры двигателя для повышения сте-
пени сжатия.
Снижение пусковой частоты вращения и температуры холод-
ного пуска двигателя может быть достигнуто повышением степени
сжатия, увеличением температуры воздуха на впуске в двигатель
и снижением температуры самовоспламенения топлива.
Сопротивление прокрутке коленчатого вала двигателя. При
пуске двигателя устройство для проворачивания коленчатого
вала должно преодолеть следующие моменты сопротивления:
от сил трения Мгр , в том числе в приводах вспомогательных
механизмов;
от сил инерции вращающихся масс двигателя и соединенных
с ним механизмов
от сил сжатия воздуха в цилиндрах двигателя Л1к.
Суммарный момент сопротивления вращению вала Л1с являет-
273
ся одним из основных показателей пусковых свойств двигателя
и определяется по формуле
Afc = Л<тр + М) + Мк.
Значение Мс при прокрутке двигателя изменяется в достаточ-
но широких пределах и достигает максимума в начальный момент
пуска при страгивании коленчатого вала с места.
Момент от сил инерции действует в период разгона подвиж-
ных частей двигателя и может быть рассчитан по уравнению
М, = (У*. + УсЛтЪтИ»/<// .
где 71В — момент инерции разгоняемых масс двигателя; /ет — момент инерции
вращающихся масс устройства для проворачивания вала двигателя (стартера);
/сг — передаточное отношение от стартера к двигателю; т),т — КПД передачи;
du/dt — угловое ускорение коленчатого вала двигателя.
Значение определяется разностью располагаемого крутя-
щего момента устройства для проворачивания вала двигателя
и суммы моментов от сил трения и сил сжатия воздуха в цилинд-
рах двигателя.
При малых ускорениях коленчатого вала в начале прокрутки
двигателя момент от сил инерции практически не оказывает
влияния на суммарный момент сопротивления. Исследования по-
казали, что при медленном приложении нагрузки в момент стра-
гивания и последующей медленной прокрутке коленчатого вала
Рис. 7.3. Зависимость суммарного момента сопротивления системы двига-
тель трансмиссия (— ) и температуры холодного пуска для различ-
ных масел (-----------) от частоты вращения для танков Т-72 (а) и Т-64А (б):
I — МТ 16П (двигатель!, МТ-ЯП (трансмиссия); ? —МТ-16П (двигатель). МСЗП-8 (транс
миссия); —МТ-16Л (двигатель). МТ ЯП (трансмиссия); 4 — МТ ЯП (двигатель). МСЗП-8
(трансмиссия); 5 — ЛЗСМ ЯП (двигатель). МСЗП Я(траисмиссия)
274
суммарный момент сопротивления монотонно возрастает с уве-
личением частоты вращения. Определяющим параметром при рас-
чете мощности пускового устройства является момент сопротив-
ления при установившейся частоте вращения, который представ-
ляет собой сумму моментов сопротивления от сил трения и сил
сжатия воздуха в цилиндрах; момент сопротивления от сил инер-
ции учитывается только при анализе разгона коленчатого вала
двигателя до минимальных частот вращения холостого хода.
В некоторых ВГМ, например в танках Т-64А и Т-72, нельзя
полностью отсоединить трансмиссию от двигателя в процессе пус-
ка. В этом случае при расчете потребной мощности пусковых
устройств необходимо учитывать и момент сопротивления транс-
миссии.
На рис. 7.3 приведена зависимость суммарного момента со
противления и температуры пуска от частоты вращения для дви-
гателей типа В-2 и 5ТДФ танков Т-72 и Т-64А соответственно со-
вместно с трансмиссиями при использовании различных масел;
зависимость получена экспериментально методом тарированного
стартера. На рис. 7.4 показана номограмма для определения
момента сопротивления трансмиссий танков Т-64Л и Т-72 в зави-
симости от температуры для различных масел.
Рис 7.4. Зависимость момента сопротивления трансмиссии танков Т 72 и
Т 64А от температуры (вязкости) масел:
/-МТ-16П; 2 МТ-8П: 3- МСЗП-8
Путем пересчета данных, приведенных на рис. 7.3 и 7.4, полу-
чены номограммы (рис. 7.5) для определения момента сопротив-
ления двигателя.
Как показывает анализ, момент сопротивления двигателя су-
щественно зависит от скорости перемещения трущихся поверх-
ностей и вязкости масла, поэтому большинство эмпирических за-
висимостей для определения суммарного момента сопротивления
275
основывается на формуле Ньютона для жидкостного трения и
имеет вид:
Л1С = ,
где v — кинематическая вязкость масла; п — частота вращения коленчатого
вала двигателя; Д. т. k — постоянные коэффициенты, зависящие от конструк-
t,*C~20 О 20 ЬО 200 600 1000 Мс,Нм
f
Рнс. 7.5. Зависимость суммарного момента сопротивления прокрутке вала
двигателя от температуры (вязкости) масла и частоты вращения для двига-
телей В-2 (а) и 5ТДФ (б):
I - МТ 16П; 2-МТ 14П; 3 МТ-8П; 4 МТЗ-ЮП; 5 — М8В, ; 6 ЛЗСМ 8ПМ; 7, в, 9, 10.
II. 12, 13 — частота вращения 60, 100. 140. 180. 200 н 220 об мин соответственно
Одна из формул для момента сопротивления, при составлении
которой предпринята попытка учесть давление в цилиндре двига-
теля, имеет вид
Л1С - а(7.2)
где а — постоянный коэффициент; рср — среднее давление в цилиндре в тече-
ние цикла; ц — динамическая вязкость масла; п —частота вращения коленча-
276
того вала двигателя; Fn — суммарная площадь поверхности поршней; D —
диаметр цилиндра.
Результаты расчета момента сопротивления по формуле (7.2)
отличаются от экспериментальных данных не более чем на 10 %,
что позволяет рекомендовать ее для практического использования.
Момент сопротивления от сил сжатия воздуха Мк может быть
определен по уравнению
.« / .r.D1 sin (« 4-3)
Af.- Х(р-р„)----------jjjy-
где p — текущее значение давления в цилиндре; ра — давление в начале такта
сжатия; D —диаметр цилиндра; а, 0 — текущие значения углов поворота кри
вошипа от ВМТ и отклонения шатуна от оси цилиндра соответственно; R —
радиус кривошипа; /—число цилиндров.
Наибольшего значения момент от сил сжатия воздуха дости-
гает в начале прокрутки двигателя на такте сжатия. Чем меньше
интенсивность разгона, тем больше утечка воздуха и соответст-
венно меньше Мц. Как показывают экспериментальные данные,
диапазон значений весьма велик. Для двигателей типа В-2
максимальные значения М. при установившейся частоте враще-
ния 120 об/мин достигают 900 Н м.
Момент сопротивления от сил трения Мтр может быть опре-
делен при установившейся частоте вращения коленчатого вала
двигателя вычитанием из суммарного момента сопротивления
Mt, вычисленного по одной из эмпирических формул.
Потребная пусковая мощность. Мощность пускового устройст-
ва определяется по формуле
при пуске; п — пусковая частота
Рис. 7.6. Зависимость потреб-
ной пусковой мощности от тем-
пературы для СУ танков:
I- Т-72; 2-Т64А
Момент сопротивле-
ния можно определить,
используя уравнение (7.2)
или номограммы, приве-
денные на рис. 7.5. Пус-
ковую частоту вращения
можно определить по
рис. 7.2. Подсчитанная
по этим данным мощ-
ность пускового устройства будет минимально необходимой.
Зависимость потребной пусковой мощности от температуры
для СУ танков Т-72 и Т-64А приведена на рис. 7.6: при темпера-
277
туре от —5 до —7 °C пусковая мощность резко возрастает, и
обеспечить пуск двигателя увеличением мощности пускового
устройства практически невозможно. В этом случае необходимо
применять средства облегчения пуска.
При конструировании привода пускового устройства большое
внимание уделяется выбору передаточного отношения. У боль-
шинства применяемых в настоящее время пусковых устройств
зависимость момента от частоты вращения близка к линейной и
может быть представлена в виде уравнения
у = Мо ~ Ьп ’
где Мо — начальный пусковой момент; Ь — постоянный коэффициент; п — ча-
стота вращения коленчатого вала двигателя.
Частота вращения, при которой мощность пускового устройст-
ва достигает максимума, определяется по формуле
v
"• уяах
Подбором передаточного отношения добиваются, чтобы часто-
та вращения пускового устройства соответствовала пусковой час-
тоте вращения двигателя при заданной минимальной температуре
холодного пуска. Выбранное передаточное отношение уточняется
по максимальной частоте вращения сопровождения двигателя
стартером, которая определяется экспериментально и для суще-
ствующих двигателей находится в пределах от 250 до 350 об/мин.
7.3. КОНСТРУКЦИЯ СИСТЕМ ПУСКА ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
В отечественных ВГМ используются преимущественно две си-
стемы пуска — электрическая и воздушная. Для повышения
надежности пуска обычно применяются обе системы одновремен-
но: одна— основная, другая — дублирующая. Необходимо также
обеспечивать пуск двигателя буксировкой машины при аварий-
ных ситуациях.
В состав системы электрического пуска входят:
электрический стартер;
пускорегулирующая аппаратура;
силовые цепи и цепи управления;
аккумуляторные батареи (АБ).
К современным системам электрического пуска предъявляются
следующие требования:
обеспечение нормального функционирования при питании от
серийных АБ ВГМ и от внешнего источника электроэнергии соот-
ветствующего напряжения;
обеспечение заданной разработчиком ПД частоты вращения
коленчатого вала, необходимой для пуска;
автоматическое восполнение при работающем двигателе элект-
рического заряда АБ, затрачиваемого на пуск;
278
обеспечение не менее четырех последовательных прокруток
коленчатого вала при температуре электролита АБ не ниже
—30 °C и степени их зараженности 75 % ;
обеспечение возможности передачи электроэнергии от серий-
ного источника к системе электрического пуска другой машины;
электрический стартер должен автоматически отключаться от
вала двигателя после пуска.
Схема системы электрического пуска приведена на рис. 7.7.
Рис. 7.7. Схема системы электри-
ческого пуска:
/ — главный распределительный щи
ток; 2 — подключение внешнего ис-
точника электроэнергии; J распреде
лительиый щиток; /—кнопка старте
;>а; 5 — реле; б — стартер; 7 — выклю
чатель аккумуляторных батарей; 8
аккумуляторные батареи
Электрические стартеры представляют собой нереверсивный
двигатель постоянного тока с питанием от бортовой сети напря-
жением 24—48 В и кратковременным режимом работы. Сущест-
вующие конструкции стартеров отличаются в основном только
способом зацепления шестерни стартера с зубчатым венцом ко-
ленчатого вала. В танковых стартерах чаще всего применяется
комбинированный механизм сцепления с коленчатым валом. Вна-
чале шестерня стартера перемещается при помощи вильчатого
рычага электромагнитным тяговым реле, установленным на кор-
пусе стартера. После ввода шестерни в зацепление с зубчатым
венцом контакты, питающие якорь стартера, замыкаются и стар-
тер включается на полную мощность. Выключение шестерни про-
исходит автоматически при изменении знака момента после того,
как двигатель начнет работать. Для этого на валу стартера сде-
лана многозаходная пологая резьба, по которой перемещается
шестерня стартера, совершая поступательно-вращательное движе-
ние, обеспечивающее плавное включение и выход из зацепления.
Следует отметить, что указанный привод имеет существенный
недостаток, заключающийся в том, что при первых вспышках в
цилиндрах двигателя шестерня выходит из зацепления, что за-
трудняет пуск в условиях низких температур.
В некоторых машинах, в частности, в танках Т-64А и Т-72,
нашли применение стартеры-генераторы, основным преимущест-
вом которых является компактность. Вместо двух агрегатов (стар-
тер и генератор) используется один, который при пуске выпол-
няет функции стартера, а при работе двигателя — генератора, пи-
279
тающего бортовую сеть машины постоянным током. Передача
вращающего момента от стартера-генератора к коленчатому валу
двигателя и последующая его работа в качестве генератора обес-
печиваются применением двухскоростного привода с использова-
нием гидромуфты или храповой муфты.
Схема системы воздушного пуска приведена на рис. 7.8.
Рис. 7.8. Конструктивная схема системы воздушного пуска:
/ — воздушный баллон; 2 — манометр; 3 — автомат давления; 4 — электропневмоклапан;
5 — воздухораспределитель двигателя; 6- воздушный компрессор; 7 — вл а го м а слоит дел и
тель; 8 — отстойник
К системам воздушного пуска предъявляются следующие ос-
новные требования:
обеспечение необходимой для пуска частоты вращения колен-
чатого вала двигателя;
обеспечение не менее трех последовательных прокруток колен-
чатого вала продолжительностью 3 с каждая без промежуточного
пополнения баллонов при максимальном исходном давлении в
баллонах 15 МПа и температуре воздуха —25°C;
пополнение баллонов должно производиться автоматически
при работающем двигателе до давления 15 МПа в течение 30 мин
(не более) при номинальном режиме работы компрессора;
должна быть предусмотрена возможность пополнения балло-
нов и пуска двигателя от внешнего источника воздуха высокого
давления, а также передача воздуха для пополнения запасов дру-
гой машины.
Система воздушного пуска отечественных ВГМ работает по
принципу прямой подачи сжатого воздуха в цилиндры двигателя.
Воздух подается через воздухораспределитель и пусковые клапа-
ны, установленные непосредственно на двигателе. На машинах
обычно используются один или два воздушных баллона общей
вместимостью 10 л с максимальным давлением 15 МПа. Баллоны
во время работы двигателя заряжаются воздушным компрессо-
ром, который имеет привод от двигателя или от трансмиссии. На
большинстве ВГМ применяется поршневой компрессор АК-150,
для обеспечения работосопсобности которого необходима подача
охлаждающего воздуха, что создает определенные сложности при
280
Таблица 7.1
Характеристики систем пуска отечественных ВГМ
Тип системы Марка ВГМ Масса, кг Габаритный объем, л Минимально допустимая температура аккумулятора энергии. С Средний теоретический запас энергии, кДж Удельный запас энергии
аккумулятора энергии преобразова- теля энер1ни к <0 о аккумулятора эн? pt ИИ преобразова- теля энергии sS кДж л кДж кг
Электричес- Т-62 244 46 349 124 12 169,5 -20 2,5 10* 147 72
кая Т-64А 273,6 70 379 124 26 177,4 —20 2,5 10* 141 66
Т-72 273,6 70 384 124 26 182,4 -20 2^-10» 137 65
БМ11-1 122 40 201 62 11,5 102 -15...-20 1,25-10* 122 62
Воздушная Т-62 12,4 — 28,6 16 — 31,3 — 150 4,8 5,2
Т-64А 12,4 — 30,3 16 — 31,5 150 4,8 5,0
Т-72 12.4 — 29.3 16 — 33,7 — 150 4.5 5.1
№ ос БМП-1 6,2 21,6 8 I 23,3 75 3.1 3,5
компоновке МТО. В связи с этим целесообразна разработка воз-
душного компрессора с жидкостным охлаждением.
В табл. 7.1 приведены характеристики систем пуска отечест-
венных танков и БМП. Масса и габаритный объем системы элект-
рического пуска составляют приблизительно 1 % общей массы
и объема машины; аналогичные показатели системы воздушного
пуска приблизительно в 5—10 раз меньше. Однако запас энергии
системы электрического пуска более чем в 500 раз выше, а удель-
ные значения запаса энергии у системы воздушного пуска, отне-
сенные к ее массе и объему, соответственно более чем в 15 и 30 раз
меньше. Поэтому система воздушного пуска может быть только
вспомогательной, дублирующей Пусковые свойства двигателей
при применении системы воздушного пуска несколько хуже, что
объясняется охлаждением цилиндров расширяющимся сжатым
воздухом.
Однако система электрического пуска не в полной мере отве-
чает современным требованиям в связи со значительным паде-
нием емкости АБ с понижением температуры. Температура пуска
разогретого двигателя от холодных ЛБ находится в пределах
от —18 до —20 °C. При более низкой температуре необходимо
устанавливать теплые батареи или иметь возможность подогре-
вать их.
Такие средства прокрутки двигателя, как инерционные, пру-
жинные, гидравлические, пневматические стартеры, пиростарте-
ры, по различным причинам пока не нашли широкого применения
в СУ гусеничных машин.
Одним из перспективных направлений развития систем пуска
двигателей является использование вспомогательных двигателей,
имеющих неограниченный запас энергии.
Основная система пуска двигателей во всех СУ зарубежных
ВГМ — электрическая с использованием стартеров большой мощ-
ности. Системы воздушного пуска ни на одной машине не при-
меняются. Пуск может осуществляться также от постороннего
источника электроэнергии и буксировкой машины. В некоторых
танках применяются вспомогательные двигатели, предназначен-
ные для облегчения пуска основного двигателя, электроснабже-
ния машины на стоянке и подзарядки АБ («Чифтен», Pz 68 и др.).
Кроме того, в танке «Чифтен» вспомогательный двигатель может
обеспечивать пуск основного двигателя при помощи гидростарте-
ра, а в танке Pz 68 этот двигатель обеспечивает движение при
выходе из строя основного двигателя.
7.4. СРЕДСТВА ОБЛЕГЧЕНИЯ ПУСКА ПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ
Самовоспламенение топлива в цилиндрах ПД ограничено ми-
нимальной температурой холодного пуска (—5...—7°C). При-
мерно при этой же температуре практически прекращается про-
качка масел типа МТ-16 по системе смазки двигателей, поэто-
282
му при решении проблемы холодного пуска первостепенное зна-
чение приобретает задача создания и применения маловязких
загущенных масел, характеристики которых приведены в табл. 6.2.
Опыт применения маловязкого масла М8В2 на двигателе 5ТДФ
показал, что при одинаковой мощности АБ и температуре масла
20 °C обеспечивается такая же частота вращения коленчатого
вала двигателя, как на масле М-16 ИХП-3 при температуре -|-5°C.
При температуре —40 °C время подготовки двигателя к пуску при
использовании масла М8В3 может быть сокращено в 3—4 раза
по сравнению с пуском на масле М-16 ИХП-3.
Так как в некоторых отечественных машинах трансмиссия при
пуске не отключается от двигателя, актуальной задачей является
создание единого маловязкого масла для двигателя и трансмиссии.
Возможность прокрутки двигателя не является достаточным
условием для получения надежных и регулярных вспышек в ци-
линдрах, так как воспламенение рабочей смеси при прочих рав-
ных условиях определяется температурой в конце такта сжатия.
Поэтому для обеспечения пуска при низкой температуре приме-
няют различные вспомогательные средства, эффект от которых
сводится обычно к повышению конечной температуры в камере
сгорания двигателя. Кроме того, иногда используются специаль-
ные пусковые жидкости на базе этиловых эфиров, имеющих низ-
кую температуру самовоспламенения.
В СУ ВГМ находят применение следующие способы и средст-
ва облегчения пуска:
увеличение степени сжатия в процессе пуска;
подогрев воздуха на впуске в двигатель;
предпусковой подогрев двигателя и систем СУ с помощью
жидкостных, газовоздушных подогревателей и вспомогательных
двигателей;
подача пусковых жидкостей;
увеличение цикловой подачи топлива в период пуска и др.
Увеличение степени сжатия. Изменение объема камеры сгора-
ния может осуществляться различными способами: перемещением
головки цилиндра, применением специальных камер в головке ци-
линдра с изменяющимся объемом, перемещением поршня или
какой либо его части относительно шатуна, впрыском масла в ци-
линдры двигателя перед пуском и др.
Регулирование степени сжатия перемещением головки ци-
линдра не представляет практического интереса из-за больших
трудностей, связанных с его осуществлением
Камера в головке цилиндра с изменяющимся объемом была
реализована в конструкции вихревой камеры, автоматически ре-
гулирующей объем (ВКАРО), фирмы «Испано-Сюиза» (Фран-
ция). Такая камера используется на двигателе HS-110, устанав-
ливаемом в танках АМХ-30. Изменение объема камеры осуществ-
ляется перемещением ее свода при помощи гидравлического сер-
вопоршня, связанного с масляной системой двигателя. Автомати-
283
ческое регулирование степени сжатия можно осуществлять по
определенной программе, в зависимости от того или иного пара-
метра. Система регулирования отличается достаточно высокой
чувствительностью и работает устойчиво, но из-за сложности
обеспечения необходимой надежности эта конструкция не наш-
ла широкого практического применения.
Наибольший интерес представляет способ регулирования сте-
пени сжатия перемещением поршня относительно шатуна. Конст-
руктивно такой способ более выгоден, поскольку все устройство
сконцентрировано в одной составной части двигателя — поршне,
автоматически регулирующем степень сжатия (ПАРСС). При ис-
пользовании ПАРСС изменение объема камеры сгорания дости-
гается за счет изменения расстояния между днищем поршня и
головкой цилиндра при положении поршня в ВМТ, что обеспечи-
вается телескопической конструкцией поршня и его способностью
изменять в процессе работы свою высоту от центра пальца до
днища. ПЛРСС отличается от обычных поршней большим числом
деталей, включая клапаны гидравлической системы управления.
Эти поршни нашли применение в некоторых двигателях, в том
числе в дизеле AVCR-I360 фирмы <Континенталь», устанавли-
вавшемся в опытных образцах танка М-1. Применение ПАРСС
является одним из возможных направлений развития высоко-
форсированных ПД. Однако сложность конструкции таких порш-
ней ограничивает их широкое распространение.
При использовании ВКАРО и ПАРСС степень сжатия может
изменяться в достаточно широких пределах —от 10 до 22, причем
большее значение обеспечивается в период пуска двигателя.
Способ увеличения степени сжатия впрыском масла в цилинд-
ры двигателя используется в отечественном танковом двигателе-
строении. Масло, попадая в цилиндры, уплотняет зазоры в паре
поршень—гильза, что существенно снижает утечку воздушного
заряда. Кроме того, температура воздуха в конце такта сжатия
увеличивается за счет некоторого уменьшения объема камеры
сжатия. Наибольший эффект при пуске с масловпрыском в ци-
линдры получен на двухтактном двигателе 5ТДФ, у которого при
пусковой частоте вращения утечка воздушного заряда больше,
чем в четырехтактных двигателях. Экспериментально установле-
но, что при температуре окружающего воздуха +18°C средние
значения температуры и давления в цилиндре двигателя 5ТДФ
были следующие: в конце такта сжатия без впрыска масла /с
= 272°С (645 К), рс ~ 2,5 МПа; с впрыском 20 см3 масла /с
=427°С (700 К), Рс = 3,3 МПа; 30 см3 —/с= 452 °C (725 К),
pc-z3,6 МПа; 40 см3 —/е =487 °C (760 К), рс « 3,9 МПа.
Расчеты показывают, что при впрыске в цилиндр от 20 до
40 см3 масла условная степень сжатия в пусковой период повы-
шается соответственно от 14 до 15. В начальный момент прокрутки,
по тем же данным, условная степень сжатия увеличилась до 18;
без впрыска масла в цилиндры условная степень сжатия соста-
284
вила 11,5- Впрыск в цилиндр 40 см3 масла повысил температуру
в конце такта сжатия на 100—120 °C.
Наибольший эффект впрыск масла дает в вдигателях с при-
водным нагнетателем, в которых обеспечивается некоторый подо-
грев воздуха уже при малой частоте вращения. Так, в двигателе
5ТДФ при частоте вращения 1000—I 100 об/мин (16,6—17,3 с-1)
на режиме холостого хода воздух в нагнетателе подогревается на
20 °C, что обеспечивает устойчивую работу двигателя после пуска
при низкой температуре окружающего воздуха. Это позволяет про-
гревать двигатель после пуска на холостом ходу без использования
средств облегчения пуска, как это требуется для безнаддувных
двигателей или двигателей со свободным турбокомпрессором.
Наиболее эффективной для двигателя 5ТДФ является подача
масла по дренажной магистрали системы воздушного пуска двига-
теля с использованием авто-
матического маслодозатора
(рис. 7.9). Маслодозатор
соединен с маслозакачи-
вающим насосом, при рабо-
те которого в дозаторе
остается только необходи-
мая порция масла, а его
излишки сливаются в кар-
тер двигателя. Применение
впрыска масла в цилиндры
позволило снизить темпера-
турный предел, при кото-
ром возможен пуск двига-
теля, примерно на 25 °C.
Минимальная температура,
при которой возможен пуск
двигателя на серийных мас-
лах с применением впрыска
Рнс. 79. Конструктивная схема подачи
масла в цилиндры двигателя 5ТДФ:
/ — воздушные баллоны; 2 - автоматический
маслодозатор; .7 — воздухораспределитель;
4 — цилиндры двигателя
масла, составляет 0.. .-f-5°C.
На маловязком масле типа
М8В2 этот предел может
быть снижен до —10 °C.
Дальнейшее снижение температуры холодного пуска требует ком-
бинированного применения впрыска масла с подачей пусковой
жидкости или подогрева впускного воздуха.
Подогрев воздуха на впуске в двигатель. Из существующих
способов подогрева впускного воздуха применительно к ВГМ
наиболее эффективен и в настоящее время достаточно подробно
изучен подогрев открытым пламенем факельного подогревателя,
устанавливаемого во впускном тракте двигателя.
Обеспечение надежного воспламенения и устойчивого горения
топлива в открытом пламени факельного подогревателя при на-
285
Рис. 7.10. Схема системы подогрева
впускного воздуха ЛФ11:
/ — катушка зажигания; 2 — электропневмо-
клапан; 3. 4 — воздушные редукторы; 5
дозатор; 6 — входинк нагнетателя двигате-
ля; 7 - электрическая свеча; 8 — электро-
клапан; 9 — топливный насос высокого дав
пения; 10 — топливный фильтр; II — топливо
подкачивающий насос
личии пульсирующего потока воздуха представляет собой слож-
ную задачу.
Существуют два основных пути стабилизации пламени.
Первый путь — это организация стационарного процесса го-
рения в камере сгорания факельного подогревателя, вынесенной
за пределы воздушного тракта, и подача воздуха для горения
(иногда и смесеобразования ) от внешнего источника — воздуш-
ных баллонов. Такой факельный подогреватель получил наимено-
вание автономного (АФП). Подача распыленного топлива в ка
меру сгорания в этом подогревателе осуществляется через цент-
робежную форсунку, а воспламенение — электроискровым разря-
дом. Второй путь — организация процесса горения непосредст-
венно в воздушном тракте, т. е. с использованием впускного воз-
духа. Нужной скорости и направления воздушного потока около
факельного подогревателя в этом случае добиваются путем уста-
новки специальных козырьков, щитков, выштамповок и т. п.
В этих подогревателях топливо в зону горения чаше всего подает-
ся без распыла капельным или струйным способом, а иногда в
парообразном виде. Подогрев, испарение и воспламенение топли-
ва происходят на калильных нагревательных элементах — спира-
лях накаливания или труб-
чатых электронагреватель-
ных элементах.
Разработано достаточно
много типов факельных по-
догревателей, в которых ис-
пользуются различные ком-
бинации подачи топлива и
организации процесса го-
рения. На рис. 7.10 показа-
на схема системы подогрева
впускного воздуха с АФП,
а на рис. 7.П—общий вид
составных частей АФП. Ис-
пытания на двигателе 5ТДФ
показали (рис. 7.12), что в
стендовых условиях АФП,
подогревая воздух во впуск-
ных коллекторах на 50—
60°C, обеспечил увеличение
tt на 65—80 °C. Это позво-
лило снизить температуру
холодного пуска двигателя
на 25—30 °C. Система с АФП
испытывалась также в тан-
ке Т-72 (в холодильной ка-
мере). Минимальная температура холодного пуска при этих испы-
таниях составила —16 °C.
286
На рис. 7.13 показана схема системы подогрева впускного
воздуха с использованием факельного подогревателя с калильным
трубчатым электронагревательным элементом (рис. 7.14). На
двигатель в зависимости от рабочего объема цилиндров устанав-
ливаются два и более подогревателей. Электрическая часть подо-
гревателя выполняется по однопроводной схеме, напряжение
24 В, сила тока 11,5 А. Топливо подается топливоподкачивающим
Рис. 7.11. Внешний вид составных частей автономного факельного подогрева-
теля двигателя 5ТДФ
1 — корпус; 2 — форсунка; 3 — электрическая свеча
насосом БЦН через фильтр тонкой очистки. Исследования пока-
зали, что двигатель 5ТДФ надежно пускается с применением
факельного подогревателя до температуры —8 °C без использова-
ния впрыска масла.
Рис. 7.12. Зависимость времени пус-
ка двигателя 5ТДФ от температуры
воздуха на впуске:
/ - в стендовых условиях с АФП; 2, 3.
4 в танке с АФП; 5 —в стендовых уело
виях без АФП; 6 — в танке бед АФП
Подогрев впускного возду-
ха факельным подогревате-
лем производился на двигате-
ле типа В-46, при этом расход
топлива составил 0,5 г/с. При
прокрутке коленчатого вала
с пусковой частотой вращения
и последующей работе двигателя на холостом ходу вплоть до
максимальной частоты вращения горение было устойчивым, тем-
пература подогрева воздуха во впускном коллекторе достигала
287
200 —350°C, причем она увеличивалась с повышением частоты
вращения.
Испытания двигателя Д-6, оборудованного системой факель-
ного подогрева, показали, что холодный пуск двигателя обеспечи-
вается при температуре окружающего воздуха до —20 °C.
Рис. 7.13. Схема системы подогрева с использо-
ванием впускного воздуха для факельного подо-
гревателя:
/ топливные форсунки днигатглн; 2 - факельный по-
догреватель; 3 — электрическое сопротивление; /
электромагнитный клапан; 5 — топливный насос высо
кого давления; 6 — топлнвоподкачнваюший насос; 7 —
топливный фильтр
Рис. 7 14 Внешний вид
факельного подогрева
теля с калильным эле-
ментом
При использовании факельного подогревателя двигатель пус-
кается мягко и после непродолжительного прогрева готов к при-
нятию нагрузки.
Система электрофакельного подогрева впускного воздуха ис-
пользуется в танке М-60Л1 (США).
Использование пусковых жидкостей. Пусковые жидкости полу-
чили достаточно широкое распространение в отечественной и осо-
бенно в зарубежной автотракторной промышленности. Сущест-
вуют специальные приспособления для подачи пусковой жид-
кости: «Старт-пилот», «Спрей», «Поляр-старт», «Автостарт»,
НАМИ 5ПП-40, НАМИ 6ПП 40 и др.
Основной составляющей большинства пусковых жидкостей
является этиловый эфир, имеющий низкую температуру самовос-
пламенения (от 180 до 200°C). Так как введение чистого эфира
288
вызывает повышение скорости нарастания давления в цилиндре
и увеличивает коррозионный износ, в состав пусковых жидкостей
добавляют масло (и другие компоненты), которое должно иметь
хорошие низкотемпературные и противоизносные свойства. Так,
в отечественной пусковой жидкости «Холод Д-40» применяется
масло, имеющее температуру застывания —60 °C. Следует отме-
тить, что вынужденное уменьшение содержания эфира в пуско-
вых жидкостях до 60 % несколько уменьшает их эффективность.
Пусковая жидкость подается во впускной трубопровод с по-
мощью специальных устройств или прямо в цилиндры двигателя
через топливную систему. Введение пусковой жидкости во впуск-
ной тракт двигателей осуществляется механическим или пневма-
тическим распыливанием и подачей ее в виде пара. Подача пус-
ковой жидкости через топливную систему возможна без сложных
конструктивных решений, однако требует увеличения расхода
жидкости и снижает пожаробезопасность. Эффективность пуска
двигателя при этом способе несколько ниже, чем при введении
пусковой жидкости во впускной тракт.
На рис. 7.15 представлена схема подачи пусковой жидкости в
двигатель 5ТДФ Пусковая жидкость из расходного бака масло-
закачивающим насосом подается на вход в топливные насосы
высокого давления. Электромагнитные клапаны во время пуска
перекрывают топливную магистраль и соединяют магистраль пус-
ковой жидкости с топливными насосами. Часть пусковой жидкос-
ти перепускается обратно в расходный бак. Такая система обес-
печивает пуск двигателя 5ТДФ в танке Т-64А при применении
Рис.'7.15. Схема подачи пусковой
жидкости н двигатель 5ТДФ
I — манометр; 2 — маслозакачиваюший
насос; 3 перепускной клапан; 4 рас-
ходный бак; 5 электромагнитный КЛа
пан; 6 — топливный фильтр тонкой очист-
ки; 7 — топливный насос высокого давле
ния; а — топливоподкачивающий насос
Рис. 7.16 Схема подачи пусковой
жидкости во впускной тракт двига-
теля УТД 20:
/ — воздушные баллоны; 2 — воздушный
редуктор; 3 — электропневмоклапан; 4
фильтр-регулятор давления; 5 — смеси-
тельный бачок; 6 впускные коллекто-
ры двигателя; 7 — распылители
19 Зак. 27с
289
маловязкнх моторного и трансмиссионного масел до температу-
ры —20 °C.
Наибольшее распространение в автотракторной технике полу-
чили пусковые приспособления, основанные на пневматическом
распиливании пусковой жидкости во впускном тракте. Для бро-
нетанковой техники разработаны опытные приспособления пода-
чи пусковой жидкости во впускной коллектор. На рис. 7.16 пред-
ставлена схема подачи пусковой жидкости во впускной тракт дви-
гателей типа УТД-20. Пусковое приспособление состоит
из электропневмоклапана, воздушного редуктора, смесительного
бачка и распылителей. При подаче сжатого воздуха в смеситель-
ном бачке образуется эмульсия, которая по трубкам поступает
к распылителям, установленным во впускных коллекторах двига-
теля.
Пуск двигателя типа В-2 (В-55) танка Т-62 с применением
пусковой жидкости обеспечивается до температуры —33 °C.
Сложность организации снабжения и хранения пусковых жид-
костей в армейских условиях пока не позволяет рекомендовать их
для широкого применения в отечественных ВГМ; за рубежом пус-
ковые жидкости применяются в английском танке «Чифтен».
В некоторых зарубежных танках для облегчения пуска двига-
телей используются свечи накаливания в предкамерах («Лео-
пард-1» и «Леопард-2») и повышение цикловой подачи топлива
в период пуска («Чифтен»).
7.5. ПУСК ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ
ГТД обладает лучшими по сравнению с дизелем пусковыми
свойствами, поэтому при температуре окружающего воздуха до
—40°C не требуется каких-либо средств облегчения пуска.
В комплекс системы пуска ГТД входят агрегаты и устройства,
обеспечивающие предварительную раскрутку ротора турбокомп-
рессора и его сопровождение, подачу и воспламенение пускового
и основного топлива, автоматическое управление всеми процес-
сами; одна часть этих агрегатов располагается непосредственно
на двигателе, другая — в корпусе машины.
Основным типом системы пуска ГТД является электрическая,
в состав которой входят аккумуляторные батареи (АБ), стартер,
система управления, система подачи пускового топлива, система
зажигания.
Минимальная продолжительность процесса пуска достигается
путем оптимизации мощности пускового устройства и выбора пе-
редаточного отношения к ротору, при котором обеспечивается ее
наиболее полное использование.
Обычно пусковое устройство сопровождает ротор до частоты
вращения, соответствующей 50—60 % номинальной. Система уп-
равления обеспечивает оптимальную подачу топлива и изменение
мощности пускового устройства с целью поддержания допустимой
290
температуры газа перед турбиной и устойчивой (беспомпажной)
работы компрессора.
Несколько сложнее осуществляется процесс пуска трехваль-
ного ГТД с двухкаскадным компрессором. При этом возможны
следующие варианты:
пусковым устройством раскручивается каскад высокого давле-
ния (И каскад);
раскручивается каскад низкого давления (I каскад);
раскручиваются оба каскада.
При раскрутке одного каскада второй раскручивается за счет
газовой связи.
В настоящее время используется только вариант раскрутки
каскада высокого давления (с подкруткой каскада низкого дав-
ления, либо без нее), так как при раскрутке каскада низкого
давления сокращается зона устойчивой (беспомпажной) работы
компрессора, а вследствие большего момента инерции этого кас-
када требуется заведомо большая мощность пускового устрой-
ства.
В процессе пуска любого ГТД можно выделить три этапа:
раскрутка ротора пусковым устройством;
сопровождение турбокомпрессора;
выход на режим малого газа.
Первый этап характеризуется максимальным моментом, раз-
виваемым пусковым устройством, подачей пускового топлива и
напряжения на свечи зажигания, воспламенением топлива. За-
канчивается этот этап подачей основного топлива в камеру сгора-
ния. Обычно это соответствует частоте вращения, равной 15—20 %
номинальной.
На втором этапе, по мере увеличения частоты вращения, мо-
мент пускового устройства снижается, но возникают условия для
устойчивого горения топлива в камере сгорания. При частоте вра-
щения, равной примерно 40 % номинальной, мощность турбины
соответствует мощности, затрачиваемой на привод компрессора
и агрегатов.
На третьем этапе отключается пусковое устройство и разгон
турбокомпрессора обеспечивается только за счет мощности тур-
бины.
Возможны варианты пуска, когда для сокращения его продол-
жительности пусковое устройство работает до выхода турбокомп-
рессора на режим малого газа.
Как отмечалось выше, пуск ГТД при температуре до —40 °C
не вызывает особых затруднений. Однако при более низкой тем-
пературе текучесть масла становится недостаточной, а при темпе-
ратуре —54 °C масло Б-ЗВ застывает, поэтому требуется разогрев
двигателя и масла до температуры —40 °C.
19*
291
7.6. СИСТЕМА ПОДОГРЕВА
Система подогрева предназначается для предпускового разо-
грева охлаждающей жидкости и масла, деталей цилиндропоршне-
вой группы, подшипников и других составных частей поршневого
двигателя, а также при необходимости и масла трансмиссии до
уровня, при котором возможна прокрутка двигателя и создаются
условия, необходимые для самовоспламенения топлива.
На всех современных ВГМ с ПД жидкостного охлаждения
устанавливаются предпусковые подогреватели жидкостного типа,
которые разогревают охлаждающую жидкость и осуществляют ее
циркуляцию в системе. Обычно направление циркуляции жидкос-
ти при работе подогревателя (см. рис. 3.1) такое же, как при ра-
боте двигателя. Однако возможно применение схем и с противо-
положным направлением циркуляции, если это диктуется какими-
либо конструктивными соображениями.
Основным параметром, характеризующим подогреватель, яв-
ляется его тепловая мощность qn, которая для серийных танков
составляет 50— 65 кВт, а для БМП — 35 кВт. Повышение мощ-
ности двигателей новых машин и ужесточение требований по вре-
мени подготовки машин к движению приводят к необходимости
увеличения тепловой мощности подогревателей основных танков
до 115 кВт, а БМП и легких танков до 60 кВт. Кроме того, воз-
никает необходимость в разогреве не только охлаждающей жид-
кости, но и воздуха, который может использоваться для обогрева
АБ. обитаемых отделений и других целей.
К современным подогревателям предъявляются следующие
основные требования:
надежный пуск при любой температуре окружающего воздуха;
многотопливность (изменение тепловой мощности при пере-
ходе с одного вида топлива на другой не должно превышать 10—
15%);
работоспособность во всем диапазоне допустимого изменения
напряжения бортовой сети;
коэффициент полезного действия должен быть не менее 70%;
оснащение системой автоматического управления и регулиро-
вания, обеспечивающей достижение и поддержание заданного
теплового состояния СУ независимо от температуры окружающе-
го воздуха;
мощность электродвигателя насосного агрегата должна со-
ответствовать величине У, »0,007t/n, что характерно для сущест-
вующих образцов подогревателей;
пожаробезопасность.
Объемно-массовые показатели лучших существующих образ-
цов подогревателей имеют следующие значения:
<7т>4,6 кВт/кг; >5,8 кВт/л,
где qm — удельная тепловая мощность; qv—объемная тепловая мощность
подогревателя.
292
Внешний вид жидкостного подогревателя показан на рис. 7.17.
Топливо и воздух в необходимом количестве подаются в камеру
сгорания, где происходит сгорание топлива. Подача воздуха осу-
ществляется центробежным вентилятором, который приводится
Рис. 7.17. Жидкостный подо-
гренатель:
/ — насосный агрегат с влектро-
|риводом; 2 камера сгорания.
I га южнлкостный теплообменник
во вращение электродвигателем. Вентилятор потребляет значи-
тельную часть мощности электродвигателя, и расход воздуха яв-
ляется основным фактором, ограничивающим тепловую мощность
подогревателя. Конфигурация и размеры воздушных трасс, а так-
же характеристика вентилятора подбираются таким образом,
чтобы обеспечить возможно большую подачу воздуха без увели-
чения затрат мощности. Циркуляция жидкости во всех подогре-
вателях осуществляется насосами центробежного типа, которые
должны обеспечивать прокачку жидкости при перепаде темпера-
тур между выходом и входом в подогреватель примерно 20 °C.
Большая прокачка требует повышения мощности привода насо-
са, а при увеличении перепада температур снижается эффектив-
ность и надежность системы подогрева. Расход топлива подби-
рается таким образом, чтобы коэффициент избытка воздуха на
всех режимах эксплуатации был равен 1,1 —1,2, что предотвра-
щает закоксование теплообменника.
Необходимая тепловая мощность подогревателя qn опреде-
ляется как сумма отношения полезно используемой теплоты Qnojl
ко времени Тп, в течение которого требуется разогреть двигатель
и его системы, и потерь в окружающую среду </пот:
Чп = Qnoa/ Л| + <7 пот • (7.3)
При расчете мощности подогревателя задаются следующие
параметры:
температура окружающего воздуха (принимается, что темпе-
ратура, до которой охлажден двигатель, его системы и антифриз,
равна температуре окружающего воздуха) —40...—50°C;
температура, до которой нужно нагреть антифриз (в зависи-
мости от максимально допустимой температуры в системе охлаж-
дения), /, =115... 125 °C;
293
температура нагрева основных деталей двигателя (на 20—
25°C ниже температуры нагрева антифриза) /„=90... 105°C;
температура, до которой нужно нагреть масло, /м =
=5...10°С (для масла типа МТ-16Г1);
масса антифриза, заправляемого в систему охлаждения;
массы двигателя, радиаторов, масляного бака;
площади поверхностей, от которых происходит отдача тепло-
ты в окружающую среду;
время, в течение которого требуется разогреть двигатель и его
системы, Гп.
В формуле (7.3) величина Qn<M понимается как количество
теплоты, необходимое для нагрева антифриза, двигателя, масла в
масляном баке, металла бака, металла радиатора.
Расчет каждой составляющей производится по формуле
где Ci — удельная теплоемкость; mi — масса; /ь—конечная температура
нагрева.
Потери теплоты в окружающую среду складываются из тепло-
отдачи двигателя, стенок масляного бака, радиаторов. Каждая
из составляющих может быть определена по формуле
«по.,=«/<(%-<»).
где U| — коэффициент теплоотдачи; Ь i - площадь поверхностей, от которых
отводится тепло; /ср^ -Но)/^ — средняя температура стенок.
При определении потерь теплоты можно принять следующие
значения коэффициентов теплоотдачи:
для нагреваемых частей двигателя а*, = 1,8... 2,3 Вт/(м2°С);
для радиатора ар = 1,4... 1,6 Вт/(м2 °С);
для масляного бака ам в=2,3...2,9 Вт/(м2°С).
Рекомендуемые значения а определены экспериментально.
При включении в систему подогрева дополнительных состав-
ных частей следует учитывать в общем балансе теплоту, необхо-
димую для их нагрева. Принимая во внимание ограниченность
выбора электродвигателей, которые могут применяться в подо-
гревателях, и необходимость сокращения времени подготовки дви-
гателя к пуску, значение qa выбирают максимально возможным
при принятых габаритах подогревателя.
Следует отметить, что расчет подогревателя является ориенти-
ровочным; при создании новых ВГМ потребная тепловая мощ-
ность должна уточняться по результатам климатических испыта-
ний опытных образцов.
В большинстве подогревателей используются топливные насо-
сы шестеренного типа, установленные на одном валу с вентилято-
ром и снабженные перепускным клапаном, который поддержи-
вает перед форсункой давление, необходимое для получения
заданного расхода и качественного распыливания топлива. Кон-
294
струкцня многотопливного шестеренного насоса показана на
рис. 7.18. Самоподжимные металлографитовые втулки в процессе
работы обеспечивают постоянное уплотнение по торцам шестерен.
Рис. 7.18. Конструкция многотоплпв-
ного шестеренного насоса:
/ — корпус; 2 — шестерни; 3 — свмопод
жимные металлогрифитовые втулки; 4
манжета уплотнения. 5 соеднннтелы1.1я
муфта; б вал члектродпнглтеля
1 2
Замена ранее применявшегося плунжерного насоса шестерен-
ным существенно упростила конструкцию подогревателя. Однако
установка шестеренного насоса и центробежного вентилятора на
валу одного электродвигателя имеет недостаток, заключающийся
в том, что в то время как расход воздуха изменяется пропорцио-
нально частоте вращения электродвигателя, расход топлива
остается постоянным. Это связано с тем, что шестеренный насос
имеет значительный запас по подаче, а расход топлива через
форсунку определяется проходным сечением распылителя и дав-
лением топлива, поддерживаемым редукционным клапаном. Та-
ким образом, изменение частоты вращения электродвигателя при
падении напряжения АБ практически не влияет на постоянство
расхода топлива через форсунку. Поэтому в определенных усло-
виях (например, при частоте вращения электродвигателя на ниж-
нем пределе допуска, что возможно при падении напряжения
аккумуляторной батареи до 18 В) коэффициент избытка воздуха
может оказаться ниже допустимого, что приводит к интенсивному
отложению сажи, снижению тепловой мощности и закоксова-
нию подогревателя. Во избежание этого приходится заведомо
устанавливать уменьшенный расход топлива, чтобы гарантиро
вать при неблагоприятных условиях коэффициент избытка воз-
духа, достаточный для нормального горения. Однако при этом
уменьшается исходная тепловая мощность подогревателя.
Перспективным является применение центробежного топливно-
го насоса, который обеспечивает при простой конструкции и ма-
лых (до 40 Вт) затратах мощности подачу, изменяющуюся про-
порционально частоте вращения. При его использовании изменение
частоты вращения электродвигателя приводит к снижению тепло-
вой мощности при сохранении коэффициента избытка воздуха на
уровне, обеспечивающем устойчивое функционирование подогре-
вателя. Широкое применение этого насоса ограничивается низким
значением создаваемого им давления (до 0,2 МПа), при котором
затрудняется распиливание топлива при пуске подогревателя в ус-
295
ловиях низкой температуры. Одним из путей устранения этого не-
достатка может быть применение электроподогрева топлива,
уменьшающего его вязкость, что повышает качество распыливания
при одном и том же давлении перед форсункой. В настоящее вре-
мя такой насос применяется только в танке Т-64А.
Камеры сгорания подогре-
вателей (рис. 7.19) вследст-
вие малых габаритов отлича-
ются высокой теплонапряжен-
ностью. Для обеспечения
коэффициента полноты сгора-
ния т]х= 0,92 ... 0,98 в них
применяются лопаточные за-
вихрители воздуха. Для луч-
шего смесеобразования и ста-
билизации горения использу-
ются дифференцированная по-
Рис 7.19 Конструкция камеры его
рания подогревателя:
! наружный кожух: J — жаровая тру
ба. J канал подачи вторичного воэду
ха; 4 — пережим ное кольцо; 5 — лопаточ
ный завихритель воздуха
дача воздуха по длине камеры через отверстия в жаровой трубе
и тепловые экраны. Выполняются камеры сгорания из жаростой-
кой стали типа 12Х18Н10Т. Температура газов в камере сгорания
достигает 1600—1800°С. Расчет подобных камер сгорания яв-
ляется приближенным и при их проектировании требуется прове-
дение большого объема экспериментальных и доводочных работ.
Для передачи тепла от газов к теплоносителю в подогревате-
лях используются теплообменники. В настоящее время широкое
распространение получили теплообменники из штампованных про-
филированных пластин (в подогревателях танков Т-64А, Т-72).
Они обладают хорошими тепловыми параметрами, просты по кон-
струкции, позволяют автоматизировать процесс их изготовления
при серийном производстве. Поверхностная плотность теплового
потока для современных теплообменников составляет
90—ПО кВт/м2, а объемная плотность находится в пределах от
7 до 8 кВт/л.
Существуют теплообменники, выполненные в виде цилиндричес-
ких рубашек и трубных пакетов, но они получили меньшее рас-
пространение в современных ВГМ.
Температура отработавших газов в подогревателях достигает
500—600 °C, а на некоторых образцах доходит до 700 °C. Значи-
тельное количество теплоты, уносимой отработавшими газами, до
настоящего времени использовалось только для разогрева масла
двигателя и трансмиссии (танк Т-64А и БМП).
296
В последнее время приняты решения по более широкому ис-
пользованию теплоты отработавших газов. Так, установка на вы-
пускном патрубке подогревателя газовоздушного теплообменника
с вентилятором позволяет получать горячий воздух (температура
до 250 °C) и направлять его для обогрева АБ, подачи в картер
и на впуск двигателя, для обогрева обитаемых отделений.
Рис 7 20. Конструктивная схема подогревателя-отопителя:
/ - камера сгорания; 2 — электрическая свеча; .1 — вентилятор; 4 — газовоздушный тепло
обменник; 5— заслонка; 6 - газожидкостный теплообменник
Рис. 7.21. Внешний вид подогрева
отопителя
Дальнейшим развитием систем подогрева явилось создание
комбинированного подогревателя-отопителя, который обеспечи-
вает разогрев двигателя и его
систем, подогрев АБ и возду-
ха на впуске в двигатель, обо
грев обитаемых отделений и
поддержание заданного теп-
лового состояния двигателя на
длительных стоянках.
Подогреватель-отопитель
(рис. 7.20 и 7.21) состоит из
камеры сгорания с двухре-
жимной форсункой и свечой
зажигания; газожидкостного
теплообменника, соединенного
с системой охлаждения двига-
теля; газовоздушного теплооб-
менника; вентилятора, обеспечивающего циркуляцию воздуха
через газовоздушный теплообменник; насосного агрегата; заслон-
20 Зак. 27с
297
ки, регулирующей распределение газов между обоими теплооб-
менниками.
Тепловая мощность опытных образцов подогревателя-отопите-
ля составляет: по жидкости ?ж=57кВт, по воздуху </„=11,5 кВт.
Объем и масса такого подогревателя-отопителя примерно в 1,5 ра-
за меньше объемов и масс существующего серийного подогрева-
теля и отопителя типа ОВ-65, имеющих такую же общую тепловую
мощность.
Тепловая мощность подогревателя-отопителя при использова-
нии в качестве привода насоса электродвигателя типа МП-400 до-
стигает значений qM =87 кВт, *?„ = 17,5 кВт. Дальнейшее повыше-
ние тепловой мощности требует применения более мощного и ком-
пактного электродвигателя для насосного агрегата и вентилятора
отопителя.
Поддержание СУ в постоянной готовности к принятию нагрузки
может быть достигнуто двумя путями: периодическим пуском ос-
новного двигателя, работающего на режиме холостого хода, а так-
же прогревом двигателя и трансмиссии при периодическом вклю-
чении системы подогрева, что более целесообразно, так как позво-
ляет обеспечить заданный ресурс двигателя за счет снижения пус-
ковых износов; сократить расход топлива, существенно затруднить
звуковую и тепловую пеленгацию ВГМ средствами обнаружения.
Поддержание теплового режима СУ подогревателем требует
постоянного контроля его работы. Кроме того, для обслуживания
подогревателя необходим хороший доступ к нему, что накладыва-
ет ограничения на компоновочные возможности СУ и ВГМ в це-
лом. Более целесообразна автоматизация работы подогревателя.
Система автоматического регулирования подогревателя
(САРП) должна поддерживать готовность СУ к принятию нагруз-
ки в течение длительного времени при любой температуре окружа-
ющего воздуха и отвечать следующим основным требованиям:
обеспечивать форсированный разогрев СУ после длительной
стоянки ВГМ при низкой температуре;
обеспечивать автоматическое управление и контроль функцио-
нирования составных частей подогревателя;
энергообеспечение должно быть от сети постоянного тока на-
пряжением 24 В;
быть пожаробезопасной.
В качестве параметра, характеризующего тепловое состояние
СУ, выбирается температура антифриза. Диапазон, в пределах ко-
торого необходимо поддерживать температуру антифриза, прини-
мается в соответствии с техническими условиями на двигатель.
Нижний предел обычно составляет 40 °C, а верхний предел опре-
деляется максимально допустимой температурой охлаждающей
жидкости.
В устройстве для регулирования подогревателя ПЖД-500Д,
применяемом в автомобильном транспорте, в качестве датчиков,
установленных в системе охлаждения и выпускном тракте подо-
298
гревателя, используются дилатометрические температурные пере-
ключатели, соединенные с микрокнопкой. Как показал опыт эксп-
луатации, такие переключатели ненадежны в условиях ударных и
вибрационных нагрузок, поскольку самая тщательная регулировка
по выбранной температуре срабатывания может нарушиться при
движении ВГМ. Недостатками являются также значительная дли-
на и большая термическая инерционность переключателей.
Известна автоматическая система управления подогревателем,
разработанная фирмой «Хагенук» (ФРГ) для дизеля «Майбах»
мощностью 1100 кВт, в которой управление тепловым режимом
двигателя в процессе разогрева осуществляется с помощью элек-
трических термометров сопротивления, работающих в комплекте
с лагометром, снабженным подвижным контактом для установки
нужного значения температуры. Таким образом, одновременно
происходят контроль температуры теплоносителя и ее регулирова-
ние, что является преимуществом этой системы. Управление систе-
мой зажигания осуществляется с помощью газонаполненного фото-
элемента, расположенного на камере сгорания подогревателя. Од-
нако чувствительность лагометров и фотоэлементов к тряске и ви-
брациям, значительные габариты и масса не позволяют рекомен-
довать их для применения в СУ отечественных ВГМ.
Анализ существующих конструкций САРП показал, что наибо-
лее простой, компактной и надежной является схема, в которой
все управление и контроль работы подогревателя осуществляются
по температуре жидкости в нем. В качестве чувствительных эле-
ментов применяются датчики типа П-1, используемые в ВГМ как
датчики термометров. В САРП применяются два датчика П-1 —
на входе и выходе из жидкостного тракта подогревателя. Для кон-
троля подогревателя используется перепад температур, характери-
зующий тепловой процесс в подогревателе. Так, при пуске подогре-
вателя определенный перепад
температур сигнализирует о
начале устойчивого горения;
при выключении подогревате-
ля уменьшение перепада ниже
установленного значения сви-
детельствует о прекращении
процесса горения. Снижение
перепада температур в про-
цессе разогрева свидетельст-
вует о неисправности в систе-
ме. Схема САРП предусмат-
ривает подачу светового и
Рис. 722. Внешний вид блока САРП звукового сигналов в случае
неисправности или выхода из строя любого из датчиков и обеспе-
чивает отключение подогревателя. Конструктивно САРП выпол-
няется в виде блока (рис. 7.22), габариты которого 160ХЮ0Х
1X70 мм, масса—1,5 кг.
20*
299
Испытания подогревателя с САРП на танке в холодильной ка-
мере показали, что обеспечивается включение подогревателя при
температуре антифриза на входе в подогреватель (38zfc2) °C и вы-
ключение при температуре на выходе (93±2) °C. Температура мас-
ла поддерживалась равной 30 °C, а антифриза не опускалась ни-
же 35 °C. Продолжительность работы подогревателя в этом режи-
ме составляет примерно 10 % общего времени поддержания СУ
в готовности к пуску и принятию нагрузки.
Системы подогрева зарубежных танков уступают по своим ха-
рактеристикам отечественным образцам для аналогичных по мощ-
ности СУ; в некоторых из них (танк АМХ-30) обеспечивается авто-
матическое управление подогревателями.
На танке «Леопард-1» (ФРГ) установлен подогреватель-отопи-
тель максимальной суммарной тепловой мощностью около 35 кВт,
который разогревает охлаждающую жидкость, масло и АБ. Подо
гретый воздух используется также для обогрева обитаемых отде-
лений. Подготовка двигателя к пуску производится при темпера-
туре окружающего воздуха: —20°С — за ЗОмин; —30°С — за 1ч;
40 °C — за 1,5 ч.
Такого же типа подогреватель используется в танке АМХ-30
(Франция). В американских танках М-48 и М-60А1 устанавлива-
ются подогреватели фирмы «Перфеншен» газовоздушного типа,
имеющие тепловую мощность до 25 кВт. Они используются для
обогрева двигателя и могут переключаться на обогрев обитаемого
отделения. На некоторых зарубежных танках («Чифтен», Pz 68)
предпусковой подогрев основных двигателей и их систем осущест-
вляется с помощью вспомогательного двигателя. Однако эффек-
тивность такого способа даже при наличии маловязких масел
невелика.
Глава 8 СИСТЕМА ВЫПУСКА
8.1. ОБЩИЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Система выпуска СУ предназначена для отвода отработавших
газов от двигателя и удаления их за пределы МТО. К системам
выпуска современных ВГМ предъявляются следующие техничес-
кие требования.
герметичность и надежность в течение ресурса СУ;
минимальное гидравлическое сопротивление;
пожаробезопасность;
тепломаскировка.
В работе и конструкции систем выпуска силовых установок
с ПД и ГТД имеются некоторые принципиальные отличия, поэто-
му целесообразно рассмотреть их отдельно.
8.2. СИСТЕМА ВЫПУСКА СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
С ПОРШНЕВЫМИ ДВИГАТЕЛЯМИ
В систему выпуска СУ с ПД в общем случае входят выпускные
коллекторы двигателя, проточная часть газовой турбины (для дви-
гателей с турбонаддувом), выпускные трубопроводы, ресиверы
(для СУ с эжекцнонными системами охлаждения), компенсаторы,
глушители, соединительные элементы. В отдельных случаях в сис-
тему выпуска включаются эжекторы системы пылеудаления (тан-
ки Т-62, Т-72), клапаны для обеспечения движения машины под
водой и др.
Выпускные коллекторы двигателя (а также газовая турбина
турбокомпрессора) являются неотъемлемой частью двигателя; их
конструктивные особенности оказывают существенное влияние на
мощность и теплоотдачу двигателя в охлаждающую жидкость.
Выпускные коллекторы четырехтактных двигателей без над-
дува или с приводными нагнетателями обычно выполняются в ви-
де одного цилиндрического или овального трубопровода для каж-
дого блока с патрубками, крепящимися к головке цилиндров дви-
301
гателя. На рис. 8.1 показана конструкция выпускного коллектора
двигателя В-46, устанавливаемого в танке Т-72. Он состоит из ос-
новной наружной трубы и внутренней, которая для компенсации
теплового расширения состоит из двух частей, соединенных теле-
скопической втулкой: две концентрические трубы обеспечивают
лучшую тепловую изоляцию коллектора.
Рис. 8.1. Конструкция выпускного коллектора двигателя В-46:
I - наружная труба; 2, 3 — части внутренней трубы; 4 - телескопическая втулка
В двигателях с турбонаддувом (при импульсной системе над-
дува) выпускной коллектор делится на секции, не связанные меж-
ду собой. Каждая секция объединяет цилиндры, в которых процес-
сы выпуска чередуются без перекрытия, т. е. имеют сдвиг по фазе
не меньше продолжительности выпуска. У двигателя типа В-2 с
шестью цилиндрами в каждом ряду (рис. 8.2) с обычным поряд-
Рис. 8.2. Конструкция выпускного коллектора двигателя В-2 с турбонаддувом.
/ — части коллектора; 2 — компенсаторы
ком вспышек в цилиндрах (1—5—3—6—2—4) можно объединить
в одну секцию коллектора цилиндры 1, 2, 3 и во вторую 4, 5, 6.
Сдвиг фаз выпуска в одной секции в этом случае составляет 240°.
Экспериментально установлено, что при использовании разде-
ленных выпускных коллекторов на двигателях без наддува или
с приводными нагнетателями улучшается процесс газообмена в
цилиндрах, что положительно влияет на характеристики двигателя.
302
Испытания двигателя В-46 с разделенным коллектором, кон-
струкция которого приведена на рис. 8.3, показали, что благодаря
снижению противодавления и увеличению расхода воздуха при
мерно на 1,5 % возрастает мощность двигателя и на 3—5 % умень-
шается теплоотдача в охлаждающую жидкость. Таким образом,
использование разделенных выпускных коллекторов целесообразно
на двигателях как без наддува, так и с приводными нагнетателями.
Рис. 8.3. Конструкция разделенного выпускного коллектора двигателя В-46
Для разгрузки выпускных коллекторов и системы выпуска
в целом при работе двигателя от температурных деформаций
вследствие высокого нагрева предусматриваются специальные
устройства — компенсаторы. Наи-
более полно отвечает предъяв-
ляемым требованиям сильфон-
ный компенсатор (рис. 8.4); все
остальные конструкции не обес-
печивают абсолютной герметич-
ности соединений. Сильфонный
компенсатор обеспечивает рабо-
тоспособность соединения в тече-
ние гарантийного срока службы
СУ даже при относительно боль-
шом радиальном перемещении
фланцев.
В настоящее время разрабо-
таны отраслевые стандарты, по-
зволившие сократить номенкла-
туру типоразмеров сильфонных
компенсаторов и регламентиро-
вать единые технические требо-
вания к ним на стадии проекти-
рования И изготовления. Силь- Рис. 8.4. Конструкция сильфонного
фонные компенсаторы, выпол- компенсатора
/ сильфон: 2 — сфера; 3 - экран: 4
ненные в соответствии С требо- втулка: -----направление потока
ваниями стандартов, используют-
ся во многих отечественных ВГМ (танках Т-55, Т-62; БМД-1
и др.).
303
В СУ танков Т-64А и Т-72 применяются пластинчатые компен-
саторы с разрезными кольцами (рис. 8.5). Для обеспечения более
надежного уплотнения в полость между наружной и внутренней
втулками через штуцер подается сжатый воздух от нагнетателя
двигателя. Таким образом, герметичность компенсатора достига-
ется за счет упругости колец и пневматического затвора. Недоста-
ток таких компенсаторов заключается в том, что в процессе тепло-
вого воздействия кольца теряют упругость, а вибрации вызывают
их повышенный износ. Это приводит к нарушению герметичности
соединения, большому расходу воздуха и пропуску в МТО отра-
ботавших газов и конденсата.
Более совершенна конструкция пластинчатого компенсатора
с пакетом неразрезных колец (рис. 8.6). От осевого перемещения
Рис. 8.5. Конструкция пластинчатого
компенсатора с разрезными коль-
цами:
/-внутренняя втулка; 2 — штуцер; 3
наружная втулка; 4 разрезное кольцо;
. направление потока газов
Рис. 8 6. Пластинчатый компенсатор с
неразрезнымн кольцами:
/ — штуцер; 2 — проставка; 3 кольца; 4
обойми; 5 — втулка; -----направление
потока газов
пакет колец фиксируется стопором. Для уменьшения пропуска от-
работавших газов через лабиринт, образованный кольцами с раз-
личными внутренними и наружными диаметрами, и сохранения
подвижности внутренней втулки относительно наружной одни
кольца центрируются по наружному диаметру, а другие— по
304
внутреннему. При этом в процессе монтажа и эксплуатации обес-
печивается взаимное перемещение отдельных элементов. Через
штуцер можно удалять проникающие через лабиринт колец отра-
ботавшие газы и конденсат или подавать сжатый воздух для соз-
дания пневматического затвора. Пластинчатые компенсаторы ра-
ботают лучше сильфонных при значительных вибрациях и переме-
щениях, однако они не обеспечивают полную герметичность сое-
динения.
Система выпуска является интенсивным теплоизлучателем и
источником пожаров в МТО, поэтому необходимо принимать спе-
циальные меры по обеспечению тепловой изоляции трубопроводов
системы. Применение для охлаждения выпускных коллекторов
жидкости нежелательно, поскольку это приводит к существенному
увеличению теплоотдачи в охлаждающую жидкость и соответству-
ющему росту габаритов системы охлаждения. В СУ ВГМ тепловая
изоляция может быть обеспечена экранированием (танк Т-72) или
применением тканей на основе базальтового волокна, асбеста и
стекловолокна (танк Т-64А). Возможна также наружная тепловая
изоляция на основе различных материалов, имеющих низкую
теплопроводность. Однако наружная изоляция может привести к
недопустимому перегреву деталей выпускного тракта, изготавли
ваемых, как правило, из обычных конструкционных сталей. Поэто-
му целесообразно применение покрытий внутренних поверхностей
коллекторов и трубопроводов теплоизоляционными материалами,
наносимыми методами плазменного напыления или эмалирования.
При этом наружная поверхность выпускных трасс может покры-
ваться жаростойким лаком, алюминием методом напыления и т. д.
Во избежание пожаров недопустимо прокладывать топливные
и масляные трубопроводы вблизи выпускных трасс, особенно над
ними, а при монтаже систем выпуска не допускаются такие флан-
цевые соединения, которые при стягивании болтами образуют кли-
новой просвет между плоскостями фланцев, что способствует
быстрому разрушению и выдуванию уплотнительных прокладок.
В системах выпуска многих зарубежных ВГМ применяются
глушители (танки «Леопард-1», АМХ-30, «Чифтен», «74» и др.).
Для улучшения тепломаскировки используется смешение отрабо-
тавших газов с воздухом, проходящим через радиаторы системы
охлаждения («Леопард-1») или охлаждающим двигатель
(M-60AI). Однако наличие специальных смесительных камер, как
уже отмечалось ранее, связано с увеличением объемов МТО.
305
8.3. СИСТЕМА ВЫПУСКА СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
С ГАЗОТУРБИННЫМИ ДВИГАТЕЛЯМИ
Конструктивная схема системы выпуска СУ с ГТД (рис. 8.7)
включает в себя следующие основные элементы: выпускной патру-
бок и выпускную коробку, в которой размещена заслонка системы
защиты от оружия массового поражения и установлены выпускные
жалюзи. В комплексе эти элементы образуют единый выпускной
гракт. В выпускной коробке к отработавшим газам подмешивается
воздух из системы охлаждения и трассы пылеудаления, а также
воздух, осуществляющий вентиляцию МТО, и из трасс суфлирования
двигателя и трансмиссии. Выпускные жалюзи направляют газо-
воздушную смесь в стороны от продольной оси машины и вверх
Рис. 8.8. Конструктивная схема си-
стемы выпуска с заслонками для
СУ с ГТД:
I выпускной патрубок двигателя; 2
»крин; 3— сильфонный компенсатор;
4 корпус. 5 выпускная коробка; 6,
S - заслонки; 7 — выпускные жалюзи; 9
воздуховод системы охлаждения и трас
сы пылеудаления; — выпускные
газы; воздух из системы ох
лаждения и трассы пылеудаления; |= > —
воздух из трассы вентиляции МТО
Рис. 8.7. Конструктивная схема си-
стемы выпуска СУ с ГТД:
I — выпускной патрубок двигателя. 2
выпускная коробка; 3 — заслонка системы
зашиты от средств массового поражения;
4 выпускные жалюзи; 5 — воздуховод
системы охлаждения и трассы пылеуда-
ления; > выпускные газы;
воздух иэ системы охлаждения к трассы
пылеудаления; г---— воздух из трас-
сы вентиляции МТО
под углом примерно 20° к горизонту. Такая система выпуска име-
ет принципиальный недостаток — не допускает преодоление тан-
306
ком брода глубиной более 1 м, так как при большей глубине воз-
можно попадание воды в МТО и двигатель.
Чтобы танк мог преодолевать водные преграды по дну на глу-
бине 1,8 м без предварительной подготовки и на глубине до 7 м
без использования газоотводящей трубы, необходима другая сис-
тема выпуска. Принципиальными особенностями такой системы,
обеспечивающей работоспособность СУ при значительном противо-
давлении на выпуске (около 8 кПа при броде и до 50 кПа при
движении под водой), являются:
подвижное герметичное соединение между выпускным патруб-
ком двигателя и корпусом танка, работающее под давлением до
50 кПа при температуре газа до 600 °C и позволяющее компенси-
ровать монтажные (производственные) и тепловые смещения и
перекосы выпускного патрубка двигателя относительно выреза
в кормовом листе корпуса танка;
герметизация окон, через которые производится выпуск возду-
ха из системы охлаждения и трассы пылеудаления, а также трас-
сы вентиляции МТО;
исключение попадания воды в двигатель.
Однако реализация этих требований связана с решением техни-
ческих вопросов проблемного характера и требует большого объ-
ема опытно-конструкторских работ.
Конструктивная схема одного из возможных вариантов систе-
мы выпуска представлена на рис. 8.8. В этой конструкции подвиж-
ное герметичное соединение выпускного патрубка двигателя с кла-
панной выпускной коробкой осуществлено при помощи сильфонно-
го компенсатора овального сечения. Герметизация окон для выпус-
ка воздуха обеспечивается двумя управляемыми заслонками 8.
Заслонка 6 исключает возможность попадания воды в двигатель.
Перевод системы выпуска из положения, соответствующего нор-
мальному режиму работы, в положение, необходимое для преодо-
ления водных преград, осуществляется дистанционно при помощи
гидро- или электроприводов.
Глава 9 КРЕПЛЕНИЕ СИЛОВОЙ УСТАНОВКИ
В ТАНКЕ
В зависимости от принятой компоновки МТО, конструкции
двигателя и систем СУ применяются различные способы их креп-
ления в корпусе танка.
Рамы, опоры и кронштейны для установки двигателя, транс-
миссии и составных частей СУ, а также основания, на которых
они крепятся (днище, борта, кормовой лист корпуса), должны
обладать достаточной жесткостью. В противном случае возможно
нарушение взаимного положения агрегатов, особенно если они не
объединены в силовой блок. Для этого несущие детали крепления
СУ усиливаются выштамповкой капавок, приваркой косынок и
ребер жесткости.
Наиболее ответственной является установка двигателя. В про-
цессе развития конструкции ВГМ изменялись и способы уста-
новки двигателя.
Двигатели типа В-2, используемые во многих отечественных
ВГМ, включая и танк Т-72, устанавливаются на специальной
силовой (подмоторной) раме — фундаменте (рис. 9.1). В зависи-
мости от принятой
компоновки МТО ра-
ма размещается вдоль
или поперек корпуса.
В первом случае рама
иногда соединяется с
бортовыми листами,
имеющими достаточно
большую толщину, и вся
система оказывается
весьма жесткой. Во
втором случае прихо-
дится принимать до-
полнительные меры по
повышению жесткости
днища корпуса, рамы
демонтаж двигателя при
Рис. 9.1. Силовая (подмоторная) рама
и связи их между собой. Монтаж и
установке на отдельной раме представляют собой сложную опе-
рацию вследствие плохого доступа к местам крепления и пеоб-
308
ходимости проведения трудоемких работ по центрированию дви-
гателя с трансмиссией. Наличие подмоторной рамы усложняет
размещение других составных частей СУ. Кроме того, в процессе
движения танка его корпус несколько деформируется, что может
привести к нарушению центрирования двигателя и трансмиссии.
В танке Т-64А применен более прогрессивный способ крепле-
ния вследствие использования двигателя с горизонтальным рас-
положением цилиндров, имеющего двусторонний отбор мощ-
ности, н бортовых коробок передач. Двигатель фиксируется в
трех точках с помощью двух жестко закрепленных цапф и одной
шарнирной опоры (рис. 9.2). Обе цапфы являются задними опо-
Рис. 9.2. Крепление двигателя в танке Т-64 А
I. в. Ю болты; 2 — шарнирная опора; ? полукольцо; 4 крышки бугелей, 5 вклады
ши; 6 бугели; 7 - цапфы; 9 — защитная крышка; II — уплотнительная прокладка; 12
- опорная площадка
рами двигателя, устанавливаются на стальных вкладышах в бу-
гелях и сверху закрываются крышками, закрепляемыми на буге-
ле двумя болтами. В правом верхнем вкладыше и цапфе имеются
канавки для установки стопорных полуколец, препятствующих
осевому перемещению двигателя. Передняя шарнирная опора
двигателя устанавливается на площадке, приваренной к днищу
корпуса танка, и крепится двумя болтами. Такая система крепле-
ния обеспечивает жесткость установки, постоянство центрирова-
ния двигателя с коробками передач, упрощает монтаж и демон-
таж двигателя. Однако и при таком варианте крепления двига-
теля возможно смещение составных частей СУ, а для монтажа и
демонтажа двигателя требуется значительное время, так как сна-
309
чала необходимо демонтировать крышу МТО с системой охлаж-
дения, воздухоочиститель и т. д.
Наибольший интерес представляют силовые блоки, объеди-
няющие в различных сочетаниях двигатель, трансмиссию и другие
составные части СУ. Подобные силовые блоки используются в
большинстве зарубежных танков («Леопард-1», М-60А1, «Лео-
пард-2» и др.), в отечественном танке Т-80.
Основой силового блока, как правило, являются жестко соеди-
ненные двигатель и трансмиссия, к которым присоединяются со-
ставные части систем СУ. При этом обеспечивается надежное
центрирование двигателя и трансмиссии, уменьшается вероятность
нарушения герметичности соединений. Замена блока может быть
произведена за короткое время — не более 1 ч. При снятом сило-
вом блоке обеспечивается хороший доступ к составным частям
СУ. Испытания и проверка функционирования силового блока
и отдельных его частей возможны вне танка. Крепление силового
блока в различных ВГМ осуществляется в трех или четырех
течках.
В танке «Леопард-1» силовой блок установлен в МТО на че-
тырех эластичных опорах, основны
ми элементами которых являются
резиновые амортизаторы. Две опо-
ры расположены в передней части
двигателя, две другие крепятся к
корпусу трансмиссии. Основой пе-
редней опоры является резиновая
пластина, заключенная между дву-
мя стальными направляющими. Для
смягчения ударов, действующих
вертикально, служит специальный
резиновый амортизатор. Двигатель
крепится к опоре болтами, а ее
фиксирование осуществляется из
боевого отделения при помощи ус-
тановочного винта. В задних опорах
силового блока (рис. 9.3) колеба-
Рнс. 9.3. Конструкция задней опоры сило
вого блока танка «Леопард I»:
I — днище танка; i — корпус опоры, J — регу
лировочиая прокладка; 4 направляющая; 5
кронштейн крепления трансмиссии; 6 — наруж
ная опорная втулка; / — внутренняя опорная
втулка; в—крышка; 9—релиновые аморти
заторы
ния поглощают резиновые втулки, заключенные между стальными
цилиндрическими обоймами. Наружная стальная обойма соедине-
310
на с корпусом трансмиссии, а внутренняя - с днищем корпуса
танка. Установка силового блока в горизонтальной плоскости
производится перемещением наружной обоймы по вертикали за
счет прокладок на неподвижной части опоры. Эти операции про-
изводятся до установки блока в танк. При монтаже блока произ-
водят его центрирование относительно осей бортовых редукто-
ров, с которыми трансмиссия соединяется при помощи быстро-
разъемных зубчатых муфт.
В танке M-60AI крепление силового блока осуществляется
также в четырех точках на резиновых амортизаторах. Две опоры
расположены в нижней части поддона двигателя, две другие — на
корпусе трансмиссии. На верхних частях задних опор имеются
ролики, скользящие по направляющим, приваренным к заднему
кормовому листу, при монтаже и демонтаже блока. Упругим эле-
ментом опоры являются резиновые втулки. Передние опоры на на-
ружной обойме имеют клинообразные шипы с резиновыми втулка-
ми-амортизаторами. При монтаже блока эти шипы скользят по на-
правляющим желобам, заканчивающимся клинообразными паза-
ми и приваренным к днищу корпуса. При полном опускании
задней части блока и затяжке болтов крепления задних опор
происходит фиксация шипов с некоторой деформацией резиновых
амортизаторов. При монтаже блока центровочные операции не
требуются, так как трансмиссия соединяется с бортовыми редук
торами при помощи карданных шарниров.
В одном из вариантов крепления силового блока в трех точ-
ках две из них находятся в кормовой части МТО. Они представ-
ляют собой два бугеля, приваренных к днищу танка, в которых
закрепляются две цапфы трансмиссии. Перед монтажом блока
крышки бугелей устанавливаются на цапфах без крепления. При
опускании блока в корпус крышки автоматически центрируются
относительно нижних частей бугелей и крепятся к ним болтами
через лючки в днище. Поскольку расточка в бугелях выполнена
соосно с валами бортовых редукторов, центрирование трансмис-
сии с ними не требуется. Соединение осуществляется шлицевыми
муфтами. В верхней передней части двигателя закреплен палец,
являющийся частью третьей опоры блока, с помощью которого
блок подвешивается к поперечной балке корпуса машины. Такой
способ крепления обеспечивает хороший доступ к блоку. Кроме
того, при движении танка по пересеченной местности, обстреле
и особенно при минном подрыве положение силового блока
остается стабильным.
На БМП-1 силовой блок, объединяющий двигатель и транс-
миссию, крепится на трех бугелях; при этом на двух бугелях кре-
пятся цапфы трансмиссии и на одном бугеле — передняя опора
двигателя. Все бугели связаны с днищем корпуса.
При установке двигателя или силового блока необходимо
соблюдать следующие основные требования:
311
прочность и жесткость конструкции должны быть достаточ-
ными для восприятия усилий и моментов от двигателя, а также
перегрузок, возникающих при реальной эксплуатации ВГМ;
центрирование составных частей СУ не должно нарушаться в
процессе эксплуатации;
должен обеспечиваться быстрый монтаж и демонтаж.
Наиболее рационально с точки зрения жесткости конструкции
и компактности МТО закрепление на силовом блоке почти всех
систем СУ (воздухоочистителей, систем охлаждения, смазки
и др.), как это выполнено в танке «Леопард-2» (см. рис. 1.8).
Крепление составных частей систем СУ на силовом блоке осу-
ществляется с помощью специальных кронштейнов и резиновых
амортизирующих прокладок. Если двигатель и системы устанав-
ливаются раздельно, составные части (воздухоочистители, баки
топливной системы и системы смазки) крепятся на кронштейнах,
приваренных к листам корпуса и моторной перегородке, с резино-
выми амортизаторами. Эжекторы системы охлаждения устанавли-
ваются на трансмиссиях, крепятся к несущим деталям корпуса,
подьемной крыше или привариваются к ним Например, в танке
Т-64А эжектор приварен к крыше МТО. Вентиляторы системы
охлаждения могут устанавливаться непосредственно на трансмис-
сии, как в большинстве зарубежных ВГМ, где используются вен-
тиляторы с вертикальной осью вращения. В отечественных ВГМ
вентиляторы имеют горизонтальную ось вращения или небольшое
отклонение от горизонтали, и их упорный подшипник крепится
к кормовому листу. Радиаторы системы охлаждения устанавли-
ваются в изолированных от МТО кожухах, где закрепляются
с помощью стяжных лент-бандажей и металлических планов с ре-
зиновыми прокладками.
Глава 10 ФУНКЦИОНИРОВАНИЕ СИЛОВЫХ
УСТАНОВОК В СПЕЦИФИЧЕСКИХ
УСЛОВИЯХ
10.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Специфическими условиями функционирования силовых уста-
новок являются движение ВГМ при преодолении водных преград
по дну и вплавь, воздействие на машину ударной волны при ядер-
ном взрыве, попадание зажигательных смесей типа напалм и др.
В связи с тем, что двигатель любого типа имеет ограниченную
надежность в этих условиях, его функционирование обеспечивает-
ся за счет специальных мероприятий, и прежде всего за счет ра-
ционального выбора конструкции воздушных и газовых трасс,
а также их защиты.
Особенности функционирования СУ при преодолении водных
преград связаны с повышенным противодавлением на выпуске и
дополнительным сопротивлением на впуске в двигатель в резуль-
тате выпуска отработавших газов в воду (в большинстве случаев)
и установки воздухозаборной трубы. При этом необходимо, чтобы
двигатель развивал достаточную мощность при допустимой темпе-
ратуре в системе охлаждения и в МТО. Следует отметить, что
требования к ВГМ по преодолению водных преград постоянно
повышаются. Так, если серийные отечественные танки (Т-64А,
Т-72) преодолевают брод без подготовки глубиной 1 — 1,2 м и вод-
ные преграды по дну глубиной до 5 м (при ограничении протя-
женности преграды для танка Т-72, обусловленной особенностями
компоновки МТО), то новые танки должны преодолевать водные
преграды глубиной до 1,8 м без подготовки и глубиной до 7 м с
оборудованием подводного вождения (ОПВ) без ограничения
времени движения. Плавающие ВГМ должны преодолевать вод-
ные пространства при волнении до 5 баллов.
Потенциальная угроза применения вероятным противником
ядерного оружия выдвигает проблему защиты СУ от ряда пора-
жающих факторов, сопровождающих ядерный взрыв, один из
которых — ударная волна. Затекая через воздухоприточные и га-
зовыпускные трассы во внутренние объемы МТО, ударная волна
может вызвать деформацию и разрушение составных частей СУ.
Разрушения возможны также за счет механического воздействия
313
деформированных ударной волной деталей корпуса танка (кры-
ши, днища и др.).
Кроме того, непосредственному воздействию ударной волны
подвергаются части СУ, расположенные за пределами МТО не-
посредственно на корпусе машины (наружные топливные баки,
входные и выходные жалюзи и др.).
Важным вопросом является также повышение огнестойкости
МТО, которое является одним из наиболее уязвимых частей ма-
шины. Попадание зажигательных смесей на наружные поверхнос-
ти ВГМ может привести к сгоранию элементов герметизации, об-
горанию дюритовых соединений и прогоранию топливных баков.
Попадание этих смесей на воздухозаборные решетки и засасыва-
ние пламени от смеси, попавшей на крышу МТО, или от разлив-
шегося топлива при прогорании наружных топливных баков мо-
жет вызвать повреждение различных агрегатов, находящихся
в МТО.
10.2. ФУНКЦИОНИРОВАНИЕ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
ПРИ ПРЕОДОЛЕНИИ ВОДНЫХ ПРЕГРАД
Необходимость преодоления ВГМ водных преград обусловли-
вает следующие требования к составным частям СУ:
обеспечение двигателя воздухом, организация отвода отрабо-
тавших газов;
герметизация МТО;
защита двигателя от проникновения в него воды при его
остановке под водой и на плаву;
поддержание нормального теплового режима СУ.
Оборудование подводного вождения состоит из съемных и по-
стоянно установленных деталей и обеспечивает герметизацию
МТО в этих условиях. Для удаления воды, проникающей в корпус
машины через неплотности, используются водооткачивающие
насосы.
Функционирование силовых установок с поршневыми двигате-
лями. В серийных танках Т-72 и Т-64 А при преодолении водных
преград подача воздуха к двигателю осуществляется через бое-
вое отделение, куда воздух поступает по воздухозаборной трубе,
установленной на башне. Жалюзи, расположенные на крыше МТО,
через которые воздух поступает в воздухоочиститель, герметизи-
руются крышкой. При преодолении брода воздух поступает через
открытые люки на башне.
При большом расходе воздуха двигателем в обитаемых отде-
лениях в случае самопроизвольного закрытия люков может созда-
ваться разрежение, опасное для здоровья экипажа, в свя-
зи с чем необходимо применять в ВГМ автономные воздухоза-
борные устройства для двигателей. В модернизированном вариан-
те танка «Леопард-1» для защиты экипажа установлено предо-
хранительное устройство, автоматически останавливающее дви-
гатель, если при включении гидравлической системы герметиза-
314
ции танка будет закрыт командирский люк, через который про-
изводится забор воздуха. Система пуска двигателя блокируется,
if повторный пуск исключается.
В танке Т-72, имеющем систему охлаждения разомкнутого
типа, входные и выходные жалюзи герметизируются уплотнитель-
ными крышками (рис. 10.1). Привод к крышкам осуществляется
через систему рычагов.
Рис 10.1 Схема забора воздуха и герметизации .МТО танка Т-72 при движеи-ш
под водой:
/ - воздухозаборная труба; 2 крышка герметизации окна над воздухоочистителем; .4.
•/ — крышки герметизации входных и выходных жалюзи системы охлаждения соответствен
но; CX*J> — воздух из атмосферы
В танке Т-64Л, оборудованном эжекционной системой охлаж
дения с изолированным от МТО воздушным трактом, при движе-
нии под водой герметизации жалюзи системы охлаждения не тре-
буется, а эжектор заливается водой (рис. 10.2). Герметизация пат-
рубка вентиляции МТО и отверстия для обдува воздушного комп-
рессора осуществляется уплотнительными заглушками.
Для защиты двигателя от проникновения в него воды в случае
остановки танка под водой в выпускной трассе устанавливаются
специальные клапаны.
В танке Т-72 на выпускном патрубке снаружи корпуса закреп-
ляется съемная клапанная коробка (рис. 10.3) с четырьмя под-
пружиненными клапанами. При работе двигателя под действием
отработавших газов клапаны открыты. Заслонки на трассе пыле-
удаления в этом случае закрыты в результате повышения давле-
ния в системе выпуска. При остановке двигателя клапаны под
315
действием пружин и давления воды закрываются, исключая по-
падание воды в двигатель.
Рис. 10.2. Схема забора воздуха и герметизации МТО танка Т 64Л при двнже
нии под водой:
/ воздухозаборная трубя; 2 — крышка герметизации окна над воздухоочистителем;
./ — крышка герметизации патрубка вентиляции МТО; 4 крышка герметизации окна для
обдува воздушного компрессора; 5 - газоотводная труба; 6 клапан эжектора пылеуда
Ленин; |— Пх.здух из атмосферы
В танке Т-64А (рис. 10.4) отработавшие газы через обводной
газоход и газоотводную трубу, установленную на торце газохода.
Рис. 103. Схема отвода газов и защи-
ты двигателя от попадания воды в тан-
ке Т-72:
/ — клапан в трассе пылеудаления; 2 кла-
панная коробка; Л подпружнненныП клапан;
<-«. — отработавшие газы
Рис 10.4. Схема отвода газов и за-
щиты двигателя от попадания воды
в танке Т-64Л:
/ кл.тпан; 2 — заслонка обводного газо-
хода; 3 - газоотводная труба; ♦—«, -
отработавшие газы
316
выбрасываются в атмосферу. Попадание воды в систему выпус-
ка двигателя исключается закрытием отверстия из обводного
газохода в ресивер эжектора системы охлаждения подпружинен-
ным клапаном. Заполняющая ресивер вода поджимает тарелку
клайана к уплотнению. При выходе танка на сушу и закрытии
заслонки обводного газохода отработавшие газы преодолевают
усилие пружины клапана и поступают в ресивер эжектора, уда-
ляя из него воду. Для защиты двигателя от попадания в него
воды через воздухоочиститель на диффузоре эжектора пылеуда-
ления устанавливается подпружиненный клапан. После выхода
танка из воды привод жалюзи перемещает специальный шток и
открывает клапан.
В плавающих машинах для предотвращения попадания воды
в двигатель при его остановке предусматривается комплекс меро-
приятий. Так, например, в БМД-1 в систему защиты двигателя
включены две коробки с клапанами, исключающими попадание
воды из эжектора в систему выпуска двигателя, клапан отключе-
ния воздухоочистителя от эжектора пылеудаления, водосборники,
клапаны слива воды и приводы управления. Управление клапа-
нами осуществляется при помощи гидроцилиндров.
Охлаждение двигателя и трансмиссии при преодолении вод-
ных преград для машин с эжекционными системами охлаждения
не вызывает затруднений и не лимитирует протяженность пре-
одолеваемой преграды. Более того, заполнение корпуса эжек-
тора холодной водой может привести к переохлаждению двига-
теля. Во избежание этого в системах охлаждения необходимо
устанавливать термостаты.
Вентиляторные системы охлаждения с изолированным воз-
душным трактом аналогично эжекционным при преодолении вод-
ных преград заполняются водой; при этом вентиляторы отклю-
чаются. Таким образом обеспечивается движение под водой в
большинстве зарубежных танков («Леопард-1», «Леопард-2»,
АМХ-30 и др.).
Наиболее сложно решается вопрос подводного вождения тан-
ков с вентиляторными системами охлаждения и разомкнутыми
воздушными трактами (танк Т-72). Поскольку при преодолении
водных преград МТО полностью герметизируется, теплоотвод от
охлаждающей жидкости и масла практически отсутствует, а тем-
пература их повышается. Протяженность преодолеваемой пре-
грады лимитируется максимально допустимыми значениями тем-
ператур теплоносителей. В связи с этим перед входом в воду
двигатель должен некоторое время работать на холостом ходу
или с малой загрузкой. Охлаждение СУ при движении танка под
водой возможно, например, с помощью водо-водяных теплооб-
менников, охлаждаемых забортной водой. Однако до настоящего
времени эти теплообменники практически не нашли широкого при-
менения в СУ танков. Такой теплообменник, встроенный в днище
317
корпуса, используется только в БТР морской пехоты LVTP-7
(США).
Ранее отмечалось, что повышенное противодавление на выпус-
ке и дополнительное сопротивление на впуске, обусловленные
установкой ОПВ и выпуском отработавших газов в воду, приво-
дят к ухудшению коэффициента наполнения цилиндров двигателя
и снижению его мощности. Одновременно увеличивается темпе-
ратура отработавших газов, для снижения которой необходимо
уменьшать расход топлива, что приводит к еще большему сниже-
нию мощности. Особенно неблагоприятно эти условия отражают-
ся на функционировании двухтактного двигателя (типа 5ТДФ).
поэтому в танке Т-64А устанавливается газоотводная труба, в то
время как в танках с четырехтактными двигателями выпуск от-
работавших газов осуществляется непосредственно в воду.
Исследования показали, что наиболее приспособленными для
работы с повышенными сопротивлениями во впускных и выпуск-
ных трассах, обусловленными движением ВГМ под водой, яв
ляются четырехтактные двигатели, в том числе и с газотурбинным
наддувом, несмотря на наличие у них только газовой связи между
двигателем и агрегатами наддува. Для двухтактного двигателя
с приводным центробежным нагнетателем введение специальных
мероприятий, в первую очередь по предотвращению помпажа на-
гнетателя, позволяет улучшить возможности его работы при по-
вышенном противодавлении на выпуске без газоотводной трубы.
Большинство СУ с ПД зарубежных танков приспособлено для
работы в условиях преодоления водных преград по дну с забо-
ром воздуха через боевое отделение и выпуском отработавших
газов в воду; оборудование для подводного вождения аналогично
применяемому в отечественных ВГМ.
В танках с двигателями воздушного охлаждения (М-60А1,
«71») при преодолении водной преграды МТО заливается водой,
в связи с чем электрооборудование имеет водозащитное испол-
нение.
Функционирование силовых установок с газотурбинными дви-
гателями. При преодолении ВГМ с ГТД водных преград по дну
повышается сопротивление на впуске в компрессор двигателя
(примерно до 8 кПа на максимальном режиме) и противодавле-
ние на выпуске (примерно до 10 кПа) вследствие установки воз-
духозаборной и газоотводной труб высотой до 7 м каждая.
Организация воздушных и газовых потоков в МТО в этих
условиях на примере танка Т-80 показана на рис. 10.5. Воздух
через воздухозаборную трубу поступает к воздухоочистителю и
318
радиаторам системы охлаждения двигателя и трансмиссии. Из
воздухоочистителя воздух засасывается компрессором двигателя
и вентиляторами системы охлаждения и пылеудаления и обдува
агрегатов. Воздух, прошедший по трассам системы охлаждения
и пылеудаления, обдува стартера, генератора, воздушного комп-
рессора и вентиляции МТО, выбрасывается в свободный объем
МТО и, попадая через предварительно открытый люк 2 в торцевой
Рнс. 10.5. Схема забора воздуха и отвода газов в СУ с ГТД при движении
танка под водой с газоотводной грубой
/ двигатель; 2 люк в воздухоочистителе. 3 воздухоочиститель; 4 впускные жа
люзн; 5 — впускная коробка; 6—воздухозаборная труба; 7 перегородка; Л радиато-
ры системы охлаждения; 9 воздуховоды системы охлаждения и пылеудаления; 10 —
генератор; II — стартер; 12 выпускная коробка; 13 — газоотводная труба; 14 воздуш-
ные каналы; IS - корпус газовыпускного коллектора; 16 — асбестовое уплотнение; 17
воздушный компрессор; /в — вентилятор системы охлаждения и пылеудаления; 19— вен-
тилятор обдува; I--- войдух из атмосферы. . _ — отработавшие газы; > Г'-> —
воздух из системы охлаждения и трассы пылеудаления; — воздух для охлаждения
агрегатов н вентиляции МТО
стенке воздухоочистителя, подмешивается к свежему воздуху.
При этом каналы, через которые воздух из МТО удаляется в
атмоферу при нормальном режиме работы СУ, закрыты корпусом
газовыпускного коллектора, а воздушные каналы 14 открыты.
Отработавшие газы из двигателя поступают через газоотводную
трубу в атмосферу. Чтобы предотвратить попадание газов из си-
стемы выпуска двигателя в МТО, зазор между наружной поверх-
ностью выпускного патрубка и корпусом коллектора при подго-
товке танка к преодолению водной преграды уплотняется асбесто-
вым шнуром. Приведенная схема позволяет обеспечить мощность,
319
достаточную для преодоления водной преграды, нормальный тем-
пературный режим в МТО, функционирование СУ без ограниче-
ния по времени. Недостатком такой схемы является значительная
трудоемкость подготовительных работ, связанная с установкой
двух труб, открытием люка в воздухоочистителе, установкой
уплотнения и др.
Повышение требований к танкам по преодолению водных пре
град без подготовки в условиях ограниченного времени на под-
готовку СУ приводит к необходимости совершенствования орга-
низации подводного движения танка, в частности с выпуском от-
работавших газов в воду. При этом необходимо обеспечить гер-
метичность системы выпуска в МТО и суфлирование масляных
полостей двигателя, исключив возможность их наддува горячими
газами.
На рис. 10.6 представлена одна из возможных схем организа-
ции воздушных и газовых потоков в МТО при движении танка
Рис. 10.6. Схема забора воздуха и отвода газов в СУ с ГТД при движении
танка под водой без газоотводной трубы:
/ — двигатель; 2 воздухоочиститель; 3 поджалюзийное пространство; 4. 9 каналы;
5 впускная коробка; б — перегородка- 7 — встроенная телескопическая воздухозаборная
труба; в--воздухозаборная труба ОПВ; /О — радиаторы системы охлаждения; II во<
духовод системы охлаждения и пылеудаления; 12 генератор; 13 - стартер; 14 -воз
душные каналы; IS — заслонка; 16 выпускная коробка; 17 воздушный компрессор;
18 — вентилятор системы охлаждения и пылеудаления; 19 — вентилятор обдува; t—
воздух из атмосферы; отработавшие газы: - - воздух нз системы охлаж
дения и трассы пылеудаления воздух для охлаждения агрегатовн вентиляции МТО
под водой, позволяющая выполнить указанные требования. При
преодолении брода без подготовки глубиной до 1,8 м использует -
320
ся встроенная выдвижная телескопическая воздухозаборная тру-
ба, а при больших глубинах требуется установка трубы из
комплекта ОПВ. Воздух через одну или обе трубы поступает по-
токами, разделенными перегородкой, в воздухоочиститель и к ра-
диаторам системы охлаждения двигателя и трансмиссии. Воздух,
прошедший через радиаторы, выбрасывается вентиляторами в
МТО через воздушные каналы 14. Часть воздуха после воздухо-
очистителя отбирается для вентиляции МТО, охлаждения старте-
ра, генератора и воздушного компрессора. Подогретый воздух из
МТО через каналы, связывающие внутреннюю полость воздухоза-
борной трубы с полостью под закрытыми жалюзи, поступает на
вход в воздухоочиститель. При нормальной эксплуатации жалю-
зи открыты, телескопическая труба убрана, закрыта крышкой
и перекрывает каналы 4 и 9. Отработавшие газы через выпуск
ные жалюзи выбрасываются непосредственно в воду.
Для предотвращения наддува горячими газами масляных по-
лостей опор двигателя разработана схема суфлирования, приве-
денная на рис. 10.7. Она отличается от существующей тем, что
Рис. 10.7. Схема суфлирования системы смази ГТД:
/ — двигатель. 2 — Центробежный суфлер; 3 патрубок; 4 масляный бак; 5 — инерцион
ный суфлер; 6 — выходной патрубок; 7 выпускной патрубок двигателя. 8 воздуховод
системы охлаждения и трассы пылеудаления; i воздух из системы суфлирования
двигателя; «—m — отработавшие газы; —воздух из системы охлаждения и
трассы пылеудаления; — воздух для охлаждения агрегатов и вентиляции МТО
патрубок из центробежного суфлера двигателя выведен не в вы-
пускной патрубок двигателя, а в воздушную полость масляного
бака. В свою очередь, выходной патрубок инерционного суфлера
масляного бака выведен в воздуховод системы охлаждения. Рас-
смотренный вариант воздухоподачи и газоотвода обеспечивает
снабжение двигателя только очищенным воздухом и интенсивную
дополнительную вентиляцию МТО воздухом из трасс охлаждения
и пылеудаления. При этом происходит подогрев воздуха на 20—
21 Зак. 27с
321
25 °C и увеличивается сопротивление на впуске в двигатель до
15 кПа. Однако, как показал эксперимент, при преодолении бро-
да без подготовки обеспечиваются достаточная мощность и при-
емлемые значения параметров, определяющих условия рабо-
ты СУ.
При преодолении водных преград большей глубины с ОПВ
увеличивается противодавление на выпуске, что приводит к росту
температуры газа перед турбиной и уменьшению запаса по пом-
пажу компрессора. Эти явления могут быть устранены увеличе-
нием минимального значения проходной площади РСА силовой
турбины. Очевидно, совместное влияние сопротивления на впуске,
противодавления на выпуске и подогрева воздуха приводит к су-
щественному снижению мощности двигателя. Так, при преодоле-
нии водной преграды глубиной 5 м при использовании РСА мощ-
ность будет составлять примерно 20 % максимальной. Однако,
учитывая, что при погружении в воду масса танка уменьшается
примерно на 40 %, можно считать это значение достаточным.
Необходимо отметить, что если движение танка с ГТД под
водой можно обеспечить без газоотводной трубы, то проблема-
тичным остается вопрос пуска двигателя под водой в случае его
остановки.
10.3. ЗАЩИТА СИЛОВЫХ УСТАНОВОК ОТ ПОРАЖЕНИЯ
УДАРНОЙ ВОЛНОЙ
Защита СУ от ударной волны ядерного взрыва, как составная
часть системы защиты от средств массового поражения машины
в целом, впервые была внедрена в танке Т-55. Отечественные
ВГМ последующих выпусков разрабатываются с учетом требова-
ний защиты от средств массового поражения.
Экспериментально установлено, что для ВГМ после воздейст-
вия ударной волны характерно повреждение или разрушение на-
ружных топливных баков, дополнительных бочек и другого обо-
рудования, находящегося вне корпуса машины, забивание землей
сеток над радиаторами и входных воздухозаборных окон над
воздухоочистителями, что требует их обслуживания непосредст-
венно после взрыва.
Испытания показали, что составные части СУ различных ВГМ
не равностойки. Наибольшую стойкость СУ имеют машины с изо-
лированными от внутреннего объема МТО системами охлажде-
ния, воздухоочнстки и выпуска. Замкнутая схема компоновки
МТО позволяет значительно (в 10—20 раз) снизить нагрузки на
моторную перегородку и внутреннее оборудование МТО. Наибо-
лее уязвимыми при воздействии ударной волны являются тонко-
стенные элементы эжекторной коробки, воздухоочистителя, возду-
ховоды системы охлаждения, а также некоторые другие состав-
ные части систем (радиаторы, циклоны и пр ).
322
Способы защиты двигателя и систем СУ ВГМ от избыточного
давления ударной волны в основном сводятся к следующему:
установка постоянных уплотнений, герметизирующих МТО и
препятствующих затеканию в него ударной волны (например,
уплотнение крыши МТО);
использование автоматической герметизации МТО, срабаты-
вающей от датчика регистрации ядерного взрыва и понижающей
уровень давления ударной волны, затекающей в МТО;
введение механизма остановки двигателя (МОД), отключаю-
щего подачу топлива в двигатель и срабатывающего автомати-
чески от датчика регистрации ядерного взрыва
Основными элементами, обеспечивающими автоматическую
герметизацию, являются:
подвижные створки впускных жалюзи над радиаторами;
впускные жалюзи над воздухоочистителем;
выпускные жалюзи систем охлаждения и выпуска;
крышки трубопроводов удаления пыли из воздухоочистителей.
Кроме того, в СУ каждой конкретной ВГМ могут быть свои
специфические устройства, требующие защиты
Экспериментально установлено, что для СУ с ПД неоднократ-
ное срабатывание МОД при герметичном закрытии трасс забора
воздуха и выпуска не оказывает влияния на работоспособность и
ресурс двигателя. В то же время в СУ с ГТД при этих условиях
возможны помпаж компрессора, увеличение разрежения на впус-
ке и противодавления на выпуске, что вызывает недопустимую
деформацию проточной части двигателя и газовоздушных трасс
СУ.
Стендовые испытания СУ с ГТД с имитацией срабатывания
системы защиты от средств массового поражения (закрытие жа-
люзи за 0,10—0,13 с с одновременным прекращением подачи топ-
лива в двигатель) показали, что разрежение на впуске в компрес-
сор двигателя может повыситься в 20 и более раз по сравнению
с начальным, а противодавление в выпускной трассе двигателя
может увеличиться в 30 раз при работе двигателя на режиме
малого газа. Частота изменения давления весьма высока, что ха-
рактерно для помпажного режима. Кроме того, испытания выяви-
ли возможность возникновения тепловых взрывов топлива и мас-
ла, попадающих в выпускную трассу двигателя из центробежного
суфлера двигателя и трассы дренирования топлива.
Предотвращение помпажа компрессора ГТД при срабатыва-
нии системы защиты от средств массового поражения может быть
обеспечено, например, соединением трассы выпуска с
21*
323
воздуховодами (рис. 10.8). После практически одновременного
закрытия впускных жалюзи и заслонки и прекращения подачи
топлива в двигатель газовоздушная смесь под напором, создавае-
мым компрессором двигателя на выбеге роторов турбокомпрессо-
ра, поступает в свободный объем МТО, откуда через воздухово-
Рнс. 10.8. Схема организации работы СУ с ГТД при срабатывании системы
защиты от средств массового поражения:
/ — двигатель; 2 воздухоочиститель; 3 впускные жалюзи; 4 радиаторы системы
охлаждения. 5 — воздуховод системы охлаждения и трассы пылеудаления. 6 — генератор;
7 —стартер; в — воздуховод; 9 заслонка; 10 — выпускная коробка; II воздушный комп-
рессор; 12 вентилятор системы охлаждения и пылеудаления; /3 — вентилятор обдува,
стрелками указано направление гаэовоэдушных потоков в МТО
ды попадает в воздухоочиститель и на вход в компрессор двига-
теля. Циркуляция газовоздушной смеси по замкнутому контуру
продолжается до полной остановки роторов турбокомпрессора.
Для исключения тепловых взрывов в выпускной трассе двигателя
при срабатывании системы защиты рекомендуется обеспечить
удаление паров из масляных полостей опор двигателя через воз-
душную полость масляного бака (см. рис. 10.7), а удаление дре-
нируемого топлива производить только на рабочих режимах дви-
гателя.
Из анализа выявленных в процессе испытаний повреждений
СУ можно сделать вывод, что повышение стойкости составных
частей к воздействию ударной волны может быть достигнуто с
помощью следующих мероприятий:
применения изолированных от основного объема МТО систем
охлаждения и воздухоочистки, повышения жесткости воздухово-
дов и выпускных трасс;
повышения жесткости прогибающихся деталей корпуса машин
(крыши, днища) или увеличения зазора между ними и агрегата-
ми, находящимися в МТО;
324
разработки конструкций впускных и выпускных жалюзи, умень-
шающих до безопасного уровня давление затекающей в МТО
ударной волны;
уменьшения времени срабатывания элементов, обеспечиваю-
щих автоматическую герметизацию МТО;
применения в СУ с ГТД закольцовки выпускных и впускных
трасс.
10.4. ПОВЫШЕНИЕ СТОЙКОСТИ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
К ВОЗДЕЙСТВИЮ ЗАЖИГАТЕЛЬНЫХ СМЕСЕЙ
Эксперименты, проведенные на различных ВГМ, показали,
что наиболее типичными повреждениями СУ при воздействии за-
жигательных смесей являются:
прогорание дюритовых соединений масляных и водяных радиа
торов;
распайка коллекторов радиаторов;
прогорание пластин и трубок радиаторов вследствие утечки
охлаждающей жидкости;
прогорание циклонов воздухоочистителей;
прогорание соединительных дюритовых шлангов наружных
топливных баков и, как следствие, выплескивание и возгорание
топлива.
Работы по повышению стойкости ВГМ к возгоранию проводят-
ся как в направлении совершенствования защиты составных час-
тей СУ от непосредственного воздействия пламени, так и повыше-
ния эффективности противопожарного оборудования путем введе-
ния новых, более эффективных и менее токсичных огнегасящих
веществ, а также рационального размещения термодатчиков
включения этого оборудования.
Мероприятия, повышающие стойкость составных частей СУ
ВГМ к воздействию пламени, сводятся в основном к следующему:
установка защитных кожухов, щитков и сеток на воздухоза-
борные отверстия;
теплоизоляция и экранирование шланговых и дюритовых сое-
динений в системах охлаждения и смазки;
защита радиаторов установкой специальных экранов над их
коллекторами;
термоизоляция и экранирование дюритовых соединений на-
ружных топливных баков.
Все средства защиты должны быть просты по конструкции и
изготавливаться из дешевых материалов.
Испытания показали, что применяемые в настоящее время в
отечественных танках Т-64А, Т-72, а также в БМП-1 средства за-
щиты МТО от воздействия зажигательных средств типа напалм
со средней поверхностной плотностью до 250 г/м2 в целом обес-
печивают работоспособность силовых установок.
325
Глава II. КОМПЛЕКСНЫЕ ИСПЫТАНИЯ
СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
11.1. ВИДЫ ИСПЫТАНИИ
Опытные образцы силовых установок и их составные части
подвергаются в процессе разработки исследовательским и конт-
рольным испытаниям: предварительным (конструкторско-доводоч-
ным и отраслевым) и приемочным (полигонным и войсковым).
Двигатели, являющиеся комплектующими изделиями ВГМ, перед
предварительными испытаниями в составе СУ подвергаются меж-
ведомственным приемочным (опытные образцы) или приемо-сда-
точным (серийная продукция) испытаниям
В каждой категории испытаний могут быть стендовые и натур-
ные (ходовые) испытания. Часть этих испытаний регламенти-
рована соответствующими нормативно-техническими документа-
ми, другая часть проводится по специальным программам и ме-
тодикам.
Хотя роль испытаний отдельных составных частей в общем
комплексе работ по созданию СУ достаточно велика, окончатель-
ный вывод о соответствии предъявляемым требованиям показа-
телей СУ в целом и отдельных составных частей в различных
условиях и на различных режимах может быть сделан прежде
всего на основе комплексных стендовых испытаний СУ. Эти испы-
тания должны проводиться на полностью скомплектованной
СУ со съемными деталями машины, которые в той или иной сте-
пени оказывают влияние на функционирование систем СУ: это
крыша МТО с входными жалюзи; выходные жалюзи, если они не
закреплены на крыше; а для МТО с разомкнутым воздушным
трактом — корпус и другие сборочные единицы, формирующие
этот тракт. Учитывая, однако, что полная комплектация СУ на
стенде может быть весьма затруднительной, допускается некото-
рые сборочные единицы ВГМ заменять стендовыми системами
или макетами, если это не вносит изменений в исследуемые харак-
теристики СУ. В первую очередь это относится к системам топ-
ливной и смазки, если они сами не являются объектом испытаний.
Иногда испытания СУ проводятся совместно с трансмиссиями,
что позволяет более полно определить их характеристики, в част-
ности, оценить эффективность охлаждения масла трансмиссии.
326
Опыт показывает, что комплексные стендовые испытания поз-
воляют достаточно надежно определять функциональные характе-
ристики СУ на заданных режимах в определенных условиях, что
является необходимым этапом при проектировании, доводке и
оценке ВГМ. Однако эти испытания не позволяют решать вопро-
сы, связанные с надежностью СУ в реальных условиях эксплуа-
тации в машине. Поэтому проведение комплексных стендовых ис-
пытаний не исключает необходимости испытаний СУ в процессе
ходовых испытаний ВГМ и испытаний на специальных нагрузоч-
ных стендах.
В программе комплексных стендовых испытаний СУ наиболь-
ший интерес представляют следующие этапы:
определение характеристик двигателя и отдельных систем СУ
и оценка эффективности их работы;
согласование параметров двигателя и систем, обеспечивающее
оптимизацию характеристик СУ в целом;
определение основных параметров СУ, заданных тактико-тех-
ническими требованиями к ВГМ;
доводка параметров двигателя и характеристик систем при
новых разработках и модернизации СУ;
определение влияния отдельных конструктивных решений со-
ставных частей СУ на ее основные параметры;
определение влияния внешней среды и специфических условий
эксплуатации (высокогорье, глубокий брод, подводное движение,
запыленность воздуха) на работоспособность и параметры СУ;
исследование динамических характеристик при резком увели-
чении и уменьшении нагрузки (набросе и сбросе).
Необходимо отметить, что оценочными критериями при всех
видах испытаний, за исключением исследования динамических
характеристик, являются мощность, гидравлические и аэродина-
мические параметры в характерных сечениях трактов систем.
Практически все испытания сводятся к определению параметров
па скоростных и нагрузочных режимах работы двигателя, кото-
рые являются основными при проведении всех видов обычных и
специальных испытаний, включая испытания в термобарокамерах.
В случае определения динамических характеристик добавляются
временные параметры.
11.2. МЕТОДЫ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
СИЛОВЫХ УСТАНОВОК НА СТЕНДЕ
Современный стенд для испытаний СУ (моторный стенд) пред-
ставляет собой комплекс оборудования, размещенного в специаль-
ном помещении площадью 100—200 м2 и высотой 6—7 м, на мас-
сивном фундаменте, изолированном от несущих конструкций зда-
ния. Фундамент покрывается металлическими плитами, на кото-
рых устанавливаются двигатели, трансмиссии и системы СУ раз-
личной конструкции. Стенд оборудуется трассами для подвода
327
электроэнергии, сжатого воздуха, топлива, масла, воды, притом
ной и вытяжной вентиляцией.
Вентиляции стенда должно быть уделено особое внимание.
Приточная вентиляция снабжается системой подогрева, позво-
ляющей повышать температуру воздуха в помещении стенда до
40°C. Подвод воздуха в помещение осуществляется по всему
объему во избежание возникновения неравномерности потока
в воздухозаборниках СУ. Приемное устройство вытяжной вентиля-
ции размещается на расстоянии 200—300 мм от выпускных пат-
рубков СУ, так как непосредственная стыковка может привести
к искажению результатов испытаний. Подача вентиляционных
Рис. 11.1. Схема стенда для испытаний СУ с ПД:
/ — водяной радиатор; 2 — датчики измерения перепада температуры воды на выгоде и входе
в двигатель; 3 — датчик измерения температуры воды на выходе из двигателя; 4
устройство для определения циркуляционного расхода воды (трубка Вентури); 5 — рас
шнрнтельный бачок; 6 — датчик измерения давления в расширительном бачке; 7 устрой
сгво для измерения расхода топлива (весы); в сопловой ресивер эжектора системы
охлаждения. У датчик измерения противодавления на выпуске; 10 датчик измерения
температуры отработавших газов; II — устройство для измерения циркуляционного рас
хода масла и на угар (весы); (4 — масляный радиатор; 13 датчик измерения темпера
туры масла на входе в двигатель; /4 — датчик измерения перепада температуры масла
на выходе и входе в двигатель; IS датчик нзмереиия температуры масла на выходе
из двигателя; 16 — двигатель; 17 датчик измерения давления в картере двигателя; 18 —
нагнетатель двигателя; /9 — устройство для имитации сопротивления иа выпуске; 20 —
устройство для измерения расхода воздуха в двигателе (мерный коллектор); 2! — датчик
намерения температуры воздуха на впуске; 22 — нагружающее устройство (гидротормоз);
23 — тахогенератор; 14 —датчик измерения давления наддувочного воздуха; 25 -- датчик
измерения температуры наддувочного воздуха; 26-- датчик измерения температуры воды
на входе в двигатель
328
систем современных стендов должна быть не менее 10—15 м3/с.
Расход воздуха через приточную и вытяжную вентиляцию должен
регулироваться, и при проведении испытаний его следует сбалан-
сировать так, чтобы давление в помещении стенда было равно
атмосферному.
Рядом со стендом должна размещаться звукоизолированная
кабина площадью 20 30 м2 с пультом дистанционного управле-
ния двигателем и стендовым оборудованием. В кабине разме-
щаются также приборы для контроля и измерения параметров СУ
(рис. 11.1 и 11.2).
Рис. 11.2. Схема стенда для испытаний СУ с ГТД:
/ — воздухоочиститель; 2 радиатор; 3 — впускные жалюзи, 4 коллектор для измере-
ния расхода воздуха; 5- дви1атель; 6 генератор; 7 — реостат для нагружения геиера
тора; К топливный насос регулятор; 9 устройство для измерения расходи топлива
(весы); К) выпускные жалюзи; //- воздушный компрессор; /2 нагружающее устрой
ство (гидротормоз); /./ масляный насос трансмиссии: 14 дроссель загрузки масляного
насоса трансмиссии; 15 масляный бак; 16 — влагоотделитель; /7 — автомат давления;
16 воздушный баллон
Перечни основных параметров СУ, определяемых методом
прямых измерений и косвенным способом, приведены в табл. 11.1
и 11.2; описание методов косвенного определения параметров при-
ведено ниже.
Определение мощности двигателя (в кВт) производится по ре-
зультатам измерения крутящего момента и частоты вращения ко-
ленчатого вала ПД или выходного вала ГТД по формуле
Ne /Икря/9550,
где М жр — крутящий момент, Н м; п — частота вращения вала, об/мин.
22 Зак. 27с
329
Таблица 11.1
Параметры СУ. определяемые методом прямых измерений
Параметр 1 Диапазон измерений Средство измерений, аппаратура Погрешность измерения
Крутящий момент 0—5000 Гидравлический тор- ±1 %
, Н • м моз, индукторный тор-
моз
Частота вращения л, об/мин:
коленчатого нала ПД 500 3 000 Тахометр ТСФУ1 1 ±0,2 %
выходного вала ГТД .МИ) 4 000 Тахометр ТСФУ1-1 ±0,2 %
ротора турбокомпрес сора, ротора ГТН (10 70). 103 Частотомер 43-32 ± 1 ед.счета
Температура /, °C: ±5*С
масла 0-150 Электронный мост КСМ-4, термометр со- противления ТСП-6097
±5 °C
воды 0-150 Электронный мост
КСМ-4, термометр со противления ТСП 6097
отработавших газов 0—800 Электронный потен- ±10 С
ПД циометр КСП-4 гр ХА, термопара ТХА-1А ±0,5 С
топлива 0-70 Электронный мост
КСМ-4, термометр со- противления ТСП-6097 ±10 “С
выпускных газов ГТД 0-1 НХ) Электронный потен-
циометр КСП-4 гр. ХА, термопара ТХА-1А
металлических по- Электронный потен- ±5 °C
верхностей циометр КСП-4 гр ХК, термопара ТХК
Перепад температур
воды 0 10 Разностный мост 015 С
КСМ2-048; термометр сопротивления ТСП-6097 0 7 С
масла 0-40 То же
окружающего воз- духа Давление р, МПа: -50.. .+50 Электронный мост КСМ-4, датчик темпе- ратуры ТСМ ИС45 ±0.4 ‘С
наддувочного воз- духа 0 0,25 Манометр МО-1,6 ±0.4 %
масла 0 1,-. Электрический дистан- ±4 %
ционный манометр ТЭМ-15 или МТИ
топлива за подка- 0-0,4 Электрический дистан- ±4 %
чивающим насосом ционный манометр уни- фицированный ЭДМУ-6
или МТИ
Давление в картере р, кПа 0-15 Водяной пьезометр ±1.0 %
0-2 Микроманометр ММН 240 ±1 %
330
Таблица II.2
Параметры СУ, определяемые косвенным способом
Параметр Формула для расчета Прямое измерение Погреш- ность опреде- лении
пара- метр средство измерений
Мощность двигате- ля, кВт Л'г Л/црЛ‘9551) л См. табл. 11 1.1
Расход воздуха, кг с о, А/> Мерный коллектор Микроманометр ММН-240 ± 2 % ± 1 %
Циркуляционный расход охлаждающей жидкости, кг/с ^Ж *2 Г1/’ Рж А/» Сужающее устрой- ство согласно прави- лам ГД50-213—80 Дифференциальный манометр мембран ный ДМ-3583 ± 2.0%
Циркуляционный расход масла, кг/с GM - ВЫГ Ям Т Весы РП-150МГ Секундомер СП-16 ± 2.0 %
Расход топлива, г/с GT = Вт/ Т Вг т Весы ВИЦ-10 Секундомер СП-16 ± 0.5 %
Тепловой поток в охлаждающую жид- кость, кВт См. табл. 11.1 2,5 %
Тепловой поток в масло, кВт Qm = f м^мА/м То же ± 2.5 %
В случае если ГТД имеет два выходных вала или у ПД съем
мощности производится с двух сторон коленчатого вала, Л4жр
будет равняться сумме моментов, измеренных на нагружающих
устройствах, подсоединенных к обоим валам или коленчатому
валу.
Определение расхода топлива и циркуляционного расхода
масла осуществляется измерением времени, за которое расхо-
дуется заданная масса топлива или масла.
Расход (в кг/с или в г/с) вычисляется по формуле
где В, м —масса расходуемого топлива или масла, кг (г); Т — время, с.
Масса расходуемого топлива обычно составляет 1 кг, масла —
20 кг.
Определение расхода воздуха и охлаждающей жидкости про-
изводится по результатам измерения давления в мерных устрой-
ствах. При этом мерные устройства выбираются так, чтобы они
имели минимальное сопротивление и не оказывали влияния на
22*
331
расход. Поэтому для измерения расхода воздуха, как правило, ис-
пользуются мерные коллекторы, а для измерения расхода жид-
кости — трубки Вентури с диффузором на выходе.
При измерении расхода воздуха в ПД без наддува на входе
во впускной коллектор устанавливается демпфирующая емкость,
объем которой равен 200—250 объемам одного цилиндра двига-
теля. Расход воздуха (в кг/с) вычисляется по формуле
= k |/ Др р ,
где к — постоянный коэффициент для принятого мерного устройства; Др —дав
ление в мерном устройстве, кПа, р — плотность измеряемой среды, кг/м\
Тепловой поток от двигателя в охлаждающую жидкость и
масло (в кВт) определяется по результатам измерения перепада
температур на выходе и входе в двигатель и циркуляционного
расхода охлаждающей жидкости или масла. Вычисление произ-
водится по формуле
Q cGM,
где с — удельная теплоемкость охлаждающей жидкости или масла, Дж/(кг-°С);
G — циркуляционный расход охлаждающей жидкости или масла, кг/с; Д (—
перепад температур, °C.
В зависимости от цели испытания количество измеряемых па-
раме! ров и способы их определения различны. Сопоставимость и
достоверность полученных результатов достигаются использова-
нием типовых методик с применением приборов и аппаратуры,
точность которых соответствует требованиям, предъявляемым
к погрешности результатов испытаний.
Однако есть ряд положений, которые являются общими для
всех испытаний. Так, при проведении статических испытаний сня-
тие показаний приборов производится только на установившихся
режимах. Установившимся считается такой режим, при котором
измеряемый параметр не изменяет своих значений в течение не
менее 5 мин. При снятии показаний необходимо, чтобы колебания
измеряемых параметров не превосходили погрешностей, указан-
ных в паспортах соответствующих приборов, а измерение пара-
метров проводи юсь одновременно.
Число замеров (экспериментальных точек) при снятии ско-
ростных характеристик двигателей должно быть не менее пяти
с приблизительно равным интервалом по частоте вращения вала
двигателя.
При снятии характеристик на неустановившихся режимах на-
чалом режима считается момент начала изменения внешних уело
вий или момент подачи сигнала в систему управления. Перед
началом неустаповившегося режима и после выхода на новый
установившийся режим запись измеряемых параметров на пленку
осциллографа дублируется прямым измерением. Состояние дви-
гателя и СУ при проведении испытаний контролируется сравне-
332
нием характеристик двигателя, определенных до и после проведе-
ния испытаний.
Нагрузочные характеристики двигателя строятся по данным
скоростных характеристик, которых (внешних и частичных) долж-
но быть не менее четырех.
Окончательные результаты, как правило, приводятся к стан-
дартным атмосферным условиям (Во= 101,3 кПа, /0=15°С — для
ГТД и /о=2О°С — для ПД). Для анализа характеристик двига-
теля приведение проводится по параметрам воздуха на впуске
в двигатель, а для СУ в целом — по параметрам воздуха на впус-
ке в воздухозаборные устройства.
Оценка погрешности измерений производится с учетом систе-
матических и случайных ошибок измерений на основе статисти-
ческих методов.
11.3. МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО ПРОВЕДЕНИЮ ОТДЕЛЬНЫХ
ЭТАПОВ КОМПЛЕКСНЫХ СТЕНДОВЫХ ИСПЫТАНИЙ СУ
Проверка соответствия параметров двигателя техническим тре-
бованиям. В процессе испытаний определяется внешняя скорост-
ная характеристика двигателя и проверяется максимальная
частота вращения на режиме холостого хода. Двигатель должен
быть укомплектован в соответствии с технической документацией.
Так, ГТД обычно испытывается в комплекте со всеми системами
СУ, ПД с ГТН—с имитацией заданных сопротивлений на впус-
ке и выпуске.
Внешняя характеристика ПД определяется без нагрузки агрега-
тов, имеющих привод от двигателя (например, электрогенерато-
ра, воздушного компрессора). Для контроля характеристики
осуществляется повторное ее определение, но в обратном порядке:
от режима максимального крутящего момента до режима мак-
симальной мощности. Стабильность характеристики двигателя
зависит от настройки регулятора топливного насоса, поэтому не-
обходимо контролировать максимальную частоту вращения холос-
того хода трехкратным плавным выведением рычага подачи топ-
лива на максимум без нагрузки двигателя.
В результате испытаний определяется зависимость мощности,
крутящего момента, часового и удельного расходов топлива, дав-
ления наддувочного воздуха и его расхода от частоты вращения
вала двигателя.
Оценка соответствия параметров двигателя техническим тре-
бованиям производится сравнением результатов испытаний с за-
данными значениями.
При приведении результатов испытаний к нормальным атмос-
ферным условиям должны быть введены поправки на отклонения
от заданных значений сопротивления на впуске и противодавле-
ния на выпуске, температуры и плотности топлива. Обычно приве-
дение осуществляется по таблицам, составленным для каждого
конкретного двигателя.
333
Так как расход масла на угар может оказывать существенное
влияние на параметры двигателя, целесообразно контролировать
его значение после определения внешней характеристики. Конт-
роль расхода масла производится при среднеэксплуатационной
частоте вращения двигателя, полной нагрузке и установившемся
тепловом режиме. После выхода на контрольный режим в мо-
мент начала отсчета времени производится взвешивание установ-
ленного на весах расходного масляного бака. Взвешивание осуще-
ствляется через каждые 10 мин, пока время работы на режиме
не составит 1 ч. Равномерность расхода за каждый десятиминут-
ный интервал свидетельствует о правильном проведении испы-
таний.
Определение затрат мощности на системы силовых установок.
Затраты мощности на системы определяются как разность макси-
мальной мощности двигателя в условиях стенда (Af,CT) и мощ-
ности СУ в условиях объекта GV#o6).
Величина N ео6 определяется непосредственным измерением
при частоте вращения вала, соответствующей максимальной мощ-
ности в условиях стенда ЛГГгг при установившемся тепловом ре-
жиме двигателя и полной подаче топлива.
Так как температура атмосферного воздуха оказывает влия-
ние не только на параметры двигателя, но и приводит к изменению
сопротивления на впуске и противодавления на выпуске, рекомен-
дуется производить испытания при двух значениях температуры
окружающего воздуха: 15°C для ГТД, 20°C для ПД и 40°C для
обоих типов двигателей. В случае использования на двигателе
автомата ограничения подачи топлива мощность СУ при темпера-
туре окружающего воздуха 40° может быть существенно ниже,
чем при 20°С.
Изменение температуры воздуха осуществляется включением
или отключением калорифера в системе приточной вентиляции.
Несмотря на то, что СУ характеризуется суммарными затра-
тами мощности на системы, для оценки степени их энергетичес-
кого совершенства целесообразно определять затраты мощности
на каждую систему в отдельности. При испытаниях СУ с ПД
это выполняется отключением соответствующей системы. При
этом затраты мощности на нее определяются как разность заме-
ренной мощности при работе СУ без этой системы и Nfoft.
При проверке соответствия параметров ГТД ТУ определяются
значения максимальной мощности и зависимость мощности от час-
тоты вращения выходного вала в заданном рабочем диапазоне,
коэффициент приспособляемости, минимальный удельный расход
топлива и его изменение по частоте вращения выходного вала и
изменению нагрузки, приемистость, расход топлива на режиме
малого газа.
При испытаниях СУ с ГТД изменение сопротивления на впус-
ке в двигатель и противодавления на выпуске осуществляется
334
установкой решеток с различными проходными сечениями, сопро-
тивление которых определяется по разности измеренных статиче-
ских давлений до и после них.
Изменение мощности, отбираемой от двигателя, осуществляет-
ся загрузкой генератора, установкой вентиляторов системы
охлаждения и изменением загрузки других агрегатов.
Таким образом определяются коэффициенты влияния, позво-
ляющие оценить изменение параметров данного двигателя при от-
клонении внешних условий или параметров систем СУ от задан-
ных. Для каждого типа двигателя эти коэффициенты носят инди-
видуальный характер.
Определение параметров системы воздухоочнстки. При прове-
дении комплексных испытаний обычно измеряют аэродинамичес-
кое сопротивление составных частей системы воздухоочнстки и
расход воздуха в трассе пылеудаления.
Для СУ с ПД определение параметров системы осуществ-
ляется во всем рабочем диапазоне частот вращения и нагрузок,
включая режимы внешней и нагрузочных характеристик и режи-
мы холостого хода. При испытаниях двигателя без нагрузки диа-
пазон частот вращения расширяется от максимальных до мини-
мально устойчивых плюс 200 об/мин (3,3 с'), что соответствует
режиму работы двигателя на стоянке ВГМ.
Известные трудности вызывает определение расхода воздуха.
Наиболее просто измерить расход в СУ с изолированной от МТО
воздушной трассой мерным коллектором, установленным на воз-
духозаборнике. При разомкнутой трассе для определения расхода
воздуха через воздухоочиститель его помещают в герметичную
камеру с мерным коллектором. Если же конструкция СУ не по-
зволяет заключить воздухоочиститель в камеру и измерение рас-
хода воздуха на моторном стенде не обеспечивается, испытания
системы воздухоочнстки ограничиваются измерением только со-
противлений. Затем на безмоторном стенде производится тариров-
ка системы воздухоочнстки по полученным значениям сопротив-
лений в виде зависимостей G„ =f (Др).
Для определения расхода через трассу пылеудаления испыта-
ния производятся с включенной и отключенной трассой. Расход
воздуха в трассе определяется как разность расхода воздуха через
воздухоочиститель в первом и втором случаях.
Определение аэродинамической характеристики эжектора си-
стемы охлаждения. Аэродинамическая характеристика эжектора
системы охлаждения определяется с цельью проверки качества
его изготовления, соответствия эффективности расчетным данным
и представляет собой зависимость давления (разрежения) под
радиаторами от расхода эжектируемого воздуха. В процессе ис-
пытаний охлаждение воды и масла осуществляется стендовыми,
а не испытуемой системой.
335
Эжектор оборудуется датчиками давления в виде трубок диа
метром 6 мм с рядом отверстий диаметром 1 мм, установленных
иод радиаторами равномерно по фронту.
Радиаторы укладываются в короб эжектора и закрепляются.
Водяные радиаторы во избежание распаивания заправляются
водой.
Вместо жалюзи над радиаторами устанавливаются мерные кол-
лекторы с диффузорными переходами для измерения расхода
эжектнруемого воздуха, регулирование которого осуществляется
набором заслонок с отверстиями, равномерно расположенными по
их поверхности. В набор обычно входит 4—5 заслонок, отличаю-
щихся друг от друга количеством и диаметром отверстий; одна
из заслонок сплошная. До начала испытаний все возможные мес-
та подсоса воздуха герметизируются замазкой.
Аэродинамическая характеристика снимается при работе дви-
гателя по внешней характеристике на двух-трех режимах по час-
тоте вращения коленчатого вала, соответствующих максимальной
мощности, максимальному крутящему моменту и среднеэксплуата-
ционному значению.
На каждом скоростном режиме сначала производится запись
показаний приборов при максимальном расходе воздуха через
эжектор (без заслонок), затем последовательной установкой за-
слонок расход уменьшается. Нулевой расход воздуха обеспечи-
вается установкой сплошной заслонки.
Так как при уменьшении расхода воздуха через радиаторы
условия охлаждения соплового ресивера ухудшаются, длительная
работа на этих режимах нежелательна.
Оценка результатов испытаний производится сравнением
экспериментальных данных с расчетной характеристикой эжек-
тора.
Определение максимальной эффективности системы охлажде-
ния. Испытания проводятся с целью проверки соответствия эф-
фективности системы охлаждения техническим требованиям.
Эксплуатационный режим СУ, определяемый расходом топли-
ва и частотой вращения двигателя, а также условиями внешней
среды, характеризуется конкретным значением количества тепло-
ты, отдаваемой охлаждающей жидкости и маслу и рассеиваемой
радиаторами системы охлаждения. Проще характеризовать макси-
мальную эффективность системы охлаждения не теплорассеи-
вающей способностью радиаторов в заданных внешних условиях,
а предельной температурой окружающего воздуха, при которой
обеспечивается функционирование двигателя без превышения пре-
дельно допустимых температур охлаждающей жидкости и масла,
оговоренных в ТУ на поставку двигателя.
Одновременно должны быть определены параметры, характе-
ризующие условия совместной работы двигателя с системой ох-
лаждения, к которым относятся:
циркуляционные расходы охлаждающей жидкости и масла;
336
перепады температур охлаждающей жидкости и масла;
тепловые потоки от двигателя в охлаждающую жидкость и
масло;
противодавление на выпуске;
температура отработавших газов.
При проведении испытаний должны быть соблюдены следую-
щие условия:
двигатель должен быть предварительно проверен и отрегули-
рован в соответствии с ТУ на поставку;
заправка систем топливной и смазки должна быть произведе-
на стандартными горючесмазочными материалами;
система охлаждения должна быть смонтирована, проверена
на герметичность и заправлена в соответствии с инструкцией по
эксплуатации;
регулировка паровоздушного клапана должна соответствовать
ТУ;
на двигателе должна быть установлена система воздухоочистки
той же ВГМ.
Допускаются отступления от чертежно-технической документа-
ции при монтаже систем охлаждения и смазки, вызванные уста-
новкой устройств для измерения температуры и циркуляционного
расхода. При этом устройства не должны существенно влиять на
расход. Вместо установки системы воздухоочистки допускается
имитация сопротивления на впуске в двигатель. При испытаниях
двигателей с наддувом, когда ресивер на впуске не устанавли-
вается, перед нагнетателем имитируется статическое давление,
равное сопротивлению воздухоочистителя с учетом динамического
давления.
Отвод отработавших газов и подвод воздуха к стенду должны
осуществляться таким образом, чтобы исключались дополнитель-
ный подсос воздуха, неравномерность температуры воздуха перед
фронтом радиаторов и рециркуляция отработавших газов на вход
в радиаторы. Для исключения рециркуляции отработавших газов,
горячего воздуха и влияния системы вентиляции стенда допус-
кается установка над радиаторами труб с малым сопротивлением
и экранов.
Масляный радиатор трансмиссии монтируется на свое место
в качестве аэродинамического сопротивления. Для измерения рас-
хода воздуха через радиаторы жалюзи заменяются мерными тру-
бами. Влияние теплоотдачи трансмиссии на предельную темпера-
туру окружающего воздуха, обеспечиваемую системой охлажде-
ния, определяется расчетом.
Испытания включают в себя определение тепловых парамет-
ров СУ на режимах внешней характеристики при пяти частотах
вращения, включая режимы максимальной мощности и макси-
мального крутящего момента. Измерение параметров производит-
ся при установившемся тепловом режиме, который характеризует-
337
ся постоянством разности температур охлаждающей жидкости,
масла и атмосферного воздуха в течение не менее 10 мин.
Испытания силовых установок на запыленном воздухе. Целью
испытаний является проверка работоспособности СУ в целом и
отдельно двигателя при работе на запыленном воздухе в течение
гарантийного срока.
До начала испытаний производится обмер деталей
двигателя: у ПД — гильз цилиндров, поршней, поршневых колец,
поршневых пальцев, направляющих клапанов, коленчатого вала,
коренных и шатунных подшипников, крыльчаток нагнетателя; у
ГТД — основных элементов проточной части (компрессоров, тур-
бин и др.) и подшипников. Ряд деталей дополнительно подвер-
гается точному взвешиванию для определения возможного износа.
После сборки двигатель устанавливается на стенд для проверки
соответствия его параметров техническим требованиям и опреде-
ления исходного значения расхода масла. Затем двигатель обору-
дуется соответствующими системами охлаждения, воздухоочистки
и выпуска.
Так как в ходе испытаний затруднено измерение расхода воз-
духа, до начала испытаний снимаются аэродинамические харак-
теристики воздухоочистителя на моторном стенде. На безмотор-
ном стенде производится тарирование воздухоочистителя при ими-
тации условий испытаний, а также осуществляется его проверка
на соответствие ТУ с определением конкретных значений аэроди-
намического сопротивления, коэффициента отсоса и коэффициен-
та пропуска пыли.
Результаты тарирования воздухоочистителя представляются
в виде зависимости сопротивления в воздухосборнике от расхода
воздуха Дрг =f(GJ, по которой в ходе испытаний производится
расчет запыленности воздуха на входе в воздухоочиститель (ф()
и после него (фг). Подача пыли на вход в воздухоочиститель осу-
ществляется специальным дозатором.
Программа испытаний предусматривает работу двигателя в
течение гарантийного срока с разбивкой по режимам, приближен-
ным к условиям реальной эксплуатации.
Например, испытания ПД в настоящее время проводятся
10-часовымн этапами при загрузке, составляющей 70 % мощности
двигателя на внешней характеристике, с разбивкой по скоростным
режимам, принятой для гарантийных испытаний двигателей на
заводских стендах: при частоте вращения коленчатого вала, соот-
ветствующей максимальной мощности—1ч; при среднеэксплуа-
тационной частоте вращения — 8 ч; при частоте вращения, соот-
ветствующей максимальному крутящему моменту—1ч.
С целью приближения условий испытаний к условиям реаль-
ной эксплуатации ВГМ принят следующий порядок испытаний:
15—20 % времени — без подачи пыли; 60—70 % — на запыленном
воздухе (средняя запыленность 1,3 г/м3); 15—20%—без подачи
пыли.
338
При работе на запыленном воздухе запыленность <pi на входе
в воздухоочиститель выдерживается: 1,5 г/м3 — 50 % времени;
2,5 г/м3 - 25 %; 0,5 г/м3 — 25 %.
Поскольку износ деталей цилиндро-поршневой группы, в пер-
вую очередь, проявляется в увеличении расхода масла, в процес-
се испытаний производится его измерение, а после завершения
каждого 10-часового этапа отбирается проба масла для физико-
химического анализа. В ходе этапа испытаний дозаправка систе-
мы не допускается, поэтому вместимость расходного масляного
бака должна быть выбрана с учетом обеспечения работы в тече-
ние 10 ч при максимально допустимом расходе масла. При пре-
вышении допустимого значения расхода испытания обычно пре-
кращаются.
Обслуживание масляных и топливных фильтров и замена мас-
ла в системе должны производиться в сроки, оговоренные ин-
струкцией по эксплуатации двигателя. При обслуживании масля-
ных фильтров, в частности центробежных, их отложения должны
быть взвешены и подвергнуты физико-химическому анализу.
В СУ с ГТД на ресурс и параметры двигателя оказывает
влияние не только абразивный износ основных элементов проточ-
ной части, но и отложения мелкодисперсной пыли на покрываю-
щих дисках полузакрытых колес центробежных компрессоров, ло-
патках сопловых аппаратов турбин и др. Поэтому в процессе
испытаний производится осмотр мест, где возможны пылевые от-
ложения.
После каждого этапа определяются скоростные характерис-
тики двигателя, по которым строятся нагрузочные характери-
стики.
Осмотр деталей, на которых возможны пылевые отложения,
производится на остановленном двигателе с помощью эндоскопа.
Например, эндоскоп японской фирмы «Олимпао позволяет не
только осмотреть каждую лопатку соплового аппарата турбины,
компрессора, но и при необходимости сфотографировать ее.
В конце испытаний проверяются параметры двигателя на ре-
жимах внешней характеристики; двигатель разбирается. В про-
цессе разборки все детали обмеряются, осматриваются, их со-
стояние описывается и при необходимости они фотографируются.
Результаты визуального осмотра имеют весьма существенное зна-
чение, так как дают информацию, которую не удается получить
измерениями (натиры, риски, матовая поверхность, сколы, тре-
щины, выкрашивание, подвижность колец и т. п.).
По окончании испытаний осуществляется сравнение парамет-
ров двигателя в начале и в конце испытаний с учетом износа и
общего состояния деталей.
Испытания силовых установок в условиях, имитирующих пре-
одоление ВГМ водных преград. Целью испытаний является опре-
деление характеристик и возможных режимов работы СУ при на-
личии дополнительных сопротивлений на впуске и противодавле-
339
ний на выпуске, обусловленных установкой ОПВ и давлением
воды.
Для СУ с ПД имитация сопротивлений на впуске и выпуске
осуществляется при помощи заслонок.
Перед началом испытаний на режиме максимальной мощности
устанавливаются сопротивления на впуске и противодавления на
выпуске, идентичные условиям объекта, и на частотах вращения,
соответствующих максимальной мощности, среднеэксплуатацион-
ному значению и максимальному крутящему моменту, опреде-
ляется зависимость противодавления на выпуске от расхода топ-
лива.
Противодавление на выпуске р'г (в кПа) при имитации усло-
вий преодоления водной преграды определяется по формуле
р'г - 9,8 (Л„ в - йВЫ(1) +
где Лв „ — глубина водной преграды, заданная ТТТ, м; Л,ып— высота выпуск-
ного патрубка СУ над дном водоема, м; рг — противодавление на выпуске при
нормальных условиях эксплуатации. кПа.
Испытания проводятся при двух значениях температуры окру-
жающего воздуха: 10 и 40°C. На каждом режиме противодавле
ние, начиная со значения, соответствующего обычным условиям
эксплуатации при полной подаче топлива, с помощью заслонки
постепенно увеличивается до заданного. Измерения производятся
через каждые 10 кПа. При достижении предельно допустимой
температуры отработавших газов подача топлива уменьшается.
По результатам испытаний строятся зависимости = f(pr)
и „). по которым определяют мощность, являющуюся
предельной при заданной глубине водной преграды.
Испытания СУ с ГТД в условиях, имитирующих преодоление
водных преград, проводятся на установке с замкнутым герметич-
ным объемом МТО созданием в воздухозаборнике аэродинамиче-
ских сопротивлений, определяемых площадью реальных проход-
ных сечений воздушных каналов, и необходимых противодавлений
на выпуске.
Определяющими параметрами при проведении исследований,
помимо мощности, являются:
давление в воздушных трактах СУ, в воздухосборнике возду-
хоочистителя, над и под радиатором системы охлаждения, в МТО
и др.;
давление в системе выпуска;
температура воздуха на впуске в компрессор двигателя, в МТО,
над и под радиатором системы охлаждения двигателя и др.;
температура масла на входе и выходе из двигателя.
СУ, установленная на стенде с опытными или серийными си-
стемами воздухоочнстки и выпуска, выводится на заданные про-
граммой установившиеся режимы работы (птк и «с т), при кото-
рых производится измерение параметров СУ.
340
Испытания силовых установок в условиях, имитирующих сра-
батывание системы защиты от средств массового поражения.
Испытания проводятся в герметизированном макете МТО, обору-
дованном управляемыми заслонками, перекрывающими трассы
впуска воздуха и выпуска отработавших газов.
Для СУ с ПД исследуется тепловое состояние двигателя,
поэтому проверяются различные режимы прокачки воды, масла
и прокрутки коленчатого вала. Перед испытаниями паровоздуш-
ный клапан расширительного бачка регулируется на давление,
соответствующее максимальной температуре воды по ТУ.
Конструкцией приводов заслонок должна быть обеспечена воз-
можность их закрытия при одновременном (или опережающем)
прекращении подачи топлива в двигатель.
Срабатывание системы защиты, приводящее к мгновенной оста-
новке двигателя,, может вызвать недопустимое повышение темпе-
ратуры охлаждающей жидкости, и соответственно, перегрев де-
талей и выброс жидкости через паровоздушный клапан. В про-
цессе испытаний проверяются различные мероприятия, позволяю-
щие исключить такие явления.
При испытаниях СУ с ГТД исследуются газодинамические
процессы в двигателе и МТО в течение всего переходного периода
(2—3 мин).
Оценочными критериями работоспособности СУ являются:
давление во впускных и выпускных трактах двигателя;
отсутствие или наличие помпажа двигателя;
давление в МТО;
температура воздуха (газа) в МТО;
температура газа в выпускном патрубке двигателя.
По результатам испытаний разрабатываются мероприятия,
обеспечивающие работоспособность СУ с ГТД при срабатывании
системы защиты.
11.4. ИСПЫТАНИЯ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК С ПОРШНЕВЫМИ
ДВИГАТЕЛЯМИ НА НЕУСТАНОВИВШИХСЯ РЕЖИМАХ РАБОТЫ
Для изучения динамических (неустановившихся) процессов,
происходящих в СУ в реальной эксплуатации, необходимо спе-
циальное стендовое оборудование. К стенду предъявляются сле-
дующие требования:
высокое быстродействие по изменению нагрузки (0,3 с при
изменении крутящего момента от нуля до максимального и об-
ратно) ;
обеспечение комплексом измерительной аппаратуры, синхрон-
ной записи большого числа быстроизменяющихся параметров с
достаточной для анализа результатов точностью;
автоматизация процесса управления;
возможность многократного воспроизведения эксперимента.
Как правило, в качестве нагружающих устройств используют-
ся электрические индукторные тормоза. Регулирование нагрузки
241
производится изменением силы тока возбуждения, что позволяет
автоматизировать управление тормозом.
Наибольший интерес представляют автоматизированные стен-
ды с управлением нагружающим устройством и двигателем по
соответствующей программе.
Возможно использование гидротормозов с программным устрой-
ством. Например, гидротормоз может выполняться в виде двух-
полостной гидромуфты, работающей в режиме полного буксова-
ния, в которой используется замкнутая система циркуляции воды
с включенным в нее водо-водяным теплообменником для отвода
тепла (рис. 11-3). Достаточно простое дозирующее устройство по-
Рис. 11.3. Схема нагружающего устройства для исследования неустановигпшх
ся режимов работы двигателя.
/ — гидротормоз; 2 - иодо водяной теплообменник; 3 — регулировочный винт. 4 — дозирую
Шее устройство: 5 элсктропневмоклапвны; в — краны наполнения и слипа; 7 - клапан
защиты теплообменника при увеличении нагрузки
зволяет регулировать нагрузку, изменяя количество воды в конту-
ре циркуляции. Устройство состоит из двух изолированных ци-
линдров, установленных вертикально, поршни которые соеди-
няются общим штоком. Ход штока вверх ограничивается регули-
ровочным винтом. Подпоршневая полость нижнего цилиндра сое-
диняется с контуром циркуляции воды, остальные полости—воз-
душные, используются для перемещения поршней сжатым возду-
хом. Изменение нагрузки производится перераспределением воды
в системе грузовой цилиндр — контур циркуляции. Автоматиза-
ция нагружения достигается применением программного блока
управления релейного типа, посредством которого (с заранее за-
данными временными интервалами) через систему электропневма-
тических клапанов осуществляется подача сжатого воздуха в над-
поршневые полости обоих цилиндров при нагрузке или в под-
поршневую полость верхнего цилиндра при разгрузке.
Нагружающее устройство такого типа позволяет:
использовать гидротормоз в качестве обычного тормоза;
342
осуществлять единичные набросы и сбросы нагрузки с требуе-
мым быстродействием;
циклически изменять тормозной момент в автоматическом ре-
жиме.
В результате анализа режимов эксплуатации двигателя уста-
новлено, что наиболее неблагоприятными по скорости изменения
нагрузки являются режим трогания машины с места, режимы раз-
гона с переключением передач и движение по пересеченной мест-
ности с тяжелым грунтом. Единичный наброс нагрузки имитирует
режим, близкий режиму трогания с места, единичный сброс соот-
ветствует отключению двигателя от трансмиссии, а циклическое
изменение нагрузки по своему характеру близко к режиму раз-
гона с переключением передач и движению по пересеченной мест-
ности.
Испытания целесообразно проводить в два этапа. Первый —
этап установившихся режимов — выполняется с целью получения
исходных данных, а также построения тарировочных графиков,
для чего параллельно с записью показаний стендовых приборов
проводится осциллографирование необходимых параметров. На
втором этапе — неустановившихся режимов — устанавливается
следующий порядок работ:
набор программы в блоке управления;
вывод двигателя на конечный режим с записью всех парамет-
ров;
вывод двигателя на исходный режим программы нагружаю-
щим устройством (без изменения положения рычага управления
регулятором топливного насоса);
автоматическая отработка программы.
Осциллографирование производится после включения про-
граммного блока управления примерно за 0,5 с до начала работы
нагружающею устройства и заканчивется при выходе двигателя
на конечный установившийся режим. Такой порядок позволяет
осуществлять как полный контроль параметров двигателя, так и
контроль измерительной аппаратуры перед началом каждого
опыта, что снижает вероятность получения недостоверных резуль-
татов.
Результаты, напученные на обоих этапах испытаний, сравни-
ваются между собой. Следует отметить, что методика испытаний
учитывает действие только одного возмущающего фактора — мо-
мента сопротивления, а действия водителя не учитываются.
11.5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК
ГАЗОГЕНЕРАТОРА ГТД В СОСТАВЕ СИЛОВОИ УСТАНОВКИ
Стенд для проведения испытаний такой же, как для определе-
ния характеристик СУ с ГТД, но измерение параметров произво-
дится на неустановившихся режимах, что требует использования
специальных датчиков, с помощью которых ведется запись пара-
метров на ленту осциллографа. Другой особенностью испытаний
343
является измерение параметров двигателя при застопоренном вы-
ходном вале ГТД (роторе силовой турбины).
В ходе испытаний фиксируются: момент на выходном валу
двигателя при остановленной силовой турбине, давление топлива
перед форсунками, давление воздуха за компрессором ГТД, час-
тота вращения роторов газогенератора, температура газа перед
силовой турбиной.
Оборудованный необходимой измерительной аппаратурой ГТД
в составе СУ выводится на заданный установившийся режим, за-
тем резким переводом рычага управления двигателем разгоняют
турбокомпрессор (газогенератор) до заданной частоты вращения.
До начала разгона включается осциллограф. Результаты записи
на осциллографе обрабатываются и анализируются.
Методика испытаний при резком замедлении газогенератора
ГТД аналогична приведенной выше. На ленту осциллографа запи-
сываются параметры ГТД на выбеге ротора газогенератора с ра-
нее заданного режима.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1 . Абрамович Г. Н. Прикладная газовая динамика. М.: ГИТТЛ, 1953. 136с.
2 . Буров С. С. Конструкция и расчет танков. М.: Изд. ВАБТВ, 1973. 601 с.
3 . Григорьев М. А., Пономарев Н. И. Износ и долговечность автомобиль
них двигателей М.: Машиностроение, 1976. 248 с.
4 Карпенко В. Г. Запуск холодных транспортных дизелей. М.: ГНТИ, 1947.
130 с.
5 . Коузов П. А. Исследование и сравнительная оценка циклонов различных
типов. — В кн.: Очистка промышленных выбросов и вопросы воздухораспределе-
ния Л.: ВНИИОТ ВЦСПС, 1969, с. 157-194
6 . Коузов П. А. Основы анализа дисперсного состава промышленных пылей
и измельченных материалов. Л : Химия, 1971. 280 с.
7 . Маев В. Е., Пономарев Н. Н. Воздухоочистители автомобильных и
тракторных двигателей. М.: Машиностроение, 1971. 175 с.
8 . Михайлов Г. А. Водяные радиаторы систем охлаждения танковых двига-
телей. Государственный комитет СМ СССР по оборонной технике. Л.: ВНИИ.
1958. 50 с.
9 . Михайлов Г. А. Водяные радиаторы военных гусеничных машин.
М. ЦНИИннформации, 1979. 231 с.
10 . Михеев М. А.. Михеева И. М. Основы теплопередачи. М.: Энергия, 1973.
319 с.
11 Назаров В. А., Сметнев Н. Н. Пусковые процессы семейства перспектив-
ных дизелей.М.: НИИавтопром. 1967 214 с
12 Никитин В. Т.. Ушаков В. Я. К вопросу о методике стендовых испытаний
поршневых двигателей на абразивный износ. — Реф. обзор № 334
М.: ЦНИИинформацин, 1972. 15 с.
13 Поликовский В. И. Самолетные силовые установки. М.: Оборонив, 1952
600 с.
14 Рабинович Г. Д. Теория теплового расчета рекуператориых теплообмен
ных аппаратов. Минск: Изд во АП БССР, 1963. 205 с.
15 Раер Г. А. Динамика и прочность центробежных компрессорных машин.
М. Л.: Машиностроение, 1968. 260 с.
16 Репин А. А. Уточненный расчет танковых эжекторных установок. — Вест-
ник бронетанковой техники, 1972, № 6, с. 17—21.
17 Степанов Г. Ю. Основы теории лопаточных машин, комбинированных и
газотурбинных двигателей М.: Машгиз, 1958 348 с.
18 . Танки и танковые войска/Под ред. А. X. Бабаджаняна. М.: Военнздат,
1970 335 с.
19 Центробежные вентнляторы/Под ред. Г. С. Соломаховой. М.: .Машино-
строение, 1975. 415 с.
20 Циннер К. Наддув двигателей внутреннего сгорання./Пер. с нем. М. — Л.:
Машиностроение, 1978. 293 с.
345
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие . ............*..........................J и . . •
Глава 1 Состояние и перспективы развития силовых установок совре-
менных военных гусеничных машин
1.1. Назначение силовой установки и требования, предъявляемые
к ней..........................................................
1.2. Классификация силовых установок...........................
1.3. Основные принципы компоновки силовых установок............
1.4. Конструктивные схемы МТО современных ВГМ..................
1.5. Показатели качества силовых установок.....................
1.6. Тенденции развития силовых установок ВГМ..................
Глава 2. Двигатели ВГМ . . . .
2.1. Общие технические требования..............................
2.2. Поршневые двигатели.................................
2.3 Газотурбинные двигатели ...................................
Глава 3. Система охлаждения
3.1. Общие технические требования..............................
3.2. Водяная система ..........................................
3.3. Радиаторы.................................I j .
3.4. Эжекторы..................................................
3,5. Вентиляторы.................................. 4 .... .
3.6. Расчет и анализ работы системы охлаждения.................
3.7. Методы испытаний составных частей системы охлаждения
Глава 4 Система воздухоочнстки.....................................
4.1. Общие технические требования . .
4.2. Характеристика пыли.......................................
4.3. Основные способы очистки воздуха и типы воздухоочистителей
4.4. Конструкция воздухоочистителей............................
4.5. Теоретические основы расчета составных частей системы возду-
хоочисткн......................• ..........................
4.6. Расчет системы воздухоочнстки и ее составных частей ....
4.7. Стендовые безмоторные испытания воздухоочистителей
4.8. Автоматическое удаление пыли..............................
5
5
7
8
12
39
13
47
47
48
81
%
96
99
106
120
146
166
175
182
182
(65
189
191
197
216
219
224
Глава 5. Топливная система ............ . . .... 235
5.1. Общие технические требования................................ 235
5.2. Виды топлива для современных ВГМ 235
5.3. Особенности многотопливных систем . ......... 238
5.4. Конструктивные схемы топливных систем ...................... 238
5.5. Заправка системы топливом................................... 242
5.6. Основы расчета и проектирования топливной системы активного
заполнения...................................................'. 244
5.7. Составные части топливной системы............................ 247
346
Стр.
Глава 6. Система смазки . . . 255
6.1. Общие технические требовании.............................. ?•>’
6.2 Современные моторные масла.................................
6.3. Конструкция системы смазки ...............................
6.4. Расчет системы смазки ....................................
6.5. Составные части системы смазки ...........................
Глава 7. Системы пуска и подогрева...........................
7.1. Общие положения............................................
7.2. Пуск поршневого двигателя..................................
7.3. Конструкция систем пуска поршневых двигателей
7.4. Средства облегчения пуска поршневого двигателя ...
7.5. Пуск газотурбинного двигателя .............................. T7Y
7.6. Система подогрева .........................................
Глава 8. Система выпуска 30'
8.1. Общие технические требования . ............ 30J
8.2. Система выпуска силовых установок с поршневыми двигателями 301
8.3. Система выпуска силовых установок с газотурбинными двига-
телями........................................................... 306
Глава 9. Крепление силовой установки в танке 308
Глава 10 Функционирование силовых установок в специфических ус-
ловиях 313
10.1. Общие положения............................................ 313
10.2. Функционирование силовых установок при преодолении вод-
ных преград...................................................... 314
10.3. Защита силовых установок от поражения ударной волной 322
10.4. Повышение стойкости силовых установок к воздействию зажи-
гательных смесей ................................................ 325
Глава И Комплексные испытания силовых установок 326
11.1. Виды испытаний ....................................... • 326
11.2. Методы определения основных параметров силовых установок
на стенде........................................................ 327
11.3. Методические указания по проведению отдельных этапов комп
лексных стендовых испытаний СУ................................... 333
11.4. Испытания силовых установок с поршневыми двигателями на
неустановившихся режимах работы.............................. 341
11.5. Определение динамических характеристик газогенератора ГТД
в составе силовой установки................................... 343
Список литературы................................................... 345
Редактор Е. Е. Алленых
Технический редактор Н. Н. Скотникова Корректор Л. Е. Сонюшкина
Сдано в набор 04.10.83. Подписано в печать 15.03.84.
Формат 60 X 90716. Бумага типографская № 1. Гарнитура литературная.
Печать высокая. Усл. печ. л. 22,0 в т. ч. 1 вкл. Уч.-изд. л. 20,54.
Заказ 27с
Ордена Трудового Красного Знамени издательство «Машиностроение»,
107076, Москва, Стромынский пер., д. 4.
Типография ведомственная