Автор: Володин А.И.
Теги: общее машиностроение технология машиностроения двигатели железнодорожный транспорт двигатели внутреннего сгорания локомотивы
ISBN: 5-277-00929-9
Год: 1990
Текст
«виг
А. И. ВОЛОДИН
Издание второе,
переработанное и дополненное
МОСКВА "ТРАНСПОРТ" 1990
Сканировал
Вячеслав Михед
Aka PatriotRR
УДК 621 43 629 424 1
Володин А. И. Локомотивные двигатели внутреннего сгорания —
2е изд, перераб и доп М Транспорт, 1990 256 с.
Описаны основы работы и устройства тепловозных двигателей
внутреннего сгорания и их систем, даны в ограниченном объеме све-
дения по газотурбинным двигателям Применительно к тепловозным
комбинированным двигателям кратко изложены теория рабочих про-
цессов, моделирование их работы на ЭВМ, динамика шатунно криво
шипного механизма Рассмотрены основные эксплуатационные харак
теристики локомотивных двигателей
Рассчитана на инженерно технических работников локомотивного
хозяйства Может быть использована в качестве учебного пособия для
студентов вузов железнодорожного транспорта по специальности «Ло-
комотивы»
Ил 1'51, табл 14, библиогр 19 назв
Заведующий редакцией В К Тихонычева
Редактор В Е Мельников
П роизводственное издание
Володин Алексей Иосифович
ЛОКОМОТИВНЫЕ ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Обложка художника В 4 Смирнова
Технический редактор Т 4 Захарова
Корректор вычитчик Н А Лобунцова
Корректор Т А Мельникова
• ЦБ .4 4154
Сдано в набор 22 02 89 Подписано в печать 15 02 90 Т 00055
Формат бОХЭО'/ц. бум тип № 2 Гарнитура литературная Высокая печать
Усл печ л 16 Усл кр отт 16 38 Уч изд л 17 09 Тираж 10 500 экз Заказ 103)
Цена 85 коп Изд N» 13 1/14 № 4903
Ордена «Знак Почета» издательство «Транспорт», 103064. Москва, Басманный туп, 6*
Московская типография 8 РППО «Союзбланкоиздат»
Государственного комитета СССР по печати,
107078, Москва, Каланчевский туп . 3/5
3022030000-084
049 (01)-90
19 90
ISBN 5-277-00929-9
© А И Володин, 1990
ОТ АВТОРА
На отечественных железных дорогах 'наряду с электровоза-
ми широкое применение нашли тепловозы. Накоплены некото-
рые данные по эксплуатации опытных образцов газотурбовозов.
Тепловозы и газотурбовозы -принадлежат к автономным локо-
мотивам, у которых в качестве первичных источников энергии
используются двигатели внутреннего сгорания — поршневые и
газотурбинные.
Современный тепловозный двигатель представляет собой со-
четание поршневой машины и элементов газотурбинного дви-
гателя, к которым относятся лопаточные машины—турбины и
компрессоры. Лопаточные машины служат для подачи воздуха
под давлением в поршневой двигатель. Имеются также схемы
и конструкции поршневых двигателей, где газовая турбина до-
полнительно вырабатывает энергию, передаваемую на вал от-
бора мощности. Значение лопаточных машин в работе тепло-
возного двигателя все более возрастает. Например, мощность
турбины турбокомпрессора для подачи воздуха достигает уже
20—30 % номинальной мощности двигателя. Поэтому современ-
ный тепловозный двигатель часто называют комбинированным
или турбо-поршневым.
Основное внимание в книге уделено изложению основ ра-
боты, устройства и теории современных тепловозных комбини-
рованных двигателей. При изложении материала сделана по-
пытка отойти от традиционных схем изучения работы поршне-
вого двигателя, когда за основу берется двигатель без наддува.
Работа поршневого двигателя рассматривается в совокупности
с работой агрегатов воздухоснабжения и с учетом всей слож-
ности процессов и явлений, происходящих в этих машинах.
Во втором издании дополнительно рассмотрен 'материал уст-
ройства автоматической защиты двигателей от аварийных ре-
жимов работы; дано описание новых конструкций поршней ди-
зелей 10Д100 и 11Д45, а также модернизированных узлов ди-
зелей типа Д49; сделаны уточнения в методах термодинамиче-
ского расчета рабочих процессов тепловозных двигателей.
Имеется много общего в основах работы лопаточных машин
тепловозного комбинированного и газотурбинного двигателей.
Это позволило с единых методических позиций дать также крат-
кие сведения о работе и устройстве локомотивных газотурбин-
ных двигателей.
3
Содержание книги определялось стремлением дать матери-
ал, который может быть полезен в основном специалистам, ра-
ботающим в области эксплуатации локомотивов. Эксплуатация
двигателей с наибольшей эффективностью предполагает зна-
ние 'их конструкции, работы обслуживающих систем, тепловых
и механических процессов, совершающихся в основных элемен-
тах двигателя. Эти знания позволяют квалифицированно произ-
водить регулировку и настройку машин, анализировать ,причи-
ны .повреждений и характер взносов, добиваться наибольшей
экономичности в их работе, устанавливать влияние эксплуата-
ционных факторов.
Рассмотрены только основы устройства мощных двигателей
магистральных локомотивов. В сжатой форме изложены термо-
динамические основы рабочих процессов локомотивных двига-
телей.
Широкие возможности для изучения влияния эксплуатацион-
ных и конструктивных факторов на работу двигателей предо-
ставляет использование элскт ровно-вычислительных машин.
•С этой целью изложены и иллюстрированы примерами «методы
моделирования рабочих процессов тепловозных комбинирован-
ных двигателей на ЭВМ.
Воздействие на детали двигателя силовых факторов ограни-
чено рассмотрением динамики шатунно-кривошипного механиз-
ма. Для оценки двигателей как источников энергии на локомо-
тивах использованы их технико-экономические характеристики
с учетом режимов работы.
Глава I
ОСНОВЫ РАБОТЫ ЛОКОМОТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
1. КЛАССИФИКАЦИЯ ТЕПЛОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Локомотивные двигатели внутреннего .сгорания принадлежат
к тепловым двигателям. Тепловая энергия в этих двигателях
преобразуется в механическую посредством различных газооб-
разных веществ: воздуха, горючей смеси, продуктов сгорания
топлива, водяного пара и др. Эги газообразные вещества назы-
вают рабочим телом.
В зависимости от устройств для сгорания топлива и 'Места
подвода тепла к рабочему телу тепловые двигатели делят 'на
две основные группы (рис. 1): двигатели внутреннего сгорания
и двигатели внешнего сгорания.
В двигателе внутреннего сгорания (д. в. с.) топливо вводит-
ся непосредственно в двигатель, в котором совершается сгора-
ние топлива, сообщение тепла рабочему телу и преобразование
части тепла в механическую работу. В двигателе внешнего
сгорания передача тепла рабочему телу и сгорание топлива про-
исходят во внешних устройствах, а преобразование части тепла
в работу—в двигателе.
По типу основных рабочих органов, участвующих в преоб-
разовании тепловой энергии в механическую, различают: порш-
невые, лопаточные, роторно-поршневые двигатели. К группе
двигателей внутреннего сгорания следует отнести также реак-
тивные двигатели. Основным рабочим органом у реактивного
двшагеля, работающего на жидких окислителях топлива, явля-
ется реактивное сопло, к которому рабочее тело поступает из
камеры сгорания.
В поршневом двигателе (рис. 2) рабочее тело заключено
в цилиндре, находится под давлением и имеет высокую темпе-
ратуру. При расширении рабочего тела его тепловая энергия
преобразуется в 'механическую работу поступательного движе-
ния поршня 1. Шатунно-кривошипный механизм преобразует
поступательное движение поршня во вращательное движение
вала Существуют также бесшатунные механизмы для преобра-
зования прямолинейного движения во вращательное.
В лопаточной машине (газовой турбине, рис. 3) рабочее те-
ло перемещается по криволинейным каналам, образованным ло-
патками специального профиля. Лопатки 1 укреплены в стато-
ре и составляют сопловой аппарат, а лопатки 2 укреплены в ро-
торе 3 и 'вместе с ним образуют турбинное колесо. В результате
расширения рабочего тела в каналах его тепловая энергия пре-
образуется в механическую работу вращения ротора. Газотур-
5
Тепловые двигатели
Внутреннего ого ран и я
Внешнего сгорания
1
Поршневые Лопаточные Роторно-
(г.т.д) рппы„>ойчы
поршневые
Реактивные
Поршневые
Лопаточные
Самовос-
пламенение
Посторонний
источник за ши г ан и я
Поршневые Двигатели
машины
Стирлинга
Паровые
турбины
Рис. 1. Классификация тепловых двигателей
Рабочее тело
Рис. 2
Рис. 3
Рис. 2. Схема поршневого двигателя:
1 — поршень; 2 — шатун; 3 — крнвошнп
Рис. 3. Схема лопаточной машины (газовой турбины):
/ — лопатки соплового аппарата; 2 —лопатки турбины; 3 — ротор
бинные двигатели (г. т. д.) представляют собой тепловые дви-
гатели с лопаточными машинами.
В роторно-поршневом двигателе (рис. 4) рабочее тело за-
ключено в трех отдельных серповидных камерах, образованных
корпусом 1 со специальными криволинейными очертаниями и
ротором 2 с тремя вершинами. Стороны ротора также имеют
специальную форму. Ротор расположен на эксцентрике 4 вала
и передает ему вращение через планетарную зубчатую переда-
чу. Вершины ротора при его вращении безотрывно перемеща-
ются по корпусу. Объем каждой серповидной камеры за время
одного оборота ротора изменяется дважды от наименьшего до
наибольшего. Изменение объема используется для наполнения
камер рабочим телом в виде топливно-воздушной смеси, его сго-
рания и расширения. Тепловая энергия, сообщенная рабочему
6
телу, преобразуется в механическую работу ©ращения- ротора.
Ротор вращается под действием разности давлений на его бо-
ковые поверхности со стороны рабочего тела в серповидных
камерах.
В реактивном двигателе (рис. 5) рабочее тело образуется
в камере сгорания. В нее подаются насосами жидкое топливо
и окислитель. Первоначальное воспламенение топлива осуществ-
ляется от электрической искры, а последующий процесс горения
топлива совершается под действием высокой температуры рабо-
чего тела в камере сгорания. Рабочее тело, обладая давлением
и высокой температурой, вытекает через сопло. В результате
расширения на выходе из сопла газ имеет высокую скорость.
Благодаря этому создается реактивная сила, воздействующая
на аппарат в направлении, противоположном движению газа.
Двигатели внутреннего сгорания могут быть также 'совокуп-
ностью поршневых и лопаточных машин, совместно участвую-
щих в преобразовании тепловой энергии в механическую. В этом
случае двигатель называют комбинированным, или турбопорш-
невым. Современные мощные тепловозные поршневые двигатели
имеют лопаточные машины, которые в подавляющем большин-
стве не производят механической энергии, а предназначены для
обеспечения поршневого двигателя воздухом. Их также относят
к комбинированным двигателям. По таким же признакам лопа-
точные двигатели внутреннего сгорания, например газотурбин-
ные двигатели со свободно-поршневым генератором газа, также
относят к комбинированным двигателям.
По способу воспламенения топлива д. в. с. делят на две груп-
пы: с самовоспламенением и с посторонним источником зажи-
гания. В двигателях с самовоспламенением топливо подается
Рис. 4
Рис. 4. Схема роторно-поршневого двигателя:
/ — корпус; 2—ротор: 3 —свеча зажигания; 4 — эксцентрик
Рис. 5. Схема реактивного двигателя:
1, 4 — насосы; 2 — камера сгорания; 3 — свеча; 5 •— топливо; 6 — сопло; 7 — окислитель
7
непосредственно в цилиндр, где находится сжатый воздух, на-
гретый путем сжатия до температуры, превосходящей темпе-
ратуру самовоспламенения топлива. Такой способ образования
смеси топлива с воздухом в цилиндре называют внутренним.
Чтобы 'воздух нагревался до высокой температуры, необходимо
иметь высокую степень сжатия. Поэтому поршневые двигатели
с самовоспламенением иначе называют двигателями высокого
сжатия, или дизелями. Для тепловозов и дизелыпоездов приме-
няют только дизели. В принципе высокая степень сжатия может
быть получена и в роторно-поршневых двигателях, но пока тех-
нические трудности не позволяют создать такой двигатель.
К двигателям с посторонним источником зажигания (принад-
лежат поршневые и роторно-поршневые бензиновые двигатели
автотракторного типа. У этих двигателей смесь топлива с воз-
духом образуется вне рабочей полости в специальном устрой-
стве—карбюраторе. Такой способ смесеобразования называют
внешним. Горючая смесь сжимается в цилиндре при невысоких
степенях сжатия и воспламеняется от электрической искры.
Степень сжатия, этих двигателей ограничивается детонационны-
ми явлениями при сгорании, которые сопровождаются высокой
скоростью распространения пламени, взрывным характером го-
рения, стуками и перегревом двигателя, обильным выделением
сажи и потерей 'мощности. Степень сжатия у этих двигателей
зависит от качества применяемого топлива.
В камерах сгорания газотурбинных двигателей происходит
непрерывное горение топлива, а поступающее топливо воспла-
меняется от горящего факела. При пуске двигателя топливо
воспламеняется от электрической искры. Поэтому такие г. т. д.
следует отнести к д.в.с. с посторонним источнико1м зажигания.
В г. т. д. с поршневыми генераторами газа используется само-
воспламенение топлива.
Двигатели внутреннего сгорания получили широкое распро-
странение в различных отраслях народного хозяйства. По об-
ласти их применения различают стационарные, локомотивные,
судовые, автотракторные и авиационные двигатели. В зависи-
мости от специфики применения к двигателям предъявляются
вполне определенные технические требования по расходу топли-
ва, массе, габаритам, срокам службы, степени автоматизации
управления и т. д. Разнообразие этих требований определяет
целесообразные области применения рассмотренных видов дви-
гателей.
Для двигателей народнохозяйственного назначения затраты
на топливо составляют значительную долю в эксплуатационных
расходах силовых установок. Так, например, для магистраль-
ных тепловозов эта доля достигает 30—45 %- Поэтому повыше-
ние топливной экономичности первичного двигателя оказывает
существенное влияние на снижение эксплуатационных расходов.
Расход топлива двигателем находится в обратной зависимо-
8
сти от эффективного к. п.д. Различные типы двигателей имеют
следующие интервалы изменения эффективного к.п./д. т]е:
Двигатели внутреннего сгорания:
дизели и комбинированные 0,35—0,41
карбюраторные (поршневые и роторно-порш- 0,22—0,30
иевые)
газотурбинные 0,18—0,30
Дзигатели внешнего сгорания:
паровые машины (совместно с котельной 0,09—0,14
установкой)
паровые турбины 0,15—0,35
двигатели Стирлинга 0,30—0,35
Из приведенных данных видно, что дизели имеют -наиболь-
ший эффективный к.п.д. среди других тепловых двигателей.
Это достоинство дизелей послужило причиной широкого приме-
нения их для тепловозов и дизелыпоездов на отечественных и
зарубежных железных дорогах.
Для автономных локомотивов 'могут быть использованы и га-
зотурбинные дв1игатели. Основное достоинство газотурбинного
двигателя по- сравнению с поршневым состоит в возможности
снижения массы и габарита силовой установки при заданной
мощности. В связи с этим в отечественной промышленности про-
водятся опытные и поисковые разработки газотурбовозов.
2. ТЕПЛОВОЗНЫЕ ЧЕТЫРЕХТАКТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Двигатели внутреннего сгорания, установленные на теплово-
зах, различают по основным общим признакам: числу тактов,
расположению цилиндров, числу валов и др.
По числу тактов двигатели или дизели могут быть четырех-
тактные, у которых рабочий цикл осуществляется за четыре хо-
да поршня или два оборота коленчатого -вала; двухтактные —
рабочий цикл осуществляется за два хода поршня или один обо-
рот коленчатого вала.
Рабочим циклом двигателя называют совокупность термоди-
намических процессов, которые совершаются с рабочим телом
до момента их повторения.
Тактом называют часть рабочего цикла, совершающуюся
между двумя последовательными положениями поршня или
поршней, одно из которых соответствует наибольшему объему
цилиндра, а другое — наименьшему.
По расположению цилиндров тепловозные двигатели преиму-
щественно бывают (рис. 6) однорядные вертикальные и V-об-
разные. Более сложное расположение цилиндров, например V-
или Х-образное, является исключением.. Дизели однорядные
с горизонтальным расположением цилиндров изредка применя-
ются на зарубежных дизель-поездах. Коленчатых валов (обычно
9
Рис. 6. Схема расположения цилин-
дров в тепловозных двигателях:
а, в — однорядное, вертикальное; б —
V-оброэное; г — у-образное
Рис. 7. Принципиальная схема уст-
ройства и работы четырехтактного
комбинированного двигателя:
7 —крнвошнп коленчатого вала; 2 — ша-
тун; 3 — поршень; 4 — впускной- коллек-
тор; 5 — впу-скной клапан: 6 — охладитель,
воздуха; 7‘—компрессор; 8 — турбина; 9-—
форсунка; 10 — рычаг; 11 — выпускной кла-
пан; 12 — выпускной коллектор; 13— штан-
га; 14 — толкатель; 15 — вал: в — воздух;
т — топливо; ог — отработавшие газы
бывает один или два (см. рис. 6). По частоте вращения колен-
чатого вала тепловозные двигатели делят на две группы: до
1000 и выше 1000 об/м-ин. Другие классификационные признаки
тепловозных дизелей не являются достаточно общими.
Четырехтактный комбинированный двигатель е газотурбин-
ным наддувом и охлаждением воздуха (рис. 7) состоит из
поршневой и лопаточных машин, причем лопаточные машины
используются в качестве агрегатов подачи воздуха под давле-
нием в поршневую машину, где происходит сгорание топлива и
преобразование энергии. Поршень 3, шатун 2 и кривошип 1 ко-
ленчатого вала образуют шатунно-кривошипный механизм. Он
предназначен для преобразования возвратно-поступательного
движения поршня во вращательное движение коленчатого вала.
10
В объем, заключенный >между .верхней поверхностью поршня
и стенками цилиндра, периодически подается топливо 'через
форсунку 9. Периодичность подачи топлива зависит отчисла так-
тов и частоты вращения коленчатого вала. Начало и количест-
во подачи топлива регулируются топливовпрыскивающей аппа-
ратурой. В пространство над поршнем периодически подается
воздух, необходимый для сгорания топлива. Продукты сгорания
удаляются из цилиндра через выпускной клапан 11. Периодич-
ность подачи воздуха и удаления продуктов сгорания регули-
руется работой впускного 5 и выпускного 11 клапанов, которые
кинематически связаны с коленчатым валом посредством газо-
распределительного 'механизма.
Распределительный вал 15 приводится во вращение от ко-
ленчатого вала через систему зубчатых передач. На распреде-
лительном валу размещен кулачок, который сообщает возврат-
но-поступательное движение толкателю 14. Через штангу 13 и
рычаг 10 движение от толкателя передается выпускному кла-
пану И. Привод впускного клапана 5 от распределительного
вала аналогичен приводу выпускного. Профиль кулачков на
распределительном валу, управляющих работой клапанов, и по-
ложение кулачков относительно кривошипа коленчатого вала
определяют продолжительность и моменты их открытия и за-
крытия.
Продукты сгорания, удаляемые через выпускной клапан, по-
ступают в газовую турбину 8. Здесь часть тепловой энергии газа
преобразуется в механическую энергию вращения ротора турби-
ны. На одном валу с турбинным колесом размещено компрес-
сорное колесо. Компрессор 7 служит для забора воздуха из ат-
мосферы, сжатия его и подачи к полости впускного клапана
двигателя. Агрегат, состоящий из турбины и компрессора, на-
зывают турбокомпрессором. Таким образом, часть тепловой
энергии выпускных газов двигателя 'используется для предва-
рительного сжатия воздуха, поступающего в двигатель. Перед
поступлением в двигатель производится охлаждение воздуха
в охладителе 6.
Подача топлива и воздуха в двигатель и удаление отрабо-
тавших газов из двигателя производятся в определенные перио-
ды рабочего цикла. В течение рабочего цикла происходит одно-
разовая подача топлива, воздуха и удаление продуктов сгора-
ния. Поэтому частота вращения газораспределительного вала
и вала топливоподающих устройств должна быть в два раза
меньше, т. е. один оборот за два оборота коленчатого вала.
При вращении коленчатого вала поршень в процессе свое-
го движения может занимать одно из двух крайних положений
по отношению к оси вала. Наиболее удаленное положение порш-
ня от оси вала называют верхней мертвой точкой (в. м. т.); по-
ложение поршня при наибольшем его приближении к оси вала
называют нижней мертвой точкой (н. м. т.). Соответственно это-
11
му различают и положения шатунной шейки вала в в. м. т.
и H.iM.T. За начало отсчета угла ф (поворота .коленчатого вала
(п.к.'в.) (условимся принимать положение кривошипа* в в. м.т.,
при этом положительные значения угла совпадаюг-с направле-
нием вращения.
Для качественного анализа процессов, происходящих В ци-
линдре двигателя за рабочий цикл (ф=0—720°), необходимо
рассмотреть изменение объема рабочей полости цилиндра К
и проходных сечений впускного FK и выпускного FB клапанов
в зависимости от утла ф поворота коленчатого вала (рис. 8).
При положении поршня в в. м. т. (ф = 0°, ±360°) объем рабочей
полости достигает наименьших значений Vmin и, наоборот, в
Н. М.Т. (ф = ±180°) —наибольших Vmax.
'Впускной клапан начинает открываться при угле поворота
кривошипа фк, (Когда поршень еще не доходит до в. м.т., и за-
крывается при угле фке, когда поршень минует н. м. т. При от-
крытом впускном клапане полость цилиндра сообщается с
впускным коллектором. Выпускной клапан открывается и за-
крывается соответственно при углах поворота кривошипа ф»
и фве, когда поршень не дошел до н. м. т. и перешел в в. м. т.
При открытом выпускном клапане полость цилиндра сообщает-
ся с выпускным коллектором.
Углы фк, фке, фв, фве называют фазами газораспределения
двигателя. Существует опережение открытия клапанов и запаз-
дывание их закрытия по отношению к положениям поршня
в своих мертвых точках. Изменение сечений FK и FB в зависи-
мости от угла ф при открытии и закрытии клапано'в происхо-
дит не (мгновенно, а по некоторому закону, определяемому про-
филями кулачков. Профили выбираются из условий- допусти-
мых ударных нагрузок при посадке клапанов, нагрузок от сил
инерции в газораспределительном механизме, безотрывного дви-
жения толкателей и др. Для наглядности фазы газораспреде-
ления изображают в полярных координатах (рис. 9), где отсчет
углов производится в соответствии с положением кривошипа
коленчатого вала.
Рис. 8. Изменение объема цилин-
дра V, сечений впускного F* и
выпускного F* клапанов в зави-
симости от угла <р поворота ко-
ленчатого вала (п. к. в)
— объем камеры сжатия;
Vh= Vmax - vmln - рабочий объем;
Va — полный объем цилиндра (объем
начала сжатия)
12
При ф=фт, когда поршень
яе доходит до в. м.т. (ф=0°), в
цилиндр начинает подаваться
топливо; подача заканчивается
после в. м.т. Количество подава-
емого топлива и момент оконча-
ния его подачи зависят от на-
грузки.
Процессы движения поршня,
горения топлива, впуска воздуха
и удаления отработавших газов
приводят к непрерывному изме-
нению количества рабочего тела
в цилиндре, его состава и пара-
метров состояния—давлений и
температур. К этим измене-
ниям добавляется теплообмен
между рабочим телом и стен-
ками цилиндра. Совокупность
всех изменений рабочего тела
Н.М.Т.
Рнс. 9 Фазы газораспределения
четырехтактного двигателя:
1 — выпускной клапан; 2 — впускной
клапан
в цилиндре называют рабочим процессом двигателя. В цилин-
дре за рабочий цикл, т. е. в четырехтактном двигателе за два
оборота 'коленчатого вала, рабочее тело претерпевает последо-
вательно ряд изменений своего состояния и при установившем-
ся режиме его параметры принимают свое первоначальное со-
стояние.
Рассмотрим изменение одного из параметров состояния ра-
бочего тела в цилиндре—давления р—*в зависимости от угла
поворота коленчатого вала <р и объема цилиндра V. Зависимо-
сти p—f (<р) пли p=f (V) называют индикаторной диаграммой.
Эти зависимости являются равноценными, поскольку переход
от координаты ф к координате V может быть сделан из кине-
матического соотношения V=f(qi) (Ом. рис. 8). Обозначим па-
раметры состояния воздуха во впускном коллекторе рк, Тк, от-
работавших газов в выпускном коллекторе рт, Тт и рабочего
тела в цилиндре р, Т (см. рис. 7). Давления в коллекторах бу-
дем считать постоянными. Обычно в четырехтактных тепловоз-
ных комбинированных двигателях, имеющих только газовую
связь поршневого двигателя с турбокомпрессором, при работе
на режимах с нагрузкой более 50 % номинальной давление во
впускном коллекторе превышает давление в выпускном, т. е.
рк>рт. На режимах малых нагрузок, а также в двигателях
других схем, например с силовой газовой турбиной, может быть
обратное соотношение давлений в коллекторах: рт>Рк.
Основная доля процесса заряда цилиндра воздухом у четы-
рехтактного двигателя совершается за один такт, который на-
зывается тактом наполнения. В процессе наполнения поршень
13
Рис. 10. Индикаторная диаграмма
четырехтактного комбинированно-
го двигателя в координатах р—ф
<--------------------------------
Рис 11. Индикаторная диаграмма
четырехтактного комбинированно-
го двигателя в координатах р—V
движется от в.'М.т. (<р=—360°) к нлм.т. (<р=—180°) и объем
цилиндра увеличивается. При <р= —360° поршень находится
в в. м. т., объем цилиндра наименьший, впускной и выпускной
клапаны открыты. Таким образом, полость цилиндра сообщает-
ся с впускным и выпускным коллекторами.
Такту наполнения предшествовал такт выпуска, когда про-
дукты сгорания удалялись в выпускной коллектор. Часть про-
дуктов сгорания осталась 'в объеме камеры цжатия. Поэтому
в в. м. т. давление в цилиндре р должно несколько превышать
давление в выпускном коллекторе р-г. Соотношение между р
и рк в этот момент зависит от соотношения давлений во впуск-
ном и выпускном коллекторах. Если Рк>Рт, как показано на
рис. 10 и 11, то давление р в цилиндре будет больше давления
рт и меньше давления рк, т. е. рт<р<рк. Состояние рабочего
тела в цилиндре в этот момент характеризуется точкой г. Так
как впускной и выпускной клапаны открыты, то под действием
разности давлений воздух поступает из впускного коллектора
в циливдр, смешивается с остаточными продуктами сгорания,
а из цилиндра продукты сгорания вместе с воздухом вытекают
в выпускной коллектор. Благодаря этому цилиндр продувается
14
свежим воздухом и, более 'полно удаляются из него «продукты
сгорания.
Если рт>Рк, то при <р= —360° давление в цилиндре будет
превышать давление во впускном коллекторе, т. е. р>рк. При
открытом впускном клапане под действием разности давлений
продукты сгорания из цилиндра будут выбрасываться во
впускной коллектор до тех пор, пока давление р не станет рав-
ным или меньше давления рк- По ‘мере увеличения угла <р объ-
ем цилиндра увеличивается и впускной клапан все больше от-
крывает сечение для прохода воздуха в цилиндр, пока оно не
достигнет своих наибольших значений. Выпускной клапан за-
крывается с некоторым запаздыванием после в. м.т.
Изменение давления в цилиндре в процессе наполнения за-
висит от ряда факторов: 'скорости изменения объема цилиндра,
значения и соотношения давлений в коллекторах, проходных се-
чений впускных и выпускных органов. На начальном этапе дви-
жения поршня при недостаточном открытии впускного клапана,
затрудняющем поступление воздуха в цилиндру давление р мо-
жет понизиться настолько, что оно станет меньше давления
в выпускном коллекторе. Если к этому моменту выпускной кла-
пан еще открыт, то 'может произойти заброс газов из выпускно-
го коллектора в цилиндр.
Для хорошего наполнения цилиндра воздухом .необходимо,
чтобы впускной клапан после в. м.т. как можно быстрее откры-
вал все сечение для прохода 'воздуха. 'После закрытия выпуск-
ного клапана наполнение цилиндра воздухом определяется от-
крытием сечения впускного клапана и значением давления рк.
Примерный характер изменения давления в цилиндре в процес-
се наполнения изображен линией г—а.
Такт сжатия совершается при движении поршня от н. м. т.
(ф =—180°; V=Vmax) к в. м.т. (ф = 0°; V=Vmin) Объем цилин-
дра уменьшается, и впускной клапан закрывается с некоторым
запаздыванием после н. м. т. (ф=фке). До 'момента закрытия
впускного клапана давление в цилиндре может повыситься до
значения, превышающего давление во впускном коллекторе, т. е.
р>рк. В этом случае может произойти выброс рабочего тела из
цилиндра во впускной коллектор. На процесс выброса влияют
не только перепад давлений, но и инерционные силы движущих-
ся потоков газов.
По .мере движения поршня к в. м. т. объем цилиндра умень-
шается, а давление и температура рабочего тела, заключенного
в цилиндре, повышаются. При сжатии рабочего тела повыша-
ется его внутренняя энергия, на что затрачивается механическая
работа, подводимая от коленчатого вала.
При угле <р=фт, когда поршень еще не дошел до в. м.т.,
включается топливоподающая аппаратура и начинает подавать
в цилиндр топливо. Мелко распыленное топливо распределяет-
ся в объеме цилиндра в среде сжатого воздуха. Под действием
15
высоких температур рабочего тела топливо- испаряется и, реа-
гируя с кислородом воздуха, претерпевает ряд химических пре-
вращений. В результате этих процессов создаются условия, при
которых начинаются реакции бурного окисления топлива, т. е.
происходит его сгорание с выделением тепла. От момента на-
чала поступления топлива в цилиндр до начала его видимого
сгорания проходит некоторое время, которое называют перио-
дом задержки воспламенения.
Начало видимого сгорания отмечается на индикаторной диа-
грамме заметным повышением давления в цилиндре по срав-
нению с линией сжатия. К моменту прихода поршня в в.м.т.,
которым завершается такт сжатия, часть поступившего в ци-
линдр .топлива сгорает и за счет выделившегося тепла происхо-
дит дальнейшее повышение внутренней энергии рабочего тела.
Такт горения — расширения, или рабочий ход, совершается
при движении поршня от в.м.т. (<р = 0°; V = Vmin) к н. м.т.
(<р=180°; V= Vmax). В начале этого такта продолжается поступ-
ление топлива в цилиндр и его горение. Несмотря на увеличи-
вающийся 'Объем цилиндра, давление и температура рабочего
тела возрастают и достигают своих наибольших значений при
некотором угле поворота коленчатого вала после в. м.т. Даль-
нейшее движение поршня сопровождается понижением давлений
и температур рабочего тела, при этом в течение еще некоторого
времени продолжается горение топлива. Продолжительность
подачи топлива соответствует разности углов конца и начала
подачи фте—<рт и изменяется в зависимости от нагрузки дви-
гателя.
Выделяющееся при сгорании топлива тепло затрачивается
на изменение внутренней энергии рабочего тела, потери тепла
в систему охлаждения и совершение механической работы.
Часть этой работы расходуется на такт сжатия и покрытие ме-
ханических потерь в самом двигателе, а другая часть исполь-
зуется потребителем энергии.
С некоторым опережением, когда поршень еще не дошел
до н. м. т., при <р=<рв открывается выпускной клапан. В этот .мо-
мент давление в цилиндре значительно больше давления в вы-
пускном коллекторе и продукты сгорания начинают вытекать
в выпускной коллектор. Истечение газов из цилиндра при ра-
бочем ходе под действием разности давлений в цилиндре и кол-
лекторе называют свободным выпуском. Отношение давлений
в этот период обычно ниже критического (рт/р<0,54) и истече-
ние происходит с критической 'скоростью (равной скорости зву-
ка), соответствующей критическому отношению давлений. Вы-
пускной клапан все больше открывает сечение для прохода
газов, и давление в цилиндре быстро понижается.
Такт выпуска совершается при движении поршня от н. м. т.
(<р=180°; V=Vmax) к в.'М.т. (<р = 360°; V=Vmin). На протяже-
нии всего такта выпускной клапан открыт Истечение газов из
16
цилиндра (Происходит главным образом .вследствие выталкиваю-
щего действия поршня ири уменьшающемся объеме .цилиндра.
Давление ® цилиндре в начале такта понижается и сохраняется
при последующем ходе поршня к в. м. т. несколько выше дав-
ления в-выпускном коллекторе. При подходе поршня к в. м.т.
с некоторым- опережением открывается впускной клапан (<р=
=<рк). На протяжении определенного времени остаются откры-
тыми одновременно впускной и выпускной клапаны. Это время
называют перекрытием клапанов, и оно соответствует разности
углов фве—<рк. В этот период выпуск газов из цилиндра продол-
жается, но одновременно возможно поступление свежего воз-
духа в цилиндр, а также продувка цилиндра. С приходом порш-
ня в в. м.т. (ф=360°) .рабочий цикл завершается и давление
в цилиндре соответствует давлению в точке г.
Таким образом, в (четырехтактном дизеле для очистки ци-
линдра от продуктов сгорания и наполнения его воздухом су-
ществуют два вспомогательных такта—выпуска и наполнения.
Такты сжатия и рабочий ход являются основными в рабочем
цикле; их выполнение обеспечивает преобразование выделяю-
щейся при сгорании топлива тепловой энергии в механическую.
3. ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДВУХТАКТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
В цилиндре двухтактного комбинированного двигателя
(рис. 12) в противоположных направлениях движутся верхний 9
и нижний 5 поршни. Шатунами 4 и 10 они связаны с верхним
и нижним коленчатыми валами. Коленчатые валы между собой
имеют строгую кинематическую связь, которая обеспечивает за-
кономерное движение валов и, следовательно, поршней по от-
ношению друг к другу. Каждый из поршней и соответствующие
им шатунные шейки кривошипов могут находиться в своих
внутренних и наружных мертвых точках (в. м.т. и н. м. т.).
Поршни не находятся одновременно в своих мертвых точках.
У дизелей типа Д100 взаимное расположение кривошипов та-
ково, что когда нижний поршень находится в в. м.т., то верх-
ний поршень еще не дошел до в. м.т. на некоторый угол <р0 (<₽о=
= 12’). Если выражать положение нижнего кривошипа углом
<рн, то положение верхнего кривошипа соответствует углу <рв =
=<рн—«р0. Воздух в цилиндр двигателя поступает из воздушного
ресивера 8 через продувочные окна во втулке цилиндра. Про-
дукты сгорания удаляются из цилиндра через выпускные окна
во втулке в выпускной коллектор 6. Периоды поступления воз-
духа и удаления продуктов сгорания определяются ^моментами
открытия соответствующих окон втулки. Открываются и закры-
ваются окна верхним и нижним поршнями. Топливовпрыскива-
юшая аппаратура пбдает топливо в среднюю часть цилиндра
через форсунку 7.
2—1031
17
Рис. 12. Принципиальная
схема устройства и ра-
боты двухтактного ком-
бинированного двигателя
(дизеля 10Д100) с про-
тивоположно движущи-
мися поршнями:
1 — приводной компгрессор;
2 — охладитель воздуха; 3,
//—кривошипы коленчатых
валов; 4, 10 — шатуны, 5,
9 — поршни, 6 — выпускной
коллектор; 7 — форсунка;
8 — ресивер воздуха; 12 —
турбина; 13 — компрессор;
в — воздух; т — топливо;,
ог — отработавшие газы
Для подачи воздуха в двигатель-
имеются два агрегата: турбоком-
прессор (I ступень), состоящий из
турбины 12 и компрессора 13, и ком-
прессор 1 (II ступень), приводимый
от верхнего коленчатого вала. Воздух,
поступая в I ступень, сжимается и на-
правляется во П ступень, где он до-
полнительно сжимается. После охлаж-
дения в охладителе 2 воздух под из-
быточным давлением поступает в воз-
душный ресивер 8. Продукты сгора-
ния из выпускного коллектора 6 на-
правляются в газовую турбину 12 тур-
бокомпрессора. Здесь часть тепловой
энергии газа преобразуется в механи-
ческую энергию ротора турбины, по-
требляемую компрессором для сжатия
воздуха.
Объем рабочей полости цилиндра
двигателя изменяется в результате
движения обоих поршней. Если услов-
но разделить этот объем плоскостью,
проходящей по оси топливной форсун-
ки, то объемы, образуемые между по-
верхностями головок поршней и вы-
бранной условной плоскостью, будут
изменяться в зависимости от угла <рн
поворота нижнего коленчатого вала
(«рис. 13). Значения 1наименьших и наибольших объемов для
верхнего и нижнего порпиней смещены по фазе на угол <р0, соот-
ветствующий углу взаимного расположения кривошипов. Сум-
ма этих объемов представляет суммарный объем Vs, который
изменяется (в зависимости от угла <рн. Наименьшее значение
суммарного объема V s mm соответствует углу поворота нижне-
го коленчатого вала фп~фо/2. Приближенное равенство указано
потому, что у двигателя шатуны верхних и нижних поршней
имеют разные длины, которые определяют точную координату
Фн для объема Vs mln.
При анализе процессов, происходящих в цилиндре двигате-
ля, необходимо принять в качестве начала координат момент
наименьшего суммарного объема цилиндра. Отсчет углов -будем
производить от этого момента по шкале ф=фн—фо/2. При ф=0°
суммарный объем цилиндра наименьший и это положение на-
зывают внутренней объемной (мертвой точкой (в. о. м. т.); на-
ружная объемная мертвая точка (н. о. м. т.) соответствует ф =
= 180°.
Выпускные окна начинают открываться при угле фв,- когда
18
поршни не достигли положений, соответствующих наружной
объемной мертвой точке, и закрываются при угле <рВе 'после
н. о. м.т. Впускные окна открываются и закрываются ic некото-
рым запаздыванием по отношению к выпускным при углах <рк
и фке. Скорость изменения сечения впускных и выпускных окон
при их открытии и закрытии может 'быть достигнута значитель-
но выше, чем для клапанов в четырехтактном двигателе. Здесь
не существует ограничений, налагаемых инерционными нагруз-
ками в газораспределительном механизме. Функции газорас-
пределительных органов выполняют движущиеся поршни и окна
во втулке. Углы фв, Фве, фк, фке определяют фазы газораспре-
деления. В полярных координатах положение фаз газораспре-
деления по углу фн показано на рис. 14.
Топливо в цилиндр начинает подаваться с некоторым опе-
режением до в. о.'М.т. при угле фт, и его подача заканчивается
при угле фте. Продолжительность подачи топлива зависит от на-
грузки двигателя.
Параметры состояния воздуха и газов в цилиндре во впуск-
ном ресивере и выпускном коллекторе (см. рис. 12) обозначены
на рис. 15 и 16. В двухтактном двигателе удаление продуктов
сгорания из цилиндра осуществляется под действием разности
давлений рк и рт. Поэтому всегда давление во впускном реси-
вере рк должно превышать давление в выпускном коллекторе
рт. В противном случае работа двухтактного двигателя невоз-
можна.
Анализ изменения состояния рабочего тела в цилиндре нач-
нем с положения, когда впускные окна закрыты, т. е. ф=фке.
Рабочая полость цилиндра не сообщается с впускными и вць
Рис 13 Изменение объема цилиндра V, сечений выпускных Га и впускных
Рк окон в зависимости от угла <р поворота коленчатого вала:
V — объем нижией полости; Уъ — объем верхней полости
2* ” 19
6.М.Т.НЛ В.ОЛГ.
н.м.т.нл.
Рис. 14
Рис. 14. Фазы газораспределения
двухтактного двигателя:
1 — впускные окна; 2 — выпускные окна
Рис. 15. Индикаторная диаграмма
двухтактного комбинированного дви-
гателя в координатах р—д>
Рис. 16. Индикаторная диаграмма
двухтактного комбинированного дви-
гателя в координатах р—V
пуокными органами, и суммарный объем цилиндра уменьшается
от н. о. м. т. к IB. о. м. т.
Совершается .процесс сжатия содержащегося в цилиндре за-
ряда, за которым следует процесс горения и расширения. Изме-
нение «параметров состояния рабочего, тела в этих процессах
протекает так же, как и в четырехтактном двигателе.
Во второй половине хода расширения при угле <р=<рв начи-
нают открываться выпускные окна втулки цилиндра и соверша-
ется .процесс свободного выпуска. В момент открытия окон дав-
ление в цилиндре значительно больше давления в выпускном
коллекторе, отношение давлений обычно меньше критического
и истечение продуктов сгорания происходит в выпускной кол-
лектор с критическими скоростями. По мере дальнейшего уве-
личения объема давление в цилиндре быстро понижается.
При угле <р=<рк начинают открываться впускные окна. Если
в этот момент давление в цилиндре превышает давление во
20
впускном ресивере, то происходит-выброс газов через впускные
окна втулки из цилиндра в ресивер. Обычно работа под нагруз-
кой сопровождается этими явлениями. После открытия впуск-
ных окон рабочая полость цилиндра сообщена с впускным ре-
сивером и выпускным коллектором, а объем цилиндра продол-
жает увеличиваться. Вследствие этого давление быстро пони-
жается л становится меньше давления во впускном ресивере.
С этого момента совершается процесс продувки рабочей поло-
сти цилиндра воздухом.
Благодаря опециально1му направлению кромок окон во втул-
ке поступающий в цилиндр воздух приобретает вращательное
движение вокруг оси цилиндра и поступательное движение
вдоль нее. Своим потоком воздух вытесняет продукты сгора-
ния из цилиндра в выпускной коллектор. На процесс истечения
оказывают (влияние инерционные силы движущегося потока га-
зов, что может привести к возникновению волн давления и
падению давления в цилиндре настолько, что оно станет ниже
давления в выпускном коллекторе, т. е. р<рт. При таком соот-
ношении может происходить заброс газов из выпускного кол-
лектора в цилиндр.
В дальнейшем давление в цилиндре повышается до значе-
ний, лежащих между рк и рт.
Продувка цилиндра совершается и при уменьшении объема
от н. о. м. т. к в. о. м. т. до момента, когда выпускные окна за-
крываются (<р=<рве). От момента закрытия выпускных окон до
закрытия впускных (<р = <рКе) происходит процесс подзарядки
цилиндра воздухом, при этом объем цилиндра уменьшается.
Подзарядка совершается за счет инерционных сил потока воз-
духа, возникающих вследствие изменения скорости его прохода
через впускные окна.
При подзарядке давление в цилиндре может превышать
давление во впускном ресивере, поэтому некоторое количество'
рабочего тела будет перетекать из цилиндра в ресивер. После
закрытия впускных окон начинается процесс сжатия и цикл по-
вторяется.
В двухтактном дизеле в отличие от четырехтактного отсут-
ствуют два вспомогательных такта — наполнение и выпуск.
Очистка цилиндра от продуктов сгорания и наполнение его воз-
духом осуществляются на части основных тактов — сжатия и
рабочего хода. Поэтому часть рабочего объема цилиндра
(~ 20—25 %) затрачивается на очистку и наполнение цилинд-
ров. Рассмотренная схема продувки цилиндров называется пря-
моточной щелевой.
Принципиальная схема устройства и работы двухтактного
комбинированного дизеля 11Д45 с прямоточной клапанно-щеле-
вой продувкой и двухступенчатой системой наддува приведена
ид рис. 17. Воздух ® цилиндр поступает из впускного ресивера
через окна во втулке. Выпуск продуктов сгорания происходит
21
Рис. 17. Принципиальная
схема устройства и ра-
боты двухтактного ком-
бинированного двигателя
с прямоточной клапанно-
щелевой продувкой;
1 — компрессор; 2 — охлади-
тель воздуха; 3 — приводной
компрессор; 4 — кривошип
коленчатого вала; 5 — ша-
тун; 6 — поршень; 7 — реси-
вер воздуха; 8 — выпуск-
ные клапаны; 9 — выпуск-
ной коллектор; 10 — форсун-
ка; 11 — турбина
через выпускные клапаны 8. Периодич-
ность подачи воздуха через впускные
окна определяется движением поршня.
Выпускные клапаны приводятся в движе-
ние от газораспределительного механиз-
ма, аналогичного изображенному на
рис. 7 для четырехтактного двигателя.
Так как рабочий цикл двухтактного дви-
гателя совершается за один оборот ко-
ленчатого вала (два хода поршня), то
период работы выпускных клапанов дол-
жен соответствовать также одному обо-
роту коленчатого вала, т. е. кулачковый
вал газораспределения вращается с та-
кой же скоростью, как и коленчатый^
Воздух, подаваемый в цилиндр, охлаж-
дается между ступенями наддува.
Изменение параметров состояния ра-
бочего тела и сопутствующие процессы
за рабочий цикл в двигателе этого типа
происходят так же, как и в двигателе с
прямоточной щелевой продувкой. Отли-
чаются только фазы газораспределения:
выпускные клапаны закрываются после
закрытия продувочных окон. Если про-
ходное сечение регулируется клапаном
(см. рис. 8), то требуется большее время
на полное изменение его величины, чем
для окон (см. рис. 15). Поэтому начальная и конечная фазы
работы выпускного клапана растягиваются по углу поворота
коленчатого вала по сравнению с фазами для выпускных окон.
4. ЛОКОМОТИВНЫЕ ГАЗОТУРБИННЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Воздух в газотурбинные двигатели (г.т. д.) со сгоранием при
постоянном давлении (рис. 18) поступает из атмосферы >в ком-
прессор 1, где сжимается от давления pi до давления р-2.
В г.т. д. 'без регенерации (рис. 18,а,б) воздух после компрес-
сора направляется в камеру сгорания 2. Одновременно в нее
подается топливо в мелкораспыленном виде. В камере сгорания
происходит непрерывный процесс горения топлива, в результа-
те чего образуются продукты сгорания и их температура повы-
шается. Затем продукты сгорания поступают в турбину, где
происходит процесс расширения газа. При расширении темпе-
ратура и давление газа понижаются. В результате расширения
часть тепловой энергии преобразуется в механическую, а дру-
гая часть теряется с отработавшими газами. Одна доля меха-
22
нической энергии затрачивается на работу сжатия воздуха в
компрессоре, а другая используется потребителем, например
генератором. В одновальном двигателе привод компрессора и
генератора осуществляет одновременно одна турбина 3. В двух-
вальном двигателе имеются две турбины — компрессорная 3 и
тяговая 4. Компрессорная турбина жестко связана с валом ком-
прессора и обеспечивает подвод мощности к нему для сжатия
воздуха. Мощность тяговой турбины используется потребителем
энергии. Для условий тяги схема двухвального г. т. д. имеет
преимущества перед одновальной.
Турбина 3 и приводимый ею компрессор 1 могут работать
при полностью заторможенной турбине 4. Продукты сгорания,
покидая турбину 3, вытекают через проточную часть тяговой
турбины 4 в атмосферу. Компрессор, камера сгорания и ком-
прессорная турбина |в этом случае служат генератором газа как
рабочего тела. Количество рабочего тела регулируется за счет
количества сжигаемого топлива в камере сгорания. Продукты
сгорания, проходя через лопатки тяговой турбины, создают вра-
щающий момент на роторе. Если этот момент не превосходит
значения момента сопротивлений, то ротор неподвижен; ib про-
тивном случае ротор придет в движение и будет совершиться
внешняя механическая работа. Таким образом можно создать
большой начальный вращающий момент, требуемый для дви-
жения поезда. Возможность генерирования рабочего тела неза-
висимо от вращения вала потребителя является преимуществом
двухвального г.т.д. перед ©дневальным. Эти достоинства двух-
вального г. т. д. позволяют использовать более простые схемы
преобразования и передачи вращающего момента от двигателя
к колесам локомотива.
Чтобы повысить к.п. д. газотурбинных двигателей, предпо-
лагается применение регенерации тепла отработавших газов.
Рис. 18. Принципиальные схемы га-
зотурбинных двигателей:
а — одновальный; б — двухвальный, в —
одновальный с регенерацией тепла; ’ —
компрессор; 2 — камера сгорания, 3 —
турбина; 4 — тяговая турбина; 5 — гене-
ратор; 6 — регенератор; в — воздух, т —
топливо; ог — отработавшие газы
23
Рис. 19 Диаграмма рабочего цикла
газотурбинного двигателя:
о-в координатах р—v; б —в координа-
тах i—s; v — удельный объем рабочего
тела: i — энтальпия; s — энтропия
В одновальном двигателе с регенерацией тепла (.рис. 18, в) воз-
дух перед поступлением в камеру сгорания под огревается в ре-
генераторе 6 за счет тепла отработавших газов. Подопрев осу-
ществляется благодаря тому, что температура газов Т* на вы-
пуске из турбины выше температуры воздуха Т2 па выходе из
компрессора. Таким образом, часть тепла, заключенная в от-
работавших газах, сообщается рабочему телу и используется
для совершения полезной работы в турбине.
Процесс 1—2 на диаграмме рабочего цикла (рис. 19) соот-
ветствует изменению параметров воздуха при .сжатии его в ком-
прессоре от давления р\ до давления р2. Вследствие потерь
в компрессоре (см. гл. IV) этот процесс отличается от адиаба-
тического сжатия, совершающегося по адиабате 1—2а (рис.
19,6). Гидравлические потери -на входе в компрессор оценива-
ются разностью давлений pi—ро, где ро— наружное давление.
Горению топлива в камере сгорания соответствует измене-
ние параметров рабочего тела между точками 2 и 3. В резуль-
тате подвода тепла к рабочему телу его температура в объем
будут увеличиваться. Приближенно можно принять, что про-
цесс горения 2—3 совершается примерно при постоянном дав-
лении р2. Однако с учетом гидравлических потерь в коммуни-
кациях п камере сгорания давление рз рабочего-тела перед
турбиной будет меньше давления р2 на выходе из компрессора.
Изменение состояния рабочего тела в турбине соответствует
процессу 3—4. В турбине рабочее тело расширяется до давле-
ния, которое несколько превышает наружное давление ро ©след-
ствие гидравлических сопротивлений на выпуске. Действитель-
ный процесс расширения газов в турбине отличается от адиа-
батического процесса 3—4а вследствие потерь в турбине. В ре-
зультате расшмрейия в турбине часть тепловой энергии рабоче-
го тела преобразуется в механическую.
24
Замыкание рабочего цикла соответствует изменению состоя-
ния в процессе 4—1, отождествляемого с отдачей тепла холод-
ному источнику. При двух турбинах конец .расширения рабочего
тела в компрессорной турбине и начало расширения в тяговой
будут характеризоваться точкой е-, работа компрессорной тур-
бины затрачивается на сжатие воздуха в компрессоре и ком-
пенсацию механических сопротивлений вращению ротора.
В г. т. д. с регенерацией тепла после сжатия в компрессоре
осуществляется подвод тепла воздуху в регенераторе примерно
при постоянном давлении рг- В результате этого объем и тем-
пература воздуха (увеличиваются. В камере сгорания необходи-
мо подвести меньшее количество тепла к рабочему телу, чтобы
оно имело параметры точки 3. Поэтому регенерация повышает
экономичность рабочего цикла г.т.д.
У газотурбинного двигателя со свюбодно-порапневым генера-
тором газа (с.п.г.т.) в качестве генератора газа 'применен
поршневой двухтактный двигатель внутреннего сгорания с про-
тивоположно движущимися поршнями (рис. 20). Поршни 5 ди-
зельной полости 1 приводят в движение поршневые компрес-
соры, расположенные по обеим сторонам овободно-поршневого
генератора газа. Воздух, поступающий из атмосферы в цилин-
дры компрессоров, сжимается в них и подается к цилиндру
дизеля, где он используется в качестве рабочего тела и для
продувки.
В цилиндре поршневого двигателя часть тепла, выделивше-
гося при сгорании топлива, расходуется на сжатие воздуха в
поршневом компрессоре, механические потери и потери в систе-
ме охлаждения двигателя; другая часть в виде тепловой энер-
гии заключена в отработавших газах двигателя. Далее газы
поступают в газовую турбину 6, где происходит преобразование
части тепловой энергии газов в механическую, используемую
потребителем.
Из схемы работы видно, что достоинством г.т.д. со свобод-
ночпоршневым генератором газа является возможность генери-
рования рабочего тела независимо от состояния вала потреби-
теля аналогично тому, как это имеет место в двухзальном г.т. д.
Рис. 20. Схема газотурбинного -дви-
гателя со свободно-поршневым гене-
ратором газа:
1 — дизельная полость; 2 — компрессорная
полость; 3 — буферная полость; 4 — пор-
шень компрессора; 5 — поршень дизеля;
6 — турбина; 7 —выпускные окна; S —
впускные окна
25
Кроме того, по экономичности такие г.т. д. превосходят рас-
смотренные выше простейшие р. т. д. с одними лопаточными ма-
шинами и приближаются к тепловозным двигателям.
5. ТЕХНИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ ЛОКОМОТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Технико-экономические показатели первичного двигателя
оказывают определяющее влияние на конструкцию автономного
локомотива к расходы в эксплуатации. Распределение годовых
расходов в локомотивном хозяйстве по тепловозной тяге харак-
теризуется следующими ориентировочными данными (ib %):
Топливо 44
Смазка ‘2,5
Экипировка 1,5
Зарплата локомотивных бригад 13
Текущий ремонт тепловозов 8,2
Амортизационные расходы ,1-7,2
Основные расходы (распределяемые) 110,2
Накладные расходы -3,4
Расходы на топливо находятся в прямой зависимости от рас-
ходов топлива двигателем. В структуре расходов на ремонт
тепловоза стоимость ремонта двигателя и вспомогательного
оборудования достигает 50%. Расходы на ремонт состоят из
расходов на текущий и заводской (капитальный) ремонты. На
капитальный ремонт производятся ежегодные отчисления, ко-
торые составляют около 75 % амортизационных расходов. По-
этому расходы на ремонт двигателя превышают 15 % всех го-
довых расходов в локомотивном хозяйстве.
В расходах на смазку тепловоза ,значительная часть прихо-
дится на 'Долю двигателя. В среднем расходы на смазку двига-
теля достигают 2—3 % расходов на топливо. И-з приведенных
данных вытекают технические требования к локомотивным дви-
гателям.
Основные технические данные отечественных тепловозных
двигателей приведены в табл. 1, а газотурбинных—в табл. 2.
Агрегатная мощность двигателя должна удовлетворять по-
требностям создания маневровых н магистральных тепловозов
в диапазоне 1,0—4,5 тыс. кВт и в дальнейшем до 6,0—7,5 тыс.
кВт в секции.
Исследования показывают, что экономически выгодно реа-
лизовать -мощность в одном агрегате вместо двух.
Современный уровень развития тепловозных двигателей и
имеющиеся научно-технические разработки позволяют удовле-
творить перспективные требования по агрегатной мощности
с обеспечением требуемых моторесурса, -массы и габаритных
размеров.
26
Таблица 1
" 1 11 — — 11 Г ' 1 — " 1 ' "* Дизедй и серии тепловозов ,
10Д100 2Д100 11Д45 14Д4О 1-5Д49 2-2Д49 2-5Д49 1Д49 2Д70 12Д70 ЗД70 ПД1 М756
Основные параметры 2ТЭ10В 2ТЭ10Л еоь. ьн ТЭП60 о» § 1 2ТЭ116 ТЭМ7 ТЭП70 2ТЭ121 ТЭ136 ТЭП75 2ТЭН6 тэзм 1 ТЭМ2 1 ТГ16
Мощность на- номииаль- 2200 1470 2200 1470 2200 1470 2940 4410 Й200 1470 2940 880 735
ном режиме и стандартных атмосферных условиях*, кВт (л. с.) Частота вращения вала, об/мин: (3000) (2000) (3000) (2000) (3000) (2000) (4000) (6000) (3000) (2000) (4000) (1200) (1000)
иа номинальнюм режи- ме 850 850 750 750 1000 850 1000 1050 1000 850 1000 750 1500
минимально устойчивая на холостом ходу 400 400 400 400 400 350 400 400 400 350 400 400 600—800
Тактность Расположение цилиндров 2 Однор 2 ядное 2 2 4 4 V-< 4 >бразнс 4 е . 4 4 4 4 Одноряд- ное 4 V-образ- ное
Число цилиндров 10 10 16 12 16 12 116 20 16 12 16 6 12
Диаметр цилиндра, мм 207 207 230 230 260 260 260 260 240 240 250 318 180
Ход поршня, мм 2X254 2X254 300/ 304,3* 300/ 304,3 260 260 060 260 — 270/ 278,2 — 330 200/209,8
Рабочий объем цилинд- ров, м® 0,1707 0,1707 0,199 0,1493 0,221 0,166 0,221 0,2765 0,1955 0,1465 0,210 0,1572 0,0624
Среднее эффективное дав- ление, МПа Средняя скорость порш- ня, м/с 0,912 0,611 0,892 0,795 1,205 1,26 1,60 /1,805 1,355 1,42 1,67 0,90 0,945
7,2 7,2 7,5 7,5 8,06 7,37 8,66 9,1 9 7,68 9 8,25 10
Удельный расход топлива на номинальном режиме, г/(кВт-ч) 218 231 231 218 211 204 211' 211 204 197 207 225 225
Окончание табл. 1
Основные параметры — 1 1 '' ' --—* - - — Дизели и серии тепловозов
10Д100 2Д100 11Д45 14Д40 1-5Д49 2-2Д49 2-5Д49 1Д49 2Д70 12Д7О ЗД70 ПД1 М756
2ТЭ10В 2ТЭ10Л тэз ТЭ7 ТЭП60 М62 2ТЭ116 ТЭМ7 ТЭП70 2ТЭ121 «•К 1 ——— 2ТЭ116 тэзм •1 ТЭМ2 ТГ16
Система воздухоснабже- иия: число ступеней наддува, тип агрегатов подачи воздуха*** Охлаждение воздуха Габариты, им: длина ширина высота Масса сухая дизеля с под- дизельиой рамой, кг е ТК, пцк Есть 6015 1730 32'10 110500 1 прк Нет 611'5 •1440 3240 •19400 2 тк, пцк Есть 4484 1950 2600 13800 2 тк, прк Нет 3787 1730 2190 12500 >1 ТК Есть 4696 1010 2890 18500 1 ТК Есть 3990 1610 2745 1 ТК Есть 4722 1610 2890 18500 2 тк Есть 4926 16110 2890 22000 1 тк Есть 5090 1930 2950 17400 1 тк Есть 4380 1730 2890 10ООО 1 тк Есть 5090 1930 2950 17400 1 тк Есть 5192 1467 2478 16200 1 тк Нет 2420 1120 (14'80 1800
* Температура 20 °C, атмосферное давление 760 мм рт, ст.
** Здесь и далее перед косой чертой данные для поршня с главным шатуном, за косой чертой — для поршня с прицепным ша-
туном.
*•* тк — турбокомпрессор, пцк — приводной центробежный компрессор, •прк — приводной роторный компрессор.
Таблица 2
Основные параметры Марка двигателя
ГТ-3,5 ГТ-6
Мощность на номинальном режиме при стан- дартных условиях, кВт (л. с.) 2570 (3500) 4410 (6000)
Тил Одноваль- Двух-
Компрессор: ный валъный
ТИП Осевой
количество ступеней 12 12
степень повышения давления 6 6,7
частота вращения вала, об/мин 8500 7000
расход воздуха, кг/с Камера сгорания: 23,4 32
ТИН Прямоточ- Противо-
ная, секци- точная, сек-
онная ди ситная
количество секций Турбина компрессора: 6 6
тип Осевая
количество ступеней Турбина тяговая: 4 2
тип — Осевая
количество qj-yпеней — 2
частота вращения вала, об/мин — 5200
Удельный расход топлива на номинальном ре- жиме, г/(кВт-ч) 605 485
Температура газа перед турбиной, °C Габариты двигателя, мм: J7127 777
длина 4800 4468
ширина 1400 2420
высота 1500 2230
Масса двигателя, кг 7570 12032
Масса двигателя на эксплуатирующихся отечественных теп-
ловозах составляет И—15 % сцепной массы тепловоза ири'на-
грузке от колесной пары на рельсы 21—23 т. В последующем
.предусматривается повышение нагрузки до 25—27 т, а следо-
вательно, и сцепной массы тепловоза. Однако доля массы дви-
гателя, по-виднмому, сохранится в тех же пределах.
По своим габаритам двигатель должен удовлетворять габа-
ритам подвижного состава железных дорог, обеспечивать воз-
можность обслуживания и ремонта. Как показывают конструк-
торские проработки, ограничением габарита тепловозного
V-образного двигателя является ширина кузова тепловоза. Она
ограничивает диаметр цилиндра такого двигателя не более 320—
330 мм.
Удельный расход топлива на номинальной мощности у со-
временных отечественных четырехтактных тепловозных двигате-
лей достигнут 205—210 г/(кВт-ч), у двухтактных — 225—
230 г/(кВт-ч) и масла — 1—1,5 % от расхода топлива.
29
Срок службы до первой переборки отечественных тепло-
возных двигателей составляет 150—200 тыс. км и до капиталь-
ного ремонта КР-1—700—750 тыс. км пробега. В настоящее
время сроки службы между переборками и капитальными ре-
монтами определяются в основном необходимостью контроля
состояния ответственных деталей (поршней, подшипников ко-
ленчатого вала, втулок цилиндра и др.) для обеспечения их на-
дежной работы между ремонтами и очистки от нагаров. В мень-
шей мере эти сроки ограничиваются износом деталей (поршне-
вых колец, коленчатых валов).
По мере повышения надежности работы ограничивать сро-
ки службы между ремонтами будут в основном значения вз-
носов деталей. Увеличение надежности работы деталей цилин-
дропоршневой группы и шатунно-кривошипного механизма, а
также износостойкости трущихся пар позволит увеличить сро-
ки службы между ремонтами и уменьшить расход запасных
частей.
Повышение моторесурса двигателя является важнейшей за-
дачей, решение которой приводит к снижению расходов на ре-
монт. Достижимым в ближайшее время является пробег до
первой переборки двигателя 300 тыс. км и до капитального
ремонта КР-1 1 —1,2 мли. км пробега грузового тепловоза.
Одной из важных задач в развитии тепловозных двигателей
является их широкая унификация. Существующие и перспек-
тивные потребности в агрегатных мощностях двигателей для
маневровых и магистральных тепловозов могут быть удовлетво-
рены ограниченным числом типоразмеров двигателей. Перекры-
тие необходимого диапазона мощностей возможно достигнуть
на базе этих типоразмеров путем их развития в ряды Двига-
тели одного ряда отличаются числом цилиндров, компоновкой,
степенью наддува и охлаждения наддувочного воздуха и в от-
дельных случаях небольшим изменением частоты вращения
коленчатого вала. Один типоразмер двигателя, развитый в ряд,
позволяет сохранить примерно 80 % деталей и узлов одинако-
вой конструкции для двигателей различной мощности. Унифи-
кация двигателей уменьшает стоимость их изготовления и ре-
монта, позволяет повысить качество изготовления, что оказы-
вает положительное влияние на надежность и долговечность.
Кроме унификации конструкции двигателя, большое значе-
ние для условий эксплуатации имеет унификация навесного
оборудования, относящегося к обслуживающим системам — топ-
ливной, масляной, водяной и др Унификация фильтров, насо-
сов, теплообменников и арматуры систем целесообразна не
только для одного, но и для нескольких типоразмеров двига-
телей.
Тепловозные двигатели должны удовлетворять не только
указанным основным требованиям, но обладать рядом^других
качеств, вытекающих из условий их эксплуатации: приемлемы-
30
ми пусковыми свойствами, автоматизацией контроля, защитой
и регулированием работы, ограничением то воздействию на
внешнюю среду и т. д.
Глава II
ОСНОВЫ УСТРОЙСТВА ДВИГАТЕЛЕЙ
1. УСТРОЙСТВО И КИНЕМАТИЧЕСКИЕ СХЕМЫ
ДИЗЕЛЕЙ ТИПА Д100
Дизели 10Д100 и 2Д100 принадлежат к одному типоразме-
ру и имеют .примерно 80 % аналогичных по конструкции дета-
лей и узлов. Двигатели типа Д100 .представляют собой верти-
кальные двухтактные десятицил1имдровые дизели с противопо-
Л0Ж.НО движущимися поршнями и прямоточной щелевой про-
дувкой.
Двигатели отличаются системой воздухоснабжения. Дизель
1 ОД 100 имеет комбинированную двухступенчатую систему над-
дува, включающую два параллельно работающих турбокомпрес-
сора в качестве первой ступени к приводной центробежный
компрессор в качестве второй ступени Подаваемый в двигатель
воздух охлаждается в водовоздушном охладителе. У дизеля
-2Д100 для подачи воздуха служат приводной роторный ком-
прессор 'И воздух не охлаждается. Мощность дизеля 1 ОД 100 со-
ставляет 2200 кВт (3000 л.с), дизеля 2Д100— 1470 кВт
(2000 л.с ). Увеличение 'мощности .в 1,5 раза достигнуто путем
повышения давления воздуха в .ресивере с 0,13 до 0,21 —
0,22 МПа и применения охлаждения воздуха, что позволило
увеличить цикловую подачу топлива
Остовом дизеля 10Д100 (рис 21) служит сварной блок ци-
линдров 20, образованный горизонтальными и вертикальными
листами. К вертикальным листам блока приварены опоры 19
верхнего и 26 нижнего коленчатых валов. С боков опоры при-
варены также к выступам верхних и нижних горизонтальных
плит блока. Каждая опора имеет свою крышку, которая тща-
тельно пригнана к опоре и крепится к ней шпильками или бол-
тами. В опорах размещены подшипники верхнего 15 и нижне-
го 3 коленчатых валов.
Сверху блок закрыт крышкой 16, которая имеет герметично
закрывающиеся люки, предназначенные для осмотра шатунно-
кривошипного механизма верхнего коленчатого вала. В нижней
части блока с обеих его сторон расположены смотровые лю-
ки 27. На люках одной из сторон установлены предохранитель-
ные клапаны, которые срабатывают в случае повышения дав-
ления в картере свыше 0,05 МПа. Блок установлен па сварную
31
Рис. 21. Поперечный разрез дизеля 10Д100:
1 — поддизельная рама; 2, 14 — крыщки коренных подшипников; 3, 15 — нижний и верх-
ний коленчатые валы; 4, 18 — нижний и верхний шатуны; 5 — вертикальный лист бло-
ка; 6, 21 — нижний и верхний поршни; 7 — выпускной коллектор; 8 — выпускная короб-
ка; 9 — форсунка; 10 — топливный насос; 11 — толкатель; 12 — воздушный ресивер; 13 —
кулачковый вал топливных иасосов; 16 — крышка блока; 17, 25 —верхний и нижний
масляные коллекторы; 19, • 26 — опоры коленчатых валов; 20 — блок цилиндров; 22 —
коллектор горячей воды; 23 — втулка цилиндра; 24 — рубашка втулкн; 27 — люк с пре-
дохранительным клапаном; 28 — поддон
32
поддизельную раму /, которая служит также опорой для гене-
ратора.
Внизу поддизельной рамы размещен поддон 28, являющий-
ся маслосборником и емкостью для дизельного масла. В ниж-
ней полости поддона проходит канал, по которому .масло по-
дается к ’масляному насосу двигателя.
В блоке вертикально установлено десять втулок 23, в каж-
дой из которых размещено по два поршня — верхний 21 и ниж-
ний 6. В верхней части втулка своими фланцами крепится
к горизонтальному листу блока. В средней части на втулку на-
прессована рубашка 24. В зазоре между втулкой и рубашкой
циркулирует вода для охлаждения втулки. С двух сторон в от-
верстиях рубашки и втулки установлены две форсунки 9 для
подачи топлива в .цилиндр и индикаторный кран.
В верхней полости блока помещены с обеих сторон кулач-
ковые валы 13 топливных насосов. Под кулачковыми валами
расположены толкатели 11 топливных насосов, которые приво-
дят в действие топливные насосы 10. Толкатели установлены
в горизонтальных листах блока. Полость ’между этими листами
служит ресивером 12 для воздуха, поступающего к верхним
продувочным окнам втулки цилиндра. Эта полость должна быть
герметичной, чтобы предотвращать утечки наддувочного возду-
ха, находящегося под избыточным давлением, в атмосферу и
кривошипную камеру (картер) верхнего коленчатого вала. Гер-
метичность должна обеспечиваться в местах посадки в блок
втулки с рубашкой и толкателя топливных насосов. Воздух в
ресивер 12 поступает от агрегатов воздухоснабжения.
В нижней части на втулке размещена выпускная коробка 8.
С двух сторон к выпускным коробкам цилиндров присоединены
правый и левый выпускные коллекторы 7. Продукты сгорания
удаляются из цилиндра через выпускные окна во втулке по ка-
налам коробки в выпускные коллекторы. Выпускные коробки
и коллекторы охлаждаются водой. Вода поступает к нижней
полости охлаждения выпускных коллекторов, перетекает в вы-
пускные коробки, из них — в верхнюю полость выпускного кол-
лектора, а затем по переходным патрубкам поступает в полость
охлаждения втулки и .из верхней ее части по патрубкам на-
правляется в коллектор горячей воды 22.
Масло для смазки шатунно-кривошипного механизма и дру-
гих трущихся деталей, а также для охлаждения поршней под-
водится по верхнему 17 и нижнему 25 масляным коллекторам.
Поверхности трения поршня с втулкой смазываются маслом,
вытекающим из зазоров в подшипниках и из поршня после его
охлаждения.
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма
дизеля 1 ОД 100 показана на рис. 22. Верхний 2 и нижний 16
коленчатые валы связаны между собой вертикальной переда-
чей, которая обеспечивает синхронизацию вращения коленча-
3-1031 33
Рис. 22. Кинематическая схема шатунно-кривошипного меха*
низма дизеля 10Д100:
1 — шестерня привода кулачковых валов топливных насосов; 2, 16 —*
коленчатые валы; 3, 19 — коренные опорные подшипники; 4, /3 — ко*
ренные опорно-упорные подшипники; 5, /7 — конические шестерни; 6 —
торсиоииый вал привода компрессора второй ступени; 7—коническая
шестерня вертикальной передачи; 8 — .роликовый подшипник; 3 —ша-
риковый подшипник; 10 — верхний вал вертикальной передачи; 11 —
муфта; 12 — торсионный вал; 13 — нижний вал вертикальной переда*
чи; 14 — генератор; 15 — муфта привода генератора; 20— антивибра-
тор; 21 — шестерня с пружинными элементами; 22 — карданный валу
23, 26 —шатуны, 24, 25 —поршни
ч—--------------------------------------------------------—---.
Рис. 23. Схема вертикальной передачи дизеля 2Д100:
/ — верхний коленчатый вал; 2 — верхний вертикальный'вал; 3 —упру*
гая муфта, 4 — иижннй вертикальный вал; 5 — нижний коленчатый вал
34
тых валов. Верхний вал при своем 'вращении отстает от ниж-
него на угол 12°, принимая за начало отсчета угла внутренние
мертвые точки кривошипов. Вертикальная передача состоит из
верхнего 10, нижнего 13 и торсионного 12 валов. Торсионный
рал на своих концах имеет шлицы, которыми он зацепляется
с одной стороны с нижним валом вертикальной передачи, а с
другой—с >муфтой, закрепленной на верхнем валу. Верхний и
нижний валы вертикальной передачи вращаются в роликовых 8
и шариковых 9 подшипниках. Шариковые подшипники являют-
ся опорно-упорными. На концах верхнего и нижнего валов вер-
тикальной передачи посажены конические шестерни 7 со спи-
ральными зубьями. Эти шестерни входят в зацепление с боль-
шими конически ми шестернями 5 и 7, посаженными на верхнем
и нижнем коленчатых валах.
Вертикальная передача дизеля 2Д100 (рис. 23) состоит из
верхнего 2 и нижнего 4 вертикальных валов, на концах кото-
рых закреплены малые конические шестерни. Валы 2 и 4 сое-
динены между собой упругой муфтой 3. Остальные элементы
конструкции вертикальной передачи подобны этому узлу на
двигателе 1 ОД 100.
Верхний и нижний коленчатые валы (см. рис. 22) вращают-
ся в коренных подшипниках, расположенных в опорах блока.
Каждый вал имеет 11 опорных подшипников и один опорно-
упорный. Опорно-упорные подшипники 4 и 18 расположены
между шатунной шейкой последнего цилиндра и коническими
шестернями вертикальной передачи.
Нижний коленчатый вал через полужесткую муфту 15 сое-
динен с якорем генератора 14. Работа газов в цилиндрах через
шатунно-кривошипные механизмы передается верхнему и ниж-
нему коленчатым валам, суммируется на нижнем валу 16, и
эффективная мощность передается генератору. На переднем
конце нижнего коленчатого вала посажены маятниковый анти-
Рис. 24. Кинематическая схема ре-
дуктора привода компрессора второй
Ступени наддува дизеля 10Д100:
1 — верхний коленчатый вал, 2 — торсион-
ный вал; 3, 3, 14 — роликовые подшипни-
ки сферические; 4 — шестерня с пружин-
ными элементами; 5 — шариковый под-
шипник; 6 — карданный вал; 7, 11, 13 —
шестерни; 9 — центробежный компрессор;
10 — опорный подшипник; 12 — опорно-
упорный подшипник
3*
35
Рис. 25. Кинематическая схема при-
вода роторного компрессора двига-
теля 2Д100:
1 — верхний коленчатый вал; 2 — опорный
коренной подшипник; 3 — шестерня с пру-
жинными элементами; 4 — роторный ком-
прессор; 5 — шестерня
вибратор 20 и шестерня 21 с пружинными элементами между
венцом и ступицей. Антивибратор предназначен для изменения
частот собственных колебаний и уменьшения амплитуды кру-
тильных колебаний (валопровода на рабочих режимах. От ше-
стерни 21 приводятся в действие масляный и водяные насосы
и регулятор частоты вращения двигателя. Через кардан 22 от
нижнего вала часть 'мощности отбирается для вспомогательных
устройств Тепловоза.
На переднем конце верхнего (коленчатого вала посажена
шестерня 1 с косыми зубьями. От этой шестерни приводятся
во вращение кулачковые валы топливных насосав. На другом
конце через шлицевое соединение верхний коленчатый вал за-
цеплен с торсионным вадом привода компрессора второй ступе-
ни наддува. Кривошипы коленчатого вала расположены 1между
собой так, что обеспечивается работа 'цилиндров в порядке 1—
6— 10—2—4—9—5—3—7—8.
Через торсионный вал 2 (рис. 24) вращение от верхнего
коленчатого вала 1 передается шестерне 4, которая содержит
упругие пружинные элементы. Шестерня с пружинными элемен-
тами предназначена для смягчения ударных нагрузок, переда-
ваемых от коленчатого вала в процессах пуска двигателя и пе-
реходных режимов. При передаче постоянного вращающего мо-
мента упругая шестерня работает как жесткая система. В слу-
чае резкого изменения передаваемого вращающего 'момента
удар смягчается пружинными пакетами, смонтированными меж-
ду ступицей и зубчатым венцом шестерни. От шестерни 4 полу-
чает вращение промежуточный вал с расположенными на нем
шестернями 7 и 13 и далее вал с шестерней 11 и колесам цен-
тробежного компрессора 9. Двухступенчатый редуктор повышает
частоту вращения от верхнего коленчатого вала к валу центро-
бежного компрессора в отношении 1 :10. Через карданный
вал 6 приводится в действие вентилятор охлаждения генера-
тора.
У дизеля 2Д100 роторный компрессор 4 (рис. 25) получает
вращение от верхнего коленчатого вала 1 через косозубые ше-
стерни 3 и 5. Упругие пружинные элементы шестерни 3 смаг-
36
чают ударные -нагрузки, которые могут передаваться от колен-
чатого вала при пуске двигателя и -на переходных режимах.
Два кулачковых вала топливных насосов (рис. 26) 'приво-
дятся 'во вращение от шестерни 9 через промежуточные шестер-
ни 8 и шестерни 6, расположенные на кулачковых валах. Ше-
стерня 9 закреплена на верхнем коленчатом валу 10. Шестер-
ни 6, 8, 9 имеют косые зубья. На каждом .кулачковом валу
имеется 10 кулачков 3 в соответствии с числом -цилиндров дви-
гателя. Шейки кулачкового вала, опираются на 10 опорных под-
шипников 5, крайний подшипник 11— опорно-упорный. При
вращении кулачок нажимает на ролик толкателя топливных
насосов'. От толкателя приводится в движение плунжер топ-
ливного насоса, 'благодаря чему обеспечивается подача топлива
в цилиндр. Пружина 12 толкателя своим давлением обеспечи-
вает .постоянное прилегание ролика к кулачку, т. е. безотрыв-
ное движение ролика -по кулачку при действии сил -инерции
поступательно движущихся масс толкателя. На конце одного
из кулачковых валов размещается регулятор предельной часто-
ты вращения 7, предназначенный для остановки дизеля при по-
вышении частоты вращения коленчатого вала свыше 930—
960. об/мин. Регулятор воздействует через механизм управления
на подачу топлива и прекращает ее, защищая дизель от ава-
рийного режима работы.
От переднего конца нижнего коленчатого вала 10 (рис. 27)
-приводятся в действие масляный насос 1, регулятор частоты
вращения 8, тахометр, водяной насос 13 -системы охлаждения
масла двигателя и наддувочного воздуха и водяной насос 14
Рис. 26. Кинематическая схема привода топливных насосов дизелей 10Д100
и 2Д100:
/ — топливный иасос; 2 — толкатель; 3 —кулачок; 4 — кулачковый вал топливных на-
сосов. 5 - опорный подшипник: 6, 8, 9 — шестерни; 7 — предельный регулятор; 10 —
верхний .иленчатый вал; 11 — опооно-упорный подшипник; 12 — пружина толкателя
37
А-Б-в-Г
Buff Е
Рис. 27. Кинематическая схема привода масляного насоса, водяных насосов,
регулятора частоты вращения и тахометра:
/ — масляный насос; 2 — муфта зубчатая; 3 —вал; 4, 7 — шестерни винтовые; 5, 11,
12 — шестерни; б — муфта шлицевая; 8 — регулятор частоты вращения; 9 — шестерня
с пружинными элементами; 10 — коленчатый вал; 13 — водяной насос системы охлаж-
дения масла и наддувочного воздуха; 14 — водяной насос системы охлаждения двига-
теля; 1S — карданный вал
системы охлаждения двигателя. Все приводы осуществляются
от шестерни 9. Ведущий вал (масляного насоса 1 получает вра-
щение от вала 3 через зубчатую муфту 2. На валу 3 размеща-
ются винтовая шестерня, с которой входит в зацепление вин-
товая шестерня 4. От вала шестерни 4 через шлицевую муфту 6
вращение передается валу, на котором расположена винтовая
шестерня 7 привода тахометра и коническая шестерня привода
регулятора. Шестерни 11 и 12 закреплены на .валах водяных на-
сосов 13 и 14. Водяные насосы вместе с этими шестернями
представляют собой единые .комплектные узлы.
2. УСТРОЙСТВО ОСНОВНЫХ УЗЛОВ ДИЗЕЛЕЙ ТИПА Д100
Втулка цилиндра 1 (рис. 28) отлита из специального чугуна,
легированного добавлением хрома, никеля, молибдена, меди.
Внутренняя поверхность втулки хонингована и фосфатирована
для предохранения от коррозии и улучшения приработки порш-
невых колец. Продувочные окна расположены вверху равномер-
но по окружности втулки. Стенки окон в вертикальной и гори-
зонтальной плоскостях направлены так, что 'воздух, поступаю-
щий через окна в цилиндр, получает вращательное движение
вокруг оси цилиндра и поступательное движение вдоль его оси.
Благодаря этому улучшаются процессы образования смеси топ*
лива с воздухом и очистка цилиндров от-продуктов сгорания.
38
В средней части стенки втулки подвергаются воздействию
переметных высоких температур и давлений от продуктов сго-
рания. Для обеспечения необходимой (надежности и долговеч-
ности втулка в средней части охлаждается водой и имеет ореб-
рение. На среднюю часть напрессована стальная рубашка 2,
которая образует со втулкой полость для циркуляции охлаж-
дающей воды. Рубашка фиксируется на втулке упорным коль-
цом 5. Полость для воды сверху и снизу уплотнена резиновыми
кольцами 4. Во втулке .и рубашке имеются три отверстия, в ко-
торые установлены адаптеры двух форсунок и индикаторного
крана.
В процессе работы двигателя рубашка 'воспринимает деф'Ор-
мации (втулки, возникающие под
ления газов. Для повышения
усталостной прочности рубаш-
ки и уменьшения коррозионно-
го воздействия воды внутрен-
нюю поверхность средней ча-
сти рубашки упрочняют накат-
кой (роликами, .а зоны вокруг
адаптерных отверстий в ру-
башке подвергают дробеструй-
ному упрочнению и покрывают
бакелитом.
В нижней части втулки
имеются выпускные окна, на-
ходящиеся на диаметрально
противоположных сторонах, по
пяти окон на каждой стороне.
Отработавшие газы отводятся
через эти окна в выпускную
коробку 6. Между втулкой и
выпускной коробкой поставле-
ны уплотнительные кольца. Во
внутренней полости выпускной
коробки также циркулирует
вода, одновременно охлаждаю-
щая нижнюю часть втулки.
Верхняя часть втулки охлаж-
дается воздухом, поступающим
в цилиндр. Втулка с выпуск-
ной коробкой центрируется в
блоке посадочными поясами Б,
В, Г и Д. Уплотнение воздуш-
ной полости в продувочном
ресивере осуществляется рези-
новыми кольцами на посадоч-
ных поясах Б и В.
действием температуры и дав-
Рис. 28. Втулка цилиндра с вы-
пускной коробкой:
/ — втулка; 2 — рубашка. 3 — адаптер
форсунки; 4 — уплотнительное кольцо;
5 — упорное кольцо; б — выпускная ко-
робка; А — фланец; Б, В, Г, Д—по-
садочные пояса
39
Поршень (рис. 29) унифицирован для двигателей 10Д100
•и 2Д100. Он состоит из стакана 6 и вставки 4, ib бобышках ко-
торой размещается поршневой палец 5. В средней части на
пальце размещается верхняя головка шатуна.
Стакан поршня отлит из легированного 'чугуна. Боковая 'по-
верхность стакана покрыта слоем олова толщиной 0,02—0,03 мм
с целью лучшей приработки, уменьшения износа поршня и
втулки цилиндра и предотвращения их задира. Поверхность
днища стакана со стороны газов и верхняя коническая поверх-
ность до уплотнительного кольца покрыты слоем хрома с целью
устранения газовой коррозии чугуна.
На боковой поверхности стакана имеются в верхней части
четыре канавки, с которых размещаются уплотнительные коль-
ца 8 и 9, и в нижней — три канавки, где установлены (масло-
съемные кольца 1 и 2. Кольцо 2 выполняет также функции до-
полнительного уплотнения >от проникновения газов в картер.
Излишки масла с поверхности трения стакана и втулки ци-
линдра удаляются в картер при помощи маслосъемных колец
через 'Отверстия в стакане, расположенные в канавках и под
канавками колец.
Рис. 29. Нижний поршень дизеля 10Д100:
1, 2 — маслосъемные кольца; 3, 10 — штифты; 4 — вставка; 5 — поршневой палец; 6 —•
стакан; 7 — втулка; 8, 9 — уплотнительные кольца; 11— верхняя плита; 12, 16— про-1
кладки; 13— винт; 14 — ползушка; 15 — пружина; 17 — нижняя плита; 18 — стопорное
кольцо
40
Наружная геометрия стакана представляет 'сочетание не-
скольких конических .поверхностей я цилиндрической поверхно-
сти в воне расположения маслосъемных колец. Наибольшая
конусность (в верхней части применяется потому, что под дейст-
вием высоких температур здесь имеется наибольшее тепловое
расширение стакана. После расширения между стаканом и гиль-
зой при работе двигателя должен существовать равномерный
зазор для смазки трущихся поверхностей. На головке же выше
поршневых колец, где жидкостное трение .исключается и часто
имеются отложения нагара, зазор выбирается с таким расчетом
чтобы избежать абразивного износа цилиндровой втулки и зае-
даний поршня. Равномерный зазор по рабочей поверхности
обеспечивает равномерную передачу и восприятие удельных
давлений по боковой поверхности стакана от нормальной силы,
которая передается от поршня к втулке.
Вставка 4 поршня отлита из чугуна. На верхнем торце встав-
ки размещена стальная плита 11 с прокладками 12. Они
укреплены на вставке винтами 13. Под нижним торцом вставки
помещена стальная плита 17 и прокладки 16, которые зафикси-
рованы от радиальных перемещений относительно вставки
штифтом 3.
Вставка вместе с плитами и прокладками зафиксирована
в стакане 6 от осевых перемещений пружинным кольцом 18.
В свою очередь стакан фиксируется от радиальных перемещений
по отношению к .вставке штифтам 10.
Толщиной .прокладок 12 и 16 регулируют степень сжатия
двигателя и расстояние верхней кромки стакана от оси отвер-
стия для форсунки.
В бобышках вставки запрессованы втулки 7, изготовленные
из бронзы. Втулки служат подшипниками для плавающего
поршневого пальца. Поршневой палец 5 изготовлен из стали
12ХН2А и имеет цементированную и полированную наружную
поверхность. Осевое перемещение пальца ограничивается при-
ливами в стакане.
Внутренняя поверхность головки стакана охлаждается мас-
лом. Оно поступает по каналу в шатуне к отверстию в верхней
его головке, проходит через отверстия в ползущие 14, встав-
ке 4 и плите И, омывает центральную часть днища стакана
и поступает к периферии. Ползушка 14 прижимается пружи-
ной 15 к верхней головке шатуна и служит для уплотнения от
утечек масла по поверхностям между нею, головкой шатуна
и вставкой. Часть масла из канала в шатуне расходуется на
смазку головного подшипника шатуна. Из нижнего поршня
масло сливается в картер через два отверстия во вставке, рас-
положенные на уровне оси пальца.
Конструкция поршня предусматривает циркуляционный спо-
соб охлаждения днища. В головке поршня от центра масло
движется двумя параллельными потоками к периферийной ча-
41
сти днища, откуда через канал в верхнем фланце вставки и
плите 11 поступает в среднюю полость между стаканом и встав-
кой. Слив масла из этой полости в картер производится у ниж-
него поршня через два боковых отверстия во вставке, располо-
женных на уровне оси пальца, а у верхнего поршня — через
каналы, проходящие в нижнем фланце, прокладках 16 и пли-
те 17.
Нижний и верхний поршни не взаимозаменяемы и отличают-
ся наличием у нижнего поршня удлиненной части стакана ниже
маслосрезывающих колец. Увеличение рабочих опорных поверх-
ностей нижнего поршня сделано для снижения удельных дав-
лений от нормальных оил на стенку. Имеются также отличия
в сливе масла из поршня и в фиксации стакана относительно
вставки.
Имеются варианты конструкции поршней двигателя типа
Д100, отличающиеся способом охлаждения днища, оребрением
внутренней поверхности днища стакана, способом крепления
вставки к стакану и др.
Уплотнительные кольца не имеют фиксации в канавке
поршня и в процессе работы двигателя могут перемещаться
вокруг оси цилиндра. При движении по продувочным и выпуск-
ным окнам втулки цилиндра концы кольца у замков, совпадая
с окнами и имея упругие радиальные деформации, испытывают
дополнительные напряжения изгиба, встречаясь с кромками
окон. В ряде случаев это вызывает поломку колец.
В первой и третьей канавках нижнего и в первой канавке
верхнего поршней двигателя 1 ОД 100 установлены уплотнитель-
ные кольца 9, изготовленные из высокопрочного чугуна и хро-
мированные. По наружному цилиндру кольца имеют маслоудер-
живающие канавки и приработочное покрытие из медао-да-
сульфидмолибденового сплава. Такие кольца хорошо противо-
стоят излому.
В остальных канавках поршней установлены уплотнитель-
ные кольца 8, у которых со стороны втулки цилиндра в кольце
запрессованы бронзовые вставки для обеспечения хорошей при-
работки колец к втулке. У двигателя 2Д100 применены все
уплотнительные кольца с бронзовыми вставками.
Маслосъемные кольца 1 и 2 имеют острые кромки, направ-
ленные по движению поршня от внутренней мертвой точки.
Поэтому кольца удаляют излишнее масло со стенки втулки ци-
линдра. При обратном движении по направлению к камере сго-
рания кольца, имеющие закругленные кромки, скользят по слою
масла, не удаляя его со стенок. Кольцо 2 выточено сплошным
и дополнительно служит для герметизации между выпускным
коллектором и картером двигателя. Удаление срезаемого коль-
цом масла производится в картер через радиальные отверстия
в стакане поршня, расположенные ниже кольца.
42
7
вид A
Виде
Кольца 1 (два кольца на один поршень) имеют в своем те-
ле щели, через которые по радиальным отверстиям в канавках
стакана поршня масло удаляется в картер.
Поршневые кольца в процессе работы двигателя выполня-
ют важные функции: уплотнительные кольца — герметизация
камеры сгорания и отвод тепла в стенки втулки цилиндра и
далее в систему охлаждения водой; ’маслосъемные кольца —
обеспечение жидкостного трения -между поршнем и втулкой ци-
линдра и удаление излишков масла во избежание его попада-
ния в камеру сгорания. Поступление ма-сла в камеру сгорания
приводит к образованию нагаров на деталях, пригоранию порш-
невых колец и другим отрицательным явлениям, вызывающим
увеличение расхода топлива, масла, снижение мощности дви-
гателя. Поэтому качество изготовления колец должно соответ-
ствовать техническим требованиям по упругости, размеру зам-
ка, прилеганию по окружности в калибре, прилеганию торцов
по плите и т. д.
Нижний и верхний шатуны дизеля одинаковы по конструк-
ции и отличаются длиной стержня Стержень шатуна 6
(рис. 30) двутаврового сечения изготовлен из стали 40ХФА.
В верхнюю головку шатуна запрессован подшипник 7, состоя-
щий из двух неразъемных втулок — наружной стальной и внут-
ренней бронзовой (Бр. ОС8-12). Для подвода масла к поршне-
вому пальцу во втулках просверлены радиальные отверстия,
соединяющие кольцевую канавку головки шатуна с внутренней
кольцевой канавкой бронзовой втулки. По всей внутренней
Поверхности бронзовой втулки прорезаны наклонные попереч-
43
ные канавки, по которым масло равномерно распределяется по
поверхности трения пальца и втулки. Шаровая .поверхность
верхней головки шатуна притерта совместно с нолзушкой
поршня.
Нижняя головка шатуна разъемная и имеет крышку 1, ко-
торая крепится к стержню двумя шатунными болтами 4. Ша-
тунные болты из стали 20ХНЗА имеют в средней части пояски
для центровки шатуна и крышки, а на цилиндрических голов-
ках болтов сделаны лыски, препятствующие проворачиванию
болтов при затяжке корончатых гаек 5. Нижняя головка рас-
тачивается вместе с крышкой. В нижней головке установлены
два вкладыша шатунного подшипника—бесканавочный 3 и ка-
навочный 2. Вкладыш 3 воспринимает наибольшую нагрузку и
называется рабочим. Оба вкладыша устанавливаются в посте-
ли нижней головки с натягом, который должен обеспечить не*
проворачиваемость вкладышей в процессе работы двигателя.
Штифт 8 в крышке фиксирует вкладыш от осевого смещения
относительно головки шатуна. Вкладыши изготовлены из брон-
зы, а поверхность трения залита слоем баббита БК2 толщиной
0,5—0,7 >мм
Масло для смазки шатунного подшипника поступает от ко-
ренных подшипников через каналы, просверленные в коленча-
том валу. Во вкладыше 3 у окончания кольцевых канавок сде-
ланы два канала, совпадающих с наклонными каналами
в нижней головке стержня шатуна. Из кольцевой канавки ша-
тунного подшипника через эти каналы масло поступает в канал
шатуна к подшипнику верхней головки и на охлаждение
поршня.
Шатунные подш'ипники дизелей 2Д100 и ранних выпусков
дизелей 1 ОД 100 имеют кольцевые канавки у обоих вкладышей.
Опыт эксплуатации показал, что в такой конструкции возмож-
но возникновение режимов граничного трения в шатунном под-
шипнике, вызывающих повреждение вкладышей и задиры тру-
щихся и ар.
Верхний и нижний коленчатые валы (рис. 31) одинаковы
по конструкции и размерам коренных и шатунных шеек, щек
кривошипов, расстояниям между осями цилиндров Валы обли-
чаются друг от друга конструкцией концевых частей, от кото-
рых приводятся в движение различные механизмы двигателя.
Для уменьшения массы коренные и шатунные шейки валов вы-
полняют пустотелыми. Валы отливают из высокопрочного чугу-
на, а шейки валов обрабатывают с большой точностью. Для по-
вышения усталостной прочности валов галтели всех шеек нака-
тывают роликом. Валы проходят динамическую балансировку;
дисбаланс не должен превышать 10 кг-см. На поверхность
шатунной шейки масло поступает в двух противоположных точ-
ках по двум косым каналам, проходящим в теле вала от сосед-
них коренных шеек. Этим обеспечивается непрерывность подачи
44
л
Б
Рис. 31. Коленчатые валы дизеля 10Д100:
7 — нижний коленчатый вал; 2 —шпилька; 3 — гайка; 4 — шестерня; 5 — верхний колен-
чатый вал*; — фланец; 7 — направляющее кольцо; Н, П — фланцы; С —сверление
масла для охлаждения поршня при установке бескана|вочных
шатунных вкладышей. У дизеля 2Д100 применены изнаночные
вкладыши, и масло от коренных шеек к шатунным подвалится
по одному каналу с запрессованной в нем трубкой.
К фланцам Н прикреплены болтами конические шестерни
вертикальной передачи. На переднем конце верхнего коленча-
того вала 5 установлена на шпонке шестерня 4 привода валов
топливных насосов; на противоположном конце к фланцу вала
крепится болтами ведущий фланец 6 с внутренними шлицами
для привода торсионного вала редуктора центробежного ком-
прессора.
В передней части нижнего коленчатого вала 1 на хвостови-
ке установлен антивибратор, который 'закрепляется на валу
шпилькой 2, а на противоположном конце вала на фланце П
смонтирована муфта привода генератора. Стальное направля-
ющее кольцо 7 напрессовано на хвостовик вала и служит для
центровки вала генератора.
Коренные подшипники (рис. 32) установлены в блоке на
опорах коленчатого вала. К опоре 1 блока цилиндров крепит-
ся болтами 9 крышка 7 подшипника. Крышка имеет в местах
посадки натяг по размерам А я Б, а опорные поверхности
крышки и каблуков блока пригнаны по краске. От осевого
смещения в блоке крышка фиксируется штифтом 8. Отверстия
под коренные подшипники обрабатывают в блоке вместе с
крышками. В отверстие на коренной опоре установлены с на-
тягом два вкладыша 3 и 5, один из которых расположен в по-
45
Рис. 32. Коренные подшипники ннжнего коленчатого вала дизеля 10Д100:
/ — опора (бугель); 2 —гайка; 3 —верхний вкладыш; 4, 6, 8 — штифты. 5 —нижний
вкладыш (бесканавочный); 7 — крышка; 9 — болт; 10, 11—вкладыши опорно-упорного
подшипника
стели блока, а другой — в крышке. Наибольшая нагрузка при-
ходится на вкладыш 5, установленный в крышке. Этот вкладыш
изготовлен без сплошной кольцевой канавки на внутренней по-
верхности трения; вкладыш 3 в опоре блока имеет кольцевую
канавку. Вкладыши фиксируют от осевого смещения в опоре
и по отношению друг к другу штифтами 4 и 6. Коренные вкла-
дыши толстостенные, 'Изготовлены из бронзы, а трущаяся по-
верхность залита слоем баббита БК2 толщиной 0,5—0,7 мм.
Масло подводится от масляного коллектора к нижней опоре
через отверстие в бугеле и далее по радиальному отверстию во
вкладыше поступает в кольцевую канавку верхнего подшипни-
ка. Из кольцевой канавки масло расходуется на смазку корен-
ного подшипника и по каналам коленчатого вала поступает
к шатунному подшипнику.
На опоре верхнего коленчатого вала масло подводится
к крышке подшипника. Нагруженный вкладыш, установленный
в крышке, также не имеет на внутренней поверхности трения
кольцевой канавки. На наружной его поверхности имеется
кольцевая канавка, соединяющаяся отверстиями с 'внутренней
кольцевой канавкой. Это обеспечивает поступление масла к по-
верхностям трения подшипников и на охлаждение поршней. На
двигателях типа Д100 ранних выпусков вое коренные вклады-
ши имеют кольцевые канавки. Опорно-упорный подшипник Ко-
ленчатого вала в отличие от опорного имеет по торцам вкла-
46
Рис, 33. Вертикальная переда-
ча дизеля 10Д100:
1 — нижний корпус; 2, 17, 20, 27 —
гайки; 3 — торсионный вал; 4 —
болт; 5, 24 — радиально-упорные
подшипники; 6, 7 — регулировочные
кольца; 8, 9 — конические шестер-
ни; 10, 12 — регулировочные про-
кладки; 11, 25 — роликоподшипни-
ки; 13— распорная втулка; 14 —
верхний вал; 15 — верхний корпус;
16, 23 — нажимные фланцы; 18 —
ступнца; 19 — штифт конический;
21 — шлицевая муфта; 22 — шлице-
вая втулка; 26 — нижний вал
47
дышей 10 и 11 борта, которыми он охватывает опоры. Эти бор-
та покрыты антифрикционным слоем и выполняют роль упор-
ного подшипника, ограничивающего осевой разбег коленчатого
вала.
Вертикальная передача (рис. 33) служит для синхронного
вращения верхнего и нижнего коленчатых валов и передачи
мощности от верхнего вала к нижнему. Большие конические
шестерни 9 установлены на концах коленчатых валов и при-
креплены к их фланцам болтами, часть из которых является
приэонными. Шестерни 9 находятся в зацеплении с малыми
коническими шестернями 8, установленными на верхнем 14 и
нижнем 26 валах. Верхний и нижний валы опираются на роли-
ковые подшипники качения 11 и 25 и радиально-упорные ша-
риковые подшипники 5 и 24, установленные в нижнем 1 и верх-
нем 15 корпусах. Торсионный вил 3 соединяет верхний 14 и
нижний 26 валы через шлицевые соединения Торсионный вал
3, втулка 22 и нижний вал 26 закреплены от взаимного пере-
мещения гайками 20 и 27, которые контрятся болтами. Шлице-
вое соединение втулки 22 с муфтой 21 и торсионным валом 3
позволяет регулировать угол опережения нижнего коленчатого
вала по отношению к верхнему и допускает взаимное осевое
перемещение при изменении длины торсионного вала при его
закрутке или тепловом расширении.
Торсионный вал выполняет также функции защиты системы
валопровода двигателя от чрезмерных нагрузок при 'недопусти-
мых режимах работы — гидравлических ударах, задирах порш-
ней и др.
Антивибратор расположен на конце нижнего коленчатого
вала, имеющего наибольшие амплитуды крутильных колебаний.
Ступица антивибратора 1 (рис. 34) напрессована на коленча-
тый вал и зафиксирована шпонкой. Ступица имеет три дис-
ка, между которыми расположены грузы 3 в виде секторов.
Всего у антивибратора восемь грузов, одинаковых по раз мерам
и массе. Каждый груз подвешен в ступице на двух пальцах
одного размера. От выпадания и осевого перемещения пальцы
предохраняются планками, укрепленными на внешних сторонах
наружных дисков ступицы. Пальцы устанавливают в отверстиях
втулок, которые запрессованы соответственно в отверстия дис-
ков ступицы и грузов. Пальцы изготовлены из стали 20Х,
втулки—из стали ШХ15. Между наружным диаметром пальца
и внутренними диаметрами втулок имеются определенные за-
зоры. Возможное отклонение груза и изменение расстояния его
центра тяжести от оси качания определяются размерами этих
зазоров. Соответствующий подбор диаметров пальцев позволя-
ет настраивать груз антивибратора на гашение частоты кру-
тильных колебаний выбранного порядка.
Комплект пальцев антивибратора состоит из четырех типов,
отличающихся только наружным диаметром (по четыре пальца
43
Рис. 34. Антивибратор:.
1 — ступица; 2, 4, 5, 6 — пальцы; 3 — груз; 7 — шпоика (цифры в кружках 3, 4, 6, 7 —
клеймы)
каждого типа). При оборке антивибратора пальцы следует
устанавливать по клеймам 3, 4, 6, 7 на цилиндрической части
ступицы ,и на торце пальцев. Пальцы одинакового размера
(клейм) устанавливают диаметрально противоположно.
Трущиеся поверхности грузов, пальцев и втулок смазывают
маслом, поступающим из коренной шейки в канавки и радиаль-
ные отверстия ступицы. Затем масло под действием центробеж-
ной силы попадает в радиальные канавки грузов, расположен-
ные на поверхностях трения -в направлении пальцев, и смазы-
вает трущиеся поверхности.
Шестерня с пружинами (рис. 35) служит для привода водя-
ных и масляных насосов. Ступица 3 напрессована на цапфу
ступицы антивибр агора и зафиксирована на ней шпонкой. Диск
ступицы имеет по окружности шесть секторных вырезов. В этих
вырезах размещаются сухари 4 с пружинами 8. Сухари призон-
ными болтами 5 скреплены с опорным диаком 1 и диаком ше-
стерни 6.
Во время работы вращающий момент передается от сектор-
ных выступов ступицы 3 через дружины 8 сухарями 4 и далее
опарному диску 1 и шестерне 6. В опорный диак 1 и диск ше-
стерни 6 запрессованы бронзовые втулки 2 и 7; на цапфе сту-
пицы втулки имеют радиальный зазор 0,10—0,20 мм и осевой
0,20—0,35 мм. Эти втулки выполняют роль опорно-упорных
подшипников при перемещении опорного диска с шестерней от-
носительно ступицы. Масло к трущимся поверхностям подшип-
ника и к зубьям шестерни подводится от ступицы антивибра-
тора по каналам и сверлениям в ступице 3 и шестерне 6.
Пружины 8 позволяют ступице 3 перемещаться относительно
шестерни 6 в случае возникновения динамических нагрузок при
передаче вращающего момента от ступицы к шестерне. Эти
нагрузки могут превосходить усилия предварительной затяжки
4—1031 49
Рис. 35. Шестерня с пружинами:
1 — опорный диск; 2, 7 — втулки (подшипники); 3 — ступица; 4 — сухарь; 5—болт;
6 — шестерня; 8 — пружина
пружин 8 Подобная конструкция шестерни с пружинными эле-
ментами применяется для привода компрессоров подачи воз-
духа в двигатель.
3. УСТРОЙСТВО И КИНЕМАТИЧЕСКИЕ СХЕМЫ
ДИЗЕЛЕЙ 11Д45 И 14Д40
Дизели 11Д45 и 14Д40 принадлежат к одному типоразмеру
и имеют большинство аналогичных по конструкции деталей и
узлов. Двигатели этого типа представляют собой V-об-разные
двухтактные двигатели с прямоточной клапанно-щелевой про-
дувкой и двухступенчатой системой наддува. Двигатель 11Д45
мощностью 2200 кВт (3000 л. с.) имеет 16 цилиндров. Для
наддува применены два параллельно работающих турбоком-
прессора в качестве первой ступени и один приводной центро-
бежный компрессор во второй ступени. Между ступенями воз-
дух охлаждается в водовоздушном охладителе. Двигатель
14Д40 мощностью 1470 кВт (2000 л.с ) имеет 12 цилиндров.
Первая ступень наддува аналогична двигателю 11Д45, а во
второй ступени применен приводной роторный компрессор.
Охлаждение воздуха отсутствует.
50
Остов дизеля 11Д45 (рис. 36) состоит из сварного блока 6
цилиндров V-обраэной формы, разделенного поперечными стой-
ками на восемь секций, в которых размещены втулки 8 цилин-
дров. В нижней части блока к поперечным стойкам и к нижней
горизонтальной плите блока приварены опоры 4 коленчатого
вала 3. Каждая опора имеет крышку 2. Зубцы на .поверхностях
стыка опор и крышек позволяют ф|иксировать положение кры-
шек относительно опор в поперечном направлении. В опорах
размещены подшипники коленчатого вала.
К торцовому листу блока со стороны генератора крепится
прмзоиными болтами опора выносного подшипника коленчатого
вала, служащего второй опорой для якоря генератора. Блок
установлен «а сварную поддизельную раму 1, которая служит
также опарой для генератора и сборником (ванной) для ди-
зельного масла.
На верхние плиты блока установлены крышки 22 на каж-
дый цилиндр. Крышка цилиндра составная: днище изготовлено
из высокопрочного чугуна, а верхняя часть — из алюминиевого
сплава. Крышка нижней плоскостью опирается на блок и кре-
пится к нему четырьмя шпильками, ввернутыми в верхнюю
плиту блока. В крышке расположены четыре выпускных кла-
пана 12, форсунка 20 и индикаторный вентиль 18 Сверху крыш-
ки закрыты колпаками 19.
Втулка 8 цилиндра подвешена к крышке 22 цилиндра на
шести шпильках. Газовый стык уплотнен медной прокладкой,
зажатой между втулкой и крышкой цилиндра. В средней утол-
щенной части втулки равномерно по окружности расположены
продувочные окна Втулка по своей длине имеет в блоке три
опорных пояса: в верхней плите блока, над продувочными ок-
нами и в нижней части. В верхней полости между втулкой и
блоком циркулирует охлаждающая вода, которая подводится
от водяного коллектора 23 Из блока в крышку вода поступает
через трубки с резиновыми прокладками, а из крышки—в кол-
лектор горячей воды 21. Воздух к продувочным окнам посту-
пает через вырезы в блоке из впускных коллекторов 7, распо-
ложенных по обеим сторонам блока. Водяная полость и воз-
душный ресивер уплотнены в опорных поясах втулки круглыми
кольцами из жаростойкой резины.
Во втулках цилиндра движутся поршни 9 с прицепным 5
и главным 25 шатунами. Прицепной шатун сочленен с главным
при помощи пальца 26 и проушин в главном шатуне. Продук-
ты сгорания из цилиндра удаляются через выпускные клапа-
ны 12 в выпускные коллекторы 11. Выпускные коллекторы под-
соединены к крышкам цилиндров на правой и левой сторонах
двигателя.
В развале блока цилиндров расположены распределитель-
ный 'кулачковый вал 10 и топливный насос 16 блочного типа
с кулачковым валом 17. От распределительного вала цриводят-
4* 51
>5
!6
Рис. 36. Поперечный разрез дизеля 11Д45:
1 — поддизельная рама; 2 — крышка коренного подшипника; 3 — коленчатый вал; 4—
опора коленчатого вала; 5—прицепной шатун; 6 — блок цилиндров: 7 — впускной кол-
лектор; 8 — втулка цилиндра; 9—поршень; 10— распределительный кулачковый вал;
11 — выпускной коллектор; 12 — выпускной клапан; 13 — траверса клапанов; 14 — ры-
чаг; 55— толкатель; 16 — блок топливных насосов; 17 — кулачковый вал топливных на-
сосов; 18 — индикаторный вентиль; 19 — колпак крышки; 20 — форсунка; 21 — коллек-
тор горячей воды; 22—-крышка цилиндра; 23 — коллектор подвода воды; 24— канал
для масла; 25—главный шатун; 26 — палец прицепного шатуна; 27 —люк картера
ся в движение выпускные клапаны 12 через толкатели 15, ры-
чаги 14 в траверсы 13. Распределительный и топливного насо-
са кулачковые валы приводятся во вращение от коленчатого
вала через шестеренную передачу, расположенную на торце
блока.
В нижней части блока с обеих его сторон размещены смот-
ровые люки 27. На одной из .стсрюш на люках имеются предо-
хранительные клапаны, которые срабатывают в случае повыше-
ния давления в картере свыше 0,05 МПа. Люки и предохрани-
тельный клапан .имеются также на впускном коллекторе. Мас-
ло для смазки шатунн о-кривошипного механизма и других тру-
щихся деталей, а также для охлаждения поршней подводится
по каналу 24.
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма
дизеля 11Д45 приведена на рис. 37. Коленчатый вал 10 враща-
ется в десяти коренных подшипниках, расположенных в опорах
блока. Все подшипники опорные. Упорный подшипник 7 обра-
зован бортами коленчатого вала и а’нггпфрикционными наклад-
ками на торцах опор вала. Подшипник 6 размещен на выносной
опоре, укрепленной к блоку цилиндра. Коленчатый вал на пе-
реднем конце имеет конус, на котором насажен маятниковый
антивибратор 12, предназначенный для сдвига частот собствен-
ных колебаний и уменьшения напряжений, возникающих вслед-
ствие крутильных колебаний в системе валопровода. Торсион-
ный вал 13 имеет на конце шлицевые соединения со втулкой
коленчатого вала, фиксирующей положение антивибратора.
Вал 13 приводит в движение масляный и водяные насосы, ком-
прессор второй ступени подачи воздуха в двигатель и вспомо-
гательные агрегаты тепловоза.
На фланце коленчатого вала, расположенном между шейка-
ми опорно-уперных под шип ников, закреплена кооозубая шестер-
ня 8. От нее приводятся во вращение кулачковые валы: рас-
пределительный и топливного насоса. Фланец отбора мощности
коленчатого вала соединен через полужесткую муфту 5 с ва-
лом генератора 4.
Кривошипы коленчатого вала расположены так, что одно-
временно работают два цилиндра одного ряда, например 1-й и
8-й цилиндры правого или левого ряда. Работа цилиндров
одного ряда происходит через 90° поворота вала в порядке 1,
53
Рис 37. Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма дизеля
11Д45:
1 — поршень; 2 — шатун прицепной: 3 — шатун главный; 4 — генератор; 5 — полужест-
кая муфта; 6, 9, 11 — коренные опорные подшипники; 7 — упорный подшипник; 8 —
шестерня; 10 — коленчатый вал; 12—антнвибратор; 13 — торсионный вал
Рис. 38. Кинематическая схема привода насосов и центробежного компрес-
сора дизеля 11Д45:
1 — центробежный компрессор: 2 — опорный подшипник; 3, 7, 8, 9, 10, 15, 16 — шестер-
ки; 4 — опорно-упорный подшипник; 5 — шестерня с пружинами; 6 — торс-оиный вал;
11— масляный насос; 12 — зубчатая муфта; 13— шлицевый вал; 14 — водяной насос
54
8—4, 5—2, 7—3, 6. Цилиндры с прицепными шатунами отста-
ют по фазе на 45° от цилиндров с главньгм;и шатунами.
Торсионный нал 6 (рис. 38), получая вращение от коленча-
того вала, своим другим концом через шлицевое соединение
приводит во ^вращение шестерню 5, которая имеет пружинные
элементы. Оци предназначены для смягчения ударных нагру-
зок, передаваемых от коленчатого вала в процессах пуска дви-
гателя и переходных режимов.
Шестерня 5 вместе с центробежным компрессором 1 и ше-
стернями 3, 15 и 16 конструктивно представляют один узел —
редуктор с центробежным компрессором. Редуктор монтируют
на торне блока цилиндров. Двухступенчатый редуктор позво-
ляет повысить частоту вращения от коленчатого вала к ротору
компрессора в отношении 1 :9,82.
От шестерни 5 приводятся во вращение следующие агрега-
ты: водяной насос 14 охлаждения дизеля через шестерню 7;
водяной насос охлаждения дизельного масла и наддувочного
воздуха через шестерню S; масляный насос двигателя 11 через
шестерню 9; вентилятор охлаждения тяговых двигателей через
шестерню 10. Шестерни 7—10 состоят в комплекте со своими
агрегатами. От ступицы шестерни 5 через зубчатую муфту 12
получает вращение шлицевый вал 13 гидронасосов, используе-
мых для привода вентиляторных колес холодильника теп-
ловоза.
Шестерня 12 (рис 39), расположенная на коленчатом валу
13, приводит во вращение кулачковый вал 2 топливных насо-
сов, приводной вал 4 для тахометра, регулятор частоты вра-
щения 7 и распределительный кулачковый вал 18.
На распределительном кулачковом валу 18 закреплены ше-
стерни 9 и 15 и кулачки 16. От одного кулачка приводятся в
движение два толкателя 14 для правого и левого цилиндров.
Олин толкатель управляет движением двух выпускных клапа-
нов Таким образом, на распределительном валу имеется 16 ку-
лачков Кулачковый вал .вращается в опорных подшипниках 17.
Крайний подшипник 19 является опорно-упорным От вала 18
через шлицевый вал 6 и пару конических зубчатых колес при-
водится в действие регулятор частоты вращения 7. На валу
привсда регулятора размещается регулятор предельной часто-
ты вращения 8, который останавливает двигатель при увели-
чении частоты вращения коленчатого вала выше 840—
870 об/мин.
Плунжер блочного топливного насоса 1 приводится в дей-
ствие толкателем, ролик которого опирается на кулачок. Ку-
лачковый вал 2 топливного насоса имеет 16 кулачков в соот-
ветствии с числам цилиндров двигателя Вал соединен зубча-
той муфтой 3 с валом, на котором закреплена шестерня 5,
находящаяся в зацеплении с шестерней 15. Через пару кони-
ческих шестерен вращение передается также валику 4, к ко-
55
торому присоединяется тахометр частоты вращения вала дви-
гателя. С шестерней 9 находится в зацеплении шестерня разда-
точного редуктора (на рис. 39 не показано), используемого для
привода электроагрегатов тепловоза.
На дизеле 14Д40 привод роторного компрессора второй сту-
пени наддува (pine. 40) осуществляется от шестерни 1, 'Кото-
рая получает вращение от торсионного вала 3, соединенного
шлицами с коленчатым валом. Силиконовый демпфер 2, уста-
новленный в шестерне 1, может сглаживать крутильные коле-
бания, возникающие в системе валопровода редуктора, а так-
же передаваемые от коленчатого вала к редуктору. Торсионный
вал 3 в определенной мере является упругим элементам, кото-
Рис 39 Кинематическая схема привода кулачковых валов дизеля 11Д45:
/ — топливный насос; 2 — кулачковый вал, 3 —зубчатая муфта, 4 — вал привода тахо-
метра, 5. 9, 15 — шестерни на кулачковых валах, 6 — шлицевый вал, 7 — регулятор
частоты вращения; 8 — регулятор предельной частоты вращения; 10t 11—промежуточ-
ные шестерни; 12— шестерня ведущая, 13 — коленчатый вал; /4— толкатель выпуск-
ных клапанов; 16 — кулачки распределительного вала, /7 — опорный подшипник, 18 —
распределительный вал, 19 — опорно-упорный подшипник
56
Рис. 40. Кинематическая схема ре-
дуктора привода роторного компрес-
сора дизеля 14Д40:
1, 4, 5 —шестерни; 2 — силиконовый демп-
фер; 3, 6 — торсионные валы
---------------------------------->
рый смягчает ударные нагруз-
ки на редуктор, возникающие
при пусках двигателя и в пе-
реходных режимах. Шестерня
1 передает вращение через
шестерню 4 к шестерне 5, с ко-
торой соединен на шлицах тор-
сионный вал 6. Он приводит в
действие роторный компрессор.
Двухступенчатый редуктор
повышает частоту вращения от
коленчатого вала к валу роторного компрессора в отношении
1:3,6.
4. ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ ДИЗЕЛЕЙ 11Д45 И 14Д40
Втулка цилиндра 1 (рис. 41) отлита из легированного чугу-
на. Она подвешена .к крышке цилиндра на шпильках 2, благо-
даря чему стык между крышкой и втулкой разгружен от газо-
вых сил. На верхнем апортом борте втулки имеется кольцевая
площадка, где прорезаны кольцевые канавки Д. На площадке
размещена прокладка 3 из красной меди, которая уплотняет
газовый стык при соединении втулки цилиндра с крышкой, при
этом кольцевые канавки способствуют лучшему уплотнению.
В блоке втулка фиксируется верхним А, средним Б и нижним В
опорными поясами. Наружная поверхность втулки между поя-
сами А и Б омывается водой, а между поясами Б и В—возду-
хом. В цилиндр воздух поступает через окна, расположенные
равномерно по окружности в утолщенной средней части втулки.
Между опорными поясами блока и втулки цилиндра для уплот-
нения ставят четыре кольца 4—7 из жаростойкой резины. Два
выреза Е в нижней части втулки служат для прохода стержня
шатуна при работе двигателя.
Крышка цилиндра (рис. 42) состоит из днища 20, отлитого
из высокопрочного легированного чугуна, и крышки 1, отлитой
из алюминиевого сплава. Стык между днищем и крышкой при-
шабривают и притирают. Днище с крышкой соединяют двумя
шпильками, а также шестью шпильками, скрепляющими крыш-
ку с втулкой цилиндра, н четырьмя шпильками, крепящими
крышку цилиндра к блоку. В нижней части крышки имеется
57
Рис. 4'1. Втулка цилиндра дизеля
11Д45:
/ — втулка; 2 — шпилька; 3 — проклад-
ка; 4, 5, 6, 1 — резиновые кольца; А,
Б, В — опорные пояса; Д — кольцевые
канавки; Е — вырез
---------------------------------у
Рис. 42. Крышка цилиндра дизе-'
ля 11Д45:
/ — крышка; 2— колпак; 3— колпачок:
4 <— гидротолкатели; 5 — траверса; 6 —
рычаг; 7 —болт; 8, /2 —сухари; 9, 11,
13— пружины; 10, /7 —тарелки; 14,
15, /5 —втулки; 18 — гнездо, 19 — кла-
пан, 20 — дннще
кольцевая канавка для фиксации втулки цилиндра и уплотне-
ния газового стыка между крышкой и втулкой. В крышке раз-
мещены форсунки и четыре выпускных клапана 19, изготовлен-
ных нз жаростойкой стали. Клапан движется в направляющей
втулке 14, запрессованной в крышку 1. Для уплотнения штока
клапана от утечек масла или газов во втулке 14 установлены
металлокерамическая втулка 15 и два разрезных уплотнитель-
ных кольца из фторопласта. Уплотнения удерживаются во
втулке 14 от выпадания упругим кольцом. Гнездо для посадки
тарелки клапана, образованное в чугунном днище 20, притира-
ется совместно с клапанам. На рабочих поясках клапанов в
местах притирки путем наварки нанесено покрытие из кобаль-
тового сплава, что увеличивает долговечность клапанов.
58
Клапан прижимается к седлу двумя пружинами 11 и 13 из
легированной стали. Пружины имеют левую и правую навивки
во избежание пропорота клапана и упираются внизу и вверху
в тарелки 10 и 17. Тарелка 10 соединена со шпинделем кла-
пана разрезным сухарем 12. На верхний конец клапана для
предохранения его от расклепывания насажен колпачок 3, за-
стопоренный пружинным кольцом. Клапаны открываются тра-
версой 5, действующей одновременно на два клапана через
втулки гидротолкателей 4.
Стержень траверсы 5 движется в направляющей втулке 16,
которая своей шаровой поверхностью упирается в стальное
гнездо 18, запрессованное в крышку цилиндра. Траверсу удер-
живает в верхнем положении пружина 9, упирающаяся iBBepxy
в шайбу, а внизу — во втулку 16. От поворота вокруг своей
оси тр'анерса удерживается щечками, охватывающими головку
рычага. В расточки траверсы вставлены пидротолкатели, кото-
рые автоматически .поддерживают размеры зазоров и уменьша-
ют шум в механизме привода клапанов во время работы дви-
гателя.
Масло -поступает в полость А гидротолкателя (рис. 43) из
масляной системы двигателя через каналы траверсы 1 в мо-
мент, когда клапан закрыт. В момент открытия клапана дав-
ление масла в полости А мгновенно повышается, и шарик 2 за-
пирает выход маслу. Усилие рычага передается на клапан че-
рез масляную подушку.
Траверса 5 (ом. рис. 42) получает движение от вильчатого
рычага 6, качающегося на цапфах в подшипниках, установлен-
ных в стойке, укрепленной
шпильками в крышке 1. Рычаг
6 имеет на вильчатом конце
два нажимных болта 7, кото-
рые шаровой поверхностью
упираются в сухари 8, запрес-
сованные в траверсах. Другой
конец рычага 6 опирается на
головку штанги толкателя, по-
лучающего движение от кулач-
кового распределительного
вала.
Днище и крышка имеют по-
лости для охлаждающей воды.
Вода поступает в днище из
блока через восемь перепуск-
ных отверстий. Из днища 20
вода через два отверстия пере-
текает в крышку 1, а из нее
через-два отверстия — во фла-
нец выпускного коллектора. В
Рис. 43. Гидротолкатель:
1 — траверса; 2 — шарик; 3 — упор; 4 —»
пружина; 5 — толкатель; 6 — втулка
е
Рис. 44. Поршень дизеля 11Д45:
/ — кольцо маслосъемное; 2, 4 — кольца стопорные; 3 — винт; 5 —палец поршневой;
6 — втулка; 7 —стакан; 8 — пружина; 9 — прокладка; 10 — бронзовый поясок; // — ста-
кан поршня; 12, 13 — кольца уплотнительные. 14— вставка
верхней части крышки 1 имеется полость для сбора масла, сте-
кающего с рычажно-клапанного механизма. Из этой полости
масло сливается в лоток распределительного вала и далее в
картер двигателя. Сверху крышку цилиндра закрывают колпа-
ком 2, укрепленным на крышке тремя винтами с маховиками.
Между колпаком и крышкой установлена прокладка из масло-
стойкой резины.
Поршень (рис. 44) состоит из стакана И и вставки 14, в бо-
бышках которой размещен поршневой палец 5. Стакан порш-
ня отлит из легированного чугуна. Боковая поверхность стака-
на покрыта тонким слоем олова для улучшения приработки к
втулке цилиндр®. Поверхность днища стакана со стороны га-
зов и боковая поверхность головки до уплотнительного кольца
покрыты слоем хрома для защиты чугуна от газовой коррозии.
Стакан 11 опирается на вставку 14 бортом Б, который свя-
зан с днищем поршня радиальными ребрами в. Ребра образу-
ют каналы для прохода масла в радиальном направлении и на
периферии. На боковой поверхности стакана в верхней части
имеются четыре канавки, в которых размещены уплотнительные
60
кольца 12 и 13, и в нижней — две канавки, где установлены
маслосъемные кольца 1. Верхнее маслосъемное кольцо выпол-
няет также функции уплотнения от проникновения воздуха из
ресивера в картер.
Вставка 14 изготовлена из высокопрочного чугуна. В ра-
диальном направлении вставка центрирована относительно ста-
кана двумя опорными поясами в верхней и нижней частях.
Осевое перемещение вставки ограничивает пружинное стопор-
ное кольцо 2, установленное во внутренней кольцевой проточке
стакана. Прокладка 9 между стаканом и вставкой служит для
регулировки величины камеры сжатия и изготовлена из брон-
зы. Стакан не имеет фиксации от поворота на вставке вокруг
своей вертикальной оси.
Поршневой палец 5—плавающего типа, полый, изготовлен
из легированной стали. Палец установлен в стальных втулках б,
имеющих заливку свинцовистой бронзой. Втулки застопорены
в бобышках вставки винтами 3. Осевое перемещение пальца
ограничивают пружинные стопорные кольца 4.
Верхнее уплотнительное кольцо 12 изготовлено из высоко-
прочного чугуна. Рабочая поверхность кольца со стороны втул-
ки цилиндра хромирована. Остальные уплотнительные коль-
ца 13 изготовлены из легированного чугуна. Для лучшей при-
работки к втулке цилиндра они имеют бронзовые пояски, за-
катанные в канавки колец, а на их рабочих поверхностях вы-
полнены винтовые канавки, которые после лужения заполнены
дисульфидом молибдена. Для устранения пригорания в ручьях
кольца 13 имеют наклонную поверхность на верхнем торце.
Маслосъемные кольца изготовлены из легированного чугуна
и имеют прямой замок. Излишнее масло, снимаемое острыми
кромками колец с втулки цилиндра, при движении поршня вниз
стекает по отверстиям е в картер двигателя.
Поршень охлаждается маслом, поступающим из верхней го-
ловки шатуна через алюминиевый уплотнительный стакан 7,
плотно прижатый пружиной 8 к головке. Масло заполняет по-
лости биг, расположенные между днищем поршня и опорным
бортом Б, а также кольцевую полость д между вставкой и
стаканам 11. Сливается масло в картер через отверстия ж во
вставке. Развитые объемы масла в поршне позволяют осуществ-
лять инерционное охлаждение внутренних нагретых поверхно-
стей поршня. На массу масла, заключенного в этих объемах,
действуют силы инерции, возникающие вследствие изменения
знака ускорений поступательно движущихся частей за один
оборот коленчатого вала. Под действием этих сил и давления
масло перемещается по охлаждаемым поверхностям и турбули-
зируется.
Шатунный механизм (рис. 45) образован главным 1 и при-
цепным 12 шатунами. Шатуны соединены между собой паль-
цем 5, который установлен в проушинах нижней головки глав-
61
Рис. 45. Шатунный механизм:
/—шатун главный; 2, 4 — подшипники; 3 — каиавка для масла; 5 — палец; в —вкла-
дыш верхний; 7 — замок; а —вкладыш нижний; 9 — крышка; /0 — шатунный болт; Я —
штифт; 12 — шатун прицепной; А, Б, В, Г, Д, Е — каналы для прохода масла
ного шатуна и в своей средней части дополнительно опирается
на тело нижней головки. Палец фиксирован в нижней головке
коническим разводным штифтом 11. Шатуны изготовлены из
высококачественной легированной стали. Стержни шатунов
имеют двутавровое сечение с утолщением в среднй части для
канала подачи масла к верхней головке.
В верхние головки обоих шатунов запрессованы стальные
втулки 2 с тонкослойной заливкой свинцовистой бронзы. Втул-
ки имеют на внутренней поверхности косые канавки для равно-
мерного распределения масла по поверхности трения поршне-
вого пальца. В канавки масло поступает из кольцевого канала
верхней головки шатуна через радиальные отверстия во
втулке.
Нижняя головка главного шатуна имеет отъемную крыш-
ку 9, которая крепится к стержню четырьмя шатунными бол-
тами 10. Плоскости разъема головки имеют нарезку в виде зу€-
62
чиков, предназначенную для надежной фиксации обеих половин
от поперечных смещений. В нижнюю головку главного шатуна
установлены с натягом верхний 6 и нижний 8 стальные вкла-
дыши, залитые тонким слоем свинцовистой бронзы. Трущаяся
поверхность свинцовистой бронзы покрыта слоем свинцовистого
сплава толщиной 0,020—0,025 мм, обеспечивающего лучшую
приработку вкладышей к коленчатому валу. Положение вкла-
дышей в головке фиксируется замками 7, входящими в соот-
ветствующие углубления в крышке и в теле головки.
Верхний вкладыш 6 воспринимает наибольшую нагрузку от
сил давления газов и не имеет кольцевых канавок. Нижний
вкладыш 8 менее напружен, имеет в средней части на внутрен-
ней поверхности широкую кольцевую проточку, которая через
радиальные отверстия вю вкладыше соединяется с кольцевым
каналом в крышке нижней головки.
В нижнюю головку прицепного шатуна запрессован подшип-
ник 4, представляющий собой стальную .втулку с тонкослойной
заливкой свинцовистой бронзой и покрытием поверхности тре-
ния свинцовистым сплавом. На трущейся поверхности подшип-
ника 4 имеются косые канавки, к которым подводится масло
через радиальные каналы из кольцевого канала нижней голов-
ки прицепного шатуна. Подшипник имеет прорези под проме-
жуточную опору прицепного пальца и для подачи масла в коль-
цевой канал.
Масло к поверхностям трения шатунной шейки и на охлаж-
дение поршней поступает от коренных подшипников через два
канала в коленчатом вале. На поверхность шатунной шейки
каналы выходят в диаметрально противоположных местах, и
масло заполняет кольцевую канавку нижнего вкладыша, бла-
годаря чему обеспечивается непрерывная подача масла в порш-
ни. Из кольцевой канавки через радиальные отверстия в ниж-
нем вкладыше масло поступает в кольцевую канавку крышки
нижней головки, полость А и через канал Б, соединенный с от-
верстием в стержне, перетекает к подшипнику верхней головки
главного шатуна и на охлаждение поршня. По каналу В, от-
верстию Г в пальце прицепного шатуна и через прорезь Д
в подшипнике 4 масло поступает к кольцевому каналу Е ниж-
ней головки прицепного шатуна. Из канала Е масло расходует-
ся на смазку подшипника 4, перетекает по каналу в стержне
к подшипнику верхней головки шатуна и на охлаждение
поршня.
Коленчатый вал дизеля 11Д45 (рис. 46) отлит из высоко-
прочного чугуна. Поверхность шеек и щек азотирована, что
обеспечивает повышение .износоустойчивости и усталостной
прочности. Для уменьшения массы коренные и шатунные шей-
ки выполняют пустотелыми. Пятая коренная шейка наиболее
нагружена и отличается от остальных большей длиной
63
Рис. 46. Коленчатый вал дизеля
1.1Д45:
/ — болт; 2 — втулка; 3 —штифт; 4, 7,
/3 заглушки; 5, 10 — кольца резиновые;
о — коленчатый вал; 8 — прокладка; 9
связь; 11 — кольцо уплотнительное; /3«-
кольцо центрирующее
zzzzah
1 — крышка;
64
Рис. 47. Коренной подшипник:
2 — болт; 3 — опора (бугель); 4 — гайка; 5 —трубка маслоподводящая;
8 — верхний вкладыш; 7 — нижний вкладыш
На одном конце вал имеет конус, на который насажен анти-
вибратор. В отверстия конусного участка вала и первой корен-
ной шейки установлена втулка 2 с внутренними шлицами.
Втулка своим фланцем укреплена болтами 1 к торцу колен-
чатого вала. Положение втулки 2 фиксируют контрольными
штифтами 3. Кольцевой канал вокруг втулки образует масля-
ную полость, которая уплотнена резиновы-ми кольцами 5. По от-
верстиям в первой коренной шейке масло поступает в эту по-
лость, а из нее по радиальным отверстиям в конусе вала по-
ступает на смазку трущихся поверхностей антивибратора. По
отверстиям во втулке 2 и заглушке 4 м-асло поступает на смаз-
ку внутренних шлицев втулки 2.
Поверхности шатунных и коренных шеек соединены наклон-
ными отверстиями в теле вала, по которым масло из коренных
подшипников поступает к -шатунным. Десятый коренной под-
шипник, расположенный на выносной опоре со стороны фланца
отбора мощности, смазывается из внутренней масляной -полости
вала. Эта полость сообщается через радиальные отверстия с по-
верхностями трения 9-й и 10-й коренных шеек и уплотняется
торцовыми заглушками 7 и 12 с прокладкой 8 и кольцами 10.
Масло в полость поступает по радиальным отверстиям в 9-й
коренной шейке.
Между 9-й и 10-й коренными шейками на коленчатом валу
расположены фланец Н для крепления разъемной шестерни
привода распределительного вала и два борта Б с торцовыми
поверхностями. Барты вместе с упорными антифрикционными
кольцами, закрепленными в блоке цилиндров, образуют упор-
ный подшипник, ограничивающий осевой разбег коленчатого
вала. В расточке хвостовика коленчатого вала установлены
кольца 13 со сферическими поверхностями. На эти кольца опи-
рается и центрируется -вал якоря генератора.
Коленчатый вал дизеля 14Д40 изготовлен из легированной
стали и азотирован. По овоей конструкции, числу и размерам
шеек, расположению кривошипов, способу подвода смазки он
отличается от коленчатого вала дизеля 11Д45.
Коренные подшипники (рис. 47) установлены на опорах ко-
ленчатого вала. К опоре 3 блока цилиндров крепится болтами
2 крышка 1. Стык между блоком и крышкой имеет зубцы, ко-
торые фиксируют крышку от смещений и придают подшипнико-
вому узлу жесткость.
Коренной подшипник установлен на опоре с натягом и со-
стоит из верхнего 6 я нижнего 7 стальных вкладышей, залитых
тонким слоем свинцовистой бронзы. На трущуюся поверхность
свинцовистой брозы для лучшей ее приработки к коленчатому
валу нанесен слой свинцовистого сплава толщиной 0,02—
0,025 мм. По трубкам 5 и отверстию в опоре масло поступает
в серповидную расточку опоры над верхним вкладышем 6.
Верхний -вкладыш н-а рабочей поверхности имеет широкую
кольцевую проточку и три отверстия, черев которые из серпо-
видного кольцевого канала в опоре блока масло поступает на
смазку коронного и шатунного подшил ников и на охлаждение
поршней. Нижний вкладыш не имеет кольцевой канавки. Поло-
жение .верхних и нижних вкладышей фиксируют замками, вхо-
дящими в углубления в крышках и опорах блока.
Антивибратор (рис. 48) предназначен для гашения крутиль-
ных колебаний валопровода и изгибных колебаний первого ко-
лена вала. Для гашения крутильных колебаний установлены
четыре груза 7, каждый из которых подвешен к диску ступи-
цы 1 на двух пальцах 2. Грузы качаются в плоскости враще-
ния коленчатого вала. Для гашения изгибных колебаний уста-
новлены два груза //, каждый ив которых на двух пальцах 15
подвешен к кронштейну, прикрепленному болтами 9 к диску
ступицы 1. Грузы качаются в продольной плоскости, совпадаю-
щей с плоскостью первого колена вала.
В отверстия грузов, диака ступицы и кронштейнов запрес-
сованы втулки 5, 6, 13 и 14, по которым работают пальцы гру-
зов. Возможное отклонение груза и изменение расстояния его
центра тяжести от оси качания определяются размером зазора
между пальцами и втулками. Соответствующий подбор диамет-
ра втулок позволяет настраивать груз антивибратора на гаше-
ние частоты колебаний требуемого порядка.
Для направления колебаний грузов в диск ступицы и крон-
штейны запрессованы бронзовые пояски 4, 8 и 12. Трущиеся
Рис. 48. Антивибратор:
/ — ступица; 2, /5 —пальцы; 3, /0 — стопоры втулок, 4, 8, /2 — пояски; 5, 6, 13, 14 —
втулки, 7, 11-----------------грузы; 9, 18 — болты, 16 — шпонка, /7 — диск
66
поверхности грузов <и пальцев смазывают маслам, поступающим
из внутренней полости конического конца коленчатого вала
через радиальные отверстия в ступице, диске и кронштейне.
5. УСТРОЙСТВО И КИНЕМАТИЧЕСКИЕ СХЕМЫ
ДИЗЕЛЕЙ ТИПА Д49
Дизели типа Д49 составляют унифицированный типоразмер-
ный ряд тепловозных двигателей, перекрывающий диапазон
мощностей 880—4400 кВт (ом: табл. 1). Созданы модификации
даигателей этого типа с числом цилиндров 8, 12, 16, 20. Изме-
нение агрегатной мощности достигается за счет изменения чис-
ла цилиндров, степени повышения давления воздуха в системе
газотурбинного наддува, охлаждения наддувочного воздуха, но-
минальной частоты вращения коленчатого вала. Двигатели типа
Д49 представляют собой V-образные четырехтактные двигатели
с газотурбинным наддувом и охлаждением воздуха.
Остов двигателя (рис. 49) состоит из стального сварно-ли-
того блок-картера 2 и сварного блока цилиндров, расположен-
ного над блок-картер ом и соединенного с ним сваркой. В литых
поперечных стойках блок-картера размещены опоры коленча-
того вала 3 и отверстия под нижнюю часть втулки цилиндра
с рубашкой. Количество стоек выбирают в зависимости от чис-
ла цилиндров и стойки сваривают между собой. Коленчатый
вал 3 подвешен на крышках, закрепленных к блок-картеру 2
болтами. Крышка имеет с опорой блок-картера плоское сопря-
жение в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Для огра-
ничения перемещения крышки в поперечном направлении она
стянута, с блоком четырьмя болтами. В опорах и крышках уло-
жены .вкладыши коренных подшипников.
На верхние массивные плиты блоков установлены индиви-
дуальные крышки 8 цилиндров, к которым подвешены на шпиль-
ках втулки 6 цилиндров с рубашками. Подвесная конструкция
втулки цилиндра разгружает газовый стык между втулкой и
крышкой от сил давления газов в цилиндре. Газовый стык
уплотнен медной прокладкой аналогично дизелю 11Д45. Верх-
ний фланец втулки фиксирован в отверстии верхней плиты бло-
ка, а нижняя часть втулки с рубашкой—в отверстии блок-
картера.
Крышка цилиндра 8 прикреплена анкерными связями 14 к
верхней плите блок-картера. Такая силовая схема позволяет
разгрузить сварные швы блока от сил давления газов путем
передачи этих нагрузок на анкерные связи. В крышке цилиндра
размещены форсунка 13, два впускных и два выпускных клапа-
на. На крышке цилиндра установлен рычажный механизм при-
вода клапанов, закрытый сверху колпаком.
5* 67
ю
Рис. 49. Поперечный разрез дизеля 5Д49:
I — подднзельная рама; 2— блок-картер; 3—коленчатый вал; 4 — фильтры топлива;
5 — коллектор подвода воды; 6 — втулка цилиндра с рубашкой; 7 — поршень; 8 — крыш-
ка цилиндра; 9 — привод клапана; 10 — распределительный вал; //—регулятор часто-
ты вращения; 12— топливный насос; 13 — форсунка; 14 — анкерная связь; 15— выпуск-
ной коллектор; 16— шатуны; /7 — центробежный фильтр масла; 18 — охладитель
масла
<-----------------------------------------------------------—
В развале блока цилиндров внизу размещен масляный кол-
лектор двигателя, над которым расположен воздушный коллек-
тор. Впускной канал крышки соединен с воздушным коллекто-
ром через проставок, имеющий уплотнения.
Над В'ер1хней плитой блока установлен лоток, в котором на-
ходится кулачковый распределительный вал 10. От его кулач-
ков получают движение толкатели рычажного механизма при-
вода впускных и выпускных клапанов, а также толкатели инди-
видуальных для каждого цилиндра топливных насосов 12.
По обеим сторонам блока расположены выпускные коллек-
торы 15, которые через проставки прикреплены к крышкам ци-
линдров.
Вода для охлаждения втулок цилиндров и крышек подво-
дится из коллектора 5 по каналу, образованному втулкой с
уплотнениями, установленной в верхней плите блок-картера 2.
Между втулкой цилиндра и рубашкой имеется полость для цир-
куляции воды, которая уплотнена резиновыми кольцами, уста-
новленными между втулкой и элемента мм рубашки. В верхнем
фланце втулки цилиндра имеются каналы с резиновыми уплот-
нениями, по которым вода перетекает ib крышку цилиндра.
Через проставок между выпускным коллектором и крышкой
цилиндра вода перетекает в коллектор горячей воды. Выпуск-
ные коллекторы охлаждаются водой, поступающей из крышек
цилиндров.
Шатунный механизм состоит из главного и прицепного ша-
тунов. Составной поршень имеет головку из жаропрочной ста-
ли и тронк из алюминиевого сплава. Поршень охлаждается
маслом, поступающим к верхенй головке шатуна от шатунного
подшипника по каналу в стержне шатуна. Блок-картер внизу
опирается на поддизельную раму 1, которая также служит опо-
рой для генератора, емкостью для масла и’ маслосборником.
По обеим сторонам блок-картера имеются люки для осмотра
шатунно-’Кривошипного механизма; на люках одной стороны
установлены предохранительные клапаны, срабатывающие при
повышении давления газов в картере.
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма
дизеля 5Д49 приведена на рис. 50. Коленчатый вал 5 имеет
маслом, поступающим к верхней головке шатуна от шатунного
противовесы, установленные на всех щеках. Противовесы пред-
назначены для уменьшения моментов от сил инерции вращаю-
еэ
-Рис. 50. Кинематическая схема дизеля 5Д49:
/ — Торсионный вал; 2 — антивибратор комбинированный; 3, 6, 9 — подшипники херен*
ные опорные; 4 — противовес коленчатого вала; 5 — коленчатый вал; 7 — оворнв-упор*
ный подшипник; 8 —шестерня; 10 — полужесткая муфта; // — генератор; /2 —поршень;
/3 — шатун «рицепной; 14 — шатун главный
Рис. 51. Кинематическая схема привода водяных и масляных насосов -дизеля
5Д49:
/ — водяной насос; 2 — шлицевый вал; 3, 4, 7 — шестерни; 5 —торсионный аал;по-
лумуфта; 3 — зубчатая муфта; 9 — масляный насос
70
щихся масс. Коленчатый вал вращается в десяти коренных под-
шипниках, расположенных в опорах блока. Все подшипники
опорные. Подшипник 9 расположен на выносной опоре, укреп-
ленной на торце блок-картера. Упорный подшипник 7 образо-
ван бортами коленчатого вала и антифрикционными накладка-
ми на торцах опор вала. Борта на коленчатом валу и антифрик-
ционные накладки на опоре ограничивают осевой разбег вала
в упорном подшипнике 7, а шейка вала вместе с вкладышами
на опоре образует опорный подшипник.
Коленчатый вал на переднем конце имеет фланец, к кото-
рому на призонных болтах прикреплен комбинированный анти-
вибратор 2. От переднего конца вала через шлицевое соедине-
ние получает вращение торсионный вал 1, от которого приво-
дятся масляные и водяные насосы двигателя, а также отбирает-
ся мощность на привод вспомогательных агрегатов тепловоза.
Шестерня 8 служит для привода распределительного вала дви-
гателя, вспомогательных электрических машин и других меха-
низмов. Фланец отбора мощности коленчатого вала соединен
через полужесткую муфту 10 с валом генератора И.
Кривошипы коленчатого вала расположены так, что работа
цилиндров одного ряда совершается через 90° поворота вала
в порядке 1—5—7—3—8—4—2—6. Цилиндры с прицепными
шатунами отстают по фазе на 42° от цилиндра с главными
шатунами.
Два водяных 1 и два масляных 9 насосов двигателя
(рис. 51) установлены на торце блока цилиндров. Насосы по-
лучают вращение от торсионного вала 5, один конец которого
соединен шлицами с передним концом коленчатого вала, а дру-
гой имеет шлицевое соединение со ступицей шестерни 4. Веду-
щая шестерня 4 передает вращение прямозубым шестерням 3
и 7. На конец ступицы шестерни 4 насажена полумуфта 6 для
привода редуктора вс!помо1пателыных механизмов.
Шестерня 3 посредством шлицевого вала 2 передает вра-
щение рабочему колесу водяного насоса, а шестерня 7 через
свой вал и зубчатую муфту 8 приводит в действие масляный
насос. Ступицы всех шестерен опираются на подшипники ка-
чения.
Привод распределительного вала (рис. 52) 'предназначен
для передачи вращения от коленчатого вала 1 распределитель-
ному валу 9, а также приводному валу 20 объединенного регу-
лятора, валу 24 привода механического тахометра, валу 28
привода якоря возбудителя, валу 25 привода якоря стартер-ге-
HepaTopia и шлицевому валу 19 вращения вала предельного вы-
ключателя частоты вращения. С шестерней 13 находится также
в зацеплении шестерня привода вентилятора охлаждения тяго-
вого генератора. Кроме того, привод используется для передачи
вращения коленчатому валу от стартер-генератора во время
пуска двигателя.
71
Рис. 52. Кинематическая схема привода распределительного вала двигателя
'5Д49:
I — коленчатый вал; 2, 3, 6, И, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 23, 26, 27, 22 —шестерня ци-
линдрические прямозубые; 4 — рычаг; 5 —штанга; 7 — топливный насос; а —толкатель;
9 — распределительный вал; 10 — кулачки; /2 —полый шлицевый вал; 19— шлицевый
вал привода предельного выключателя; 20 — вал привода объединенного регулятора;
21, 22 —шестерни конические; 24 — вал привода тахометра; 25 —вал привода якоря
стартер-генератора; 28 — вал привода якоря возбудителя
На распред ел(Ител ином валу 9 закреплены кулачки 10 в ко-
личестве 3 шт. на каждую пару (левый и правый) цилиндров
двигателя, из которых один кулачок служит для .приведения
в действие топливных насосов 7 от толкателей 8 и два дру-
гих— для работы впускных и выпускных клапанов в крышке
цилиндра. Движение клапанам передается через рычаги 4 и
штанги 5. Распределительный вал имеет внутреннее шлице-
вое соединение с полым шлицевым валом 12. На другом конце
вала 12 посажена на наружных шлицах шестерня 15. Шестер-
ня 11 имеет полую ступицу, опирающуюся на два .шариковых
подшипника, и через нее-свободно проходит вал 12.
Распределительный вал 9 приводится во вращение от ко-
ленчатого вала 1 через следующую систему шестерен и соеди-
нений: прямозубые шестерни 2, 3, 6, 11, 13, 14, 15, шлицевые
соединения шестерни 15 с полым валом 12 и вала 12 с валом 9.
Полый шлицевый вал 12 имеет разное количество наружных и
внутренних шлицев. Это позволяет изменять взаимное пюложе-
72
ние распределительного и коленчатого валов за счет внутрен-
них и наружных шлицевых соединений вала 12 без разборки
всего пр1ивода.
Вал 24 приводя механического тахометра получает враще-
ние огг коленчатого вала через последовательное зацепление
шестерен 2, 3, 6, 11, 23, 27, 29. В полом конце вала 24 имеются
внутренние зубья для шлицевого соединения привода механи-
ческого тахометра. На валу 24 закреплена коническая шестер-
ня 21, находящаяся в зацеплении с конической шестерней 22,
изготовленной за одно целое с валом 20, от которого через
•шлицевое соединение получает вращение вал объединенного
регулятора.
Вал 28 привода якоря возбудителя изготовлен за одно це-
лое с шестерней 29, а вал 25 привода якоря стартер-генерато-
ра— с шестернями 17 и 16. Вал 25 получает вращение-от ше-
стерни И через шестерни 26 и 17.
Шестерни привода и валы опираются на подшипники каче-
ния, установленные в стальных обоймах, которые запрессова-
ны в алюминиевый корпус привода. Шестерни привода, под-
шипники и шлицевые соединения смазываются маслом, которое
поступает по каналам из системы двигателя и разбрызгивается
в корпусе.
6. КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ ДИЗЕЛЕЙ ТИПА Д49
Втулка цилиндра 1 (рис. 53) отлита из специального леги-
рованного чугуна. Внутренняя поверхность втулки хонингована
и фосфатирована. На втулку напрессована стальная рубашка 2.
К крышке цилиндра втулка прикреплена шпильками. Газовый
стык между крышкой и втулкой цилиндра уплотнен стальной
омедненной прокладкой 7. В блоке цилиндра втулка имеет два
опорных пояса: верхний Ж и нижний В.
В отверстия верхнего торца втулки цилиндров запрессова-
ны стальные втулки 8f которые покрыты с внешней стороны
теплоизолирующим слоем. Борта втулок 8 уплотнены снизу
паронитовыми прокладками. 10, а сверку •—резиновыми кольца-
ми 9. Охлаждающая вода через отверстия М в блоке поступает
в полость К и перетекает по отверстиям втулок 8 в крышку
цилиндра. Водяная полость втулки цилиндра уплотнена рези-
новыми кольцами 4, 5 и 6.
Отверстия Г служат для крепления приспособления, удер-
живающего поршень во втулке цилиндра при подъеме и опуска-
нии цилиндрового комплекта (крышки, .втулки, поршня с шату-
ном). Отверстие Д предназначено для постановки .монтажного
болта, удерживающего рубашку в случае оползания ее со втул-
ки. Скос Е на нижнем борте .втулки располагается со стороны
73
Рис. 53. Втулка- цилиндра:
1 — втулка; 2 — рубашка; 3, 4, 5, 6, 9 —
кольца уплотнительные; 7, 10 — проклад-
ки; 8 — втулка перетока воды; В — пояс
опорный нижний; Г, Д, М — отверстия;
Е — скос; Ж — пояс опорный верхний;
К — полость
Рис. 54. Выпускной малая:
1 — кольцо пружинное; 2 — седла; 3 —
клапан; 4 — втулка направляющая; 6 —
втулка; б — кольцо фторопластовое; 7 —
кольцо регулировочное; 8 — кольцо вто-
иориое: 9 — скребок; 10 — сухарь; 11 —
колпачок; 12 — боек; 13 — гидретолкатель
74
всасывания и ориентирует положение втулки в блоке ци-
линдра.
В приводе впускных и выпускных клапанов применены гид-
р-отолкатели, подобные изображенным на рис. 43. Уплотнитель-
ная фаска тарелки впускного клапана имеет наплавку из жаро-
прочного материала и притерта к седлу в днище крышки. Та-
релка выпускного клапана опирается на седло (рис. 54), уста-
новленное в днище крышки, и удерживается в ней пружинным
кольцом из жаростойкой стали.
Для уменьшения расхода масла, перетекающего из полости
привада клапанов крышки цилиндра то стержням клапанов
в цилиндр, применено уплотнение стержней в крышке. Уплот-
нение состоит из фторопластовых колец и скребка. Стержень
клапана 3 движется в направляющей 1втулке 4. В верхней ча-
сти .втулки установлен бронзовый скребок 9, зафиксированный
во втулке стопорным кольцом 8. Во втулке 4 установлены так-
же фторопластовые кольца 6 и металлокерамическая втулка 5,
которые служат в качестве скользящих подшипников для
стержня.
Конусная поверхность скребка 9 удаляет излишки масла
с верхней части стержня при его движении вниз, а кольца 6
и втулка 5 препятствуют проникновению масла из полости над
Крышкой в камеру сгорания при неподвижном клапане.
Поршень (рис. 55) состоит из головки 6, отлитой из жаро-
прочной стали, и алюминиевого тройка 11. Головка и тронк
скреплены четырьмя шпильками 1 с гайками 16. Под гайки
Рис. 55. Поршень:
/ — шпилька; 2— втулка; 3— палец; 4— кольцо стопорное; 5 — резиновое кольцо; 6 —
головка; Т, а — уплотнительные кольца; 9, 15 — маслосъемные кольца; 10 — экспандер;
11— тронк; /2 —трубка; /3 —стакан; 14 — пружина: 16 — гайка
75
установлены втулки 2. Поршень имеет три чугунных уплотни-
тельных кольца 7 односторонней трапециевидной формы. Такая
форма колец препятствует их пригоранию в ручьях. Поверх-
ность колец, совпадающая с основанием тр-апеции, хромирована
с целью уменьшения износа трущейся пары кольцо — втулка
цилиндра. Ниже колец 7 установлено прямоугольное уплотни-
тельное кольцо 8, имеющее уклон на поверхности трения со
втулкой цилиндра. На поршне расположены два маслосъемных
кольца 9 и 15. Кольцо 9 снабжено пружинным расширителем 10
(э<кспа1Нцер1Ом). Рабочая поверхность тройка покрыта антифрик-
ционным приработанным покрытием. В отверстия бобышек
тройка установлен поршневой палец 3 плавающего типа. Осе-
вое перемещение пальца ограничивается кольцами 4.
Головка поршня охлаждается маслом. Из верхней головки
шатуна масло поступает по отверстию в стакан 13, прижатый
к головке пружиной 14. По отверстиям б масло от центра дни-
ща перетекает в периферийную полость охлаждения а, откуда
сливается по каналу в в картер двигателя. Для поддержания
уровня масла в трояк запрессована трубка 12. Резиновое коль-
цо 5 ,пр!епятствует вытеканию масла между головкой и тронном.
Главный 2 и прицепной 15 шатуны (рис. 56) соединены меж-
ду собой пальцем 13, который установлен во втулке 12, запрес-
сованной в проушины главного шатуна. Прицепной шатун при-
креплен к пальцу болтами 16 со шлицевыми головками. Болты
застопорены фигурными шайбами 17, укрепленными на голов-
ках гайками 18 со шплинтами 19.
В верхние головки обоих шатунов запрессованы стальные
втулки 1 и 20, внутренняя поверхность которых покрыта свин-
цовистой бронзой. В средней части каждой втулки имеется
кольцевая проточка, сообщающаяся двумя отверстиями с коль-
цевым каналом в головке шатуна. Через эти отверстия смазы-
ваются поверхности поршневого пальца и втулок.
Нижняя головка главного шатуна имеет съемную крышку 7,
которая прикреплена к стержню четырьмя шатунными болта-
ми 6. Стык крышки и стержня имеет зубцы Р трапециевидной
формы. В нижнюю головку главного шатуна установлены верх-
ний 11 и нижний 9 стальные тонкостенные вкладыши шатун-
ных подшипников. Трущаяся поверхность вкладышей залита
свинцовистой бронзой и покрыта тонким слоем свинцовистого
сплава. Поверхности вкладышей, которыми они опираются на
головку шатуна, покрыты тонким слоем меди во избежание
фретинг-коррозии. Образующие трущейся поверхности шатун-
ных вкладышей имеют гиперболическую форму. Такая форма
расточки отверстия создает лучшие условия для гидро-
динамического режима смазки в подшипнике с учетам упругих
деформаций шеек коленчатого вала. Шатунные вкладыши уста-
навливают с натягом, и их положение фиксируют штифтами 8
и 10, запрессованными в стержень и крышку шатмна. В нижнем
76
Pjtc. 56. Шатунный механизм:
1, 20 — втулки верхних головок шатунов; 2 — шатун главный; 3, 18 — гайки; 4 — кольцо
уплотнительное; 5, 12 — втулки; 6 — болт шатунный; 7 — крышка ннжней головки; 8,
70 — штифты; 9 — вкладыш нижний; 11 — вкладыш верхний; 13 — палец прицепного ша-
туна; 14 — втулка проставочная; 15 — шатун прицепной; 16 — болт; /7 —шайба стопор-
ная; 19 — шплинт
вкладыше в отличие от верхнего имеется внутренняя канавка
с отверстиями для перетока масла. Шатунный подшипник сма-
зывается и охлаждается маслом, поступающим из коренных
подшипников через каналы коленчатого нала. Из внутренней
канавки нижнего вкладыша масло поступает по отверстиям Т
в канал П нижней крышки и перетекает через втулку 5, уплот-
ненную кольцом 4, в канал стержня главного шатуна. Далее
77
часть -масла направляется в продольный канал стержня плав-
ного шатуна и поступает к втулке 1. Другая часть масла на-
правляется к втулке 12 и через отверстие в пальце 13 и про-
дольный канал -в стержне прицепного шатуна поступает к
втулке 20. Из втулок 1 и 20 масло поступает на охлаждение
поршней через отверстия в верхних головках шатунов.
Коленчатый вал (рис. 57) изготовлен из легированной ста-
ли. Шейки вала азотированы, галтели накатаны, что обеспе-
чивает повышение износостойкости и усталостной прочности ва-
ла. Для разгрузки коренных подшипников на всех щеках уста-
новлены противовесы 6, прикрепленные к валу шпильками 15
и гайками 16.
На фланец Б установлен комбинированный антивибратор.
Втулка 4 имеет внутренние шлицы и через шлицевый вал пере-
дает вращение шестерням привода насосов. Она прикреплена
к коленчатому валу болтами и зафиксирована штифтами 2.
Масло на смазку шлицев втулки 4 подводится от первой корен-
ной шейки по отверстиям Н в полость М, а затем по отвер-
стиям К. Резиновые кольца 3 и 5 предотвращают утечку
масла.
На фланец Е отбора мощности устанавливают ведущий диск
полужесткой муфты между двигателем и генератором. К флан-
цу Г прикреплена шестерня 11, которая передает вращение ше-
стерням распределительного вала. Борта В на девятой корен-
ной шейке являются бортами упорного подшипника, ограничи-
вающего осевое перемещение коленчатого вала.
Масло из коренных подшипников по отверстиям в шейках
коленчатого вала поступает на смазку шатунных подшипников.
К десятому коренному подшипнику масло подводится по отвер-
стиям из полости Ж, к которой оно поступает по отверстиям
с девятой коренной шейки. Для уплотнения полости Ж уста-
новлена заглушка 12 с резиновым кольцом 13. Заглушка фикси-
руется стопорным кольцом 14.
Коренной подшипник, (рис. 58) состоит из верхнего 7 и ниж-
него 8 .стальных тонкостенных вкладышей, залитых тонким сдо-
ем свинцовистой бронзы, ®а которую нанесен приработочный
тонкий слой свинцовистого сплава. Верхний вкладыш на внут-
ренней поверхности имеет канавку, которая через отверстия С
сообщается с канавкой в стойке блока цилиндров, откуда по-
ступает масло для смазки подшипников. Нижний вкладыш око-
ло стыка имеет карманы для равномерного распределения смаз-
ки у трущихся поверхностей подшипника и непрерывной подачи
масла к шатунным подшипникам и поршням. Вкладыши уста-
навливают в опорах с натягом; их положение фиксируется
штифтом 10, запрессованным .в подвеску блока. Упорный под-
шипник состоит из стальных полуколец 9, прикрепленных вин-
тами к девятой стойке и подвеске блока. Опорная поверх-
ность полуколец покрыта тонким слоем бронзы.
78
д-д
Рис. 57. Коленчатый
вал:
— пластина; 2 — штифт;
3, 5, 13 — кольца уплот-
нительные; 4 — втулка
/5 шлицевая; 6 — противо-
'и вес; 7 — вал; 8, 12 — за-
глушки; 9, 14 — кольца
стопорные; 10 — кольцо:
11 — шестерня; 15 —
шпилька; 16 — гайка;
/7 —шайба; 18 — втулка
Рис. 58. Коренной подшипник:
1—крышка (подвеска); 2, 3, — болты; 4 — опора; 5 — гайка; 6—шайба; 7 — верхний
вкладыш; 8 —нижний вкладыш; 9 — полукольцо упорного подшипника; 10 — штифт
79
Рис. 59. Антивибратор комбини-
рованный:
1, 10 — болты; 2, 9 — штифты; 3, 8 —
пластины замочные; 4 —гайка; 5 —
ступица; 6 — палец; 7 — маятник; 11,
14 — крышки; 12— корпус; 13— махо-
вик
<------------------------------
Антивибратор комбиниро-
ванный (рис. 59) установлен
на свободном конце коленчато-
го вала и состоит из маятнико-
вого антивибратора и демпфе-
ра вязкого трения. По устрой-
ству и принципу действия ма-
ятниковый антивибратор ана-
логичен применяющиеся ца
дизелях 1 ОД 100 и 11Д45. В от-
верстия ступицьГ 5 запрессова-
ны втулки. При помощи паль-
цев 6 к ступице подвешены
шесть маятников 7. Для смаз-
ки антивибратора масло под-
водится из полости коленчато-
го вала в кольцевую полость
и каналы ступицы 5. Под дей-
ствием центробежной силы
масло разбрызгивается и сма-
зывает пальцы и втулки.
К ступице 5 прикреплен
болтами 10 и зафиксирован
штифтами 9 корпус 12 демпфе-
ра вязкого трения. Внутри кор-
пуса 12 размещен маховик 13.
Для направления маховика в
корпусе на его боковых по-
верхностях установлены два
бронзовых кольца и два коль-
ца во внутреннем отверстии.
Корпус закрыт завальцованной
в него крышкой 11. Простран-
ство между корпусом и махо-
виком заполнего жидкостью
(силиконом), имеющей боль-
шую вязкость.
При равномерной частоте вращения вала маховик приобре-
тает такую же частоту вращения. В случае возникновения кру-
тильных колебаний коленчатого вала их энергия передается
80
корпусу демпфера и поглощается аилами вязкого трения, воз-
никающими в жидкости между корпусом и инерционной мас-
сой маховика.
7. ДИЗЕЛИ ТИПА Д70
В унифицированный типораз мерный ряд тепловозных ком-
бинированных четырехтактных двигателей с диапазоном мощ-
ности 880—2940 кВт входят дизели типа Д70. Созданы моди-
фикации двигателей этого типа с числом цилиндров 6, 12 и 16.
Изменение агрегатной мощности достигается за счет изменения
числа цилиндров, степени повышения давления воздуха в си-
стеме газотурбинного наддува, охлаждения наддувочного воз-
духа, номинальной частоты вращения коленчатого вала. Дви-
гатели с числом цилиндров 6 имеют рядное расположение
цилиндров, а при числе цилиндров 12 и 16 — V-обр азнюе рас-
положение. Основной моделью этого типа двигателей является
V-обр азный 16-цилиндровый дизель мощностью 2200 кВт.
Сварной блок цилиндров 3 является остовом двигателя
(рис. 60). К вертикальным поперечным листам блока приваре-
ны штампованные опоры коленчатого вала (бугели). Бугели
приварены также к нижним опорным горизонтальным листам
блока. Каждая опора имеет свою крышку, которая прикреп-
лена к блоку двумя болтами. Плоскости разъема крышек и бу-
гелей имеют торцовые зубцы для фиксации крышек и увеличе-
ния жесткости опор. В опорах и крышках установлены вклады-
ши коренных подшипников. Коленчатый вал - /5 подвешен к
блоку на крышках. В отверстия верхних плит блока установ-
лены втулки 5 цилиндров с напрессованными на них рубашка-
ми. Втулки изготовлены из хромоникельмолибденового чугуна,
а рубашка—из серого чугуна.
В нижней части втулка с рубашкой фиксируется в блоке
расточкой в продольном листе. Для уплотнения водяной поло-
сти охлаждения в нижней части втулки установлены три рези-
новых кольца; кольцо на наружной поверхности нижней части
рубашки уплотняет картер от верхней -полости блока. В верх-
ней части водяная полость уплотнена за счет притирки опор-
ного борта втулок в рубашке.
Втулка -вместе с рубашкой прижата к блоку крышкой 6 ци-
линдра посредством шпилек, ввернутых в банки, приваренные
к верхней плите и поперечным вертикальным листам. Уплотне-
ние газового стыка между втулкой и крышкой цилиндра до-
стигается взаимной притиркой поверхностей бортов крышки и
втулки.
Пространство в развале блока, образованное продольными
листами, служит ресивером воздуха, подаваемого от турбоком-
прессора в цилиндры двигателя. В стыке продольных листов
6-1031 81
82
вварена труба, которая используется как 'Масляный кол-
лектор.
Крышка 6 цилиндра отлита доз высокопрочного чугуна.
В крышке размещены форсунка 8, два выпускных и два впуск-
ных клапана. Воздух к впускным клапанам подводится из ре-
сивера в развале блока, а отработавшие газы отводятся в вы-
пускной коллектор 9. Впускной и выпускной каналы располо-
жены с одной стороны крышки. Полость для циркуляции охлаж-
дающей воды в крышке соединена с полостью охлаждения
втулки цилиндра через проставочные кольца с резиновыми
уплотнениями. Горячая вода отводится из крышки в водяной
коллектор 11. Сверху на крышках цилиндров расположены ко-
робки, в которых размещены рычаги привода клапанов. По
обеим сторонам верхней части блока расположены два карте-
ра, в которых установлены кулачковые распределительные ва-
лы 4.
Поршень 13 изготовлен из алюминиевого сплава. Внутрен-
няя поверхность головки поршня охлаждается струей масла,
подаваемого через форсунку, установленную в верхней головке
шатуна. На поршне размещены три уплотнительных и три мас-
лосъемных кольца. Уплотнительные кольца размещены в коль-
цевом поясе, залитом в головку Пояс изготовлен из специаль-
ной стали, имеющей большой коэффициент линейного расшире-
ния.
Поршневые кольца отлиты из специального чугуна. Уплот-
нительные кольца имеют хромированную цилиндрическую по-
верхность для уменьшения износа колец и втулки цилиндра.
Для лучшей приработки поверхность 'колец покрывают тонким
слоем олова. Поршневой палец плавающего типа зафиксирован
от осевого перемещения заглушками в поршне.
Главный шатун 14 имеет нижнюю отъемную головку, кото-
рая прикреплена к стержню четырьмя шпильками. Головка
позволяет вынимать шатун вместе с поршнем через втулку ци-
линдра. Нижняя головка шатуна разъемная. На плоскостях
разъема верхней и нижней крышек головки профрезерованы
треугольные зубцы. Верхняя и нижняя крышки головки соеди-
нены между собой четырьмя шпильками. В отверстие нижней
головки установлены два тонкостенных вкладыша шатунного
подшипника. В проушины нижней головки установлен палец
прицепного шатуна.
4-----------------------------------------------------—--------
Рис. SO. Поперечный разрез дизеля типа Д70:
1— поддизелья а я рама; 2—масляный центробежный фильтр; 3 — блок цилиндров; 4 —
кулачковый вал; 5 — втулка цилиндра с рубашкой; 6 — крышка цилиндра; 7 — привод
клапанов; а — форсунка; 9— выпускной коллектор; 10— турбокомпрессор; // — водяной
коллектор; /2 —топливный насос; /3 — поршень; 14 — шатун главный; /5 — коленчатый
вал; 16 — люк картера с предохранительным клапаном
6*
83
Палец прикреплен двумя шпильками к стержню прицепного
шатуна. В верхние головки шатунов запрессованы стальные
втулки с заливкой трущихся поверхностей бронзой.
Коленчатый вал 15 отлит из высокопрочного чугуна. В ко-
ренных шейках вала просверлено по два косых канала для. под-
вода масла к шатунным шейкам. Масло к коренным подшип-
никам подводится от масляного коллектора, расположенного
в картере. От коренных подшипников часть масла по косым ка-
налам в вале поступает на смазку шатунных подшипников и по
каналам в нижней головке главного шатуна, прицепном пальце
и стержнях шатунов — на смазку трущихся поверхностей при-
цепного пальца в проушинах главного шатуна, поршневого
пальца и на охлаждение днищ поршней.
Блок цилиндров опирается на поддизелыную раму 1, кото-
рая служит емкостью для масла и маслосборником. Подди-
зельная рама разделена вертикальной перегородкой на два от-
сека, один из которых для горячего масла, а другой служит ем-
костью охлажденного масла в водомаюлином теплообменнике.
Воздух в двигатель подается унифицированным турбокомпрес-
сором 10 типа ТК-38В.
Вода для охлаждения втулок и крышек каждого ряда ци-
линдров поступает из водяных коллекторов, расположенных на
правой и левой сторонах блока над люками картера. Из коллек-
тора вода перетекает по патрубку в полость охлаждения втул-
ки, омывает ее и через переходные втулки в верхней части ру-
башки поступает для охлаждения крышки цилиндра, откуда
направляется в коллектор горячей воды 11.
Кинематическая схема шатунно-1криво1шинно1го механизма
двигателя типа Д70 приведена на рис. 61. Коленчатый вал 4
вращается в десяти коренных подшипниках, расположенных в
опорах блока. Подшипник 6, расположенный между шатунной
шейкой последнего цилиндра и конической шестерней 7, явля-
ется опорно-упорным; остальные подшипники опорные. На пе-
реднем конце вала напрессован и зафиксирован шпонкой ан-
тивибратор 2. От переднего конца вала через зубчатую муфту 1
приводится во вращение приводной вал, который приводит
в действие водяные и масляные насосы двигателя, регулятор
частоты вращения и передает мощности на привод вспомога-
тельных механизмов тепловоза.
Коническая шестерня 7 прикреплена к фланцу коленчатого
вала на приземных болтах. От этой шестерни приводятся во
вращение вертикальный вал привода вентилятора генератора
и кулачковые распределительные валы двигателя. Фланец от-
бора мощности коленчатого вала соединен полужесткой муф-
той 9 с фланцем вала якоря генератора 10. Угол развала меж-
ду осями цилиндров 45°. Кривошипы коленчатого вала распо-
ложены так, что работа цилиндров одного ряда совершается
через 90° поворота вала в порядке 1—6—7—4—8—3—2—5.
84
Рис. 61. Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма дизеля ти-
па. Д7'0:
1— зубчатая муфта; 2 — антивибратор; 3, 5, 8 — коренные подшипники опорные; 4—
коленчатый вал; 6 — коренной подшипник опорно-упорный; 7— шестерня коническая;
9 — полужесткая муфта; 10—генератор; // — поршень; 12— шатун прицепной; 13—
шатун главный
6-Б
Рис. 62. Кинематическая схема привода насосов:
1, 6, И, /7 — шестерни конические; 2 — промежуточный вал привода масляного насоса:
3 — зубчатая муфта; 4 — масляный насос; 5 —водяной насос; 7 — регулятор частоты
вращения; 8— вал привода регулятора частоты вращения; 9— промежуточный вал;
10 — верхний вал; 11, 15, 16 — шестерни; 13 — средний вал; 14 — карданный вал; 18 —
нижний вал; 19 — приводной вал
85
положенные валы двух водяных и
Цилиндры с прицепными шатунами отстают гао фазе на 45° от
цилиндров с главными шалунами.
Приводной вал 19 (рис. 62), получая через зубчатую муфту
вращение от коленчатого нала, своим другим концом передает
его среднему валу 13 редуктора привода насосо®. Конец при-
водного вала 19 и внутренняя часть среднего вала 13 имеют
шлицевое соединение. На среднем валу установлена шестер-
ня 15 с пружинными элементами, которая входил’ в зацепление
с цилиндрическими шестернями 12 и 16, закрепленными на верх-
нем 10 и нижнем 18 параллельных валах. На этих же валах
закреплены конические шестерни 11 и 17. От конической ше-
стерни 11 вращение передается двум коническим шестерням 6,
расположенным на концах валов водяных насосов 5. От кони-
ческой шестерни 17 вращение передается двум коническим ше-
стерням 1, закрепленным на концах валов 2. Другие концы
этих валов через зубчатые муфты 3 приводят в действие мас-
ляные насосы 4.
Таким образом, средний вал 13 передает вращение двум
параллельным (горизонтальным) валам — верхнему 10 и ниж-
нему 18, от которых получают вращение перпендикулярно рас-
двух масляных насосов.
От левого конца средне-
го вала 13 получает враще-
ние карданный вал 14, ис-
пользуемый для привода
вспомогательных агрегатов
тепловоза. На правом кон-
це верхнего вала 10 установ-
лена цилиндрическая шес-
терня, которая приводит во
вращение промежуточный
вал 9, от которого через па-
ру конических шестерен вра-
щается вал 8 привода регу-
лятора частоты вращения 7
двигателя.
Вертикальная передача
(рис.. 63) служит для приво-
да двух распределительных
валов 4 и вентилятора ох-
лаждения тягового генера-
тора. Ведущая коническая
шестерня 1 укреплена на
коленчатом валу двигателя.
От нее получает вращение
нижний вал 2, который пе-
редает вращение двум на-
клонным валам 3 и через
12 — топливный насос г
86
Рис. 63. Кинематическая схема вер-
тикальной передачи:
1 — шестерня ведущая; 2 — нижний вал;
3 — наклонный вал; 4 — распределитель-
ный вал; 5, 13 — толкатели; 6 — штанга;
7 — рычаг привода клапана; S —клапан;
Й — вал привода вентилятора генератора:
10 — верхний вал; 11 — торсионный вал;
них двум распределительным валам 4. Для передачи вращения
от коленчатого вала распределительным валам применены кони-
ческие зубчатые зацепления.
На р,аспр1едел1ип,елыно1м валу расположены кулачки, которые
управляют работой механизма пр-ивода впускных и выпускных
клапанов -крышек цилиндров и топливны-мм насосами. Для каж-
дого цилиндра двигателя распределительный вал имеет три ку-
лачк-а, два из которых приводят в движение впускные и вы-
пускные клапаны, а один— топливный -насос. Возвратно-посту-
пательное движение клапана 8 от кулачков вала 4 происходит
под действием толкателя 5, штанги 6, рычага 7 и клапанной
пружины. Плунжер топливного насоса 12 движется возвратно-
поступательно под действием толкателя 13 и пружины насоса.
Ннжний 2 и верхний вал 10 полые и имеют внутренние шли-
цы. Вращение от нижнего вала к верхнему передается торси-
онным валом 11 через шлицевые соединения. Такие же соеди-
нения применены для передачи вращения валу 9 привода вен-
тилятора охлаждения тягового генератора.
8. ГАЗОТУРБИННЫЙ ДВИГАТЕЛЬ ГТ-3,5
На отечественных газотурбовозах Г1 и ГП1 установлен
газотурбинный двигатель ГТ-3,5 (рис. 64). Он представляет со-
бой моноблочную жесткую конструкцию, состоящую из осевого
компрессора, шести-камер сгорания 11 и осевой турбины. Ком-
прессор имеет 12 ступеней сжатия, а турбина — 4 ступени рас-
ширения. Двигатель выполнен с горизонтальным разъемом
статоров компрессор а 4 и турбины 15 по проточной части, что
облегчает наблюдение за состоянием лопаток и ремонт в про-
цессе эксплуатации.
Ротор 5 компрессора диско-барабанной конструкции и со-
стоит из двенадцати рабочих колес и двух концевых полувалов.
Рабочие колеса и полувалы соединены между собой централь-
ным стяжным болтом. Каждое рабочее колесо .состоит из диска
и рабочих лопаток. Материал дисков и полувалов — сталь
Рис. 64. Схема газотурбинного двигателя ГТ-3,5:
1, 13, 19—подшипники опорные; 2, 7, 14, 18 — лабиринтные уплотнения; 3 — входной
направляющий аппарат; 4 — статор компрессора; 5 —ротор компрессора; 6 — перепуск-
ной клапан; 8 — опорно-упорный подшипник; Р —форсунка; /0 —свеча; /7 —камера
сгорания; 12 — промежуточный вал; 15 — статор турбины; 16 — ротор турбины: // — вы-
пускной патрубок
87
40 ХНМА, лопаток — 2X13. Диск компрессора имеет наружный
венец, В’ котором выполнены пазы в виде' ласточкиного хвоста
для установки рабочих лопаток. В верхней и нижней половинах
статора 4 компрессора укреплены лопатки направляющих ап-
паратов, размещающиеся между рабочими лопатками ротора.
Воздух к компрессору поступает по специальному патрубку.
Перед входом на лопатки рабочего колеса воздух получает за-
крутку во входном направляющем аппарате 3. Угол поворота
лопаток в этом аппарате может изменяться специальным ме-
ханизмом. Ротор компрессор а своими концевыми полувал ами
опирается на подшипники скольжения—опорный 1 и опорно-
упорный 8. Для предотвращения проникновения масла из под-
шипников 1 и 8 в воздушную полость компрессора или воздуха
после сжатия в компрессоре в атмосферу через подшипник 8 на
полувалах ротора установлены лабиринтные уплотнения 2 и 7.
На статоре компрессора установлены клапаны 6, которые пере-
пускают воздух в атмосферу на режимах пуска двигателя. Кла-
паны имеют автоматическое управление.
Ротор турбины 16 диско-барабанной конструкции и состоит
из четырех дисков и двух концевых полувалов. Диски и полу-
валы соединены между собой центральным стяжным болтом.
На наружном венце диска размещены рабочие лопатки, кото-
рые соединены с диском замками елочного типа. Диски выпол-
нены из перлитной стали ЭИ415, а лопатки первых двух сту-
пеней— из стали ЭИ598, последних ступеней — ЭИ481. Внутрен-
ние торцовые поверхности первых тр^х ступеней охлаждаются
воздухом. Воздух отбирается за 12-й ступенью компрессора и
•подводится к уплотнению 14. Далее воздух по отверстиям в пе-
реднем полувале и дисках поступает на охлаждение торцовых
поверхностей дисков.
Так же как и у компрессора, диски турбины стыкуются
между собой через треугольные торцовые шлицы-хцрты, кото-
рые передают вращающий момент и центрируют диски. Ста-
тор 15 турбины состоит из промежуточного, среднего и заднего
корпусов. В промежуточном корпусе расположен опорный под-
шипник 13, а в заднем — опорный подшипник 19 и лабиринт-
ные уплотнения 18.
Средний корпус состоит из несущего (холодного) наружно-
го корпуса и внутренней (горячей) проточной части. В обойме
внутреннего корпуса укреплены лопатки сопловых аппаратов,
которые размещаются перед рабочими лопатками турбины.
Ротор турбины своими концевыми полувалами опирается на
опорные подшипники скольжения 13 и 19. Подшипники удале-
ны от горячих проточных частей турбины. Лабиринтные уплот-
нения 14 и 18 предохраняют от проникновения масла ив под-
шипников в газовые полости турбины и газов в атмосферу. Ро-
тор турбины соединен с ротором компрессора промежуточным
валом 12. Этот вал передает вращающий момент и осевую силу
88
от ротора турбины к ротору компр<еюсора, а также компенси-
рует угловую и параллельную несоосиость роторов.
Между KOMnpewopoiM « турбиной в промежуточном корпусе
турбины смонтированы камеры сгорания 11. После компрессо-
ра воздух поступает в выходные диффузоры и распределяется
по шести отдельным камерам сгорания. Камера сгорания имеет
наружный корпус с экраном и жаровую трубу. На переднем
конце жаровой трубы установлен завихритель, в центральном
отверстии 'Которого расположен распылитель форсунки 9. За-
вихритель придает потоку воздуха направленное движение в
жаровой трубе. Жаровая труба телескопического типа, изготов-
ленная из стали ЭИ417, состоит из конических обечаек, цилин-
дрической обечайки-смесителя и выходного конуса. Перед вхо-
дом воздуха в камеру сгорания установлен расширяющийся
патрубок-диффузор, а на выходе газов из нее и входе их в тур-
бину — суживающийся патрубок-конфузор.
Жидкое ТОЛ1ИВО вводится в камеру сгорания через форсун-
ку 9 центробежного типа. Топливо при пуске газотурбинного
двигателя воспламеняется от свечи 10. Отработавшие газы уда-
ляются из двигателя через выпускной патрубок 17. Мощность
от двигателя отбирается от свободного конца вала ротора тур-
бины.
Глава III
СИСТЕМЫ ТЕПЛОВОЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЕ
Схемы воздухоснабжения. Количество воздуха, поступающе-
го в рабочий объем цилиндра заданных размеров, зависит от
его давления и температуры перед впусиными органами порш-
невой машины. Увеличение заряда цилиндра воздухом дости-
гается путем повышения давления и снижения его температуры
во впускном коллекторе или ресивере двигателя.
Для сжигания 1 кг топлива в. цилиндре требуется опреде-
ленное количество воздуха, которое не может быть меньше не-
которого значения. Это наименьшее значение выбирается для
двигателя из условий, во-первых, обеспечения эффективного
сжигания топлива в течение короткого промежутка времени
с учетом трудностей образования внутри цилиндра равномер-
ной смеси топлива с воздухом и, во-вторых, создания такого
уровня температур рабочего тела и продуктов сгорания, при
котором достигается приемлемый срок службы деталей двига-
теля, подвергающихся воздействию этих температур. Поэтому
увеличение заряда цилиндра воздухом при прочих равных ус-
ловиях позволяет сжечь больше топлива и тем самым повысить
89
Я',%
250
2,'J
180
т
Рис.
/ — без охлаждения воздуха; 2 —с охлаждением воздуха до 65 "С; 3 — то же до 20 =С
Рис. 66. Схема роторного компрессора:
1 — корпус; 2, 6 — роторы; 3, 5 — шестерни синхронизации вращения; 4 — впускной па-
трубок; 7 —нагнетательный патрубок
мощность двигателя без существенного увеличения его габа-
ритов и массы.
Повышение давления воздуха перед впускными органами
двигателя называют наддувом. Наддув осуществляется ком-
npeiciaopaiMH, в которых происходит повышение давления возду-
ха от атмосферного до некоторой величины. Влияние степени
повышения да|влений воздуха лк и его температуры tK на эф-
фективную мощность Ne показано на рис. 65. Принято, что
Ms =100 % соответствует двигателю без наддува, при этом лк=
—1,0 (коэффициент избытка воздуха для сгорания, механиче-
ский и индикаторный к.п.д. двигателя сохраняются постоян-
ными). Для увеличения мощности в два раза по сравнению
с тем же двигателем без наддува необходимо повысить давле-
ние поступающего воздуха в 2,45 раза, если он не подвергает-
ся охлаждению, или в 2,09 раза при охлаждении его до 65 °C.
Чем выше степень повышения давления воздуха, тем при про-
чих равных условиях достигается большая мощность. При за-
данной степени повышения давления охлаждение воздуха поз-
воляет повысить мощность тем больше, чем ниже температура
во впускном коллекторе, т. е. чем больше охлаждение. От глу-
бины охлаждения зависит целесообразность его применения:
в случае охлаждения наддувочного воздуха до 65 °C мощность
заметно увеличивается при лк>1,6.
В тепловозных двигателях для сжатия воздуха нашли при-
менение два типа компрессоров: центробежный и роторный
90
(объемный). Центробежный компрессор относится к лопаточ-
ным машинам; основы его действия, характеристики и рабочий
процесс рассмотрены в гл. IV.
Роторный (объемный) компрессор (рис. 66) состоит не двух
роторов 2 и 6, вращающихся в корпусе 1. Синхронизация вра-
щения роторов обеспечивается шестернями 3 и 5. Шестерни
посажены на валы роторов вне рабочего пространства. На ро-
торе расположены лопасти, которые по длине имеют направ-
ление по спирали. Такое направление обеспечивает плавную по-
дачу воздуха и уменьшает шу-м во время работы компрессора.
Подвод и отвод воздуха происходят в направлении, перпендику-
лярном оси вращения. Объем поступившего воздуха, заключен-
ный между лопастью ротора и корпусам, переносится без сжа-
тия к нагнетательному патрубку. Сжатие воздуха происходит
при сообщении этого объема с нагнетательной полостью. Ро-
торные компрессоры приводятся во вращение от коленчатого
вала через редуктор (см. рис. 25 и 40). В этом случае связь
между поршневой машиной и компрессором называют механи-
ческой.
Центробежные компрессоры с поршневой машиной имеют
два основных типа связи: механическую (через редуктор, см.
рис. 24 и 38) и тазовую. Газовая связь представляет собой при-
вод компрессора от турбины, работающей на выпускных газах
двигателя. Турбина и компрессор составляют один агрегат—
турбокомпрессор, и их рабочие колеса размещены на одном
валу.
На тепловозных двигателях редко встречается комбиниро-
ванный тип связи, состоящей из турбокомпрессора, ротор ко-
торого через обгонную муфту и редуктор связан с коленчатым
валом. В этом случае газовая связь между поршневой машиной
и турбокомпрессором действует только в периоды, когда энер-
гия выпускных газов способна сообщить ротору частоту вра-
щения, превышающую частоту вращения, обеспечиваемую ме-
ханической передачей от коленчатого вала; при недостатке
энергии работает механический привод.
Двухтактный дизель 1 ОД 100 имеет двухступенчатую систе-
му наддува и охлаждение наддувочного воздуха (рис. 67) Пер-
вой ступенью наддува служат два параллельно работающих
турбокомпрессора TKJ и ТК2, имеющих газовую связь с порш-
невой машиной. Второй ступенью наддува служит центробеж-
ный компрессор ПК, приводимый во вращение через редуктор
Р от коленчатого вала. Охлаждение сжатого воздуха перед по-
ступлением его в цилиндры двигателя происходит после второй
ступени наддува в охладителе X и осуществляется водой, цир-
кулирующей в отдельном замкнутом контуре
Схема наддува двухтактного дизеля 11Д45 аналогична схе-
ме дизеля 10Д100, но охладитель воздуха X расположен между
первой и 'второй ступенями наддува. Схема наддува двухтакт-
91
Рис. 67. Схема наддува дизеля
10Д100:
К — центробежный компрессор; Т —
газовая турбина; ТК1, ТК2 — тур-
бокомпрессоры; ПК — приводной
компрессор; Р — редуктор; X — ох-
ладитель воздуха; Д — дизель;
Рк, Т к — 'давление и температура
воздуха перед дизелем; рт, Т т—
то же газов перед турбинами
лем.
ного дизеля 14Д40 отличается от
приведенной на рис. 67 тем, что, во-
первых, вместо центробежного при-
водного компрессора применен при-
водной роторный компрессор и, во-
вторых, отсутствует охладитель над-
дувочного воздуха.
Применение газотурбинного над-
дува на двухтактных двигателях
улучшает их характеристики по рас-
ходу топлива, так как уменьшает
потери мощности, затрачиваемой
двигателем на приводной компрес-
сор для сжатия воздуха. Одна ко
энергия выпускных газов, определя-
емая уровнем их температур и дав-
лений, оказывается недостаточной
для обеспечения воздухом необходи-
мых параметров при работе двига-
теля по скоростной тепловозной ха-
рактеристике во всем диапазоне на-
грузок и на холостом ходу. Темпе-
ратура выпускных газов перед турбиной у двухтактного двига-
теля ниже, чем у четырехтактного, вследствие более высокого
коэффициента продувки цилиндров и суммарного коэффициента
избытка воздуха; давление газов перед турбиной на всех режи-
мах работы должно быть ниже давления воздуха перед впуск-
ными органами двигателя. Поэтому в качестве второй ступени
наддува применена механическая связь компрессора с двигате-
В принципе при повышении параметров газа перед турби-
ной двухтактные двигатели на номинальной и близких к ней
мощностях могут обеспечиваться воздухом только за счет рабо-
ты турбокомпрессора, но на частичных нагрузках и при пуске
двигателя требуется применение приводного компрессора.
Четырехтактные дизели типов Д49, Д70 и ПД1 имеют газо-
турбинный наддув от свободного турбокомпрессора ТК м охла-
дитель X для охлаждения воздуха (рис. 68). Схемы наддува
двигателей Д50 и М.756 отличаются от рассмотренной отсут-
ствием охладителя наддувочного воздуха.
Дизели 2Д100 и М753 получают воздух от компрессоров,
имеющих механическую связь с коленчатым валом, при этом
на дизеле 2Д100 установлен роторный компрессор, а на дизеле
М753 — центробежный; охлаждение наддувочного воздуха от-
сутствует.
Дальнейшее повышение форсировки четырехтактных двига-
телей сопровождается увеличением сжатия воздуха в центро-
92
бсадном компрессоре. Применение высоконапорных центробеж-
ных компрессоров предъявляет более высокие требования к их
созданию и производству по условиям обеспечения надежной
работы агрегатов в эксплуатации. Одним из путей преодоления
этих трудностей является применение двухступенчатого сжатия
воздуха, при котором в каждой ступени осуществляется уме-
ренная степень повышения давления.
На четырехтактном дизеле 1Д49 мощностью 4410 нВт для
наддува применено двухступенчатое сжатие и охлаждение воз-
духа и двухступенчатое расширение газа в турбинах (рис. 69).
Агрегат наддува состоит из двух турбокомпрессоров. Выпуск-
ные газы из дизеля поступают на турбину 4, которая приводит
во вращение рабочее колесо центробежного компрессора 5, яв-
ляющегося второй ступенью сжатия воздуха. По выходе из тур-
бины 4 газы-поступают на турбину 3, которая приводит в дви-
жение рабочее колесо центробежного компрессора 2. Он заби-
рает воздух из атмосферы, сжимает его и подает в промежу-
точный охладитель .воздуха 7 и далее в центробежный компрес-
сор 5. После сжатия воздух охлаждается в теплообменнике
(охладителе) 6 и поступает в дизель. Промежуточное охлаж-
дение воздуха уменьшает величину работы, затрачиваемой на
сжатие воздуха в компрессоре 5. Это позволяет при заданной
располагаемой энергии турбины 4 обеспечить более высокую
степень повышения давления воздуха в этом компрессоре.
Рис. 68
Рис. 68. Схема наддува дизелей Д49, Д70, ПД1:
Д — дизель; К — центробежный компрессор; Т — газовая турбина; ГК — турбокомпрес-
сор; X —охладитель воздуха; рк, Т к— давление и температура воздуха перед дизе-
лем; рт, Тт—то же газов перед турбиной
Рис. 69. Схема наддува дизеля 1Д49:
/.-Т-.ДИзель; 2, 5 — центробежные компрессоры; 3, 4 — газовые турбины; 6, 7 — охлади-
тели воздуха; в — Воздух; ог — отработавшие газы
93
Газотурбинный наддув в зависимости от характера измене-
ния давления газов в выпускном тракте подразделяют на
изобарный, импульсный и с преобразователями имтульеов.
При изобарной системе давление газов в выпускном коллек-
торе и перед турбиной сю1храня'ется примерно постоянным за
цикл работы двигателя. Конструктивной особенностью этой си-
стемы является объедайение выпуска газов из всех цилиндров
двигателя в 1вььпускной коллектор, соединяемый с впускной по-
лостью турбины. Для много1цили1Н]дрю1вого двигателя при выпус-
ке отработавших газов в общий коллектор происходят неболь-
шие пульсации давления в нем.
Если применена импульсная система, то давление газов в
выпускном коллекторе и перед турбиной изменяется за цикл
работы двигателя в относительно больших пределах. В систе-
ме используются два и более выпускных коллекторов, каждый
из которых присоединен к ограниченному числу цилиндров (не
более 3—4); коллекторы соединены с впускной полостью га-
зовой турбины так, что осуществляется раздельный подвод газа
к ее сопловому аппарату. Порядок присоединенных цилиндров
к коллектору выбирается из условия наибольшего сдвига фаз
выпуска газов. Вследствие этого происходят значительные
пульсации давления рт в выпускном коллекторе (рис. 70).
К моменту начала продувки и в период- перекрытия клапанов
(ср «6904-50°) давление в коллекторе рт понижается настолько,
что оно становится ниже давления рти, которое установилось
бы при наличии изобарной системы. Увеличивается перепад
р—рт между давлением в цилиндре и выпускном коллекторе
в период перекрытия клапанов по сравнению с изобарной си-
стемой. Благодаря этому происходит лучшая очистка цилиндра
от отработавших газов и продувка его свежим 'воздухом.
Особенно эффективна импульсная система на частичных
нагрузках. При изобарной системе в случае уменьшения мощ-
чпа
0,4
0,3
о,?
0.1
о
510 5^0570 его 630 вбо ба о злг’ц к з
Рис. 70
Рже. 7t
Рис. 70. Изменение давлений в цилиндре и в выпускном коллекторе при
импульсной еистеме наддува:
р _ в цилиндре; рт — в выпускном коллекторе; рк — во впускном коллекторе; Рти —
в выпускном коллекторе при изобарном наддуве
Рис. 71. Схема выпускных трубопроводов с преобразователями импульсов:
/ —днффувор; 2 — смеситель; 3 — сопла; 4 —выпускной коллектор
94
ности давление во впускном коллекторе рк может быть равно
или стать ниже давления в выпускном коллекторе (рк^Рти).
В этом случае не будет происходить продувка цилиндров све-
жим воздухом, увеличивается количество остаточных газов
в цилиндре. Импульсная система наддува при этих условиях
позволяет полупить положительный перепад давлений между
коллекторами в период продувки, что улучшает качество очист-
ки цилиндров от остаточных газов и снижает удельный расход
топлива.
Эффективность импульсной системы наддува повышается
при уменьшении объема выпускного коллектора и приближении
турбины к выпускным патрубкам цилиндров. Импульсная си-
стема наддува требует более сложного устройства выпускных
коллекторов, а к. п. д. турбины понижается вследствие ее рабо-
ты при пульсирующем потоке газов.
В системе наддува с преобразователями импульсов (рис. 71)
газы из всех цилиндров выпускаются в коллектор 4, разделен-
ный на отдельные вепви с учетом фаз выпуска. Между коллек-
тором и турбиной размещен эжектор, который состоит из со-
пел 3, камеры смешения 2 и дуффузора 1. Эжектор служит в
качестве преобразователя импульсов давления. В процессе над-
критического выпуска газов из цилиндра в сопловом сечении
преобразователя увеличивается скорость и существенно пони-
жается давление. Вследствие этого уменьшается давление газов
в соседней ветви коллектора и создаются условия для продув-
ки цилиндра, подключенного к этой ветви, у которого происхо-
дит в этот момент окончание процесса выпуска. Таким образом
совершается продувка цилиндра за счет эжекции газа. В каме-
ре смешения 2 и диффузоре 1 происходят выравнивание ско-
ростей и рост давления газа перед турбиной. На заданном ре-
жиме работы давление газа перед турбиной поддерживается
практически постоянным, а в ветвях коллектора и соплах — пе-
ременным. Высокая скорость выхода газов из сопел уменьшает-
ся в камере смешения и преобразуется в диффузоре в давление.
Постоянное давление газов перед турбиной повышает к. п. д.
турбокомпрессора, а эжектирующее действие газовой струи ис-
пользуется для улучшения очистки цилиндров от отработавших
газов.
Турбокомпрессоры. Применяют два основных типа турбо-
компрессоров в зависимости от расхода воздуха двигателем:
с осевой (тип ТК) и радиальной центростремительной (тип
ТКР) турбинами. В обоих типах для сжатия воздуха исполь-
зуются центробежные компрессоры. Турбокомпрессоры типа ТК
предназначены для наддува двигателей мощностью 250—
2500 кВт и выше, типа ТКР — 30—700 кВт В каждом типе
турббкомпрессоров имеются ряды, отличающиеся базовыми ди-
аметрами колес компрессора, а внутри ряда содержатся моди-
95
Таб ли ц а 3
Основные показатели Тил компрессора
ТК-23 тк-зо* I' ТК-34** оо со £ TK-50 ТК-64
Номинальный базовый диаметр ко- 230 300 340 380 500 640
леса компрессора^ мм Степень повышения давления 1,3- V- 1,3- 1,3- 1,3— 1,3—
—3,5 —3,5 —2,5 —3,5 —2,5 —2,5
Подача, ма/с 0,3— 0,5— 0,7- 1-5,5 1,5—8 2,5—
Температура газов перед турбиной —1,8 650 —3,1 650 —4,5 600 550 550 —42 550
при, длительной работе, °C Максимальная часовая температу- 700 700 650 600 600 600
ра газов перед турбиной, °C К. п. д. компрессора: с лопаточным диффузором 0,78 0,78 0,80 0,80 0,80 0,80
с безлопаточным диффузором 0,74 0,74 0,74 0,75 «,75 0,76
К. п. д. турбины 0,76 0,76 0,77 0,78 0,78 0,80
Габаритные размеры, мм: длина 7i8O 900 1000 1450 1600 2000
ширина 580 700 800 900 1250 1000
•высота 5180 700 800 900 1250 1600
Масса (сухая), кг 260 400 510 700 •1600 3000
* Дизели Д50 н ПД1.
** Дизели 10Д100.
*** Дизели Д70.
фикации в за|В1йсимо|сти от 'Степени повышения давления возду-
ха, про1И131водителыности и конструктивных особенностей.
Основные технические характеристики турбокомпрессоров
типа ТК приведены в табл. 3.
В зависимости от степени повышения давления лк рналича-
ют три труппы турбокомпрессоров: Н — низкого давления
(Лк =1,34-1,9); С — среднего давления (лк= 1,9н-2,5) и В—вы-
сокого давления (лк=2,5н-3,5).
Турбокомпрессор ТК-34С (рис. 72) принадлежит К унифи-
цированным рядам типа ТК, конструкция которых аналогична.
На дизеле 1 ОД 100 установлены два турбокомпрессора ТК-34,С,
работающих параллельно. Остов турбокомпрессора состоит из
трех корпусов: компрессорного /, выпускного 10 и разопри ем-
кого 13. Корпуса отлиты из алюминиевого сплава, имеют цен-
трирующие посадочные борта и скреплены между собой шпиль-
ками,. Гаэоприемный и выпускной корпуса имеют полости для
циркуляции воды, поступающей из системы охлаждения дви-
гателя.
Ротор турбокомпрессора состоит из двух пустотелых полу-
валов, рабочих колес турбины 9 и компрессора 2. Колесо тур-
бины 'изготовлено из жаропрочной стали и вварено между по-
96
лувалами. Колесо компрессора полуоткрытого типа, изготовле-
но из алюминиевого сплава и закреплено на одном из полува-
лов шлицевым соединением и прессовой посадкой. На концах
ротора расположены подшипники скольжения (опорно-упорный
23 и оперный 14). К подшипникам ротора масло из системы
двигателя подводится по штуцерам 16 и отводится из турбо-
компрессора по патрубкам 17. Между колесом турбины и газо-
приемным корпусом установлен сопловой аппарат 12, у которо-
го лопатки заключены между внутренним и наружным коль-
цами.
Выпускные газы из двигателя поступают к газоприемному
корпусу и по его каналам подводятся к проточной части тур-
бины— сопловому аппарату и рабочим лопаткам газового ко-
леса, после чего газы удаляются в атмосферу через выпускной
Рис. 72. Турбокомпрессор ТК-ЗЧС:
/ — корпус компрессора; 2 —рабочее колесо; 3 — вставка: 4 —дифф; зов: 5 — резиновое
кольцо 6 — теплозащитный экран, 7— ротор; 8 — кожух соплового аппарата: 9— рабо-
чее колесо турбины; /0—корпус выпускной; /У—проушина; 12— сопловой аппарат:
/3 — корпус газоприемиый; 14 — опорный подшипник; 15 — крышка; 16 — штуцер; 17 —
патрубок; 18 — экран: 19— кожух ротора; 20 — опорный кронштейн; 21 — штифт; 22 —
компенсатор; 23 — опорно-упорный подшипник; 24— дроссель
7—1031
97
корпус. Часть тепловой энергии выпускных газов преобразует-
ся в механическую энергию вращения ротора; Эта энергия ис-
пользуется для сжатия воздуха, поступающего в корпус ком-
прессора. Воздух из корпуса движется по каналам, образован-
ным радиальными лопатками колеса компрессора, телом коле-
са и вставкой 3, после чего проходит лопаточный диффузор 4
и поступает в полость сжатого воздуха, которая соединена со
второй ступенью наддува двигателя. Повышение давления воз-
духа происходит в колесе компрессора и частично в диффузоре
и воздушной улитке, где скоростной напор (преобразуется в
энергию давления.
Для предотвращения утечек сжатого воздуха в полость вы-
пускного корпуса служит резиновое кольцо 5 и лабиринт, ко-
торый образован гребешками на колесе компрессора и непод-
вижном диске, закрепленном между корпусом компрессора и
выпускным корпусом.
На обоих концах вала ротора расположены уплотнения,
препятствующие проникновению масла из полости опорно-упор-
ного подшипника во всасывающую воздушную полость компрес-
сора и из полости опорного подшипника в газовую полость ра-
бочего колеса турбины илн газа в полость подшипника. Эти
уплотнения состоят ив упругих колец, размещенных в ручьях
полувалов, и лабиринтов, образованных гребешками на полу-
валах и втулками в корпусе. Для повышения эффективности
уплотнений в полость между кольцами и лабиринтами подво-
дится воздух под давлением. Просочившийся через лабиринты
воздух удаляется на стороне опорно-упорного подшипника по
зазорам во всасывающую воздушную полость компрессора, а
на стороне опорного—в газовую полость турбины и через дре-
нажный канал в атмосферу. Передача тепла от выпускных га-
зов к сжимаемому воздуху ограничивается теплозащитным эк-
раном 6, заполненным теплоизоляционным материалом.
Характеристика турбокомпрессора ТК-34С (рис. 73) пред-
ставляет собой зависимости степени повышения давления лк
от приведенного расхода воздуха Gnp при заданной приведен-
ной частоте вращения ротора «т. На рисунке нанесены также
линии постоянных значений адиабатического к.п.д. компрес-
сора т]к и граница помпажа (линия 1). Слева от границы пом-
пажа находится область .неустойчивой работы компрессора.
Точка 2 обозначает режим совместной работы дизеля 1 ОД 100
и компрессора' на номинальной мощности при Gnp=2,9 кг/с и
Лк=1,76.
.Явления помпажа происходят при малых расходах воздуха
и увеличенных значениях степени повышения давления. В этих
условиях наступает отрыв пограничного слоя в каналах ком-
прессора, вызывающий рост потерь и колебательные явления
в нагнетательных трубопроводах. Помпаж возникает при уве-
личении гидравлических сопротивлений газовоз душного тракта
98
Рис. 7'3. Характеристика турбоком-
прессора ТК-34С:
/ — граница помпажа; 2 —точка совмест*
ной (работы с двигателем
Рис. 74'. Турбокомпрессор двигателя
'5Д49:
1 — колесо компрессора; 2 — опорно-упор-
ный подшипник; 3 — проставок; 4— вход-
ной патрубок; 5 — корпус компрессора;
6 — лопаточный диффузор; 7 —средний
корпус; S — газовая улитка; 9 — корпус
турбины; 10— патрубок; // — колесо тур-
бины, 12 — сопловой аппарат; 13 — обод;
14 — опорный подшипник; 15, 16 — трубы
99
7*
двигателя, например, из-за отложений нагара на выпускных ок-
на». В случае параллельной работы двух турбокомпрессоров на
одну сеть также может возникать помпаж из-за неравенства
энергии выпускных газов, срабатываемой в турбинах и расхо-
дуемой на привод компрессоров.
Турбокомпрессор дизеля 5Д49 (рис. 74) не принадлежа к
унифицированным рядам. Характерная особенность этого тур-
бокомпрессора— консольное расположение ‘компрессорного 1
и турбинного 11 колес. Опорно-упорный 2 и опорный 14 под-
шипники ротора расположены между колеса1ми. Остов турбо-
компрессора состоит из корпуса компрессора 5, среднего кор-
пуса 7 и корпуса турбины 9. Корпуса соединены между собой
болтами и центрируются на фланцах, которые имеют центри-
рующие борты. Верхнюю и нижнюю половины среднего корпуса
стыкуют по диаметральной плоскости и крепят болтами. К кор-
пусу компрессора присоединен входной патрубок 4, имеющий
два захода для всасываемого воздуха. В патрубок вмонтирова-
на труба 16, по которой газы отсасываются из картера дви-
гателя.
Корпус компрессора 5 и проставок 3 образуют воздушную
улитку, из которой по трубе 15 сжатый воздух направляется
в охладитель воздуха и далее в воздушный ресивер двигателя.
Лопаточный диффузор 6 компрессора прикреплен болтам/и к
проставку 3. Диск диффузора служит не только для создания
закрытых воздушных каналов в самом диффузоре, но и для
образования каналов в рабочем колесе компрессора.
В среднем корпусе 7 установлены опорно-упорный 2 и опор-
ный 14 подшипники ротора. Масло для смазки подшипников
подается из системы смазки двигателя и по каналам в корпу-
се 7 поступает к трущимся поверхностям подшипников. Каж-
дый подшипник состоит из двух половин, которые центрируют
относительно друг друга втулками и крепят болтами к нижней
половине корпуса 7. Подшипники изготовлены из бронзы, а их
трущиеся поверхности покрыты свинцово-оловянным сплавом.
.Такое же покрытие имеют торцы опорно-упорного подшипни-
ка 2. Из подшипников масло сливается в полость А среднего
корпуса и по трубопроводу направляется в картер двигателя.
В полости Б среднего корпуса и полости В корпуса турби-
ны циркулирует охлаждающая вода, которая подводится из си-
стемы охлаждения двигателя. К среднему корпусу присоедине-
на болтами газовая улитка 8, имеющая два входа для газа.
Отработавшие газы из двигателя поступают в улитку через жа-
ровую Tov6y, укрепленную в корпусе 9. В корпусе 9- турбины
укреплен обод 13 с фланцем. Обод служит для образования про-
точной части газрвой турбины: внутри него расположены соп-
ловой аппарат и турбинное колесо. Обе половины соплового
аппарата 12 зафиксированы штифтами на втулке и прикреп-
лены через нее к среднему корпусу. Из улитки 8 газы посту-
100
Рис. 7'5. Ротор турбоком-
прессора:
/ — винт; 2 — гайка; 3 — ко-
лесо компрессора; 4, 6 —
кольца уплотнительные; 5 —
вал; 7, 12 — штифты; 8, 13,
14 — втулки; 9 — стопорные
пластины; 10— рабочая ло-
патка; И — диск турбины;
15 — направляющий аппарат
пают в сопловой аппарат и на лопатки рабочего колеса, где
происходит преобразование части их тепловой энергии в меха-
ническую, расходуемую «а сжатие воздуха. Газы удаляются
через патрубок 10.
Вал ротора (рис. 75) имеет две опорные шейки. Шейки,
упорный торец вала и канавки под уплотнительные кольца 4
и 6 азотированы для повышения их твердости и износостойко-
сти. Рабочие лопатки 10 на диске 11 закреплены замками в
форме елочки и зафиксированы от осевого перемещения сто-
порными пластинами 9. Диск 11 турбины центрирован на валу
втулкой 13 и зафиксирован штифтами 7. Втулка 8 имеет гре-
бешки для лабиринтного уплотнения и фиксирует штифты 7.
Колесо компрессора 3 насажено на шлицы вала с натягам
и закреплено гайкой 2, которая застопорена винтом 1. Упор-
ная втулка 14 запрессована на вал, а ее поверхность азотиро-
вана. На торце колеса 3 прорезаны канавки для лабиринтного
уплотнения.
Между полостями, где имеется масло для смазки подшип-
ников ротора, и полостями сжатого воздуха и отработавших
газов имеются уплотнения, препятствующие проникновению и
утечкам воздуха и газов в масло при повышенных нагрузках
или масла в воздушную и газовую полости при холостом ходе
и малых нагрузках. Уплотнения состоят из лабиринтов и упру-
гих колец 4 и 6 на валу ротора. Лабиринты размешены на тор-
цовой части колеса компрессора и в пространстве между соп-
ловым аппаратам и диском турбинного колеса. Для повышения
эффективность газового уплотнения в полость между лаби-
ринтом и кольцом 0 подается воздух под давлением, а для
101
Рис. 76. Центробежный компрессор с редуктором (дизель 10Д100):
1 — опорно-упорный подшипник; 2 —пята; 3 — промежуточный вал с шестерней; 4 —
торсионный вал; 5 — шестерня с пружинными элементами; 6 — полый вал; 7 — шестер-
ня; а — отбойник; 9 —фланец; 10 — кольцо проставочное; // — кольцо уплотнительное;
12 — крышка; 13 — опорный подшипник; 14 — патрубок; 15 — корпус компрессора; 16 —
рабочее колесо; 17 — диффузор; 18 — кольцо уплотнительное; 19 — корпус редуктора;
20 — вал-шестерия
снижения износа колец 4 аналогичная полость соединена со
всасывающей полостью компрессора.
Роторы всех турбокомпрессоров проходят динамическую ба-
лансир О'ВКу.
Приводные компрессоры. Центробежные компрессоры, приво-
димые от коленчатого вала, используют в качестве второй сту-
пени наддува у двухтактных двигателей или механического
'Наддува—у четырехтактных.
Центробежный компрессор с редуктором (рис. 76) приво-
дится во вращение от коленчатого вала через торсионный вал 4.
Рабочее колесо 16 компрессора полуоткрытого типа, изгогговле-
102
ио из алюминиевого сплава. Посредством запрессованной в сту-
пице стальной втулки колесо досажено консольно на шлицевой
хвостик вал а-шестерни 20 и закреплено гайкой.
Алюминиевый корпус компрессора 15 прикреплен к корпусу
редуктора 19 и закрыт крышкой 12. Воздух поступает через
патрубок 14, проходит по каналам рабочего колеса 16 и лопа-
точного диффузора 17, сжимается и на1пр1авляется в улитку
корпуса. Для предотвращения утечек сжатого воздуха из по-
лости колеса в редуктор установлено уплотнение, которое со-
стоит из набора тонких колец 11, размещенных попарно в па-
зах, образуемых проставочными кольцами 10. Проставочные
кольца охватывают втулку на валу-шестерне 20 с малым за-
зором. От проникновения масла ив редуктора в воздушную по-
лость защищает вращающийся отбойник 8.
Двухступенчатый повышающий редуктор имеет две пары
цилиндрических шестерен с общим передаточным числом 10.
На ведущем валу укреплена на фланце шестерня 5, имеющая
упругие пружинные элементы. Она передает вращение шестер-
не, изготовленной за одно целое с промежуточным валом 3.
Валы 6 и 3 опираются на роликовые и шариковые подшипники.
Роликовые подшипники являются радиально-упорными. Вал-
шестерня вращается в подшипниках скольжения 1 и 13. Пята
вместе с подшипникам 1 служит опарно-упорным подшипни-
кам. Масло к подшипникам скольжения поступает из трубо-
провода по каналам в корпусе.
Зубья всех шестерен и шейки валов под подшипники шли-
фуют, цементируют и закаливают. Вал-шестерня в сборе с ко-
лесом компрессора проходит динамическую балансировку.
Роторные компрессоры применяют в качестве основного аг-
регата для подачи воздуха в двигатель, например дизель
2Д100, или они могут служить второй ступенью наддува, на-
ример дизель 14Д40.
В двух цилиндрических расточках алюминиевого корпуса
роторного компрессора (рис. 77) установлены роторы 1 и 3.
Роторы представляют собой пустотелые рабочие колеса из
алюминия, укрепленные на стальных валах, имеющих шлицы
и кольцевые проточки. При отливке колес с валами алюминий
заполняет шлицы и проточки, благодаря чему обеспечивается'
их прочное соединение и фиксация колес от осевых и угловых
перемещений на валах.
К корусу с обоих торцов укреплены плиты, в гнездах 5 ко-
торых размещены подшипники. Валы роторов на обоих своих
концах имеют роликовые опорные подшипники 9. Шариковые
подшипники 7, 8, расположенные на наружных концах валов,
разгружены от радиальных сил и служат в качестве упорных.
Масло для смазывания подшипников подводится к их гнездам
от масляной системы двигателя, а сливается через отверстия в
гнездах. Уплотнение от проникновения масла из полости под-
103
Рис. 77. Роторный компрессор дизеля 2Д100:
7 —ротор нижний; 2 —корпус; 3 — ротор верхний; <—фланец трубы вентиляции кар»
тера двигателя; S — гнездо подшипника; 6 — проставочное кольцо; 7, 8 — шариковые
подшипники; 9 — роликовый подшипник; 10 — плита опорно-упориых подшипников; 11 —
уплотнительные кольца; 12, 14 — координационные шестерни; 13 — шестерня; 15 — пли*
та опорных подшипников
шинников в воздушную полость компрессора обеспечивается чу-
гунными разрезными кольцами 11, помещенными в проточки
втулок, напрессованных на валы между роликовыми подшип-
никами и рабочими колесами.
Координационные шестерени 12 и 14 служат для синхрони-
зации вращения роторов и обеспечения зазора 0,8—1,2 мм
между лопастями рабочих колес. Между плитами подшипников
и торцами верхнего и нижнего рабочих колес должны быть вы-
104
держаны зазоры 0,55—0,9 мм. Эти зазоры регулируют толщи-
ной бумажных прокладок между плитами и корпусом и про-
ставочного кольца между шариковыми и роликовыми подшип-
никами. Зазор между рабочими колесами и корпусом должен
быть в пределах 0,65—0,95 мм.
Осевой разбег колес в собранном компрессоре до 0,05 мм
обеспечивается подбором толщины колец, фиксирующих на ва-
лу шариковые подшипники.
105
Роторы получают вращение от коленчатого «ала двигате-
ля через редуктор. Косозубая шестерня 13 приводится в дви-
жение от шестерни, расположенной на верхнем коленчатом ва-
лу двигателя, и непосредственно передает вращение нижнему
ротору, а верхний ротор вращается от коор1ди1Н'йционн.ых ше-
стерен 12 и 14.
Воздух поступает к верхней горловине корпуса компрессо-
ра, проходит по внутренней полости в корпусе к роторам, за-
хватывается ими и подается в нижнюю внутреннюю полость
нагнетания, из которой через нижние окна, расположенные по
обеим сторонам корпуса, поступает к впускным органам дви-
гателя.
Каждый ротор в сборе с шестернями динамически баланси-
руют и .испытывают на прочность при 3000 об/мин. Зависимость
степени повышения давления лк сжимаемого воздуха и мощ-
ности NK, необходимой для привода компрессора, от объема V
подаваемого воздуха.,и частоты вращения ротора ик для ком-
прессора дизеля 2Д100 приведена на рис. 78. При увеличении
степени повышения давления и постоянной частоте вращения
ротора производительность компрессора уменьшается вследст-
вие увеличения обратных утечек .воздуха через зазоры в рото-
ре. Расход мощности на привод компрессора увеличивается
в зависимости от производительности компрессора. Роторные
(объемные) компрессоры обычно применяются при небольших
степенях повышения давления лк<1,5, так как их адиабати-
ческий к.п.д. невысокий (т]кад=0,45-4-0,60) и понижается при
увеличении давления нагне-
тания.
Воздухоохладители. Темпе-
ратура воздуха при сжатии
его в агрегатах наддува повы-
шается в зависимости от степе-
ни повышения давления. Ох-
лаждение сжатого воздуха пе-
ред поступлением его в двига-
тель позволяет повысить сред-
нее эффективное давление и,
следовательно, мощность дви-
гателя (см. рис. 65).
Чем выше степень повыше-
ния давления, тем эффектив-
нее применение охлаждения
воздуха.
На отечественных тепловоз-
Рис. 78. Характеристика роторного
компрессора дизеля 2Д100:
1 — лк=1700 об/мин: 2 — лк = 1620 об/мин;
3 — лк = 1500 об/мии; 4 — лк=1300 об/мин
ных дизелях в качестве охлаж-
дающей жидкости применяют
в основном воду, циркулирую-
щую через воздухоохладитель
106
Рис. 79. Воздухоохладитель дизеля 10Д100:
/, /2 —патрубки; 2, 9 — верхняя и нижняя крышки; 3 —трубки: 4 — трубная доска;
5, II — перегородки; 6, 10 — прокладки; 7 — фланец с подвижным уплотнителем; S —
корпус
по замкнутому контуру, а вода охлаждается в холодильнике
тепловоза Существуют другие способы охлаждения наддувоч-
ного воздуха: воздухом, подаваемым вентилятором из атмосфе-
ры к воздухоохладителю; испарительное охлаждение, когда во-
да распыливается форсункой в потоке сжатого воздуха и про-
исходит его охлаждение за счет испарения воды; охлаждение
хладагентами с низкой температурой кипения и др.
Практическое значение имеет система В1оздуховозду1шного
охлаждения Другие способы не получили на тепловозных дви-
гателях внутреннего сгорания применения.
Воздухоохладители (рис. 79) с водой в качестве охлаждаю-
щей жидкости установлены по обеим сторонам двигателя пе-
ред поступлением воздуха в ресиверы. Основной узел воздухо-
охладителя — трубный пучок — состоит из охлаждающих тру-
бок 3 и трубных досок 4. Круглые трубки имеют шахматное
расположение, а их концы в отверстиях трубных досок раз-
107
вальцованы и отбортованы. С наружной стороны, омываемой
воздухом, трубки имеют оребрение для увеличения поверхности
охлаждения. Внутри трубок циркулирует охлаждающая вода,
которая подводится через патрубок 1 в верхней крышке 2.
В крышках выполнены перегородки 5 и 11 с резиновыми
прокладками 6 и 10. Перегородки создают петлеобразное дви-
жение воды в три хода. Трубный пучок размещен в стальном
сварном корпусе 8, к отверстию фланца 7 которого подводится
воздух. Проходя через трубный пучок, воздух омывает оребрен-
ную поверхность трубок и отдает тепло циркулирующей внутри
трубок воде. Охлажденный воздух направляется в двига-
тель.
Воздухоохладители других тепловозных д1витателей имеют
аналогичный принцип работы и схему устройства.
2. ТОПЛИВНАЯ СИСТЕМА
Схема системы. Топливная система двигателя включает ап-
паратуру, предназначенную для подачи топлива под высоким
давлением непосредственно в цилиндры двигателя, й оборудо-
вание, которое служит для подачи топлива к этой аппаратуре,
фильтрации и подогрева топлива на тепловозе. Несмотря на
разиообравие конструкций, топливные системы тепловозных
двигателей имеют много общего в принципах работы и схемах
устройства. Топливные на-
Рис. 80. Схема топливной системы
дизеля 10Д100:
1 — бак топлива; 2 — перепускной клапан;
3 —шариковый клапан; 4 — фильтр грубой
очистки; 5 — топливоподкачивающнй агре-
гат; 6 — фильтр тонкой очистки; 7 — топ-
ливный насос; в —форсунка; Я —слив от
форсунок; 10 — разгрузочный клапан: 11,
13, 14 — вентили; 12 — топливоподогрева-
тель
сосы 7 (рис. 80) и форсунки
8 служат для подачи топли-
ва под высоким давлением
в цилиндры двигателя. Топ-
ливо из бака 1 всасывается
топливопрокачивающим аг-
регатом 5, который состоит
из шестеренного насоса и
электродвигателя. По пути
из бака в насос топливо очи-
щается в фильтре 4. Насос
подает топливо через
фильтр тонкой очистки 6 в
топливный коллектор дви-
гателя, откуда насосами 7
направляется к форсункам 8
для впрыскивания в ци-
линдры.
Хорошее наполнение топ-
ливных насосов 7 достигает-
ся при избыточном давле-
нии топлива в топливном
108
коллекторе. Поэтому производительность топливопрокачиваю-
щего агрегата выбирают в несколько раз выше, чем требуемое
количество топлива цри полной мощности двигателя. Благодаря
этому и установке разгрузочного клапана 10, отрегулированно-
го на давление 0,15 МПа, поддерживается избыточное давление
в топливном коллекторе (0,1—0,25 МПа).
Излишки топлива проходят через клапан 10, топливаподо-
греватель 12 и сливаются через вентиль 13 или 14 в бак 1.
Через вентиль 14 топливо сливается в бак около трубопровода,
через который происходит всасывание и питание двигателя топ-
ливом, а через вентиль 13 — подальше от этого места. Поэто-
му вентиль 14 должен быть открыт тогда, когда требуется пи-
тание двигателя подогретым топливам, например при низкой
наружной температуре. В противном случае должен быть от-
крыт вентиль 13.
Открытие перепускного клапана 2 регулируют на давление
0,3—0,35 МПа. В случае повышения давления перед фильтра-
ми танкой очистки до этих значений топливо сбрасывается че-
рез перепускной клапан на слив в бак. Повышение давления
может происходить в результате чрезмерного загрязнения
фильтров танкой очистки 6 или повышения давления в топлив-
ном коллекторе. Шариковый клапан 3 служит для аварийного
питания двигателя топливом при отказе в работе толливопро-
качивающего агрегата. В этом случае топливо поступает в дви-
гатель за счет разрежения, создаваемого насосами 7, и прохо-
дит из бака 1 через клапан 3, фильтр 6 в топливный коллек-
тор. В аварийном режиме работы происходит недостаточное
наполнение насосов 7 топливом и двигатель не может разви-
вать полную мощность.
Топливо, просочившееся из форсунок 8, собирается в ем-
кость, откуда сливается в бак. Вентиль 11 служит для удале-
ния воздуха из нагнетательной магистрали, скапливающегося
в системе после длительной остановки двигателя. Для этих же
целей могут устанавливаться вентили и краны в других местах
нагнетательной магистрали, например на фильтрах тонкой очи-
стки, таплм1воп1одюгревателе и др.
В эксплуатации большое внимание уделяется фильтрации
топлива от механических примесей, количество и размер кото-
рых существенно влияют на износ и надежную работу преци-
зионных деталей топливоподающей аппаратуры. В фильтрах
грубой очистки в качестве фильтрующих элементов применяют
сетки с размером ячеек или зазоров, измеряемых сотыми доля-
ми миллиметра. Для тонкой очистки применяют фильтрующие
элементы из фильтровальной бумаги или фильтромиткаля.
Применение этих материалов обеспечивает задержание меха-
нических примесей, размер которых превышает 2—5 мкм.
Топливный насос и форсунка. Топливные насосы и форсун-
ки дозируют количество подаваемого топлива на каждый цикл
109
Рис. $1. Топливный насос дизеля ЮД100:
/ — регулировочный болт; 2 — рейка; 3 — болт; -/ — стрелка; 5, 9, 22 — прокладки; 6 —
фланец; 7, 17 — пружины; 8 — нажимной штуцер; 10 — седло; 11 — нагнетательньый кла-
пан; 12 — гильза плунжера; 13 — плунжер; 14 — шестерня; 15 — корпус; 16— кольцо;
18— тарелка; 19 — стопорное кольцо; 20 — уплотнительное кольцо; 21 — стопорный винт
работы в зависимости от нагрузки двигателя, подают в ци-
линдр топливо в установленный момент поворота коленчатого
вала (опережение подачи) в соответствии с протеканием ра-
бочего процесса, распиливают топливо по объему камеры сго-
рания, осуществляя образование смеси топлива с воздухом,
обеспечивающее наилучигее протекание рабочего процесса по
условиям ЭКОНОМИЧНОСТИ и мощности.
В современных тепловозных двигателях применяются плун-
жерные насосы с золотниковым управлением. Насосные элемен-
ты для цилиндров двигателя могут размещаться в отдельных
корпусах или в общем корпусе. В первом случае насосы назы-
вают индивидуальными, во втором — блочными. Дизели типов
Д100, Д49, Д70, Д50 имеют индивидуальные насосы, а дизели
11Д45, 14Д40, М756— блочные.
В любом топливном насосе основным узлом, осуществляю-
щим подачу и дозировку топлива, является насосный элемент
или плунжерная пара, состоящая из плунжера 13 (рис. 81) и
гильзы 12. Гильза и плунжер по своим 'сопрягаемым цилиндри-
ческим поверхностям имеют высокий класс шероховатости (не
ниже 12-го), а диаметральный зазор между ими составляет
1—3 мкм. Они образуют прецизионную пару, детали которой
заменяют только комплектно. Изготовление этих деталей с вы-
110
сокой точностью позволило перейти па их селективную сборку
без притирки.
Гильза установлена в корпусе 15, и ее положение зафикси-
ровано стопорным винтом 21 так, чтобы отверстия в корпусе и
гильзе совпадали и образовали канал А для подвода топлива из
топливного коллектора. На торец гильзы установлено седло 10
нагнетательного клапана. Соприкасающиеся торцовые поверх-
ности седла и гильзы имеют обработку до 12-го класса шеро-
ховатости. Седло прижато к гильзе фланцем 6 через проклад-
ку 9 из меди и нажимной штуцер 8. Благодаря этому создает-
ся надежное уплотнение от утечек из полости высокого давле-
ния во внешнее пространство. Внутри седла 10 находится на-
гнетательный клапан И с пружиной 7. Клапан и седло, при-
тертые по коническим запорным поверхностям, образуют пре-
цизионную пару.
Плунжер в средней части имеет шлицы (выступы), которы-
ми он входит в соответствующие пазы шестерни 14, м может
свободно перемещаться по ним вдоль шестерни. На своей на-
ружной поверхности шестерня имеет зубья, находящиеся в за-
цеплении с зубьями рейки 2. Рейка может свободно переме-
щаться в корпусе насоса под действием вмонтированных в нее
поводка, пружины -и болта 1 с гайкой. Перемещение поводка
вызывает поступательное движение рейки, которая через зуб-
чатое соединение вращает шестерню 14, а вместе с ней плун-
жер вокруг вертикальной оси гильзы. Поводок соединен ры-
чажной передачей с регулятором частоты вращения вала дви-
гателя.
Воввратно-1поступа1телыное движение плунжера внутри гиль-,
зы совершается от кулачкового вала через толкатель. Пружи-
на 11 через тарелку 18, надетую на хвостовик плунжера, всегда
прижимает хвостовик к толкателю топливного насоса, обеспе-
чивая безотрывное движение и безударную pia6omy системы
кулачок — толкатель — плунжер. Пружина 17 имеет предвари-
тельное сжатие благодаря наличию стопорного кольца 19.
В нижней части .плунжер имеет головку со спиральной кром-
кой а (рис. 82), кольцевой проточкой б и продольной канавкой
Развертка по диаметру S
Рис. 82. Головка, плунжера:
а — спиральная кромка; б — кольцевая проточка; в — продольная канавка; в выфре-
зеровка; д, е — положения отверстий
ш
в. Над спиральной кромкой до проточки б сделана выфрезе-
ровка г. Канавка в всегда соединяет полость в гильзе под го-
ловкой плунжера с выфрезеровкой и кольцевой проточкой.
Плунжер благодаря возвратно-поступательному движению и
вращению вокруг вертикальной оси может занимать различные
положения по отношению к впускному отверстию в гильзе. Ес-
ли отверстие сообщается с объемом под плунжером продоль-
ной канавкой в, кольцевой проточкой б или выфрезеровкой г,
то уменьшение объема под плунжером при его движении вниз
не будет вызывать повышение давления топлива, так как оно
будет вытесняться во впускное отверстие в гильзе. Когда впуск-
ное отверстие будет перекрыто наружной поверхностью головки
со спиральной кромкой (положения отверстия показаны на
рис. 82 пунктиром), то движение плунжера вниз вызовет повы-
шение давления топлива в объеме под плунжером и оно будет
подаваться к форсунке.
Геометрическое начало или угол опережения подачи топли-
ва совпадает с моментом, когда нижняя кромка головки пере-
кроет впускное 'отверстие в гильзе (положение д). Конец пода-
чи будет соответствовать открытию спиральной кромкой этого
отверстия (положение е), т. е. сообщению его с выфрезеров-
кой. Геометрический рабочий ход нагнетания Н, определяющий
количество подаваемого топлива за одни ход, будет изменять-
ся в зависимости от положения спиральной кромки по отноше-
нию к оси впускного отверстия. Геометрическое начало подачи
топлива сохраняется неизменным и не зависит от количества
подаваемого топлива и частоты вращения кулачкового вала.
Изменение количества подаваемого топлива происходит за счет
изменения конца его подачи.
Из предыдущего ясно, что количество подаваемого топлива
регулируется передвижением рейки топливного насоса. Для
ориентировочной оценки количества подаваемого топлива на
рейке имеются деления, а на корпусе укреплен указатель. По-
дачу насоса в зависимости от выхода рейки измеряют на спе-
циальных стендах.
Угол опережения подачи топлива зависит от установки ку-
лачка, приводящего в .поступательное движение плунжер топ-
ливного насоса, по отношению к кривошипу коленчатого вала.
Угол опережения может изменяться за счет зубчатого зацеп-
ления между коленчатым и кулачковым валами (см. рис. 26,
39). Помимо этого, угол опережения зависит от расстояния
между торцом плунжера в момент его наивысшего положения
и осью впускного отверстия гильзы. Чем меньше это расстоя-
ние, тем меньше потребуется времени на перемещение плунжера
до перекрытия впускного отверстия при уста1новленном угле
зацепления кулачкового вала. В этом случае произойдет более
раннее перекрытие впускного отверстия в гильзе и угол опере-
жения будет увеличен. Поэтому в небольших пределах угол
Ш
опережения может регулиро-
ваться за счет изменения рас-
стояния между торцом плун-
жера и осью впускного отвер-
стия. Такие регулировки про-
изводят изменением толщины
прокладок под корпус насоса
или размеров толкателя. В ре-
зультате этого наивысшее по-
ложение плунжера изменяется,
а пружина 17 (см. рис. 81) по-
лучает большее или меньшее
предварительное сжатие. Фак-
тический угол начала подачи
топлива в цилиндр двигателя
меньше геометрического вслед-
ствие необходимости сжатия
топлива до давления впрыска,
утечек топлива через зазоры
плунжерной пары, упругих де-
формаций трубопровода высо-
кого давления и других при-
чин.
Топливо, просочившееся
вверх по зазорам плунжерной
пары, и частицы масла, про-
никшие от толкателя в корпус
насоса, отводятся вовне через
сливной штуцер.
Форсунка (рис. 83) служит
Рис. 83. Форсунка дизеля 1 ОД 100:
1 — пробка; 2 — контргайка; 3 — стакан:
4 — пружина; 5 — тарелка; 6 — толкатель;
7, 14, 15 — прокладки; 8 — щелевой фильтр;
9 — корпус; 10 — ограничитель подъема;
И — игла; 12 — корпус иглы; 13 — сопловой
наконечник; 16 — накидной фланец
для распиливания топлива и
равномерного распределения его по камере сгорания. Основ-
ным узлом форсунок закрытого типа является игла 11, корпус
12 иглы и сопловой наконечник 13. Игла сопряжена с корпусом
по двум поверхностям — цилиндрической направляющей и кони-
ческой запорной. Диаметральный зазор между иглой и корпу-
сом по цилиндрической направляющей поверхности 2—4 мкм.
Угол конуса иглы делают на 1—2° больше угла конуса кор-
пуса. Благодаря этому достигается небольшая ширина контакт-
ного пояска при посадке иглы в корпусе и хорошее уплотнение
по запорной повер1хности. Сопрягаемые цилиндрические и кони-
ческие поверхности иглы и корпуса обрабатывают с высокой
степенью точности и шероховатости (не ниже 11—12 класса),
что позволило перейти на селективную сборку этих деталей
вместо притирки. Игла и корпус составляют прецизионную па-
ру, детали которой заменяют комплектно-
В сопловом наконечнике 13 просверлены три отверстия диа-
метром 0,56 мм, через которые топливо впрыскивается в ци-
8-1034
113
линдр. Направление осей отверстий выбирается с таким расче-
там, чтобы в объеме цилиндра образовывалась равномерная
смесь топлива с воздухом и наилучшмм образом использовался
воздух всего объема для горения топлива. Положение соплово-
го наконечника относительно корпуса 9 форсунки фиксируется
благодаря наличию плоскостей на их сопрягаемых цилиндриче-
ских поверхностях.
Конус иглы 11 прижат к корпусу 12 иглы пружиной 4 через
тарелку 5, толкатель 6 и ограничитель 10 подъема иглы. Зя-
тяжка пружины форсунок дизелей типа Д100 установлена на
давление 20,6 + 0,5. МПа подводимого топлива и регулируется
пробкой 1 с фиксацией контргайкой 2. В корпусе 9 форсунки
расгооло1Ж!ен щелевой фильтр 8 с диаметральным зазором по
наружной цилиндрической поверхности 0,05—0,105 мм. На этой
поверхности имеются прорезанные вдоль канавки. Примерно
половина канавок соединена с кольцевой проточкой щелевого
фильтра, а другая половина—с кольцевой проточкой корпуса
распылителя.
Топливо подводится от топливного насоса к штуцеру кор-
пуса форсунки и через него поступает в кольцевую проточку
щелевого фильтра. Отсюда топливо поступает в продольные
канавки щелевого фильтра, протекает через зазоры фильтра
на его наружной цилиндрической поверхности в другие канав-
ки, соединенные с проточкой в корпусе распылителя. Ив нее
топливо перетекает по продольным канавкам корпуса распыли-
теля и радиальным отверстиям в нем, заполняя внутреннюю
полость А в корпусе распылителя. Когда давление топлива в
полости А превысит давление затяжки, пружины 4, тр игла на-
чинает подниматься. Начальное усилие подъема, действующее
на иглу, пропорционально кольцевой площади Б, образованной
разностью наружного диаметра иглы и наибольшего диаметра
запорного конуса. При отрыве иглы это усилие возрастает, и
оно становится пропорциональным площади, образованной на-
ружным диаметром иглы. Вследствие этого происходит ускорен-
ный подъем иглы. Наибольший подъем иглы определяется огра-
ничителем 10. Далее топливо поступает в канал соплового на-
конечника и через его отверстия впрыскивается в цилиндр.
Для устранения утечек топлива ив форсунки в цилиндр и
в атмосферу установлены прокладки 7 и 14. Прокладка 14 вы-
полняет также функции газового уплотнения. Прокладка 15
служит для разового уплотнения форсунки в адаптере. Топливо,
просочившееся через зазоры деталей форсунки, отводится через
•штуцер регулировочной пробки 1.
Хорошее уплотнение по запорному конусу определяет ка-
чественный впрыск топлива в цилиндр и долговечность работы
форсунки в эксплуатации. Следует отметить, что в форсунке
такой конструкции корпус распылителя подвергается заметным
деформациям при сборке форсунки и монтаже ее в двигатель.
114
Эти деформации оказы-
вают влияние на работу
запорного конуса.
Основными отличи-
тельными особенностями
форсунки дизелей 11Д45
и 14Д40 (рис. 84) явля-
ются подвесная конструк-
ция корпуса 14 иглы и
сопряжение иглы 12 с
корпусом по конической
запорной поверхности.
Массивный корпус 14 иг-
лы вместе с сопловым на-
конечником 15 закреплен
на корпусе 9 форсунки
колпаком 13. Такая кон-
струкция обеспечивает
сохранение геометрии за-
порного конуса в корпу-
се, и форсунка работает
более длительно, обеспе-
чивая качественный рас-
пыл топлива.
Конус иглы 12 утоп-
лен в конусе корпуса 14
Поэтому игла контакти-
рует с корпусом по наи-
большему диаметру (ос-
нованию) конуса иглы.
В процессе работы кон-
тактируемые поверхности
иглы и корпуса изнаши-
ваются и прямолиней-
ность образующих кону-
------------------------>
Рис. 84. Форсунка дизелей
11Д45 и 14Д40':
/ — гайка; 2 —штуцер; 3, 5 — про-
кладки; 4 — контргайка; 6 — регу
лировочный винт; 7 — тарелка; 8 —
пружина; 9 — корпус форсунки,
10 — шпиндель; 11, /5 — резиновые
кольца; /2 —игла; 13 — колпак.
/4 —корпус нглы; 15 — сопловой
наконечник; 16 — болт; 17 — стопоо-
ная пластина; 19 — штуцер: 20 —
щелевой фильтр; 21 — трубка
8*
115
Рис. 86. Осциллограмма работы топ-
ливной аппаратуры:
/ — отметка времени; 2 — нулевая линия
давления; 3 — давление в нагнетательном
трубопроводе у форсунки; 4 — движение
иглы форсунки
са нарушается. Однако при со-
пряжении поверхностей с утоп-
лением конус иглы при износе
будет вступать в контакт с
последующими участками ко-
нусной поверхности корпуса и
требуемое качество уплотнения
сохраняется более длительное
время.
В случае посадки иглы на
седло по промежуточному диа-
метру конуса в процессе рабо-
ты на игле образуется ступень-
ка, которая препятствует со-
хранению уплотнения.
Топливо подводится к фор-
сунке через щелевой фильтр 20
•и т каналам а и с поступает
в полость д корпуса иглы. В
сопловом наконечнике 15 имеются восемь отверстий диаметром
0,4 мм. Затяжку пружины 8 производят регулировочным вин-
том 6, который стопорят контргайкой 4. Усилие затяжки пру-
жины соответствует давлению .топлива 31,4 + 0,5 МПа.
Просочившееся через детали форсунки топливо отводится
через отверстия в тарелке 7 и винте 6, штуцер 2 по трубке 21
с накидной гайкой 1. Резиновое кольцо 11 служит уплотнени-
ем от просачивания топлива наружу, а резиновое кольцо 18
предохраняет от попадания масла из крышки цилиндра в гнез-
до форсунки.
Процесс работы. Работу топливной аппаратуры дизеля
можно записать на осциллограмму (рис. 85), где по оси абс-
цисс зафиксировано время в виде колебаний отметчика времени
1, совершающего 500 колебаний в секунду. По оси ординат да-
ны давление топлива (кривая 3) в нагнетательном трубопрово-
де у форсунки и подъем иглы форсунки (кривая 4). Геометри-
ческое начало подачи топлива соответствует моменту перекры-
тия плунжером топливного насоса впускного отверстия в гиль-
зе. Оно происходит несколько раньше момента повышения дав-
ления топлива от остаточного рост.
Игла форсунки, начинает подниматься при достижении дав-
ления рп. Вначале этот подъем совершается медленно, а затем'
ускоряется. Далее подъем иглы достигает своего наибольшего
значения Н, которое определяется ограничителем подъема иг-
лы, Время нахождения иглы в поднятом состоянии состоит из
основного t0 и дополнительного когда игла поднимается на
размер h и происходит подвпрыск топлива.
Давление топлива в нагнетательном трубопроводе у фор-
сунки (кривая 3) начинает повышаться от рост после геометрм-
116
ческого начала подачи. Через некоторое время t3 в момент, ког-
да это давление достигает значения рп, превышающего затяж-
ку пружины форсунки, игла, начинает подниматься. После от-
крытия иглы на достаточно большое значение происходит вре-
менное понижение давления вследствие начавшегося истечения
топлива через сопловой наконечник и отсасывающего действия
иглы. Когда игла остановится, достигнув упора, давление вновь
возрастает. После достижения наибольшего значения (ртах =
= 40,0 МПа) начинается снижение давления вначале до дав-
ления посадки иглы на седло, а затем до остаточного дав-
ления в системе. После посадки иглы и прекращения подачи
топлива наблюдаются колебания давления в нагнет ателыном
трубопроводе, игла может иметь повторный подъем на h<H,
во время которого будет совершаться подвцрыск топлива в ци-
линдр.
Наибольшее давление в трубопроводе при впрыске зависит
от количества подаваемого топлива. Например, при малых цик-
ловых подачах на холостом ходу работы двигателя наибольшее
давление близко к регулировочному для пружины форсунки.
Остаточное давление в трубопроводе зависит от устройства и
работы нагнетательного клапана топливного насоса. Клапан
садится на седло под действием остаточного давления в трубо-
проводе и усилия своей пружины. В это время давление в тру-
бопроводе снижается вследствие обратного перетекания топ-
лива из нагнетательного трубопровода в подплунжерное про-
странство и увеличения полости в трубопроводе под клапаном
на объем, освобождаемый клапаном. Остаточное давление в
трубопроводе оказывает влияние на цикловую подачу, особенно
на режимах малых нагрузок.
Количество подаваемого в цилиндр топлива за цикл в ос-
новном зависит от положения рейки топливного насоса. Часто-
та вращения кулачкового вал'а топливного насоса оказывает
небольшое влияние на цикловую подачу. Зависимость суммар-
ного количества подаваемого в цилиндр топлива от времени
протекания процесса впрыска при заданном выходе рейки топ-
ливного насоса представляет собой закон подачи топлива. По
опытным данным (рис. 86) показан закон подачи топлива в ци-
линдр двигателя типа Д100 в зависимости от двух положений
реек топливного насоса hx и h2 при частоте вращения колен-
чатого вала 850 и 400 об/мин, соответствующих номинальной
мощности и холостому ходу. Цикловая подача 100% принята
для номинальной мощности и достигается при выходе рейки hx
и 850 об/мин вала (кривая 1). Продолжительность подачи со-
ставляет 45-1О-4 с. Характер изменения закона подачи при
•меньшем выходе рейки (/г2<Л1) и той же частоте вращения
вала сохраняется примерно таким же (кривая <?), но продол-
жительность подачи уменьшается за счет изменения конца
впрыска и составляет 27-10-4 с.
117
Рис. 86. Закон подачи топлива в №-
линдр двигателя:
7 — hit 850 об/мин; 2 — hu 400 об/мин: 3 —
h2, 850 об/мин; 4 — h2, 400 об/мин
Частота вращения вала по-
разному влияет на закон по-
дачи при одном и том же вы-
ходе рейки. Уменьшение часто-
ты вращения вала растягива-
ет процесс впрыска по време-
ни (см. кривые 1 и 2). Что же
касается суммарного количест-
ва топлива, подаваемого в
цилиндр за цикл, то нельзя
обнаружить в этом случае ка-
кой-либо закономерности. На-
пример, при выходе рейки hi
и 400 об/мин цикловая пода-
ча увеличивается до 111 %
(кривая 2) вместо 100% при
850 об/мин и том же выходе
рейки (кривая 1). При мень-
шем выходе рейки наблюдают-
ся другие соотношения цикловых подач в зависимости от час-
тоты вращения вала (кривые 3 и 4).
На характер зависимостей g=f (t) влияют многие конструк-
тивные факторы к режим работы, но законы подачи топлива
золотниковой топливоподающей аппаратурой имеют однотип-
ный характер.
3. АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ
КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА И НАГРУЗКИ ДВИГАТЕЛЯ
Структурные схемы. Вращение коленчатого вала двигателя
совершается под действием моментов сил давления газов в ци-
линдре и механических сопротивлений в узлах двигателя, мо-
ментов вспомогательных нагрузок, приводимых от вала на
тепловозе, и эффективного момента, создаваемого потребите-
лем энергии. Локомотивные двигатели внутреннего сгорания
обычно имеют в качестве потребителей энергии электрическую
или гидравлическую передачу.
Оеноиной закон динамики вращательного движения вала как
твердого тела относительно неподвижной оси
Ida>ldt =Mi—AfM—AfBa—Ме,
где I — приведенный момент инерции движущихся масс к оси вала,
кг-м2;
w — угловая скорость вала, рад,'с;
t — время, с;
Mi, Мм, —соответственно моменты, создаваемые силами да-вления газов,
Мвп, Ме механическими сопротивлениями, вспомогательными нагрузками
и потребителем энергии, Н-м;
118
Момент, создаваемый силами газа, изменяется главным об-
разом в зависимости от цикловой подачи топлива и коэффици-
ента избытка воздуха для сгорания топлива в цилиндре. Меха-
ническое сопротивление в основном определяется частотой вра-
щения вила. Момент вспомогательных «ainpysoK зависит не
только от частоты вращения, но и от потребностей локомотива
и силовой установки (работа вентилятора холодильника, тор-
мозного компрессора и др.). Эффективный момент преобразует-
ся передачей для обеспечения необходимых тяговых качеств
локомотива. Этот момент определяется работой передачи. Из
уравнения следует, что если его правая часть положительна,
т. е. больше нуля, то угловая скорость вала увеличивается, и
наоборот. Угловая скорость прямо пропорциональна частоте
вращения коленчатого вала.
Автоматическое регулирование на современных тепловозах:
поддерживает заданную частоту вращения коленчатого вала
при изменении моментов механических сопротивлений, вспомо-
гательных нагрузок и эффективного момента; -поддерживает
наибольшее значение эффективного момента при заданной ча-
стоте вращения вала и установленной постоянной для этой,
частоты вращения цикловой подаче топлива при изменяющихся
моментах вспомогательных нагрузок и механических сопротив-
лений. Кроме того, автоматические регуляторы выполняют до-
полнительные функции по защите от аварийных режимов (на-
пример, падение давления масла в системе смазки), тепловых
и механических перегрузок (например, падение давления воз-
духа во впускном коллекторе и др.).
Регулятор частоты вращения выполняет только функцию
поддержания заданной частоты вращения. Регулирование про-
изводится путем изменения момента газовых сил Mt за счет
цикловой подачи топлива. Этот способ позволяет восстанавли-
вать заданную частоту вращения в короткий промежуток вре-
мени. Регулирование эффективного момента Ме при этом не
применяется, так как процессы в передаче, например электри-
ческой, происходят сравнительно медленно. Объединенный ре-
гулятор выполняет обе сказанные выше функции; его называют
регулятюрю-м частоты вращения и мощности. Регулирование до-
стигается лутем изменения моментов Mi и Ме.
Рассмотрим структурные схемы автоматического регулиро-
вания локомотивных двигателей. Основным узлом регулятора
является измеритель частоты вращения 3, или чувствительный
элемент (рис. 87). >К нему поступают два сигнала—настройки
Н и значение угловой скорости со двигателя. Сигнал настройки
задается машинистом и является программой работы: регуля-
тор должен поддерживать заданную частоту вращения вала.
Если сигнал угловой скорости не соответствует заданной на-
стройке, то измеритель частоты вэащеидя вырабатывает сиг-
11Э
Рис. 87. Структурная
схема регулятора часто-
ты вращения:
/ — двигатель; 2 — топлив»
ный насос; 3 — измерителе
частоты вращения; 4 — сер-
водвигатель; 5 — обратная
связь; 6 — генератор
нал регулирования Дг. В противном слу-
чае сигнал не вырабатывается.
В тепловозных двигателях применя-
ют только регуляторы непрямого дейст-
вия с обратной связью. В таких регуля-
торах сигнал регулирования Дг усилива-
ется серводвигателем 4 до Ду и переда-
ется на регулирующий орган — рейку
топливного насоса 2. В регуляторах пря-
мого действия сигнал регулирования Дг
передается непосредственно на регули-
рующий орган без усиления.
Обратная связь 5 предназначена для
корректировки входного сигнала Дг в
серводвигатель в зависимости от выход-
ного Ду. Применение обратной связи
обеспечивает устойчивость процессу ре-
гулирования и устраняет автоколебания.
По сигналу Ду цикловая подача топли-
ва изменяется топливным насосом на
Д^е так, чтобы частота вращения вала двигателя 1 соответст-
вовала заданной настройке измерителя частоты вращения 3.
В объединенном регуляторе- (рис. 88) содержатся Bice ос-
новные элементы регулятора частоты вращения (|измер1итель
частоты вращения 3, серводвигатель 4, обратная связь 5) и до-
бавлен регулятор мощности с золотником нагрузки 6, обрат-
ной связью 7 и серводвигателем нагрузки 8. К золотнику на-
грузки 6 поступают дра сигнала, один из которых пропорцио-
нален сигналу настройки Н измерителя частоты вращения, а
другой пропорционален сигналу Ду, вырабатываемому серво-
двигателем для регулирования подачи топлива. На входе в зо-
лотник нагрузки оба сигнала суммируются с противоположны-
ми знаками. В зависимости от знака и суммы золотник нагруз-
Рис. 88. Структурная
схема объединенного ре-
гулятора:
1 — двигатель; 2 — топлив-
ный насос: 3 — измеритель;
частоты вращения; 4— Сер-
водвигатель; 5 —обратная
связь; 6 — золотник серво-
двигателя нагрузки; 7 — об-
ратная связь; 8 — серводви-
гатель нагрузки; 9 — индук-
тивный датчик; 10 — генера*
тор
120
Рис. 89. Схема измери-
теля частоты вращения:
1 — поршень; 2 — всережим-
иая пружина; 3 — грузы;
4 — двуплечий рычаг; 5 —•
шестерня; 6 — Диск; 7 — та-
релка; 8 — пружина; 9 — ци-
линдр
ки вырабатывает сигнал Aw, который
усиливается серводвигателем до значе-
ния ДА, и передает его индуктивному
датчику 9. Датчик изменяет возбужде-
ние тягового генератора 10 на AiB, бла-
годаря чему соответственно изменяется
мощность генератора.
Основы устройства и работа регулято-
ра. Измеритель частоты вращения (рис.
89) состоит из двух грузов 3, размещен-
ных на концах угловых рычагов 4. На
другие концы рычагов действует всере-
жимная. пружина 2 через тарелки и ша-
риковый подшипник. Рычаги шарнирно
закреплены на стойках диска 6, благо-
даря чему грузы могут поворачиваться
относительно осей шарниров. Грузы вра-
щаются вместе с диском 6 вокруг верти-
кальной оси. Диск 6 получает вращение
от коленчатого вала двигателя через ше-
стерню 5 и систему зубчатых передач.
Настройка Н представляет собой различную затяжку все-
режимной пружины 2 поршнем 1 и совершается по сигналу,
поступающему от машиниста. Увеличение затяжки всережим-
ной пружины производится при необходимости задания боль-
шей частоты вращения вала двигателя. При заданной настрой-
ке и установившейся частоте вращения грузы 3 занимают та-
кое положение, при котором их центробежные силы уравнове-
шиваются усилием затяжки всережимной пружины. Как только
произойдет изменение настройки (затяжки) всережимной пру-
жины или изменение угловой скорости на Д®, то равновесие
грузов нарушится и они начнут перемещаться, вызывая через
рычаги 4 перемещение тарелки 7. В результате этого выраба-
тывается выходной сигнал перемещения Дг, который от тарел-
ки 7 через шток передается в серводвигатель.
Перемещение тарелки 7 вниз происходит в результате уве-
личения затяжки всережимной пружины при задании большей
частоты вращения вала или увеличения нагрузки двигателя
при заданной частоте; тарелка перемещается вверх при обрат-
ных значениях настройки и нагрузки.
Серводвигатель (рис. 90, а) состоит из гидравлического ци-
линдра 2 с силовым поршнем 1 и управляющего золотника 5
с втулкой 4. Втулка имеет по окружности три ряда окон.
К верхним окнам поступает под давлением масло, подаваемое
шестеренным насосом регулятора; средние окна сообщаются
каналом с полостью под силовым поршнем /; нижние окна со-
общаются с масляной ванной регулятора. На силовой поршень
сверху действует усилие затяжки пружины 3. Шток эолотни-
121
Рис. 90. Схема серводвигателя и обратных связей:
а — серводвигатель с жесткой обратной связью; б — изодромная обратная связь; 1 —
силовой поршень; 2 — цилиндр; 3 — пружина; 4 — втулка золотника; 5 — золотник; 5 —
рычаг; 7 — компенсирующий поршень; 8 — дроссельная игла; — поршень; 10— ванна
регулятора
ка 5 получает входной сигнал перемещения Дг от измерителя
частоты вращения регулятора.
В равновесном положении входной сигнал отсутствует, зо-
лотник 5 своим диском перекрывает средний ряд окон во .втул-
ке 4 и доступа масла в полость под силовой поршень или сли-
ва масла из нее в ванну регулятора не происходит; силовой
поршень находится в неподвижном состоянии.
При поступлении входного сигнала Дг золотник перемещает-
ся, открывая средние окна втулки. Если золотник движется
вниз, то в полость под силовым поршнем поступает масло под
давлением и поршень со штоком поднимается вверх, преодоле-
вая усилие пружины 3. При движении золотника вверх полость
под силовым поршнем сообщается с ванной регулятора, под
действием дружины 3 масло из этой полости вытесняется и си-
ловой поршень со штоком опускаются вниз. Входной сигнал
перемещения Дг вызывает появление выходного сигнала Ду
в виде перемещения штока силового поршня. Это перемещение
передается на рейки топливных насосов и используется для
регулирования количества подаваемого топлива в двигатель.
Силовой поршень перемещается под действием усилия пру-
жины и давления масла. Поэтому перестановочная сила на што-
ке силового поршня может быть создана путем выбора диа-
метра силового поршня и усилия пружины.
Процесс регулирования изменившегося режима работы дви-
гателя будет завершен тогда, когда силовой поршень серводви-
гателя займет определенное положение и установит подачу
топлива, соответствующую данному режиму, а золотник 5 пе-
рекроет средние окнй втулки 4. Стабилизация процесса регу-
лирования обеспечивается применением обратной связи.
121
Жесткая обратная связь является простейшей и представ-
ляет собой двуплечий рычаг 6, один конец которого соединен
со штоком силового поршня 1, а другой — с втулкой 4 золот-
ника. Втулка может двигаться возвратно-поступательно в сво-
их скользящих опорах. Плечи рычага изменяются в зависимо-
сти от положения концов относительно опорного шарнира.
Жесткая обратная связь при регулировании вызывает дви-
жение втулки золотника. Например, когда входной сигнал Дг
перемещает золотник 5 вниз, то силовой поршень 1 движется
вверх, через рычаг 6 сообщает втулке золотника движение
вниз. Втулка следует за золотником, обеспечивая возможность
перекрытия средних окон втулки диском золотника при изме-
нившемся положении силового поршня. Благодаря такому «сле-
жению» достигается новое установившееся положение силового
поршня.
Характерной особенностью жесткой обратной связи является
изменение положения золотника при изменении нагрузки, но
неизменной настройке всережимной дружины регулятора. Дей-
ствительно, для каждого установившегося положения силово-
го поршня 1 рычаг 6 устанавливает втулку 4 в соответствую-
щее положение. Оно определяет и положение золотника 5, ко-
торый перекрывает окна во втулке в этом установившемся по-
ложении. Из этого следует, что при неизменной заданной на-
стройке всережимной пружины регулятора усилие ее затяжки
будет изменяться под' действием центробежных грузов, уста-
навливающих золотник в новое положение при изменении на-
грузки двигателя. В результате этого будет изменяться частота
вращения вала двигателя при изменении нагрузки, но неиз-
менной настройке всережимной пружины регулятора.
Изодромная обратная связь (рис. 90,6) устраняет этот не-
достаток. Работа изодромной обратной связи осуществляется
следующим образом. Пусть, например, при заданной настрой-
ке нагрузка двигателя увеличилась, что приведет к уменьше-
нию частоты вращения. Золотник 5 (см. рис. 90, а) перемеща-
ется вниз, а силовой поршень серводвигателя и связанный с ним
компенсирующий поршень 7 (см. рис. 90,6) передвигается
вверх. Компенсирующий поршень вытесняет масло из верхней
полости цилиндра. Масло может удаляться в полость под порш-
нем 9 и через дроссельную иглу 8 в ванну 10 регулятора. Так
как сечение, открываемое иглой для слива масла, ограничено,
то давлением масла поршень 9 перемещается вниз, вместе с
ним движется вниз втулка 4 золотника, догоняя в своем дви-
жении золотник. При движении поршня 9 вниз сжимается пру-
жина 3. Таким образом, наличие компенсирующего поршня 9
обеспечивает такое же движение втулки золотника, как и при
жесткой обратной связи.
Шток силового поршня увеличивает подачу топлива в со-
ответствии с изменившейся нагрузкой двигателя, а золотник
123
и втулка будут находиться в положении перекрыши окон, пи-
тающих полость под силовым поршнем серводвигателя. После
Этого совершается процесс возвращения втулки золотника и зо-
лотника. Под действием сжатой пружины 3 поршень 9 медлен-
но перемещается вверх, вытесняя масло из надпоршневого про-
странства в ванну регулятора через дроссельную иглу 8; втул-
ка 4 золотника перемещается вместе с поршнем 9. Увеличение
подачи топлива приведет к повышению частоты вращения, и
под действием центробежной силы грузов регулятора золотник
также перемещаемся вверх. В своем движении золотник и втул-
ка возвращаются в положение, соответствующее заданной на-
стройке всережимной пружины регулятора, при этом сохраня-
ется перекрыша окон во втулке, питающих полость под сило-
вым поршнем серводвигателя.
В конце процесса регулирования силовой поршень серво-
двигателя! будет находиться в новом положении, установив по-
дачу топлива в соответствии с изменившимся режимом двига-
теля, а золотник и втулка возвратятся к исходному положению,
соответствующему заданной настройке всережимной пружины.
В результате такой работы изодромной обратной связи при не-
изменной настройке частота вращения вала двигателя сохра-
няется постоянной, несмотря на изменение нагрузки.
Регулирование частоты вращения сопровождается колеба-
тельными явлениями. Зависимости изменения частоты вращения
вала двигателя от времени регулирования при мгновенных на-
борах и сбросах полной нагрузки и заданной настройке всере-
жимной пружины для регуляторов с изодромной и жесткой об-
ратной связью показаны на рис. 91, а и б. Частота вращения
а) 8) ке°/а
г % ХомгпоГ xgg Нагрузка *од
t,c
Рис. 91. Процесс регулирования скорости при наборе и сбросе полной на-
грузки:
а — регулятор с изодромной обратной связью; б — регулятор с жесткой обратной связью;
• — регуляторные характеристики двигателей; / — с жесткой обратной связью; 2 — с
изодромной обратной связью
124
выражена в процентах по отношению к ее значению при номи-
нальной мощности.
Для регулятора с иэодромной обратной связью установив-
шаяся частота вращения вала по сохраняется неизменной не-
зависимо оц изменения нагрузки двигателя в диапазоне от хо-
лостого хода до номинальной мощности. При изменении на-
грузки происходит скачок частоты 1вращения Ап3: частота
уменьшается при наборе нагрузки-и увеличивается при сбросе
нагрузки. Значительное уменьшение скорости может вызвать
остановку двигателя, а увеличение — срабатывание предельно-
го регулятора скоростей.
•Переходной процесс при наборе и абросе нагрузки проис-
дадит в течение интервала времени А/п между двумя последо-
вательными установившимися частотами вращения вала. Вре-
мя переходного процесса должно удовлетворять условиям тяги
поезда. На установившемся режиме могут наблюдаться колеба-
ния частоты вращения или нестабильность частоты, измеряе-
мая размахом колебаний Апу. Повышенное значение нестабиль-
ности частоты оказывает отрицательное влияние на долговеч-
ность и надежность работы двигателя.
Зависимость изменения нагрузки от частоты вращения ва-
ла при заданонй настройке регулятора называют регуляторной
характеристикой двигателя. Для регуляторов с жесткой обрат-
ной связью уменьшение нагрузки вызывает увеличение часто-
ты вращения вала (рис. 91, в). В тепловозном двигателе, элек-
трической передаче и вспомогательных машинах такая регуля-
торная характеристика вызывает ряд недостатков в их работе.
Поэтому регуляторы с жесткой обратной связью на тепловоз-
ных двигателях, как правило, не применяются.
Для регулятора с жесткой обратной связью качество про-
цесса регулирования характеризуется также скачком частоты
вращения Ап3, временем переходного процесса А/п, нестабиль-
ностью частоты вращения Апу. Кроме того, вследствие ранее
рассмотренных особенностей работы жесткой обратной связи
частота вращения при заданной настройке зависит от нагрузки
двигателя (см. рис. 91, в). Характеристикой этих свойств регу-
лятора является степень неравномерности Апи, которая изме-
ряется величиной относительного изменения частоты вращения
«о—пх при наборе или сбросе нагрузки.
Регулятор мощности (рис. 92) состоит из серводвигателя
и управляющего им золотникового устройства. Золотник 6 име-
ет два диска, которые управляют перекрытием крайних окон
во втулке 7 золотника. Окна втулки сообщаются каналами с по-
лостями цилиндра серводвигателя, расположенными по обеим
сторонам силового поршня 2. Масло поступает от шестеренного
насоса регулятора к среднему окну втулки золотника и в по-
лость между дисками золотника. С обоих концов на втулку
действуют пружины 1. Концевые полости корпуса золотниково-
125
Рис. Схема регулятора
мощности:
1 — пружина; 2 — силовой поршень;
3 — индуктивный датчик; 4 — коро-
мысло; 5 —тяга; 6 — золотник; 7 —
втулка золотника; 8 — дроссельная
игла
го устройства сообщаются через
дроссельные иглы 8 с масляной в'ан-
ной регулятора. Пружины 1 и дрос-
сельные иглы 8 выполняют роль об-
ратной связи. Шток золотника сое-
динен тягой 5 с коромыслом 4, один
конец которого связан со штоком
серводвигателя регулятора и полу-
чает сигнал Ду, а другой — со што-
ком поршня, осуществляющего на-
стройку (затяжку) всережимной
пружины регулятора, и получает
сигнал Дн.
На установившемся режиме зо-
лотник 6 своими дисками перекры-
вает окна во втулке золотника.
Концы коромысла 4 неподвижны, и
их положение определяет соответст-
вие между настройкой регулятора,
т. е. частотой вращения вала двига-
теля, и подачей топлива, т. е. на-
грузкой двигателя. Изменение плеч
коромысла позволяет получить раз-
личные зависимости мощности от частоты вращения вала дви-
гателя. Это свойство используется для настройки генераторной
характеристики двигателя. Золотник вступает в работу в слу-
чае появления сигналов Ду или Дн на концах коромысла.
При уменьшении нагрузки на двигатель, например при от-
ключении вентилятора холодильника тепловоза, регулятор ча-
стоты вращения снижает подачу топлива, появляется сигнал
Ду, который вызывает перемещение соответствующего конца
коромысла вниз. В результате этого золотник 6 переместится
вниз, откроет окна втулки 7 золотника, и масло иод давлением
поступит в нижнюю полость серводвигателя, перемещая сило-
вой поршень 2 вв'врх, а вместе с ним и якорь индуктивного
датчика 3 в сторону увеличения возбуждения и мощности ге-
нератора.
Масло из вер'хней полости серводвигателя удаляется в верх-
нюю полость над втулкой золотника и частично перетекает
в ванну регулятора через (игольчатый клапан. Давлением
масла втулка 7 золотника перемещается вниз, сжимая нижнюю
пружину 1 и закрывая питающие отверстия во втулке золотни-
ка. Вследствие увеличения нагрузки на двигатель регулятор
частоты вращения увеличит подачу топлива до уровня, пред-
шествующего началу изменения нагрузки, а золотник 6 и втул-
ка золотника возвратятся в среднее положение. В конце про-
цесса регулирования нагрузка двигателя восстановится да
126
прежнего уровня за счет увеличения мощности генератора, при
этом силовой поршень 2 будет занимать новое положение.
Изменение настройки всережимной пружины регулятора вы-
зывает появление сигнала Дм, действие которого на работу
регулятора мощности аналогично сигналу Ду.
Принципиальная схема объединенного регулятора дизеля
10Д100 приведена на рис. 93. Измеритель частоты вращения,
серводвигатель управления подачей топлива и регулятор мощ-
ности, включающий золотник 8 управления и серводвигатель 6
индуктивного датчика, устроены и работают так же, как было
рассмотрено ранее.
Отличительной особенностью регулятора является устройст-
во и работа золотниковой части серводвигателя и изодромной
обратной связи. Золотник 16 имеет два диска: компенсирую-
щий диск (верхний) и регулирующий (нижний). Втулка 17 зо-
лотника неподвижна относительно буксы 18. К верхним окнам
втулки подводится масло под давлением, создаваемым шесте-
ренным насосом 19. Средние окна сообщаются каналом с по-
лостью А буферного цилиндра. В установившемся положении
они перекрываются регулирующим (нижним) диском золотника
16. Нижние окна сообщаются каналом с ванной 21 регулятора.
Рис. 93. Принципиальная схема объединенного регулятора дизеля 10Д100:
I — буферный поршень; 2 — дроссельная игла; 3 — поршень серводвигателя регулиро-
вания подачи топлива: 4 — золотник остановки; 5 — блок-магнит; 6 — серводвигатель
регулирования нагрузки; 7 — индуктивный датчик; 8, 15, 16 — золотники; 9 — измери-
тель скорости (грузы): 10— поршень серводвигателя затяжки всережимной пружины;
11, 12, 13 — рычаги; 14, 17 — втулки золотника; 18 — букса; 19 — масляный насос; 20 —
аккумуляторы масла; 21 — ванна регулятора
127
Буферный цилиндр имеет порщень /, по обеим сторонам ко-
торого расположены пружины. Полость Б буферного цилиндра
сообщается с полостью под силовым поршйем серводвигате-
ля 3. Полости А и Б сообщаются между собой каналом В, в
котором, расположена дроссельная игла 2. В свою очередь по-
лости буферного цилиндра соединены каналом с полостями в
буксе 18: полость Б — над и полость А — под компенсирующим
диском золотника 16. Компенсирующий диск золотника и бу-
ферный цилиндр с поршнем 1, пружинами и дроссельной иглой
осуществляют изодромную обратную связь. Работа ее соверша-
ется следующим образом.
При увеличении нагрузки частота вращения вала двигателя
уменьшается, грузы измерителя частоты вращения 9 сходятся,
золотник 16 перемещается вниз, открывая своим регулирую-
щим (нижним) диском доступ масла от насоса 19 в полость А.
Поршень 1 смещается в сторону серводвигателя, сжимая левую
пружину и расслабляя правую, и вытесняет соответствующий
объем масла под поршень 3, который движется вверх и увели-
чивает подачу топлива в цилиндры двигателя. При движении
поршня 1 влево давление масла в полости А выше, чем давле-
ние в полости Б. Эта разница действует на компенсирующий
диск золотника 16, препятствуя движению золотника вниз.
Увеличение подачи топлива вызовет повышение частоты
вращения, и грузы 9 будут расходиться, преодолевая усилие
всережимной пружины, и будут перемещать золотник вверх до
перекрытия его регулирующим диском питающих окон в золот-
никовой втулке 17. Как только эти окна закроются, поршень 1
остановится в положении увеличенной подачи топлива, соответ-
ствующей возросшей нагрузке двигателя. Поршень 1 возвра-
щается в среднее положение под действием пружин благодаря
выравниванию давлений в результате перетока масла из полос-
ти А в полость Б через дроссельную иглу 2.
При уменьшении нагрузки изодромная обратная связь ра-
ботает аналогичным образом, но роль полостей и направление
потоков масла изменяются.
Регулятор имеет электрогидравлический механизм для на-
стройки (затяжки) всережимной пружины измерителя частоты
вращения 9. Для этой цели служат электромагниты МР1, МР2,
MP3 и MP4, которые включаются рукояткой контроллера ма-
шиниста в определенном порядке. Магниты МР1, МР2, MP3
своими якорями нажимают на треугольную пластину, опираю-
щуюся на рычаг 13, связанный с золотником 15 гидравличес-
кого управления серводвигателем затяжки всережимной пру-
жины. Треугольная пластина поддерживается в верхнем поло-
жении пружиной. Якорь магнита MP4 воздействует на втулку
14 золотника. При включении электромагнита MP4 втулка зо-
лотника движется вниз, открывая регулирующее отверстие в
ней на-слив масла из объема над поршнем 10 в ванну 21 регу-
128
лятора. Это вызывает уменьшение затяжки всережимной пру-
жины и частоты вращения вала двигателя. Сочетание включе-
ния якорей магнитов обеспечивают 15 ступеней скорости.
При установившемся режиме работы двигателя питающее
окно втулки золотника 14 перекрыто диском золотника, а пор-
шень 10 серводвигателя неподвижен. Золотник 15 устанавлива-
ется в положение перекрыши благодаря наличию жесткой об-
ратной связи между золотником 15 и поршнем 10 в виде рыча-
гов 11, 12 и 13.
При перемещении контроллера на увеличение частоты вра-
щения магниты включаются так, что их.якоря через треуголь-
ную пластину нажимают на рычаг 13, который своим концом
опускает золотник 15 вниз. Масло от насоса 19 поступает в сер-
водвигатель затяжки всережимной пружины и перемещает пор-
шень 10, увеличивая затяжку пружины. Шток поршня дейст-
вует через рычаги И, 12 и 13 жесткой обратной связи и воз-
вращает золотник 15 вверх — в положение, при котором его
диск перекрывает питающие окна втулки 14 золотника. Пор-
шень 10 останавливается Вчновом положении, соответствующем
заданной частоте вращения.
Для остановки двигателя и защиты его от падения давле-
ния масла в системе смазки ниже допустимого служит золот-
ник 4, управляемый блок-магнитом 5. При подъеме золотника 4
вверх силовой поршень 3 под усилием своей пружины опускает-
ся вниз, выключая подачу топлива в цилиндры; масло из-под
поршня удаляется через отверстия, открываемые золотником,
в масляную ванну регулятора.
Регуляторы тепловозных двигателей имеют также пусковые
серводвигатели для быстрого увеличения подачи топлива при
пуске двигателя. Пусковой серводвигатель имеет цилиндр с
поршнем, у которого надпоршневой объем соединен с масляной
полостью над аккмуляторами 20. При перемещении поршня в
серводвигателе масло вытесняется в полость над аккумулято-
рами 20, благодаря чему повышается давление масла в нагне-
тательной магистрали регулятора и поршень 3 серводвигателя
под действием этого давления увеличивает подачу топлива.
Поршень пускового серводвигателя получает движение от порш-
ня, на который действует давление воздуха, подаваемого из .воз-
душной системы тепловоза через электропневматический вен-
тиль.
На дизелях типа Д49 установлен объединенный гидромеха-
нический регулятор частоты вращения и нагрузки модели 7РС,
который значительно отличается по конструкции, но содержит
такие же основные функциональные элементы, как и регулято-
ры дизелей ЮД100. Регулятор 7РС дополнен устройством для
дистанционной остановки дизеля с пульта управления тепло-
воза или при срабатывании защиты дизель-генератора и уст-
ройства для вывода якоря индуктивного датчика в положение
9—1031 129
наименьшего возбуждения тягового генератора при боксованни
тепловоза.
В последнее время регуляторы тепловозных двигателей
(10Д100, Д49) оборудуются системами коррекции подачи топ-
лива в зависимости от давления наддува. Это обеспечивает
лучшее протекание переходного процесса при быстром наборе
нагрузки двигателем, устраняет дымление дизеля на режимах
переходов и защищает двигатель от чрезмерных тепловых и ме-
ханических перегрузок.
4. СИСТЕМА СМАЗКИ
Схема системы. К узлам трения двигателя — подшипникам
скольжения и качения, зубчатым передачам, парам трения с
возвратно-поступательным движением и т. д.— непрерывно под-
водится масло для поддержания жидкостного режима трения,
отвода тепла и удаления с трущихся поверхностей частиц из-
носа и нагара. В большинстве тепловозных двигателей это же
масло используется также для охлаждения поршней.
В каждом двигателе применяется масло установленного сор-
та, удовлетворяя регламентированным показателям по вязко-
сти, температуре вспышки, содержанию механических примесей
и воды, щелочности и др. Как правило, в тепловозных двигате-
лях применяют масла с многофункциональными присадками,
которые улучшают качество и действие масел против образо-
вания нагаров и окисления масла, уменьшают износи трущих-
ся деталей, обладают необходимыми моющими свойствами.
Применение качественных масел с присадками является важ-
ным мероприятием обеспечения надежной и длительной работы
двигателя.
Регуляторы двигателей имеют собственную систему
смазки» в которой применяется масло МК-22 или МС-20.
Система смазки двигателя включает агрегаты для циркуля-
ции масла в системе, устройства для фильтрации и охлаждения
масла, трубопроводы с арматурой, приборы контроля и защиты.
Типичная схема системы смазки тепловозного двигателя по-
казана на рис. 94. Масляный насос 7, приводимый ат коленча-
того вала двигателя, засасывает масло из ванны в поддизель-
ной раме и подает его под давлением в теплообменник масла 4.
В корпусе масляного насоса в полости нагнетания установлен
предохранительный клапан 6, отрегулированный на давление
0,55 МПа. Клапан предназначен для сброса масла в картер дви-
гателя при давлении выше установленного значения.
В теплообменнике 4 масло охлаждается, затем оно очища-
ется от механических примесей в фильтре грубой очистки и по-
ступает в двигатель. Фильтр грубой очистки 3 задерживает ме-
ханические примеси, размер частиц которых больше 0,1 мм.
130
9
6
5
8
7
Рис. 94. Схема системы смазки ди-
зеля ЮД'ЮО:
1 — маслопрокачивающий агрегат; 2 — не-
возвратный клапан; 3 — фильтр грубой
очистки масла; 4 — теплообменник масла;
5 — байбасный клапан (0,15 МПа); б —
предохранительный клапан (0,55 МПа); 7,
9 — масляные иасосы; 3 — перепускной
клапан; 10— центробежный фильтр, 11—
предохранительный клапан (0,08 МПа);
12 — фильтр тонкой очистки масла; 13 —
дизель
12. В качестве
По внутренней системе
смазки двигателя масло подво-
дится ко всем трущимся узлам,
на охлаждение поршней и смаз-
ку подшипников турбокомпрес-
сора. При гидравлическом со-
противлении в теплообменнике
4 свыше 0,15 МПа, например
при -низкой температуре мас-
ла, срабатывает байпасный
клапан 5, который перепуска-
ет масло мимо холодильника.
Масляный насос 7, теплооб-
менник 4, фильтр 3 и двига-
тель образуют основной кон-
тур циркуляции масла.
Имеются два дополнитель-
ных контура для удаления из
масла мелких механических
примесей, продуктов нагара и
окисления. Часть горячего мас-
ла в количестве 5—6% всей
подачи поступает после насо-
са 7 на фильтр тонкой очистк
материала в нем применяется фильтровальная бумага. После
фильтра 12 масло сливается в картер двигателя.
Шестеренный масляный насос 9 имеет индивидуальный при-
вод и служит для циркуляции масла в контуре, где произво-
дится центробежная очистка масла. Фильтрация масла в цент-
робежном фильтре 10 происходит в результате действия на ча-
стицы примесей центробежных сил, возникающих при вращении
ротора от реакции масляной струи, вытекающей из его наса-
док. Подача насоса 9 составляет около 10% подачи насоса 7,
а развиваемые им давления достигают 0,8—1,0 МПа. Перепуск-
ной клапан 8 отрегулирован на давление 0,8—1,02 МПа и сбра-
сывает часть масла в основной контур, если давление нагне-
тания насосам 9 превышает установленное значение.
Маслопрокачивающий агрегат 1 состоит из шестеренного
насоса, приводимого во вращение от электродвигателя. Масло-
прокачивающий агрегат служит для подачи масла в двигатель
перед его пуском. Смазывание трущихся пар в этом случае
уменьшает их износ, устраняет задиры и уменьшает мощность,
необходимую для раскрутки вала двигателя при пуске. Масло-
прокачивающий насос забирает масло из картера двигателя и
направляет его через невозвратный клапан 2 и фильтр 3, после
которого масло поступает в двигатель. Для обеспечения подачи
масла ко всем подшипникам прокачка осуществляется не ме-
нее 90 с.
9*
131
Дизельное масло может использоваться для смазывания и
работы вспомогательных агрегатов тепловоза. Для этих нужд
масло отбирается после фильтра 12 через предохранительный
клапан 11, отрегулированный на давление 0,07—>0,08 МПа.
В масляной системе установлены устройства автоматичес-
кой защиты и приборы контроля. Защита двигателя от работы
без масла или с пониженным его давлением осуществляется
двумя реле давления, контролирующими уровень давления в
конце верхнего масляного коллектора двигателя. При падении
давления масла ниже 0,05—0,06 МПа происходит остановка
двигателя в результате воздействия реле давления на цепь пи-
тания электромагнита золотника остановки регулятора; при па-
дении давления ниже 0,11 МПа происходит сброс нагрузки с
двигателя в результате воздействия другого реле давления на
цепь возбуждения генератора. От перегрева масла дизель за-
щищает термореле, контролирующее температуру масла на вы-
ходе из двигателя. При температуре масла выше 85 °C реле
снимает нагрузку с двигателя.
Контроль в эксплуатации за работой масляной системы осу-
ществляется по приборам, которые измеряют: температуру мас-
ла на выходе из двигателя, давление масла в конце верхнего
масляного коллектора двигателя, после насоса, перед и после
фильтра грубой очистки, перед фильтрами тонкой очистки и
центробежным, на входе в турбокомпрессор.
Устройство узлов. Масляный насос имеет чугунный корпус 1
(рис. 95), в котором размещены две косозубые шестерни 12 и
13, изготовленные из стали 38ХС. Шестерни находятся друг с
другом в зацеплении. Оси шестерен опираются на радиально-
сферические роликовые подшипники 9, наружные кольца кото-
рых установлены в планках 5 и 6. Последние изготовлены из
антифрикционного чугуна АСЧ41, укреплены к корпусу через
лакотканевые прокладки на шпильках и зафиксированы кони-
ческими штифтами. Суммарный торцовый зазор между планкой
И шестерней должен быть 0,15—0,26 мм, а суммарный боковой
зазор между зубьями шестерен, прижатых к одному торцу на-
соса,— 0,25—0,6 мм.
Верхняя шестерня 12 ведущая; она получает вращение от ко-
ленчатого вала через шестеренную передачу и зубчатую муфту,
поводок 4 которой насажен на шлицы хвостовика оси верхней
шестерни и закреплен на ней гайкой. На другом конце этой оси
установлен шариковый подшипник, предназначенный для вос-
приятия осевой силы, возникающей при работе насоса. Своим
наружным кольцом подшипник упирается в поршень 7. К тор-
цовой части между поршнем 7 и крышкой 8 подведено масло
из нагнетательной полости насоса. Давление масла на поршень
создает силу, противодействующую осевой силе шестерни. На
нагнетательном патрубке насоса установлен в корпусе предо-
хранительный клапан с пружинами 11. Гайкой 10 клапан отре«
132
Рис. 95. Масляный насос дизеля 10Д100;
J-а корпус; 2 — корпус клапана; 3 — клапан; 4 — поводок; 5, 6 — подшипниковые план-
ки; 7 — поршень; 8 — крышка; 9 — радиально-сферические роликовые подшипники; 10 —
гайка; // — пружина; 12, /3 — ведущая и ведомая шестерни
гулирован на открытие при давлении масла 0,55 МПа. При от-
крытом клапане масло из нагнетательной полости насоса сбра-
сывается в картер двигателя.
Холодильник масла установлен для охлаждения масла всей
системы. Применяют два типа холодильников — водомасляные
теплообменники или масловоздушные секции. В водомасляном
теплообменнике для охлаждения масла используют промежу-
точный теплоноситель — воду из системы охлаждения двигате-
133
ля; вода в свою очередь охлаждается в водовоздушных секци-
ях наружным воздухом. В масловоздушных секциях масло ох-
лаждается наружным воздухом без использования промежуточ-
ного теплоносителя. Преимущественное распространение полу-
чило охлаждение масла в водомасляном теплообменнике вслед-
ствие более надежной работы водовоздушных секций по срав-
нению с масловоздушными, особенно при низких наружных тем-
пературах.
В корпусе 2 теплообменника (рис. 96) размещен трубный пу-
чок. Он состоит из передней 3 и задней 12 трубных досок, в от-
верстиях которых закреплены оребренные трубки 6. Внутри тру-
бок протекает охлаждающая вода, а снаружи трубки омывают-
ся поперечным потоком масла. Для организации петлеобраз-
ного поперечного потока масла трубки пропущены через сег-
ментные перегородки 10, которые на стыке с корпусом 2 имеют
для уплотнения резиновые кольца 11. Заполнители 8 уменьша-
ют зазоры между трубным пучком и корпусом и тем самым
сокращают перетоки масла мимо охлаждающих трубок.
Температурные удлинения пучка трубок компенсируются за
счет перемещения трубной доски 12. Она уплотнена во фланце
корпуса 2 и крышке 1 двумя, резиновыми кольцами 14. Между
кольцами 14 установлено промежуточное кольцо 13 с отверсти-
ями, через которые в случае нарушений уплотнения будет вы-
текать вода или масло. В крышке 5 перегородка а разделяет
водяную полость пополам. Поступающая в патрубок крышки 5
вода проходит по трубкам верхней половины пучка к крышке
1, из которой по другой половине трубок направляется к отво-
дящему патрубку крышки 5.
Масло поступает по боковому патрубку, омывает в попереч-
ном направлении трубки, совершая петлеобразное движение,
и выходит из другого патрубка теплообменника. Вентили 4 и 7
предназначены для выпуска воздуха из водяной и масляной по-
лостей, вентиль 15 — для слива масла из масляной полости в
ванну поддизельной рамы, трубка 9 — для слива воды из кры-
шек теплообменника.
В теплообменнике применены оребренные снаружи трубки,
которые трудно очищать от загрязнений, накапливающихся в
процессе эксплуатации. Применяют такжё трубки без оребре-
ния (дизели 10Д100 и 11Д45). В этом случае для получения'
требуемых поверхностей теплообмена необходимо разместить в
трубном пучке большее количество трубок
Фильтр грубой очистки масла (рис. 97) имеет два фильтру-
ющих пакета 7, размещенных в корпусах. Стык корпусов и
крышки уплотнен резиновыми кольцами 9. Фильтрующий па-
кет состоит из стержня 6, сетчатых фильтрующих элементов 5,
зажатых на стержне пружиной 4 через опору 3, которая зафик-
сирована гайкой 2. Фильтрующий пакет одним концом стержня
установлен в бонке 13 корпуса 8, а другим — в крышке 11. Ре-
134
4 1
Рис. 96. Теплообменник масла дизеля 5Д49:
1, 5 — крышки; 2 — корпус; 3, 12 —лоска трубные; 4, 7, /5 —вентили; в —трубка; 8 —
заполнитель; 5 — трубка слива воды; 10 — перегородка сегментная; И—кольцо рези-
новое; 13 — кольцо промежуточное; 14 — кольцо уплотнительное
135
Рис. 97. Фильтр грубой очистки масла ди-
зеля 5Д49:
1, /2 —пробки; 2, 14 — гайки; 3 — опора; 4 —
пружина; 5 — фильтрующие элементы; б —стер-
жень; 7 — фильтрующие пакеты; в —корпус; 9,
/О —кольца резиновые; // — крышка; 13 — бойка
------------------------------------------>
Рис. 98. Фильтрующий пакет из пластин-
чатых элементов:
1 — рукоятка; 2 — сальник; 3 — валик; 4 — окно;
5 — корпус; б —кольцо; 7 —пакет из пластин;
8 — стойка; 9 — промежуточная пластина; 10 —
фланец; // — рабочая пластина; 12 — пластина
щетки; 13 — стержень
зиновые кольца 10 уплотняют стык пакетов и крышки. Пробка
12 предназначена для сообщения внутренней полости фильтра
с окружающей средой при сливе масла из фильтра через проб-
ку 1 во время его разборки.
Масло поступает в фильтр через патрубок крышки и по
кольцевому каналу в крышке направляется в корпус 8 на на-
ружные поверхности фильтрующих элементов 5. Механические
примеси оседают на сетках фильтрующих элементов, а очищен-
ное масло по каналу и через отверстие в крышке выходит из
фильтра.
Фильтрующий пакет из пластинчатых элементов (рис. 98)
для грубой очистки масла состоит из набора рабочих пластин
11 толщиной 0,3 мм, между которыми установлены промежу-
точные пластины 9 толщиной 0,15 мм. Рабочие и промежуточ-
136
ные пластины размещены на валике 3 и стянуты между собой
при помощи верхнего кольца 6 и нижнего фланца 10. Ушки
кольца и фланца имеют отверстия, через которые пропущены
стойки 8, укрепленные в корпусе 5. Пластины стягивают через
фланец 10 гайками на свободных концах стоек 8.
Между рабочими пластинами 11 помещены также пластины
12 щеток толщиной 0,10 мм, набранные на квадратном стерж-
не 13, закрепленном в корпусе 5. Масло поступает к наружной
поверхности пакета 7 из пластин, проходит кольцевую щель
между рабочими пластинами, образованную промежуточными
пластинами, по внутренним каналам пакета пластин перетека-
ет в корпус 5 и удаляется через окна 4. Механические примеси
с размером частиц более 0,15 мм задерживаются на наружной
поверхности пакета 7 из пластинок.
Рабочие 11 и промежуточные пластины 9 вместе с валиком 3
могут вращаться вокруг своей оси при повороте рукоятки 1.
В этом случае неподвижные пластины 12 удаляют механические
примеси, отложившиеся на наружной поверхности пакета 7 из
пластин и в щелях между рабочими пластинами 11. В фильтрах
тонкой очистки масла в качестве фильтрующих элементов при-
меняют бумагу.
Устройство фильтрующего пакета может быть аналогичным
пакету из сетчатых элементов (см. рис. 97).
Количество параллельно работающих пакетов выбирается
из условия обеспечения требуемых сроков между заменами
фильтрующих элементов или их очистки в эксплуатации при
известной грязеемкости и гидравлических сопротивлений па-
кетов.
Центробежный фильтр (рис. 99) имеет ротор, вращающийся
на неподвижной оси 2. Ротор состоит из корпуса 9, крышки 4
с двумя соплами 15 и отбойника 14. Крышка 4 зафиксирована
относительно корпуса 9 штифтом. Опорами ротора служат брон-
зовые втулки 6 и 13, запрессованные в корпус и крышку рото-
ра. Шарикоподшипник 3 является упорным и воспринимает на-
грузку от массы ротора. Ось 2 .верхним концом опирается на
втулку 11, запрессованную в колпак 8 фильтра.
Для облегчения очистки ротора от отложений на внутрен-
нюю стенку корпуса 9 установлена бумажная прокладка 10.
Запорно-регулировочный клапан предназначен.для автомати-
ческого отключения фильтра, если давление масла на выходе
в фильтр будет Ниже 0,25 МПа, а также для ручного отключе-
ния фильтра в случае необходимости. Клапан состоит из зо-
лотника 19, пружины 18, штуцера 16 и шпинделя 17 с махович-
ком.
В верхней части колпака 8 имеется отверстие, закрытое проз-
рачной пробкой 12, для наблюдения за вращением ротора. Стык
кронштейна 1 и колпака 8 уплотнен кольцом 7.
137
12
Рис. 99. Центробежный фильтр очистки масла дизеля 5Д49:
1 — кронштейн; 2 — ось ротора; 3 — шарикоподшипник упорный; 4 — крышка ротора;
5 — кольцо пружинное; 6, 11, /3 — втулки; 7 —кольцо уплотнительное; 8 — полная; 9 —
корпус ротора; 10 — прокладка; /2—пробка; 14 — отбойник; 15 — сопло; 16 — штуцер;
17 — шпиндель; 18 — пружина; 19 — золотник
Масло поступает во внутреннюю полость ротора через ка-
нал кронштейна 1, запорно-регулиро.вочный клапан, внутренний
канал оси 2 и отверстия в верхней части оси. Из внутренней
полости ротора масло перетекает между отбойником 14 и осью
2 и по каналам в крышке поступает к соплам 15. Реактивная
сила струй масла, вытекающих из отверстий сопел, приводит
во вращение ротор, заполненный маслом. Механические при-
меси и другие включения, содержащиеся в масле и имеющие
большую плотность, отбрасываются за счет центробежных сил
к периферии ротора и оседают на внутренней его стенке. Вы-
ходящее из ротора очищенное масло стекает через нижние ок-
на кронштейна в картер дизеля.
1.38
5. ВОДЯНАЯ СИСТЕМА
На тепловозах водяная система предназначена для охлаж-
дения теплонапряженных деталей двигателя (втулки и крышки
цилиндра), его выпускных коробок и коллекторов, корпусов
турбокомпрессоров, омываемых выпускными газами, сжатого
воздуха, поступающего в двигатель. Кроме того, вода из систе-
мы используется для подогрева дизельного топлива при низких
наружных температурах и санитарно-бытовых нужд локомотив-
ной бригады. Вода по качеству должна соответствовать опре-
деленным техническим требованиям, чтобы избежать образова-
ния накипи на деталях и не вызывать их коррозии. Для этого
воду термообрабатывают и добавляют к ней присадки.
В тепловозных двигателях применяют только замкнутые во-
дяные системы, в которых вода пополняется для компенсации
утечек и испарения. Водяные системы двигателей включают аг-
регаты для циркуляции воды в системе, устройства для охлаж-
дения воды, трубопроводы с арматурой, приборы контроля и
защиты.
Различают типы водяных систем тепловозных двигателей:
по числу контуров циркуляции — одноконтурные и двухконтур-
ные; по связи с атмосферой — открытые и закрытые. Однокон-
турные системы применяют для охлаждения в основном воды
и масла двигателя; двухконтурнуе — воды, масла и-наддувоч-
ного воздуха или первых двух теплоносителей. Открытые систе-
мы имеют сообщение с атмосферой, а закрытые — не сообща-
ются с атмосферой, работают под избыточным давлением и
применяются при высокотемпературном охлаждении двигате-
лей.
Типичная схема двухконтурной открытой системы показана
на рис. 100. Водяной насос 16 осуществляет циркуляцию воды
в контуре охлаждения дизеля 2 и турбокомпрессоров. Горячая
вода из дизеля 2 направляется в холодильник тепловоза 8, где
происходит ее охлаждение, после чего она возвращается к на-
сосу 16. Водяной насос 4 заставляет циркулировать воду в кон-
туре охлаждения масла дизеля и наддувочного воздуха. После
насоса. 4 вода поступает в охладитель воздуха 1, откуда на-
правляется в холодильник тепловоза 8, охлаждается в нем и
поступает для охлаждения масла в теплообменник 6.
Каждый контур сообщается с баком воды 14, внутренняя
полость которого находится под атмосферным давлением бла-
годаря наличию вестовой трубы 15. Бак 14 разделен несплош-
ной перегородкой на две емкости. Каждая из них в своей ниж-
ней точке соединена трубами 11 и 12 с входами в водяные на-
сосы 4 и 16, где создается наименьшее давление в контурах
охлаждения. Наиболее высоко расположенные трубопроводы
горячей воды обоих контуров соединены с отсеками бака тру-
бами 10 и 13. Через трубы 11 и 12 пополняются контуры ох-
139
Рис. 1G0. Водяная система дизеля ГОД100:
1 -т охладитель воздуха; 2 —дизель; 3 — бачок слива воды из сальников водяных на-
сосов; 4, 16 — водяные насосы; 5, 7 —вентили; 6 — теплообменник масла; 8 — холо-
дильник тепловоза; 9 — вентиляторное колесо; 10, И, 12, /3 —трубы; 14 — бак воды;
15 — вековая труба; И — подогреватель топлива; 18 — калорифер
лаждения для компенсации утечек воды, а через трубы 10 и
13— отводятся пар и воздух, которые могут образоваться в си-
стемах.
От контура охлаждения воды двигателя при необходимости
получают питание горячей водой подогреватель топлива 17 и
калорифер 18. Бачок 3 служит для сбора воды, просачивающей-
ся через сальники водяных насосов 4 и 13. Наполнение систем
водой и ее слив производятся через вентили 5 и 7. Системы
имеют ряд других вентилей, которые служат для отключения
отдельных ее участков при ремонтных работах, для включения
при необходимости в работу, слива воды и удаления воздуш-
ных и паровых пробок. Вода в холодильнике тепловоза 8 ох-
лаждается наружным воздухом, подаваемым через секции хо-
лодильника вентиляторным колесом 9.
Температуру воды на выходе из двигателя контролируют
по аэротермометру. Для защиты двигателя от перегрева уста-
новлено термореле, которое воздействует на систему регули-
рования и снижает нагрузки двигателя при достижении пре-
дельной температуры воды. Водяные насосы 4 и 16 приводятся
во вращение от коленчатого вала двигателя.
Рассмотренная двухконтурная система служит для охлажде-
ния трех теплоносителей: воды, масла и наддувочного воздуха
двигателя. Наличие двух контуров позволяет поддерживать в
140
каждом из них целесообразный уровень температур теплоноси-
телей за счет применения систем автоматического регулирова-
ния температур. Значения оптимальных температур устанавли-
ваются из условий обеспечения требуемого моторесурса дви-
гателя и наилучших показателей по расходу топлива в эксплуа-
тации. Например, от температуры воды, применяемой для ох-
лаждения двигателя, зависят температуры втулок и крышек
цилиндра, масла между трущимися поверхностями поршня и
втулки, клапанов крышек цилиндров и поршневых колец, ре-
зиновых уплотнений цилиндропоршневой группы и т. д. Тем-
пература масла оказывает значительное влияние на режим
жидкостного трения подшипников скольжения коленчатого ва-
ла, механический к. п. д. двигателя, температуру охлаждаемых
маслом поршней. Температура поступающего в двигатель воз-
духа влияет на индикаторный к. п. д. двигателя и температуру
деталей камеры сгорания и т. д.
При выборе оптимального уровня температур теплоносите-
лей часто приходится учитывать их противоположное влияние
как на показатели работы самого двигателя, так и на массо-
габаритные характеристики охлаждающих устройств. Повыше-
ние температур масла целесообразно из условий снижения рас-
хода топлива двигателем вследствие увеличения его механи-
ческого к. п. д., а также сокращения габаритных размеров и
массы теплообменника масла и холодильника тепловоза. Одна-
ко это повышение температур масла возможно до определенно-
го значения, после которого могут возникать режимы полу-
жидкостного трения в подшипниках скольжения вследствие па-
дения вязкости масла. В результате надежность и долговечность
подшипникового узла ухудшается.
Понижение температур наддувочного воздуха при работе
двигателя под нагрузкой позволяет уменьшить расход топлива
и оказывает положительное влияние на моторесурс двигателя.
Однако массогабаритные показатели охладителя воздуха и хо-
лодильника тепловоза находятся в обратной зависимости от
температуры воздуха. При работе же двигателя на холостом
ходу и малых нагрузках коэффициент избытка воздуха для сго-
рания топлива достигает чрезмерно больших значений, вслед-
ствие чего может происходить несовершенное сгорание топли-
ва, часть его будет поступать в картерное масло и ухудшать
его качество. Поэтому на этих режимах целесообразно поддер-
живать более высокую температуру воздуха, что повышает ин-
дикаторный к. п. д. двигателя. Таким образом, исходя из условий
переменного режима работы тепловозного двигателя предъяв-
ляются различные требования к охлаждению наддувочного воз-
духа.
Эти требования в полной мере не удовлетворяются в рас-
смотренной выше двухконтурной системе. Достоинство ее — воз-
можность подогрева воздуха при работе па холостом ходу и
141
Таблица 4
Теплоноситель Отвод тепла, Вт/кВт, в деталях дизеля
10Д100 2Д100 11Д45 1-5Д49 Д70 М756
Вода 376 458 411 370 340 570
Масло 246 258 226 194 93 57
Наддувочный воздух 142 — 112 159 197 —
Всего 762 716 749 723 630 627
малых нагрузках — особенно эффективно при низких наружных
температурах. На этих режимах практически не происходит
сжатие воздуха в агрегатах наддува и повышение его темпера-
туры. В охладителе воздуха происходит подогрев воздуха во-
дой, циркулирующей в этом контуре. Температура воды в нем
должна поддерживаться на необходимом уровне, обеспечиваю-
щем достаточно высокие оптимальные температуры масла. Од-
нако при работе двигателя на номинальной мощности и повы-
шенных нагрузках нельзя удовлетворить противоречивые тре-
бования по охлаждению воздуха и масла. Схема не позволяет
также произвести раздельное автоматическое регулирование
для поддержания оптимальных температур воздуха и масла.
Удельная теплоотдача на номинальной мощности отечествен-
ных двигателей характеризуется данными табл. 4. Количество
тепла, отводимого от двухтактных двигателей, больше, чем от
четырехтактных. Это вызвано необходимостью обеспечить при-
емлемый температурный режим работы деталей двухтактного
двигателя, которые подвергаются за рабочий цикл более часто-
му воздействию высоких температур газов в цилиндре.
Водяной насос (рис. 101) имеет остов, состоящий из стани-
ны 13 и корпуса 15, скрепленных между собой болтами. На
одном конце вала 9 консольно расположено бронзовое рабочее
колесо 16, зафиксированное шпонкой 14, бортом вала и глухой
гайкой 19 со стопорной шайбой 18. На другом конце вала 9
размещена шестерня 2, которая получает вращение от коленча-
того вала двигателя через шестеренную передачу.
Опорами вала служат шариковые подшипники и сферичес-
кий подшипник 6. Между подшипниками установлена распорная
втулка 5. Гайка 1 закрепляет на валу шестерню, подшийники,
распорную втулку и отражательную втулку 7. Стопорная план-
ка 3 фиксирует вал с закрепленными на нем деталями от пе-
ремещения в сторону привода.
Для предотвращения утечек воды из водяной полости в кар-
тер двигателя в корпусе 15 установлено сальниковое устройст-
во. Оно состоит из сальниковых колец 12, изготовленных из
142
Рис. 101. Водяной насос:
/, 19— гайки; 2 — шестерня; 3 — стопорная пластина; 4, 6 — подшипники; 5 — распор-
ная втулка; 7 — отражательная втулка; 8 — уплотнительное кольцо; 9 — вал; 10 — на-
жимная втулка* //—втулка; 12— сальниковое кольцо; 13— станина; 14 — шпонка;
/5 — корпус; 16 — рабочее колесо; /7 — головка; 18 — шайба; 20— штуцер
асбестового промасленного шнура, и нажимной втулки 10. Для
уменьшения износа в месте установки сальниковых колец на
вал напрессована закаленная хромированная втулка И.
Подшипники и шестерня смазываются брызгами масла, по-
падающими из картера. Для предотвращения утечек масла на
валу установлена отражательная втулка 7, в проточке которой
свободно сидит разрезное чугунное уплотнительное кольцо 8.
Просочившееся масло по кольцевой канавке и каналам в ста-
нине сливается в картер двигателя. Гребешок отражательной
втулки 7 препятствует попаданию воды в масло. Через штуцер
20 отводятся просочившиеся по уплотнениям вода и масло. Во-
да поступает через горловину головки 17 на рабочее колесо 16
и центробежными силами направляется через улитку насоса в
нагнетательную магистраль двигателя.
6. УСТРОЙСТВА АВТОМАТИЧЕСКОЙ ЗАЩИТЫ ДВИГАТЕЛЯ
В процессе работы двигателя в его системах могут возникать
неисправности, которые приводят к повреждению деталей и
авариям двигателя. Например, увеличенная подача топлива в
цилиндры двигателя из-за неисправностей в системе топливопо-
дачи приводит к чрезмерному повышению частоты вращения ко-
ленчатого вала и возрастанию инерционных сил, опасных для
прочности деталей шатунно-кривошипного механизма. Для уст-
ранения недопустимых режимов работы любой двигатель обо-
143
рудован устройствами автоматической защиты, которые оста-
навливают дизель или снимают с него нагрузку.
Автоматическая защита двигателя состоит из следующих
устройств:
предельного регулятора частоты вращения коленчатого вала;
реле давления масла, контролирующего давление в системе
смазки двигателя;
термореле, контролирующего температуру воды в системе
охлаждения или масла в системе смазки;
манометра, контролирующего давление газов в картере.
Предельный регулятор частоты вращения предназначен для
остановки двигателя в случае, если частота вращения коленча-
того вала превышает наибольшее допустимое значение. Допус-
тимое превышение обычно составляет 11—11,5% номинального
значения частоты. Регулятор размещают на одном из кулачко-
вых валов (сМ; рис. 26, 39). Действие регулятора (рис. 102)
основано на использовании центробежной силы массы груза
для выключения подачи топлива в двигатель.
На валу 2 размещен подковообразный груз 9. К грузу ук-
реплена скоба 7, а пружина 6 внутри скобы прижимает груз к
валу. Груз помещается между'щеками вала и от кругового пе-
ремещения на валу фиксируется штифтом 1. Вал 2 приводится
Рис. 102. Предельный регулятор частоты вращения дизеля 5Д49:
/ — штифт; 2 —вал; 3 — торсионный вал; 4 — рукоятка; 5 — рычаг; б —пружина; 7 —
скоба; 3 —двуплечий рычаг; 9 — груз
144
во вращение от кулачкового вала двигателя посредством тор-
сионного вала 3. Валы имеют шлицевое зацепление.
Затяжку пружины 6 регулируют прокладками так, чтобы
при достижении установленной предельной частоты вращения
центробежная сила груза преодолела ее усилие и груз, передви-
нувшись в радиальном направлении, выбил двуплечий рычаг 8
из зацепления с рычагом 5. Последний неподвижно закреплен
на валу, связанном рычажным механизмом с отсечным валиком
топливных насосов. Рычажный механизм срабатывает и уста-
навливает рейки топливных насосов в положение нулевой по-
дачи.
На валике двуплечего рычага 8 размещается рукоятка с на-
ружной стороны корпуса регулятора. Пользуясь этой рукоят-
кой, можно вручную произвести аварийную остановку дизеля.
На валике рычага размещена снаружи рукоятка 4, которая слу-
жит для установки рычажного механизма в рабочее положение
после срабатывания регулятора.
Бывают случаи, когда при выключенной подаче топлива ди-
зель не останавливается и идет в разнос. Такие явления возни-
кают в результате попадания масла в цилиндры двигателя из
системы воздухоснабжения, например, из-за перетекания масла
из подшипника центробежного компрессора через лабиринты на
вход воздуха в компрессор и далее оно поступает в двигатель.
В этих случаях масло воспламеняется в цилиндрах и заменяет
топливо. Для остановки двигателя в таких случаях необходимо
перекрыть в него подачу воздуха или, если это возможно, дать
нагрузку на двигатель.
Реле давления масла предназначено для снятия нагрузки с
дизеля или его остановки в случае падения давления в системе
смазки двигателя ниже установленных значений для данного
двигателя. Реле (рис. 103) состоит из трех основных узлов: дат-
чика, исполнительного механизма и микропереключателя. Дат-
чик представляет собой сильфон 1, на нижнем донышке кото-
рого укреплен шток 2. Верхний борт сильфона закреплен на
фланце корпуса 3 датчика. Полость корпуса соединена с систе-
мой смазки двигателя.
Исполнительный механизм состоит из рычага 4, вращающе-
гося на неподвижной оси. На одно плечо рычага действует пру-
жина 5, натяжение которой регулируют винтом 7. На другое
плечо действует шток 2 датчика и шток микропереключателя 8.
При давлении масла в полости датчика ниже установлен-
ного регулировкой винтом 7 пружина 5 преодолевает усилия
на плечо рычага 4 от давления штока сильфона и пружины
подвижных контактов микропереключателя. В этом случае ры-
чаг 4 повернут в положение, когда микропереключатель замы-
кает цепь питания током через контакты Кг и Кз. Если давле-
ние масла превысит установленное регулировкой, то шток 2
10-1031
145
Рис. 103. Реле давления масла:
/ — сильфон; 2 — шток; 3 — корпус; 4 — дву-
плечий рычаг; 5—пружина; 6, 7 — головки с
винтом; 8 — микропереключатель
Рис. 104. Термореле:
1 — термобаллои; 2 —капилляр; 3 — сильфон;
4 — пружина; 5 — стакан; 6 — шток; 7 — мик-
ропереключатель
повернет рычаг против часовой стрелки, в результате чего мик-
ропереключатель замыкает цепь на контакты К\ и Кз-
Если реле предназначено для остановки двигателя, то через
контакты /С; и Кз осуществляется питание соленоида блок-маг-
нита золотника остановки объединенного регулятора дизеля
(см. рис. 93).
Таким образом, при уменьшении давления масла ниже уста-
новленного для двигателя значения блок-магнит обесточивается
и регулятор останавливает двигатель.
Если реле предназначено для снятия нагрузки с двигателя,
то через контакты Ki и Кз осуществляется питание системы воз-
буждения тягового генератора.
Термореле предназначено для защиты двигателя от повы-
шения температуры воды или масла выше установленных зна-
чений. Такая защита обычно предусматривает сброс нагрузки
с двигателя.
Термореле (рис. 104) состоит из термосистемы, микропере-
ключателя и механических устройств. Термосистему состав-
ляют термобаллои 1, сильфон 3 и соединяющий их ка-
пилляр 2. Термосистема герметична и заполнена жидкостью,
имеющей большой коэффициент объемного расширения в за-
висимости от температуры. Термобаллон помещен в жид-
кость, температуру которой необходимо контролировать. На
донышко сильфона воздействует пружина 4, затяжку которой
регулируют стаканом 5. Своей резьбой стакан ввертывают в
корпус реле и фиксируют контргайкой. Между донышком силь-
146
фона 3 и микропереключателем размещен шток 6. Жидкость в
термосистеме расширяется при нагревании ее в термобаллоне
1, благодаря чему во внутренней полости создается давление,
которое зависит от температуры. Если это давление недостаточ-
но для преодоления предварительной затяжки пружины 4, то
в микропереключателе 7 замкнута цепь питания током через
контакты Ki и Кз. В противном случае замыкается цепь через
контакты Кг и Кз-
Таким образом, если контакты Ki и Кз находятся в цепи
возбуждения тягового генератора, то при повышении температу-
ры выше той, на которую отрегулирована затяжка пружины 4,
эта цепь разрывается и нагрузка с двигателя снимается.
Манометр давления газов в картере предназначен для за-
щиты двигателя от прорыва газов из цилиндра в картер, что
может служить причиной воспламенения паров масла. Для уст-
ранения концентрации паров обычно производят вентиляцию
картера через систему отсоса в компрессор турбокомпрессора.
Благодаря этому в картере создается разряжение. Наличие
давления в картере указывает на поступление в него газа или
наличие других неплотностей, через которые поступает воздух.
Для такой защиты используют дифференциальный манометр
(рис. 105), на одном из концов которого размещены два кон-
такта 1. Они находятся под напряжением и включены в цепь
реле управления. Другой конец манометра соединен с полостью
картера. Манометр заполнен водой с добавлением хромпика для
подкрашивания и соли для понижения температуры замерза-
ния.
При повышении давления выше допустимого вода замыкает
контакты и в цепи реле управления появляется ток. Реле сра-
батывает и разрывает электрическую цепь питания соленоида
блок-магнита золотника остановки объединенного регулятора
дизеля, что приводит к остановке дизеля.
Для защиты дизеля от взрыва масля-
ных паров устанавливают предохранитель-
ные пружинные клапаны на крышке люков
картера и на люках впускных коллекторов.
Клапаны срабатывают при повышении
давления в картере или коллекторе.
Рис. 105 Манометр давления газов в картере:
I — контакты; 2 — трубка
147
10*
Глава IV
РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. СВОЙСТВА ГАЗОВ
Характеристики состояния. В локомотивных двигателях внут-
реннего сгорания рабочим телом служат воздух и продукты сго-
рания топлива. При расчетах рабочих процессов двигателей счи-
тают, что воздух и продукты сгорания являются идеальными
газами, т. е. у них отсутствуют силы сцепления между молеку-
лами, а сами молекулы представляют собой материальные
точки. Массу рабочего тела, участвующего в процессе преобра-
зования энергии, измеряют в килограммах (G) или киломолях
(М), при этом они связаны соотношением G=mM, где т — мо-
лярная масса, кг/кмоль.
Физическое состояние газа характеризуют его температурой,
давлением и удельным объемом, при этом только две любые из
этих характеристик — независимые переменные. Абсолютная
температура Т=/4-273, где t — температура по стоградусной
шкале Цельсия.
Абсолютное р и избыточное ри давления измеряют соответ-
ственно барометрическими и манометрическими типами прибо-
ров, при этом р=Ри+ро, где р0 — барометрическое атмосферное
давление. В уравнения термодинамики входят абсолютные дав-
ления и температуры. Единицей измерения давлений в системе
СИ принят паскаль (Па).
Если избыточное давление или атмосферное измеряют высо-
той столба жидкости h в метрах, то перевод в требуемые еди-
ницы измерений производят из соотношения
Р=р£й,
где р — плотность жидкости, кг/м3;
£=9,81 м/с2 — ускорение силы тяжести.
Нормальное атмосферное давление ро = 1,013-105 Па и со-
ответствует высоте 760 мм рт. ст. Масса тела G, объем V, плот-
ность р и удельный объем v связаны соотношениями p=G/V;
u = V/G.
Для анализа процессов в дизелях и газотурбинных двигате-
лях обычно применяют -уравнение состояния идеальных газов
в его различных видоизменениях:
pv=RT; pV=GRT\ pV^RyWC, (1)
где R — газовая постоянная идеального газа. Дж/(кг-К) (табл. 5);
=8314- — универсальная газовая постоянная, Дж/(кмоль-К).
Газовая постоянная идеального газа
R^Rp/m.
(2)
148
Таблица 5
Наименование газа
Показатели Кисло- род о2 Азот n2 Воздух О2, N2 Двуокись углерода со2 Водяной пар Н2О Продукты сгорайия' (СО2, НЮ, N2)
Молярная масса, кг/кмоль /?, Дж/(кг-К) 32 260 28,016 297 28,96 287 44,01 189 18,016 462 29,04 286
1 Продукты сгорания дизельного топлива среднего состава (0 = 0,870; Н=0,126:
0=0,004) при коэффициенте избытка воздуха для сгорания <х=1,0.
Независимость значения универсальной газовой постоянной
от природы газа делает удобным при расчетах принимать мас-
су вегцестца в киломолях. Из уравнения (1) можно определить
объем одного киломоля идеального газа Up. при нормальных
физических условиях р0—1,013-105 Па и 7’0=273 К:
8314Г0 8314-273
=22,41 м3/кмоль.
* ро 1,013- 10s
Из курса термодинамики известно, что внутренняя энергия
газа и, энтальйия i и энтропия s являются функциями состоя-
ния газа. Для идеального газа и и i — функции только темпе-
ратуры и определяются в зависимости от нее с точностью до
постоянной интегрирования. В практических расчетах прихо-
дится определять не абсолютные значения этих функций, а их
изменение. Поэтому начальные значения функций не сказыва-
ются на вычислениях.
Термодинамические соотношения между функциями состоя-
ния:
i=u+pt>; (3)
ds=dq/T,
(4)
где dq — элементарное количество подведенного тепла, Дж/кг;
s — энтропия, Дж/ (кг • К);
i и и —энтальпия и внутренняя энергия, Дж/кг.
Теплоемкостью называют количество тепла, которое необхо-
димо сообщить единице количества газа для изменения его
температуры на 1°. Теплоемкость зависит не только от состоя-
ния газа, но и от условий подвода тепла. Поэтому различают
теплоемкости при постоянном объеме с„ и постоянном давле-
нии ср. Они определяются из соотношений:
дд
дТ
(5а)
149
Теплоемкости могут быть отнесены к 1 кг (cv, ср) или
1 кмолю вещества (Cv, Ср), при этом Cv=mcv, Ср=тср; их
размерности соответственно будут Дж/(кг-К) и Дж/(кмоль-К).
Теплоемкости при постоянном давлении и постоянном объе-
ме связаны соотношениями:
сР=с0+Я; (6а)
СР=СО+/?1Х. (66)
В практических расчетах для определения количества теп-
ла, внутренней энергии, энтальпии или энтропии употребляют
значения средней теплоемкости при постоянном объеме или по-
стоянном давлении Ст в интервале температур h—tz‘
Cm^qKt^^'cdtKt^-h), (7)
где С — теплоемкости СР или Ср в зависимости от вида процесса.
Средние молярные теплоемкости газов при постоянном объе-
ме Cvm [кДж/(кмоль-°C)] в интервале температур 0—2200°C
аппроксимируются в зависимости от температуры t уравнения-
ми второй степени:
воздух
eomi=20,455 + 3,095-10~3 (-3,137-10~7 (2; (8а)
продукты сгорания дизельного топлива среднего состава при
«= 1,0
Cvm0 =21,991 +4,929-'! 0~3 (-6,783-10~7 (’. (86)
Для смеси газов значения Cvm вычисляют из выражения
Срщ=5г кСртк, (^)
где гн—доля компонента в смеси;
Сътк — теплоемкость компонента.
Значения внутренней энергии и энтальпии (кДж/кмоль) оп-
ределяют из соотношений:
И = Срт(; (теСрт(.
Если средняя молярная теплоемкость выражена уравнением
Ст=в + 5( + С(2,
то истинная молярная теплоемкость определяется по уравнению
С=а+2Ы+ЗсР.
150
Закон сохранения энергии. Изменение состояния газа в теп-
ловых машинах происходит в самом общем случае с подводом
тепла и совершением работы. Математическим выражением за-
кона сохранения энергии является первое начало термодина-
мики. Для макроскопически неподвижных систем, когда газ как
целое не перемещается в пространстве, например в цилиндре
поршневой машины, первое начало термодинамики в диффе-
ренциальной форме для 1 кг газа имеет вид
dq=du+dL, (10}
где dq — количество подведенного извне тепла к газу;
du — изменение внутренней энергии газа;
dL — работа, совершенная газом.
Если газ движется, к нему подводится извне тепло и он
совершает техническую работу, например в лопаточной маши-
не, то первое начало термодинамики для 1 кг газа имеет вид
dq=du+dL+d (pv)+d (c2/2)+dz, (11)
где d (pv) — работа, совершаемая газом при своем перемещении и затрачивае-
мая иа преодоление внешних сил давления;
d (с2/2) — изменение кинетической энергии газа,
dz— изменение потенциальной энергии газа (энергия положения);
с — скорость газа.
Элементарная работа 1 кг газа на преодоление внешних сил
dL=pdv. (12)
Изменение внутренней энергии 1 кг газа вычисляется из
выражения (5а).
Зависимости давления р от удельного объема v и темпера-
туры Т от v или р устанавливаются из характеристик процес-
сов и уравнения состояния, при этом параметры газа меняют-
ся от одного состояния (индекс 1) до другого (индекс 2)
(табл. 6).
Показатель адиабаты k=c-plcv.
Уравнения первого начала термодинамики могут быть видо-
изменены, если воспользоваться соотношениями (3) и (12):
для неподвижного газа dq=di—vdp,
для движущегося газа, пренебрегая изменением потенциаль-
ной энергии (z=idem), dq—dL-]-di-]-d(c2/2).
Если при движении газа внешнее тепло не подводится
(dq=O) и техническая работа не совершается (dL—O), то
уравнение сохранения энергии принимает вид
i'i+c2i/2—is+ c2il2
или
»+c2/2=cffnst. (13)
151
152
Таблица 6
Наименование «процесса Характеристика процесса Параметры состояния Работа L, ДДс/кг
>=/(©) r,=J(r,j
Адиабатический dq—ds—Q pvk= const* p=const/ofe T2=T1 (»1/o2)'-1 = =Ti (pz/pi) £=[₽1о11/(Л-1)][1-(р2/Р1)(к-1>/*Ь =[/?Г1/й-1][1-(Т2/Т1)]
Политропичес- кий pvn=const* p=consti/on T2=Ti (oi/O2)'’~‘ = = Ti (рз/pi) ^л— =[/?W-l)][l-(T2/T1)]
Изобарический p—const p=const T2=Ti v2/Vi L—p (v2—(T2—Ti)
Изохорияеский v =const — Ti—Tipdpi L=0
Изотермический T =const p=const/» T2=Tt L=piVi In vJvt^RTi In o2/vi
k и п — показатели адиабат а политроп.
В случае торможения движущегося газового потока из урав-
нения (13) следует
i*=cp7’*=/+cV2, (14)
где индекс * указывает значение параметров для заторможенного газового
потока.
Температура Т* в любом сечении канала одинакова и равна
начальной температуре Т*о. Торможение газа предполагается
адиабатическим. Поэтому давление газа в заторможенном по-
токе р*, которое называют полным давлением, может быть вы-
ражено через статическое давление р, если воспользоваться
соотношением между давлениями и температурами для адиаба-
тического процесса:
р*=р (15)
Расход газа (кг/с) через любое поперечное сечение канала
G=p.fpc, (16)
где ji — коэффициент расхода;
f — площадь сечеиия канала, м2;
р, с — плотность в скорость газа в сечении, кг/м3, м/с.
Параметры состояния газа в начале канала (индекс 1) счи-
таются известными. Значения р и с в выходном сечении (ин-
декс 2) в общем случае определяются из уравнения процесса и
уравнения сохранения энергии.
В частном' случае при q=0, L=0, Ci=0 уравнение (16)
преобразуется к виду
1^2 (й-й) =g/ -гЬ- х
кт* V RTt
X /[2Й//г-н1)[(р2/р1)2/*-(р2/Р1)<*+1>/"]. (17)
Для критического режима течения газа, когда
Л
/ 2 \fc_i
Р2<Р2кр = Р1 I
в уравнении (17) для суживающихся каналов следует при-
нимать рг=р2Кр.
Работа расширения или сжатия газа в лопаточных маши-
нах— турбине или компрессоре — происходит без подвода теп-
ла (^i, 2=0). В этом случае из уравнения сохранения энергии
следует L}, 2=i*i—i*2.
Если то Li, 2>0, что соответствует расширению га-
за в турбине; при t*i<i*2, £i,2<0— сжатию газа в компрессо-
ре, когда работа подводится извне.
153
Для турбины
II,2=i*i-i*2==cP (Т^-Г*,) =R[k/(Л-1)]T*i [I-CpVp*!)'*-1’/*], (18)
где Т*1>Т*2; p*t>p*t.
Для компрессора
KD*t 7
“ “И. (19)
P*i / J
где т*а>т*е, p*i>p*i.
В уравнениях (18) и (19) работа £1,2 может быть-выраже-
на в килоджоулях или джоулях на один килограмм газа
(кДж/кг или Дж/кг) в зависимости от размерности газовой
постоянной R.
2. ЖИДКОЕ ТОПЛИВО И ЕГО СГОРАНИЕ
Жидкие топлива представляют собой смеси различных уг-
леводородов сложного состава. Элементарный состав 1 кг топ-
лива выражают долями отдельных элементов:
C+H+O+S=l,
где символы элементов — углерод (С), водород (Н), кислород
(О), сера (S) —выражают их долю в единице массы. Средний
элементарный состав жидких топлив для двигателей внутрен-
него сгорания приведен в табл. 7.
Содержание серы в дизельном топливе обычно незначитель-
но (S^0,00-5), и им часто пренебрегают в тепловых расчетах.
Однако в условиях эксплуатации повышенное содержание сё-
ры оказывает отрицательное влияние на работу поршневых
двигателей внутреннего сгорания, вызывая увеличение износов
деталей и загрязнение двигателя и его систем.
Низшей теплотой сгорания топлива Ни называется количе-
ство тепла, выделяющегося при сжигании 1 кг топлива в усло-
виях, когда образовавшийся водяной пар не конденсируется в
воду. В зависимости от вида тепловых двигателей и области их
Таблица 7
Топливо Элементарный состав 1 кг топлива Низшая теплота сгорания ни , кДж/кг
С н о S
Дизельное Газотурбинное 0,865 0,87 0,126 0,12 0,004 0,005 0,005 0,03 42 500 39 800
15+
Таблица 8
Показатели Топливо
дизельное газотурбин- ное
Цетановое число, йе менее Фракционный состав: 50 % перегоняется при температуре, °C, не менее 96 % перегоняется при температуре, °C, не выше Вязкость: кинематическая при 20 °C, сСт условная при 50 °C, град Температура вспышки, определяемая в закры- том тигде, °C, не ниже Температура застывания, "С, не выше 45 250—290 340—360 2,2-6,0 40—60 -10...—45 2,0 60 5
применения топливо должно удовлетворять определенным по-
казателям (табл. 8).
Интервалы изменения основных показателей зависят от ма-
рок топлива: летнее, зимнее и др.
Цетановое число определяет период задержки воспламене-
ния топлива, т. е. время от подачи топлива в цилиндр до его
воспламенения. Этот период оказывает большое влияние на про-
цесс сгорания, величину и скорость нарастания давления сгора-
ния. При недостаточном цетановом числе возрастает период
задержки воспламенения, увеличивается давление сгорания и
скорость его нарастания.
Фракционный состав показывает, какая доля топлива испа-
ряется при его нагревании до определенной температуры. От
фракционного состава зависит образование смеси топлива с
воздухом в цилиндре, а следовательно, протекание реакций сго-
рания после воспламенения. Большое содержание фракций, ис-
паряющихся при невысокой температуре, может вызывать по-
вышение скорости нарастания давления; утяжеление фракци-
онного состава может привести к неполноте сгорания.
От вязкости топлива зависит протекание процесса его пода-
чи топливной аппаратурой, качество распыливания в цилиндре,
дальнобойность и форма факела. При увеличении вязкости
ухудшается качество распыливания, возрастает неоднородность
размеров капель, длина факела и др. Недостаточная вязкость
может вызвать задиры в плунжерных парах топливных насосов.
Температуры вспышки и застывания соответственно оцени-
вают топливо с точки зрения пожарной опасности при наличии
открытого огня и возможности работы при низких наружных
температурах в случае отсутствия подогрева топлива в емко-
стях. Температурой самовоспламенения топлива называется на-
инизшая температура, при которой топливо самовоспламеняет-
ся без воздействия постороннего источника воспламенения. По
155
опытным данным, в среде сжатого воздуха при давлении 2,5—
3,0 МПа температура самовоспламенения жидких топлив, при-
ближающихся-по составу к дизельному, составляет около 200 °C,
бензина — 260 °C.
Количество воздуха, которое теоретически необходимо для
полного сгорания 1 кг топлива, определяется из реакций окис-
ления элементов топлива. Из стехиометрических соотношений
реакций окисления следует, что для сгорания долей 1 кг мас-
сы топлива углерода С, водорода Н и серы S требуется кисло-
рода соответственно C/12, Н/4, S/32 кмолей. Воздух состоит из
0,21 объемной доли кислорода и 0,79 азота. Будем считать, что
кислород, содержащийся ® топливе в количестве 0/32 кмолей,
участвует в окислении остальных элементов топлива. Из соот-
ношения реакций сгорания, состава топлива и воздуха опреде-
ляется теоретически необходимое количество воздуха Lo в ки-
ломолях для сгорания 1 кг топлива:
£0=.(C/12+H/4 + S/32—О/32)/0,21 (20а)
или в единицах массы (кг/кг)
L'o=28,96L0, (20б>
где С, Н, S, О — доли элементов в топливе, кг/кг;
28,96 — мелярная масса воздуха, кг/кмоль.
При выводе соотношений (20а) и (206) подразумевалось,
что перемешивание топлива с воздухом является совершенным
настолько, что каждая молекула кислорода участвует в окис-
лении топлива и оно сгорает полностью. В дизелях перемешива-
ние-.топлива с воздухом осуществляется внутри цилиндра в те-
чение небольшого отрезка времени и обеспечить совершенное
смесеобразование затруднительно. Поэтому для полного сгора-
ния топлива требуется воздуха больше теоретически необхо-
димого количества. В камерах сгорания газотурбинных двига-
телей имеются хорошие условия для совершенного перемеши-
вания топлива и воздуха. Однако при полном сгорании топли-
ва с теоретически необходимым количеством воздуха темпера-
тура продуктов сгорания может достигать значений, которые не-
допустимы по условиям работы деталей камеры и турбины. Для
снижения температур газов требуется большее количество воз-
духа, чем теоретически необходимое.
Коэффициентом избытка воздуха а называется отношение
действительного количества воздуха к теоретически необходи-
мому:
a=Mi/L0 или a=Gi/£'o, (21)
где Mi, Gi — действительное количество воздуха на 1 кг топлива, соответ-
ственно кмоль/кг, кг/кг.
Из определения коэффициента следует, что если а=1, то
Afi==Lo; Gi=L'o. Различают коэффициент избытка воздуха для
156
сгорания топлива и коэффициент избытка воздуха а суммар-
ный. Для определения а принимают действительное количест-
во воздуха, участвующее в процессе сгорания; ав учитывает
действительное количество всего воздуха, прошедшего через
двигатель, включая воздух, не участвующий в сгорании топли-
ва, т. е. as >а. Если as >а, то суммарный состав продуктов
сгорания на выходе из двигателя будет отличаться от состава,
образующегося непосредственно при сгорании.
Из стехиометрических уравнений реакций окисления можно
определить, что при полном сгорании 1 кг топлива образуются
углекислый газ, водяной пар и сернистый газ в количествах
соответственно C/12, Н/2, S/32 кмолей. Продукты полного сго-
рания топлива содержат также азот как составную часть воз-
духа, который, предполагается, не подвергается окислению; при
а> 1 'в продуктах сгорания имеется избыточный кислород воз-
духа. Количество азота и кислорода при заданном а определяет-
ся объемным составом воздуха: избыточный кислород —
0,21 («—l)Z-o; азот 0,79aLe.
Общее количество киломолей М2 продуктов полного сгора-
ния 1 кг топлива определяется как сумма
M2=C/12+H/2+S/32+0,21 (а—1)£0+
+O,79a£o=C/12+H/2+S/32+ (а—О,21)£о (22а)
или в единицах массы G2 (кг/кг)
(?2=<xZ/o4- 1.
(226)
Если а = 1, то продукты полного сгорания не содержат из-
быточного кислорода и их количество Мо в кмолях/кг будет
Тогда при а>1
Afo=C/12+H/2+S/32+O,79Z.o. (22в)
М2=М0+(а—1)£0. (22г)
Объемные доли продуктов сгорания г0 при а = 1 и избыточ-
ного воздуха га во всей смеси газов с воздухом будут:
г0=М0/М2; га =1—г0.
(Й2д)
Изменение объема продуктов сгорания ДАТ по сравнению с
действительным количеством воздуха будет
ДМ=М2—Mt = Н/4+ 0/32.
Коэффициентом молекулярного изменения свежей смеси ц0
называют отношение количества киломолей продуктов сгорания
к действительному количеству воздуха для сгорания:
ii0=М,/М! = 1+ДМ/М! = 1 + н/4'+0/32— . (23)
aZ-o
157
Коэффициент цо характеризует относительное изменение
объема рабочего тела при сгорании.
Анализ реальных продуктов сгорания жидкого топлива в ди-
зелях и газотурбинных двигателях показывает, что они содер-
жат в небольших количествах продукты неполного сгорания
углерода (СО), окислы азота, а также сажу и углеводороды
как результат крекинга топлив, подвергшегося воздействию вы-
соких температур. Все эти вещества загрязняют окружающую
среду. Поэтому актуальна задача снижения токсичности отра-
ботавших газов двигателей.
3. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ТЕПЛОВОЗНОГО
КОМБИНИРОВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ
Основные определения. Рабочие циклы двигателей отличают-
ся от рассматриваемых в термодинамике теоретических циклов
следующими особенностями:
1. Количество рабочего тела не остается постоянным, а из-
меняется вследствие подачи топлива и его сгорания и замены
рабочего тела — впуска воздуха, удаления отработавших газов
и др.
2. Теплоемкость рабочего тела зависит от температуры и его
химического состава.
3. На всех стадиях рабочего процесса происходит теплооб-
мен между рабочим телом и омываемыми им поверхностями; в
термодинамических циклах предусматриваются только подвод
тепла от горячего источника, отвод тепла холодному источнику
и адиабатическое .протекание процессов сжатия и расширения.
4. На протекание рабочих процессов оказывают влияние кон-
структивные особенности двигателя и время, в течение которо-
го совершаются отдельные стадии процесса.
Расчет рабочего процесса позволяет определить: мощность
и расход топлива двигателей при даданном режиме работы; ха-
рактеристики рабочего тела в цилиндре для оценки условий ра-
боты деталей и расчета их на прочность; влияние конструктив-
ных и эксплуатационных факторов на показатели работы дви-
гателя и др.
В зависимости от целей расчета и желаемой детализации
изучаемых процессов применяют различные методы описания
явлений. Во всех методах используют основные законы термо-
динамики, газодинамики, теплопередачи в виде уравнений сох-
ранения энергии, массы, теплоотдачи и др.. Вследствие большой
сложности процессов, происходящих в двигателях внутреннего
сгорания, в расчеты вводят эмпирические коэффициенты и соот-
ношения.
В тепловозном комбинированном двигателе рабочее тело,
проходящее через поршневую машину, проходит также через
158
агрегаты воздухоснабжения. Помимо газовых связей, между
поршневой машиной и агрегатами воздухоснабжения могут су-
ществовать механические (кинематические) связи. Воздух, по-
даваемый компрессором в поршневую машину, может иметь
охлаждение или подогрев в теплообменнике. Расчет рабочего
процесса должен включать сложные взаимосвязи между порш-
невой машиной и агрегатами воздухоснабжения.
В простейшем методе расчета рабочего процесса не учиты-
ваются в полной мере действительные фазы газораспределе-
ния двигателя, особенности выделения тепла при сгорании топ-
лива в данном двигателе н теплообмена рабочего тела со стен-
ками цилиндра и др.
Исходными данными для простейшего расчета рабочего про-
цесса и построения индикаторной диаграммы являются:
6, е» — степени сжатия двигателя, соответственно геометрическая н дейст-
вительная;
а — коэффициент избытка воздуха при сгорании топлива;
s (<р) —зависимость хода поршня от угла поворота коленчатого вала;
Г) — диаметр цилиндра;
pz — давление сгорания;
Рк, Ту—давление н температура воздуха во впускном коллекторе.
Степенью сжатия называют соотношение характерного объе-
ма цилиндра к наименьшему его объему Vmin или объему ка-
меры сжатия Ус. Для геометрической степени сжатия е харак-
терным является наибольший объем цилиндра Утах; для дейст-
вительной степени сжатия е* — объем Уъ, соответствующий мо-
менту закрытия органов газораспределения (клапанов или
окон) в начале такта сжатия (см. рис. 8 и 13).
Поэтому 8 = Vmax/Vtnln; е0=Уб/Ус-
Зависимость хода поршня от угла поворота коленчатого ^а-
ла s (ср) определяется из кинематики шатунно-кривошипного ме-
ханизма (СМ. ГЛ. VI). РабОЧИЙ Объем ЦИЛИНДра Vh= Утах— Утш;
для двигателя с одним поршнем в цилиндре
где S — ход поршня.
Давление рк и температура Тк во впускном коллекторе для
расчетного режима должны быть заданы. Они могут быть оп-
ределены из условий совместной работы поршневой машины,
агрегатов воздухоснабжения и охладителя воздуха. Значения
геометрической степени сжатия 8 и коэффициента избытка воз-
духа а на номинальной мощности зависят от типа двигателя:
для комбинированного 8 = 11-4-18; а=1,8-4-2,1; без наддува
е=15ч-20; а=1,7-?2,0. Меньшие значения степени сжатия ха-
рактерны для двигателей с повышенным наддувом.
159
В зависимости от режима работы и особенностей системы
воздухоснабжения коэффициент избытка воздуха в тепловозных
двигателях изменяется в широких пределах; при работе без на-
грузки аа*84-10; на частичных нагрузках он может изменяться
между его значениями на холостом ходу и номинальной мощ-
ностью или даже быть меньше приведенных выше пределов.
При расчете рабочего процесса определяются параметры со-
стояния рабочего тела в характерных точках цикла и устанав-
ливаются закономерности изменения этих параметров в про-
межуточных точках.
Наполнение и продувка цилиндра. Для осуществления рабо-
чего цикла поршневого двигателя внутреннего сгорания необхо-
димо удалить из цилиндра продукты сгорания после заверше-
ния процесса расширения и заполнить цилиндр к началу сжа-
тия свежим зарядом воздуха. Выше (см. гл. 1) были рассмот-
рены качественные особенности протекания процессов очистки
цилиндра от продуктов сгорания и наполнения его воздухом.
В термодинамическом расчете рабочего цикла принимают, что
конец наполнения и начало сжатия у четырехтактного двигате-
ля соответствуют .положению поршня в н. м. т., а у двухтактно-
го-— положению поршня в момент закрытия органов газорас-
пределения (рис. 106, точки а). Принятые положения объясня-
ются особенностями процессов газообмена двигателей. У че-
тырехтактных двигателей впускной клапан обычно также за-
крывается с запаздыванием после н. м. т. Однако при закрытии
впускного клапана в процессе сжатия, когда поршень движет-
ся от н. м. т. к в. м. т., проходное сечение клапана быстро умень-
шается. Поэтому условно принимают, что он закрывается в
н. м. т. У двухтактного двигателя значительная доля хода порш-
ня затрачивается на процессы газообмена. Поэтому фактичес-
Рис. 106. Изменение давления в цилиндре:
а — четырехтактного двигателя в процессах наполнения н выпуска; б — двухтактного
двигателя в период газообмена
160
кий конец наполнения к начало процесса сжатия совпадают с
моментом закрытия органов газораспределения.
На зависимостях p=f(V) нанесены также точки b, k, be, be.
соответствующие характерным моментам действия органов га-
зораспределения (см. рис. 8—11 и 13—16), а также отложены
ординаты давлений рк н рт во впускных и выпускных коллекто-
рах или ресиверах. Как видно, процесс наполнения у четырех-
тактного двигателя (рис. 106,а), изображенный линией г—а,
включает период, когда при открытом впускном клапане оста-
ется еще некоторое время открытым (до момента be) выпуск-
ной клапан.
В период k—be одновременного открытия впускного и вы-
пускного клапанов, называемый перекрытием, происходит про-
дувка цилиндра воздухом.
У двухтактного двигателя очистка цилиндров от продуктов
сгорания и наполнения воздухом (рис. 106,6) включает сле-
дующие процессы:
1) свободный выпуск продуктов сгорания из цилиндра в вы-
пускной коллектор, совершающийся от открытия выпускных
окон до открытия впускных (Ь—k);
2) продувка цилиндра в период одновременного открытия
впускных и выпускных окон (k—be);
3) дозарядка цилиндра воздухом в период be—ke, когда
открыты только впускные окна.
Для определения параметров рабочего тела в точке а у двух-
тактного двигателя необходимо взять соответствующий этой
точке объем цилиндра. Потерю доли рабочего объема Ул на
процессы газообмена в двухтактном двигателе учитывают коэф-
фициентом ф. Тогда геометрическая в и действительная е» сте-
пени сжатия выражаются соотношениями:
8= Vmax/Vmln= (К:+ Vh)lVc', (242)
Из этих выражений устанавливается связь между в и в»:
(е0—1)/(е—1) = 1—ф. (25)
Для тепловозных двухтактных двигателей ф = 0,20-ь 0,25.
Совершенство очистки цилиндра от продуктов сгорания оце-
нивается коэффициентом остаточных газов
Т=Л1Г/Л11, (26)
где Мг, Mt — количество киломолей соответственно остаточных газов и по-
ступившего в цилиндр воздуха.
Качество очистки цилиндра от продуктов сгорания оценива-
ется к. п. д. продувки
11-1031 161
ns==Af)/(AfI+Afr) = l/(14-y). (27)
В процессе продувки цилиндра часть воздуха, поступившего
в цилиндр, уходит в выпускной коллектор. Поэтому общий рас-
ход воздуха двигателем Л4К состоит из воздуха, оставшегося в
цилиндре для сгорания топлива Л1ь и ушедшей части при про-
дувке в выпускной коллектор.
Коэффициентом продувки называют отношение всего коли-
чества воздуха AfK, поступившего в цилиндр во время продув-
ки и наполнения, к количеству свежего заряда ЛЬ:
(28)
Давление ра в конце процесса наполнения определяется из
эмпирической зависимости
Ра — %>Р«,
где £ —опытный коэффициент;
рк — давление во впускном коллекторе (ресивере).
Значения коэффициентов у, <р, g и температур остаточных
газов Тг по опытным данным даны в табл. 9.
Рабочее тело в точке а в расчете на 1 кг топлива состоит
из Mi киломолей воздуха и Мг киломолей остаточных газов:
Afa=Afi+Afr=Afi (1+у).
(29)
Воздух, поступающий в цилиндр из впускного коллектора,
подогревается от нагретых поверхностей впускных органов и
цилиндра на некоторую величину АТ. Обычно принимают ДГ«
да5ч-15. Температура Та рабочего тела в точке а определяется
из баланса энтальпий /а=Л+Л-
или
Срт аМаТа — Срт\М\ (Тк-!-ДТ) -^-СрттМгТг.
Можно положить, что средние молярные теплоемкости сме-
си, воздуха и остаточных газов равны, т. е. Cpma — Cpmi = Cpmr-
Таблица 9
Тип двигателя 7 ¥ С Тг, к
Четырехтактный: с наддувом 0,01—0,03 1,05—1,15 0,9*0—0,95 800-900
без наддува 0,03—0,06 — 0,85—0,90 800—900
Двухтактный: прямоточная щелевая 0,03—0,07 1,4-1,5 0,95—1,05 700—800
продувка прямоточная клапан- 0,06—0,12 1,4-1,5 0,95—1,05 700—800
но-щелевая продув-
ка
162
Поеле преобразований и с учетом зависимостей (26) и (29) по-
лучим выражение для определения температуры рабочего тела
в начале сжатия:
Гк+АГ+уТг
1+у
(30)
где Тк — температура воздуха во впускном коллекторе (ресивере);
АГ— значение подогрева воздуха;
Тт — температура остаточных газов.
Теоретическим зарядом цилиндра AfT называют количество
воздуха, которое может заполнить рабочий объем Vh у четы-
рехтактного двигателя или полезный объем (1—ф) у двух-
тактного при параметрах воздуха перед впускными органами —
давлении рк и температуре Тк.
Из уравнения состояния определим:
четырехтактный двигатель Мт—ркУь/К^Тк;
.. рк(1—Ф)Тл
двухтактный двигатель Л1Т =-----.
Коэффициентом наполнения т^ называют отношение количе-
ства воздуха Mi, поступившего в цилиндр, к теоретическому
заряду цилиндра Мт:
n^Mi/Mt. (31)
Из равенства (29) и уравнения состояния следует
Ра Уг
Ma=Mi (1+?)= —— ’
А|Х 1 а
откуда
Ра Va
Afi = Z 77“ 7
RpT* (1+Y)
Подставив в выражение (31) значения Mi и Мт и выразив
отношение объемов Уа/Уь из равенства (24) через степень сжа-
тия, получим соотношение для определения коэффициента на-
полнения четырехтактного двигателя:
t]0={8/(8-l)](PaTK)/(paTe)/l+Y). (33)
Для двухтактного двигателя в формуле (32) вместо геомет-
рической степени сжатия е необходимо подставлять действи-
тельную степень сжатия е0.
Из этих выражений следует, что коэффициент наполнения
зависит от отношения давлений и температур, измеряемых пе-
ред впускными органами цилиндра и в начале процесса сжа-
тия, а также от коэффициента остаточных газов. На коэффици-
ент наполнения не оказывают непосредственного влияния усло-
вия на впуске в двигатель, т. е. наружные температура и дав-
ление, сопротивление фильтров и охладителей воздуха и др.
11« 163
Коэффициент наполнения оценивает только совершенство кон-
струкции впускных органов, очистки цилиндра и др.
Для двухтактного двигателя теоретический заряд цилиндра
может быть определен также для всего рабочего объема цилин-
дра Уд. Тогда отнесенный к этому коэффициент наполнения бу-
дет связан с коэффициентом т]0 соотношением, выражающим
количество поступившего в цилиндр воздуха:
Af1=T)nAfT=T)0*AfT/i.
Из этого равенства следует
ty»=(.l—ф)т]0. (33)
Рассмотрим влияние конструктивных и эксплуатационных
факторов на коэффициент наполнения. Течение воздуха через
впускные органы цилиндра сопровождается гидравлическими
потерями, обусловленными наличием трения между воздухом
и стенками, завихрениями потока вследствие его поворотов и
резким изменением сечений. Представим ра=рк—где
Дрвп оценивает гидравлические потери на впуске. Чем больше
эти потери, тем ниже давление ра и коэффициент наполнения т^.
Из гидравлики известно, что работа сил гидравлических со-
противлений при турбулентном течении пропорциональна квад-
рату скорости потока. Если воспользоваться уравнением сохра-
нения энергии для 1 кг движущегося газа и принять, что от-
сутствует теплообмен и начальная скорость воздуха перед впуск-
ными органами цилиндра равна нулю, то перепад давлений
на впуске может быть выражен
&Рвп — Рк—Ра — (1 +Во)Рвп " ’
где Бо — суммарный коэффициент гидравлических потерь во впускной систе-
ме; £о==2, б-т-4;
Рвп — плотность воздуха;
с8ц — скорость воздуха в выходном сечении клапана.
Приведенная зависимость позволяет оценить влияние часто-
ты вращения коленчатого вала на коэффициент наполнения.
Для этого используем уравнение неразрывности потока во
впускном клапане и цилиндре
Свп?вп'= of,
где с—скорость поршня;
f,n> f — площади впускного сечения и цилиндра.
Тогда caa—cf/fвп*
Так как скорость поршня с пропорциональна частоте враще-
ния коленчатого вала п, то
164
тогда Др»п~Лл2,
где k, kt), ki — коэффициенты пропорциональности.
Таким образом, потери давления на впуске пропорциональ-
ны квадрату частоты вращения коленчатого вала. Поэтому уве-
личение частоты вращения при прочих равных условиях сопро-
вождается уменьшением коэффициента наполнения.
Качество очистки цилиндра от продуктов сгорания влияет
на коэффициент наполнения: чем больше коэффициент остаточ-
ных газов у, тем меньше т|Ю. Коэффициент остаточных газов для
данного двигателя зависит от режимов работы и состояния вы-
пускного тракта, т. е. его гидравлических сопротивлений, кото-
рые могут увеличиваться вследствие отложений нагаров на вы-
пускных окнах, в сопловом аппарате турбокомпрессора и др.
При увеличении гидравлических сопротивлений на выпуске по-
вышается у и уменьшается r]t> в результате прямого влияния у
на tit, и повышения температуры Та в начале сжатия.
Значительное влияние на наполнение четырехтактного дви-
гателя оказывают фазы газораспределения — опережение от-
крытия и запаздывание закрытия впускного клапана и запазды-
вание закрытия выпускного. Количественное влияние фаз газо-
распределения на заряд цилиндра воздухом может быть изуче-
но посредством применения методов расчета, изложенных в
гл. V.
Значения коэффициента наполнения т]» тепловозных двига-
телей находятся в следующих пределах:
четырехтактные:
при «=7504-1000 об/мин — 0,874-0,97;
при «=10004-1500 об/мин — 0,82-4-0,92;
двухтактные с прямоточной продувкой — 0,85—0,95.
Сжатие. В начале сжатия состояние рабочего тела характе-
ризуется давлением ра, температурой Та и объемом Va (см.
рис. 106,а и б, точка а). Количество рабочего тела Ма определя-
ется из уравнения состояния. Рабочее тело состоит из воздуха
и остаточных газов.
Процесс сжатия создает условия, необходимые для воспла-
менения и сгорания топлива. При термодинамическом расчете
принимают, что конец сжатия соответствует наименьшему объе-
му цилиндра, а параметры рабочего тела характеризуются дав-
лением рс и температурой Тс (точка с, см. рис. ПО). В двига-
теле с самовоспламенением необходимо, чтобы температура
воздуха в конце сжатия была достаточной для самовоспламе-
нения топлива, поданного в цилиндр. Это условие определяет
наименьшую степень сжатия. Действительная степень сжатия
выбирается больше наименьшего значения по следующим со-
ображениям:
1) обеспечение надежного пуска холодного двигателя и его
работы при низких температурах наружного воздуха;
165
2) повышение термического к. п.д. двигателя, обеспечивае-
мое повышением степени сжатия;
3) сокращение периода задержки воспламенения топлива и
более плавное нарастание давления при сгорании топлива.
Верхний предел степени сжатия ограничивается наибольшим
давлением сгорания, на которое рассчитывают детали на проч-
ность. Повышение давления сгорания вызывает увеличение по-
терь на трение в шатунно-кривошипном механизме. Известно,,
что при е>20 термодинамический к.п.д. двигателя увеличива-
ется незначительно. При сжатии механическая энергия расхо-
дуется на изменение внутренней энергии рабочего тела, в ре-
зультате чего его температура и давление повышаются.
При сжатии между рабочим телом и стенками цилиндра
происходит теплообмен: в начальный период сжатия темпера-
тура стенок превышает температуру рабочего тела и к нему
подводится тепло, а в последующем направление теплового по-
тока изменяет свой знак. Помимо этого, происходит некоторая
потеря рабочего тела в картер двигателя благодаря утечкам
через неплотности поршневых колец. Поэтому процесс сжатия
является политропическим с переменным показателем поли-
тропы.
Рассчитывая состояние рабочего тела в процессе сжатия,
принимают показатель политропы сжатия постоянным. Для лю-
бой точки на линии сжатия давление р и температура Т опреде-
ляются из уравнений политропического процесса:
р = ра (Va/V) Т=Та (Va/V)"^1 , (34)
где ра, Та, Va — давление, температура и объем рабочего тела в начале
сжатия (точка, а);
V — объем рабочего тела для расчетной точки;
«1 — показатель политропы сжатия.
Для тепловозных двигателей по опытным данным «1 = 1,354-
4-1,38. Параметры конца сжатия (точка с) при объеме Vc опре-
деляются:
л, _ _ л,—1
Рс—paS ; Те=Тае
Для двухтактного двигателя в эти соотношения следует под-
ставлять действительную степень сжатия е0 вместо геометри-
ческой е.
На изменение показателя политропы влияют такие конст-
руктивные и эксплуатационные факторы, которые изменяют
теплообмен между рабочим телом и стенками, при этом чем
больше тепла отводится от рабочего тела к стенкам, тем мень-
ше показатель П\. К числу факторов, уменьшающих Гч, отно-
сятся: понижение температуры стенки вследствие изменения
температуры охлаждающей воды, уменьшение частот враще-
ния коленчатого вала, уменьшение геометрических размеров ци-
линдра и др.
166
Рис. 107. Схема камер сгорания двигателей с внутренним смесеобразованием
и воспламенением от сжатия:
а, б — неразделенные; в», г — неразделенные с вытеснителем; д, е, ж — разделенные
(вихревая, предкамера и предкамера с изменяющимся объемом)
Смесеобразование и сгорание. В конце процесса сжатия в
цилиндр начинает поступать топливо. Начало топлива соответ-
ствует углу <рт, а параметры состояния рабочего тела в этот
момент соответствуют точке т на индикаторной диаграмме (см.
рис. 8—И и 13—16). Смесеобразование обеспечивает такое рас-
пределение топлива в камере сгорания, которое позволило бы
наиболее эффективно использовать кислород воздуха для сго-
рания топлива. Эти цели в двигателях с внутренним смесеоб-
разованием достигаются подбором соответствующих форм ка-
мер сгорания, созданием вихревых движений воздуха в каме-
ре, распределением топлива по объему камеры и др.
Камеры сгорания двигателей с внутренним смесеобразова-
нием можно разделить на две основные группы: неразделенные
(рис. 107,а, б), или однокамерные, и разделенные (рис. 107,д,
е, ж), или двухкамерные. В мощных тепловозных двигателях
применяют в основном камеры неразделенные. В них осущест-
вляется чисто объемное смесеобразование. Эти камеры наибо-
лее компактны и обеспечивают наименьшие тепловые потери в
систему охлаждения. Вращение воздуха в камере создается в
период наполнения благодаря тангенциальному и наклонному
расположению каналов в крышке цилиндра по отношению к от-
верстию впускных клапанов (четырехтактный двигатель) или
благодаря тангенциальному и наклонному расположению
впускных окон во втулке цилиндра по отношению к оси цилин-
дра (двухтактный двигатель). Топливо по объему таких камер
распределяется за счет рационального направления и числа
струй топлива, впрыскиваемого через отверстия распылителя
форсунки. За период впрыска давление топлива перед распы-
лителем изменяется от начального, соответствующего затяжке
167
пружины иглы форсунки (20—35 МПа), до наибольшего, дости-
гающего при полной цикловой подаче 50—100 МПа. Такие дав-
ления впрыска топлива определяют повышенные требования к
конструкции топливной аппаратуры и качеству ее изготовления.
В камерах неразделенных с вытеснителем (рис. 107, а, г)
осуществляется объемно-пленочное смесеобразование, при ко-
тором часть топлива (~50%) распыливается в объеме камеры
специальной формы, размещенной в головке поршня, а другая
часть образуется в виде тонкой пленки на поверхности камеры.
В камерах этого типа движение воздуха происходит в резуль-
тате вытеснения части его из надпоршневого пространства; в
неразделенных камерах с вытеснителем (рис. 107,г) воздуш-
ному заряду при впуске придают также вращательное движе-
ние посредством тангенциального направления каналов в крыш-
ке цилиндра. Топливо, попавшее на стенки камеры, нагревает-
ся и испаряется под действием высоких температур стенки
(~300—400°C), а движение воздуха в пристеночном слое и ка-
мере обеспечивает образование смеси топлива с воздухом.
В разделенных камерах смесь топлива с воздухом вначале
образуется в дополнительных камерах — вихревой (рис. 107, д)
или предкамере (рис. 107, е). Объем вихревой камеры дости-
гает 45—55%, а предкамеры — 25—30% всего объема камеры
сжатия. Камеры соединены с надпоршневым пространством
каналами, сечения которых составляют соответственно 1—2,5 и
0,5—1% сечения цилиндра. Во время сжатия воздух перетека-
ет из падпоршневого пространства в камеру.
В разделенной камере (рис. 107, ж) канал, соединяющий
предкамеру с надпоршневым пространством, перекрывается вы-
ступом на головке поршня. Между выступом и стенками кана-
ла при положении поршня в в. м. т. имеется небольшой зазор.
При движении поршня сечение этого канала изменяется, бла-
годаря чему изменяется объем, где происходит сгорание топ-
лива. Первоначальное воспламенение и сгорание топлива про-
исходят в небольшом объеме предкамеры. По мере удаления
поршня от в. м. т. к объему предкамеры добавляется непрерыв-
но увеличивающийся объем над поршнем, в котором также со-
вершается горение топлива, выброшенного из предкамеры. Та-
кое устройство камеры сгорания позволяет уменьшить наиболь-
шее давление сгорания в надпоршневом пространстве.
Благодаря тангенциальному направлению канала воздух в
вихревой камере получает вращательное движение. Топливо по-
дается в камеру по направлению, несколько смещенному отно-
сительно центра камеры и совпадающему с направлением вра-
щения воздуха. Движущийся воздушный заряд пересекает
струи топлива и распределяет его частицы по объему камеры.
В предкамерах при втекании с большой скоростью воздух
получает интенсивную турбулизацию, что способствует переме-
шиванию топлива с воздухом. После воспламенения несгорев-
168
шее топливо и продукты сгорания выбрасываются из камеры в
надпоршневое пространство, где происходит его дожигание в
среде оставшейся части воздушного заряда.
Разделенные камеры имеют повышенные тепловые потери
вследствие развитых поверхностей охлаждения, а также увели-
ченные газодинамические потери при перетекании воздуха и
продуктов сгорания через горловину камеры. Поэтому двигате-
ли с разделенными камерами имеют невысокую экономичность.
Использование интенсивных вихревых движений и турбулиза-
ции воздуха для смесеобразования в этих камерах обусловлива-
ет меньшую требовательность к качеству распыла и точности
изготовления прецизионных деталей топливной аппаратуры.
Для образования надлежащей смеси топлива с воздухом не-
обходимо в неразделенных камерах выбирать форму камеры
сжатия в соответствии с количеством и направлением топлив-
ных факелов, их дальнобойностью, мелкостью распиливания
топлива, а также учитывать вихревые движения воздуха в ка-
мера.
При истечении из отверстия форсунки струя топлива распа-
дается на капли. Совокупность капель образует факел топлива,
движущийся в камере сгорания (рис. 108). По мере удаления
ст отверстия распылителя объем факела увеличивается в ре-
зультате движения воздуха, увлекаемого движущимися капля-
ми, и подсасывания воздуха внутрь факела. Распределение топ-
лива в факеле неравномерно по сечению, особенно у основания
факела. Для струйных форсунок наибольшая концентрация топ-
лива k наблюдается по оси факела.
В факеле имеются капли топлива различного диаметра. Ка-
чество распиливания оценивается средним диаметром капель,
определяемым из суммарной кривой распределения капель по
размерам n=f(d). Средний диаметр капель dcp уменьшается
при увеличении давления впрыскивания, уменьшении сечения
каждого отверстия распылителя с сохранением суммарного се-
чения всех отверстий за счет увеличения их количества, увели-
чении давления воздуха в цилиндре двигателя.
Рис. 108. Структура факела топлива и мелкость распиливания:
i — дальнобойность; к — концентрация топлива; dCp —диаметр капель, мкм; л — число
капель (в %)
169
Дальнобойность топливного факела при объемном смесеоб-
разовании подбирается такой, чтобы топливо не попадало на
стенки; при недостаточной дальнобойности топливо будет со-
средотачиваться в ограниченном объеме вблизи форсунки, где
воздуха может оказаться недостаточно для полного сгорания
топлива. Дальнобойность факела зависит от давления впрыски-
вания, диаметра капель, плотности воздуха и др.
При движении факела происходит некоторая сепарация ка-
пель по размерам. Мелкие капли, в особенности в наружном
слое факела, затормаживаются скорее на небольшом расстоя-
нии от форсунки. Более крупные капли, обладающие большей
кинетической энергией, проникают в более удаленные части ка-
меры сгорания. Таким образом, в двигателях с самовоспламе-
нением наблюдается большая неоднородность состава смеси по
объему камеры.
Сразу после начала впрыскивания в среду сжатого воздуха
начинается подготовка топлива к воспламенению. Капли нагре-
ваются, и температура топлива повышается тем быстрее, чем
выше температура и давление воздуха в момент впрыскивания
и развития факела. Скорость нагревания капель зависит от их
диаметра и относительной скорости движения капель в возду-
хе. Когда температура на поверхности капли достигнет опреде-
ленного значения, начинается испарение топлива. Сначала ис-
паряются более легкие фракции, по мере повышения темпера-
туры капель — более тяжелые. Темпера-
тура начала испарения зависит от сорта
топлива.
При достижении определенной темпе-
ратуры в испаренной части топлива и на
поверхности капель начинаются реакции
между молекулами топлива и кислоро-
дом воздуха. Часть химических реакций
совершается с поглощением теплоты, а
другая — с выделением. Наконец насту-
пает момент, когда начинают преобла-
дать реакции с интенсивным выделением
теплоты, топливо воспламеняется и сго-
рает.
В процессе сгорания топлива разли-
чают четыре характерных периода
(рис. 109).
Суммарная относительная подача
топлива в цилиндр о=1,0 соответствует
всему количеству топлива, поданному в
цилиндр за цикл, а суммарное относи-
тельное количество теила х—1,0 — всему
количеству тепла, выделившемуся при
сгорании этого топлива.
170
Рис. 109. Изменение
параметров рабочего те-
ла (р, Т), подачи топли-
ва (о) и выделения теп-
ла (х) в период сгора-
ния топлива в зависимо-
сти от угла <р
Первый период (J) — от начала поступления топлива в ци-
линдр (<р=фт) до начала заметного выделения тепла, при ко-
тором давление р начинает повышаться и отрывается от линии
давления сжатия. Это период задержки воспламенения топлива.
Протяженность периода оценивают углом <р, или соответствую-
щим ему временем Ti—q>i/(6n). За этот период происходит фи-
зико-химическая подготовка топлива к воспламенению.
Второй период (IJ) —от начала выделения тепла до момен-
та достижения наибольшего давления сгорания. Период харак-
теризуется быстрым повышением давления в цилиндре и воз-
растающей скоростью выделения тепла dx[dy вплоть до ее наи-
большего значения. В течение этого периода горит топливо,
которое было впрыснуто за первый период, и часть впрыснуто-
го за второй.
Третий период (I1J) —от наибольшего давления сгорания до
наибольшей температуры рабочего тела в цилиндре. Сгорание
топлива происходит при снижающемся давлении в цилиндре;
скорость выделения .тепла также понижается.
Четвертый период (IV)—догорание топлива. В двигателе с
самовоспламенением вследствие несовершенства внутреннего
смесеобразования горение топлива в этот период происходит
замедленно даже при больших коэффициентах избытка возду-
ха. Интенсивность горения топлива уменьшается также вслед-
ствие загрязнения камеры продуктами сгорания, образовавши-
мися в предшествующие периоды.
Определяющую роль в протекании кривой давления имеет
период задержки воспламенения. Чем более продолжителен
этот период, тем большее количество несгоревшего топлива
скапливается в цилиндре к моменту начала воспламенения. При
воспламенении этого топлива происходит интенсивное выделе-
ние тепла, в результате чего наибольшее давление сгорания по-
вышается, увеличивается скорость повышения давления dpfdq
(«жесткость» работы). Это приводит к росту динамических на-
грузок на детали остова и шатунно-кривошипного механизма
двигателя и к необходимости увеличения массы деталей для
обеспечения их прочности. По экспериментальным и теоретиче-
ским данным проф. Толстова А. И., период задержки воспламе-
нения Тг может быть выражен
тг=В (Тф)те£/(Л'1 т>, (35)
где В = Во (1— кп);
Во, к — постоянные двигателя;
р, Т — давление и температура в цилиндре в момент
впрыска топлива;
е=2,7182—основание натуральных логарифмов;
£=20-10’4-25-103 Дж/моль — постоянная топлива;
т«0,5 —постоянная.
171
Рис. НО. Расчетные индикаторные диаграммы двигателей:
а — четырехтактный; б — двухтактный
Из уравнения (35) следует, что чем больше давление р и
температура Т в цилиндре в момент впрыска, тем меньше ц.
Из предыдущего вытекает, что уменьшение т, приводит к мень-
шим давлениям сгорания. В зависимости от угла опережения
подачи топлива <рт изменяются р и Т. Поэтому изменение угла
опережения подачи топлива используется для регулирования
давления сгорания.
Состояние рабочего тела при сгорании изменяется в зави-
симости от угла поворота коленчатого вала (или объема цилин-
дра) в результате действия совокупности сложных процессов:
выделения теплоты при сгорании; изменения состава рабочего
тела при сгорании вследствие увеличения содержания трехатом-
ных газов вместо двухатомных, что обуславливает изменение
теплоемкости; совершения механической работы; теплообмена
со стенками.
Термодинамический расчет процесса сгорания производится
при следующих предпосылках (рис. 110):
действительная кривая давлений р в процессе сгорания за-
меняется изохорой с—z'(Vc=const) и изобарой z'—z(pz —const);
начало подвода теплоты к рабочему телу совершается в точ-
ке с, находящейся на пересечении изохоры с расчетной поли-
тропой сжатия;
точка z находится на пересечении изобары с политропой
расширения.
Состояние рабочего тела в точке z определяется из уравне-
ния первого начала термодинамики:
Q=Uz—Uc+Lci,
где Q — тепло, пошедшее на изменение внутренней энергии и совершение-
работы при переходе рабочего тела из состояния -в точке с к со-
стоянию в точке г;
172
U c, Ux—внутренняя энергия рабочего тела в точках сиг;
LCI — внешняя работа на участке с—г.
При решении этого уравнения количество тепла и рабочего
тела принимают из условия сжигания 1 кг топлива. Выразим
<2=У/и.
где § — коэффициент эффективного выделения теплоты до точки г, выбирае-
мый по опытным данным;
Ни — низшая теплота сгорания топлива.
При сжигании 1 кг топлива количество рабочего тела опре-
деляется:
в точке с
Mc=Ma=Mi+Mr-
в точке z
Мг~Мг+Мг,
где Мз — общее количество продуктов полного сгорания топлива.
Степень повышения давления при сгорании топлива Х=
==pz/pc.
Действительный коэффициент молекулярного изменения оп-
ределяется как отношение числа киломолей в цилиндре после
сгорания к их числу до сгорания:
Мз+Мг Цо+у
Mi+Afr 1+у
(36)
где go и у — определяются по формулам (23) и (26).
Выразим значения внутренней энергии и работы, для чего
воспользуемся основными уравнениями, характеризующими
свойства газов:
C/z—"U c — CvrnzMztz—Cpmc^ctc',
Lcz = pz (Vz*—*Vc)—gz Vz—iXpcVcJ
PzVz—Rp, MzTg' pcVc=R p McTc.
После подстановки в уравнение первого начала термодина-
мики значений всех величин и преобразований получаем урав-
нение сгорания:
Cpmztz** f.. . . 'VCvmctc+kR □. —-273/?" , (37)
и LAfi (1+у) и
где Cpmz, Cvrnc — средние молярные теплоемкости газов соответственно при
постоянном давлении и постоянном объеме в точках г и с.
Значения теплоемкостей определяют из соотношений:
Cpmz~r и Сот;-|-ГоСито5
(Cwmi + yCumo)/(!+?).
173
где га. Го — объемные доли избыточного воздуха и про-
дуктов сгорания при а=1;
Cvmi, Cvmo — вычисляют по формулам 8а и 86 при темпе-
ратурах tz и tc\
4?р.=8,314 кДж/(кмоль-К) —универсальная газовая постоянная.
Так как теплоемкость Cpmz зависит от температуры tz, то
из уравнения (37) значение этой температуры определяют ме-
тодом последовательных приближений.
По опытным данным g =0,704-0,85,1=1,44-2.
В тепловозных двигателях в зависимости от значения над-
дува и быстроходности р2=б4-13 МПа. Расчет ряда деталей на
прочность производится по значению pz. Обеспечение требова-.
ний по надежности и долговечности двигателя при повышенных
давлениях сгорания приводит к увеличению массы двигателя.
С другой стороны, повышение 1, а следовательно, и pz приводит
к увеличению к. п. д. двигателя. Поэтому рациональное значе-
ние pz выбирается с учетом удовлетворения противоречивых тре-
бований к двигателю.
Степень предварительного расширения p = VzjVc. Подставив
в это уравнение значения Vz и Vc из уравнений состояния, по-
лучим
Р= (R (pJR^McTc)(38)
Тогда Vz=pVc.
Расширение. От точки z начинается процесс расширения га-
зов в цилиндре. При расширении продолжается горение топли-
ва, а затем его догорание и происходит интенсивный теплооб-
мен между газами и поверхностями камеры. Параметры состоя-
ния рабочего тела изменяются так, что показатель политропы
расширения является переменным. Для простоты определения
параметров считают, что расширение происходит с некоторым
постоянным средним показателем политропы п2-
Конец расширения (см. рис. НО, точка Ь) у четырехтактно-
го двигателя принимают в н. м. т., а у двухтактного — в начале
открытия окон или клапана. Давление рь и температуру Тъ газа
в конце расширения определяют из соотношений политропичес-
кого процесса:
Р* Pz „ Tz_____________Tz
Рь** ~ 1 — 1
(VbIVz)nt (Va/V,)"*" 8Л2
Степень последующего расширения
6=V(,/Vz=e/p.
Для двухтактного двигателя в выражении (40)
следует подставить действительную степень сжатия еи. По опыт-
ным данным для тепловозных двигателей п2 = 1,254-1,30.
174
(39)
(40)
вместо е
Подставляя в уравнения (39} вместо Уъ значения текущего
объема V, можно определить параметры состояния рабочего
тела в любой промежуточной точке политропы расширения.
Показатели рабочего процесса. Средним индикаторным дав-
лением pi называется отношение работы газов за цикл L к ра-
бочему объему цилиндра Уд, т. е.
pi=LIVh. (41)
Единицами измерений приняты: pi — Па; L — Дж; Уд — м3.
В четырехтактном двигателе в работе действительного цик-
ла учитывают только такты сжатия и рабочего хода. Такты
выпуска и наполнения являются вспомогательными и предна-
значены для* смены рабочего тела. Работу газов в течение этих
ходов относят к механическим потерям. В двухтактном двига-
теле этих вспомогательных ходов нет. Для кругового процесса
Va Ve
L=&pdV= $PvdV+ jpcdV,
’ Vc Va
где pf — текущее давление в процессе расширения по линии г'—z—b (см.
рис. 410);
ре — текущее давление в процессе сжатия по линии а—с.
Если при вычислении работы сжатия поменять местами пре-
делы интегрирования, то получим
1 Va 1 Va
pi— . J PpdV— J pedV — ppm—pern,
Vhyc Vh vc
где ppm, pen — средние давления в процессах расширения и сжатия при из-
менении объема от Vc до Va.
Из выражений для L и pi вытекает геометрический смысл
(см. рис. ПО) работы и среднего индикаторного давления: ра-
бота изображается площадью, ограниченной линиями а—с—г'—
z—b—а- среднее индикаторное давление — это разность между
средними давлениями в процессах расширения и сжатия при
изменении объема от Ус до Уа. В двухтактном двигателе ! и р,-
вычисляют для полезной части хода поршня, когда объем из-
меняется от Ус до Уа=Ус+(1—ip) Ул- Для определения средне-
го индикаторного давления рг-р по расчетной индикаторной диа-
грамме выразим значения работ газа в процессе расширения и
сжатия:
Lcz = pz (Vz—Ve) —pcVck (p—1);
Lzb^ (PzVz-pcVb)^ (&?*"'] =
«2—1 «2-1 L \ Vb / J
=PzVc
«2—1
175
1 Or Vo Г /V. Vi-Л
Lea- — (pcVc-paV«) = -2^-
«1—1 «I—<1 L \.VaJ J
_ Pc^c /1___ 1 \
~ Л|-4 ея,-1 j
_ 1______________ r
1ОГДЗ Pip~ у L%b Lca).
После подстановки и преобразований получим
P(S“
лх
рае
е—1
(р—1) +
1р
tiz—1
• (42)
Размерность давления pip такая же, как и ра. Для двухтакт-
ного двигателя вместо геометрической степени сжатия 8 и сте-
пени предварительного расширения б следует подставлять зна-
чении е и б».
Площадь действительной индикаторной диаграммы меньше
площади расчетной диаграммы из-за скруглений в точках с, г',
г и в конце расширения. Поэтому среднее индикаторное давле-
ние действительного цикла определяют:
в четырехтактном двигателе pi=q>nPip;
в двухтактном двигателе (отнесенное ко всему ходу поршня)
Pi—фп(1—ф)р»р. где фп — коэффициент полноты диаграммы.
По опытным данным, значения фп составляют: четырехтакт-
ный двигатель — 0,97—0,99; двухтактный двигатель: прямоточ-
но-щелевая продувка—1,0; прямоточно-клапанная продувка —
0,97—0,99.
Индикаторной мощностью двигателя Nt называют работу га-
зов в единицу времени. Работа газов за цикл в одном цилиндре
по формуле (41) £=106р<Ул, где р{ выражено в МПа. Число
циклов в 1 с при заданной частоте вращения коленчатого вала
п (об/мин) и тактности двигателя т составит
п/(6ОгД). (43)
Индикаторная мощность двигателя (кВт)
„ l&piVhnz piVhtiz
Ni —” = * (4 4)
10»-30r 0,03т
где z — число цилиндров.
Расход воздуха на цикл выразим, воспользовавшись соот-
ношениями (21) и (31):
PsVh
Кр.1к
где р«, Тк —давление и температура воздуха во впускном коллекторе;
gn—расход топлива иа цикл, кг.
176
Тогда
5и=(П»/(<х2-о)]Рк^л/(^д 7к).
(45)
Индикаторным к. п. д. т), называют отношение количества
теплоты, превращенной в механическую работу, к затраченному
количеству теплоты: i}i = \0~3L/g^Hu.
После подстановки входящих в это выражение значений и
преобразований получим
aLopiTK
т]г=8,314 ~------
ЛиТ]орк
(46)
Для двухтактного двигателя в формулах (45) и (46) вместо
коэффициента наполнения Tju следует подставлять значение это-
го коэффициента т|ол, вычисленное по уравнению (33) и отне-
сенного к рабочему объему цилиндра.
В двигателе с самовоспламенением от сжатия при постоян-
ной частоте вращения коленчатого вала среднее индикаторное
давление и мощность изменяются за счет регулирования цикло-
вой подачи топлива. В связи с этим в широких пределах изме-
няется коэффициент избытка воздуха для сгорания, т. е. изме-
няется качество рабочей смеси. При уменьшении подачи топли-
ва коэффициент избытка воздуха увеличивается, а среднее ин-
дикаторное давление уменьшается (рис. 111).
На протекание индикаторного процесса комбинированного
двигателя в этом случае оказывают заметное влияние условия
на впуске, т. е. давление и температура воздуха во впускном
коллекторе. Один и тот же воздушный заряд цилиндра может
быть получен при различном сочетании давления рк и темпера-
туры Тк. Кроме того, на параметры рабочего процесса могут
накладываться ограничения по механической или тепловой на-
пряженности, например условие поддержания давления сго-
рания, не превышающего определенный уровень. Поэтому изме-
нение индикаторного к. п.д. от коэффициента избытка воздуха
не будет однозначным и. зависит от условий на впуске и нала-
гаемых ограничений на рабочий процесс. Наивысшие значения
индикаторного к. п.д., например, для дизеля 10Д100 при под-
держании постоянной температуры воздуха -в ресивере Тк и ус-
тановленном постоянном угле опережения подачи топлива до-
стигают при а=2,14-2,5.
При понижении а возрастают потери тепла в систему ох-
лаждения и с отработавшими газами вследствие более высоких
температур газов в цилиндре в процессе горения и расширения.
Еще большее понижение будет приводить к неполному сгоранию
топлива из-за несовершенства внутреннего смесеобразования и
дальнейшему понижению индикаторного к. п.д. При увеличении
а за пределы оптимальных значений индикаторный к. п.д. умень-
шается, так как возрастает доля потерь тепла в систему ох-
лаждения. При постоянном угле опережения подачи топлива
12—1031 I77
Рис. Ill, Зависимость индикаторных показателей от коэффициента избытка
воздуха двигателя 1 ОД 100:
п=850 об/мин; T'K“Const.
Рис. 112. Зависимость индикаторных показателей от угла опережения пода-
чи топлива двигателя 2Д100:
pj®=CO*lSt
давление сгорания р: понижается по мере увеличения коэффи-
циента избытка воздуха а, что объясняется в основном пони-
жением давления рк в ресивере, определяющем давление нача-
ла сжатия. С увеличением коэффициента избытка воздуха
уменьшается располагаемая энергия отработавших газов перед
турбиной турбокомпрессора, что приводит к уменьшению дав-
ления наддува рк. Степень повышения давления при сдораиии
Л изменяется в небольших пределах.
Угол опережения подачи топлива — это регулировочный па-
раметр. Если среднее индикаторное давление pi поддерживать
постоянным за счет изменения цикловой подачи топлива, то
при некотором угле опережения подачи <рт индикаторный к. и. д.
достигает наибольших значений (рис. 112). При увеличении <рт
наибольшее давление сгорания pz повышается вследствие уве-
личения индикаторного периода задержки воспламенения. Тем-
пература выпускных газов из цилиндра также имеет наи-
меньшее значение при некотором угле фт, который может не сов-
падать с углом, соответствующим паггбольшему индикаторному
к. п. д.
Расход топлива на единицу индикаторной работы g, в
кг/(кВт-ч) можно получить из баланса теплоты для 1 кВт-ч —
g;H..r\i = 3600, тогда
£,=360(У(ЯиТь) • (47)
В результате расчета рабочего процесса двигателя опреде-
ляются индикаторные показатели двигателя — мощность, к. п. д.,
178
удельный расход топлива; на основе построения индикаторной
.диаграммы определяются параметры состояния рабочего тела
а цилиндре в любой точке рабочего цикла.
Совместная работа поршневой машины с агрегатами воздухо-
снабжения. При расчете рабочего процесса поршневой части
комбинированного тепловозного двигателя предполагались за-
данными параметры состояния воздуха (рк, Тк) на впуске в
двигатель. Значения этих параметров на номинальном режиме
работы комбинированного двигателя выбираются на основе ва-
риантных расчетов поршневой машины с агрегатами воздухо-
снабжения. Параметры выбирают из условий реализации тре-
буемой мощности, к. п.д., габаритных размеров, массы и т. д.
Например, более глубокое охлаждение на номинальном режиме
воздуха, поступающего в двигатель, т. е. низкие температуры
Тк, целесообразно по условиям увеличения воздушного заряда
цилиндра при сохранении давления рк или уменьшения этого
давления при сохранении воздушного заряда. Однако пониже-
ние температуры Тк связано с увеличением поверхностей охлаж-
дения или дополнительными затратами мощности на эти нужды.
Поэтому для тепловозных двигателей на номинальном режиме
и стандартных атмосферных условиях (0,1013 МПа, 20 °C) при-
емлемыми считают температуры 7'к^330°К-
В зависимости от типа двигателя системы воздухоспабжения
имеют сбои особенности, которые были рассмотрены ранее.
В двухтактном двигателе для продувки цилиндра от продуктов
сгорания и его заряда свежим воздухом необходимо, чтобы на
всех режимах давление воздуха перед двигателем рк превосхо-
дило давление после двигателя рт, т. е. рн>рт.
Двухтактный двигатель имеет также высокий коэффициент
продувки, что приводит к разбавлению продуктов сгорания пос-
ле двигателя продувочным воздухом и понижению температуры
отработавших газов Тт. Значения рт и Тт определяют уровень
теплоперепада па турбине, срабатываемого в свободном турбо-
компрессоре и используемого для создания давления воздуха
перед двигателем. Вследствие низкого начального значения эн-
тальпии отработавших газов требуемое давление рк может не
•обеспечиваться одним турбокомпрессором. В этом случае необ-
ходимо применить вторую ступень сжатия воздуха в компрес-
соре, приводимом от коленчатого вала.
В четырехтактном двигателе не накладывается ограничений
на соотношение давлений рк и рт. Коэффициенты продувки ци-
линдра невысокие, что обеспечивает сравнительно высокие зна-
чения температур газов после двигателя. Тт. Поэтому распола-
гаемый теплоперепад газов оказывается достаточным для обес-
печения от одного свободного турбокомпрессора требуемого дав-
ления воздуха рк на входе в двигатель.
Рассмотрим элементы- совместного расчета системы возду-
хоснабжения и двигателя. При расчете полагаем постоянными
12* 179
давления газов после двигателя рт и воздуха перед двигателем
рк, т. е. применяется изобарная система наддува. Для схем-, ра-
зобранных в гл. II, соблюдается материальный баланс между
поршневой машиной и агрегатами воздухоснабжения, т. е. коли-
чества воздуха и продуктов сгорания сохраняются равными.
Расход топлива в единицу времени (кг/с) В Л/,/3600.
Расход воздуха (кг/с) GK=as L'0B.
Суммарный коэффициент избытка воздуха
а Е = <ра,
где ф — коэффициент продувки.
Суммарное количество продуктов сгорания Gr в килограм-
мах и Мг в киломолях на 1 кг сжигаемого топлива с учетом
расхода воздуха на продувку определяются из выражений:
Gr=l +as Lfo’,
где go — коэффициент молекулярного изменения;
L'o, £0 — теоретически .необходимое количество воздуха соответственно для
сгорания 1 кг топлива, кг, кмоль.
Кажущаяся молярная масса продуктов сгорания mT=GT]Mr.
Газовая постоянная продуктов сгорания
Количество продуктов сгорания после двигателя в единицу
времени (кг/с)
бт=(14-<хЕ
Продукты сгорания в комбинированном двигателе направля-
ются после поршневой машины в турбину. Температура газов
перед турбиной определяется из внутреннего теплового ба-
ланса поршневого двигателя. Баланс составляется на 1 кг топ-
лива:
+аЕ1<оСрт1|/к = й«Т]/ + 11иф4-Л^гС'ртг^т,
где Cpmt, — средние молярные теплоемкости воздуха и продуктов сгора-
Сртг иия при постоянном давлении и температурах соответственно
И /т",
ф — доля тепла., потерянная в систему охлаждения двигателя,
Включая «насосные» потери в четырехтактном двигателе и
охлаждение в выпускном коллекторе.
В левой части этого равенства составляющими подводимой
к двигателю теплоты являются теплота сгорания топлива и эн-
тальпия поступающего воздуха; в правой части — доля тепла,
превращенная в индикаторную работу, потерянная в систему
охлаждения и на «насосные» потери, и энтальпия продуктов
сгорания.
Значения теплоемкостей Cpmi и Сртг вычисляют из уравне-
ний (6), (8), (9).
180
Доля тепла -ф, потерянная в систему охлаждения и на «на-
сосные» потери, и индикаторный к. п„д. т|< для тепловозных
двигателей, по опытным данным: т),=0,444-0,47; ф=0,124-0,18.
Из уравнения баланса энергии определяется температура
газов перед турбиной:
(1—И1 Ф) “bctgAoCp/ttj/K
(т- ----------------------- . (48)
AlrCpmr
Так как Сртг является функцией /т, то уравнение (48) ре-
шается относительно tr методом последовательных приближе-
ний.
В турбокомпрессоре мощность, развиваемая турбинным коле-
сом, расходуется на сжатие воздуха в компрессоре. Уравнение
баланса мощности турбины и компрессора будет Nt—Nk. Ис-
пользуем это уравнение для установления связей между дав-
лением газа перед турбиной и давлением воздуха после комп-
рессора. Выразим значения NT и NK из соотношений рабочих
процессов лопаточных машин при секундных расходах воздуха
GK и продуктов сгорания GT:
_ kr
Nt = Gti\t ,
Кг—-1
1
kr— 1
kr
7CT
k ( £_! \ 1
Nk—Gk . RT I k 1 I
к—'1 \ / Т]тад..
где Т|т — эффективный к. п. д. турбины;
Лкад — адиабатический к. п. д. компрессора;
k, kr — показатели адиабат воздуха и продуктов сгорания;
R, Rr — газовые постоянные воздуха и продуктов сгорания, кДж/(кг-К);
лт — степень понижения давления воздуха- в турбине;
Ли — степень повышения давления воздуха в компрессоре;
Т-— температура воздуха иа- входе в компрессор.
После подстановки в уравнение баланса мощностей и пре-
образований получим
k-\
k
1 _ j fer—'1 RT Gh kk ~~1 (49)
fer~ 1 k—1 RrTr Gt ЛтИкаД
k,
»T
Равенство (49) устанавливает зависимость степени пониже-
ния давления газов в турбине лт от степени повышения давле-
ния воздуха в компрессоре пк и позволяет определить одну из
этих величин, если известна другая.
181
При выпуске газов из турбины в атмосферу и всасывании
воздуха из атмосферы в компрессор используют соотношения:
Рт Рк1____
Ятв . j Лк— »
Ро Т Дрт Ро““Арф
fe-l
k 1
’jt—1
Чкад
тде р«ь Гн, — давление и температура воздуха после компрессора;
Дрт—сопротивление на выпуске газов из турбины;
Дрф — сопротивление фильтра на впуске воздуха в компрессор.
При одноступенчатом наддуве и наличии охладителя возду-
ха (см. рис. 68) давление и температура на впуске в двигатель
определяются из соотношений:
Рк~ (₽0 Дрф)Лд-<Дрх1
(fe—1\
А I
/-Д/х,
Т)кад /
где Дрх — гидравлическое сопротивление охладителя;
Д^х — значение понижения температуры воздуха" в охладителе.
По опытным данным, для тепловозных комбинированных
двигателей можно принимать: Дрт=Дрф=0,0024-0,003 МПа;
Лрх=0,0034-0,005 МПа; Лт=0,704-0,80; Пкад=0,734-0,85; &= 1,4;
£г=1,34.
Если задано давление рк и температура воздуха Тк на впус-
ке, то из приведенных соотношений определяют степень повы-
шения давления воздуха в компрессоре лк и величину охлажде-
ния воздуха в охладителе Д/х, а затем определяют степень пони-
жения газов в турбине лт и давление газов рт перед турбиной.
При двухступенчатом наддуве и размещении охладителя пос-
ле агрегатов наддува (см. рис. 67) давление и температура на
впуске в двигатель:
рк— (ро Лрф)Лк1Як2—Дрх!
(k— 1 \ / k-\ \
k J / k |
. | 71 KI II , . «К2 “I I
4------------/ I 1+ --------- / — Д/х,
Т)кад1 / \ Чк«Д2 /
^адТ'пкада/—характеристики компрессоров ступеней наддува.
В случае размещения охладителя между ступенями надду-
ва выражения для определения рк и Тк должны быть составле-
ны с учетом местоположения охладителя.
182
Если задано давление рк и температура Тк, а по условиям
продувки и наполнения цилиндра двухтактного двигателя вы-
брано давление газов после двигателя рт, то из приведенных
соотношений определяются лт, лК2, Лкь Д/х. Элементы расчета
импульсной системы наддува более сложны, см. раздел моде-
лирование рабочего процесса.
Мощность и экономичность двигателя. От фланца коленча-
того вала двигателя мощность передается потребителям энер-
гии: тяговому генератору (при электрической передаче) и л И
гидравлической передаче, тормозному компрессору, приводу вен-
тиляторов обслуживаемых систем (холодильника тепловоза,
охлаждения электрических машин) и др. Мощность, измеряемую
на фланце вала, называют эффективной. Эта мощность на ус-
тановившемся режиме работы меньше индикаторной на вели-
чину всех механических потерь в двигателе.
Механические потери в двигателе:
I) на трение между движущимися деталями: трение поршня
и поршневых колец о стенки цилиндра, трение в подшипниках
коленчатого и распределительного валов и др.;
2) на привод вспомогательных механизмов двигателя — на-
сосов масляного, водяных, топливных;
3) на привод агрегатов возлухоснабжепия, если они приво-
дятся в действие от коленчатого вала;
4) на очистку и наполнение цилиндров четырехтактного
двигателя («насосные» потери); в двухтактйом двигателе этих:
потерь нет;
5) на сопротивление воздуха или газов движущимся дета-
лям шатунно-кривошипного механизма.
Эффективная мощность комбинированного двигателя с си-
ловой газовой турбиной
#е=у1._ум+#т,
где Мм —мощность всех механических потерь в двигателе;
Мт — мощность силовой турбины, передаваемая на вал отбора мощности^
Механический к. п. д. двигателя т]м есть отношение эффектив-
ной мощности к индикаторной:
т)м=№/М» l-(^-WT)/M.
Если силовая турбина отсутствует, то (VT=0,
ты=1-АММ. (50)
Средним эффективным давлением ре называется отношение-
эффективной работы к рабочему объему двигателя. По аналогии
с выражением для индикаторной мощности для эффективной
мощности (кВт)
Ne = ре Vhnz/ (0,03т). (51)
183
Справедливы также соотношения
Р« = ПмР<=Рг—Рн = Р1 (1—Ри/р<)>
где рм — среднее давление механических потерь, МПа.
По опытным данным, мощность механических потерь зави-
сит в основном от частоты вращения коленчатого вала двига-
теля; на ее значение оказывают влияние давление воздуха на
впуске в двигатель рк и температура смазочного масла tu. Дав-
ление воздуха на впуске определяет значение давления в ци-
линдре за рабочий цикл, что влияет на величину удельных дав-
лений между трущимися парами, а в четырехтактном двигате-
ле еще и на потери «насосных» ходов. От температуры масла
зависят его вязкость и силы жидкостного трения.
Достоверное определение мощности трения может быть сде-
лано на основе опытных данных или расчетах всех- составляю-
щих потерь, что представляет большие трудности. Поэтому для
определения мощности механических потерь на номинальном
режиме могут быть использованы опытные значения механичес-
кого к. п. д. двигателей г]м:
Четырехтактные:
с наддувом
без наддува
Двухтактные:
с наддувом
без наддува
ре= 1,2=1,8 МПа; г]ч =0,804-0,92;
ре=0,6н-0,8 МПа; r]«=O,754-OJ80;
Ре=0,7=О,9 МПа; г]и=0,754-0,85;
Ре-'ОЛ+О.б МПа; т]м=0,704-0,80;
Для тепловозных четырехтактных двигателей, по опытным
данным, мощность механических потерь на других режимах ра-
боты
Мм = Ммо (Л|/Ло)в (Рк/рко) 6 (/моЛм)е,
где Ммо —‘мощность механических потерь на номинальном ре-
жиме;
л, «о, Рк, Рио, /м, Л«о — частота вращения коленчатого вала, давление в воз-
душном коллекторе и температура масла иа входе в
двигатель, при которых определена мощность Nut>,
а также при изменившихся условиях работы.
По опытным данным, а« 1,9-4-1,95; Ъ«0,14-0,12; с«0,84-
4-0,85.
При. постоянной частоте вращения вала, пренебрегая влия-
нием других факторов, можно положить NM~ const. Из выра-
жения (50) видно, что при Ne=0 (холостой ход) tim=0; по
мере увеличения нагрузки механический к. п.д. увеличивается.
Эффективным, к. п. д. rie называется отношение количества
теплоты, эквивалентной эффективной работе, к располагаемой
теплоте, внесенной с топливом в двигатель:
П«=3600М./(ВчЯи) =3600/(£еЯ«), (52)
где Вч — часовой расход топлива двигателем, кг/ч;
8е=Вч№» —эффективный удельный расход топлива, кг/(кВт-ч).
(84
Показатели
10Д100 1 2Д100 SWH
Степень сжатия:
геометрическая в 18,6 18,6 —-
действительная в» Коэффициент избытка воз- духа: 15,-1 >15,1 13,5
в цилиндре а 2,0 1,85 1,84
суммарный as 2,82 2,58 2,61
Коэффициент остаточных га- зов у 0,06 0,06 ОДО
Давление воздуха на впуске в двигатель рк, МПа 0,221 0,132 0,219
Степень повышения давления при сгорании к 124 1,67 1,86
Наибольшее давление сгора- ния pt, МПа Средние давления, МПа: 9,8 8,6 10,8
индикаторное pi 11,13 0,795 1,10
эффективное р« К. п. д.: 0,912 0,611 0,891
индикаторный T)i 0,466 0,47 0,45
эффективный Ле Параметры газа Перед тур- биной: 0,376 0,36 0,364
давление рт, МПа 0,167
§
Таблица 10
Дизели
14Д40 ' 1-5Д49 2-2Д49 2-5Д49 1Д49 2Д70 12Д70 ЗД70 ПД1 М756
12,2 12,2 12,2 112,2 12,8- 12,8 12,5 12,5 13,5
14,5
2,0 . 2,22 2,65 2,1 2,1 2, Г
2,78 2,15 2,37 2,12 2,10 2,35 2,21 2,27 2,28 2,6
0,10 0,03 0,03 0,03 0,00 0,02 0,02 0,03 0,02 0,03
0,201 0,235 0,246 0,287 0,31 0,24 0,23 0,294 0,162 0,172
1,65 — — — — 1,37 1,47 1,28 1,51 1,55
10,6 11,1 1'1,1 12,5 10,0 10,8 11,0 11,8 6,4 8,8
1,02 1,43 1,265 1,83 2,04 1,54 1,56 4,90 1,035 0,981
0,787 1,205 1,08 1,6 1,745 1,353 1,417 1,665 0,'897 0,806
0.44 0,468 0,470 0,449 0,446 0,47 0,467 0,476 0,438 0,43
0,34 0,384 0,392 0,392 0,39 0,414 0,430 0,409 0,38 0,366
— 0,221 0,236 0,250 0,246 — — * — —•
Продолжение табл. 10
Дизели
Показатели 10Д100 2Д100 11Д45 14Д40 1-5Д49 2-2Д49 2-5Д49 1Д49 2Д70 12Д70 ЗД70 ПД1 М756
температура /т, °C Фазы газораспределения °, п. к. в.: 410 400 495 500 540 485 590 610 530 545 585 530 580
открытие впускных клапа- нов до в. м. т. — — — — 55 55 55 48 50 50 65 80 50
закрытие впускных клапа- нов после н. м. т. — — — — 30 30 30 36 45 45 45 35 56
открытие выпускных кла- панов или окон до и. м. т. 56 56 90 90 50 50 60 68 50 50 50 70 56
закрытие выпускных кла- панов или окон после н. м. т. (четырехтактный — в. м. т.) 56 56 52 52 35 35 40 60 45 45 60 83 50
открытие продувочных окон до н. м. т. 40 40 46 44 — — — —- — — — — —
закрытие продувочных окон после н. м. т. 64 64 46 44
Справедливы также соотношения:
г]е=т]мг]/; g«=g>/n«-
Основные характеристики рабочих процессов тепловозных
двигателей приведены в табл. 10.
4. РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ЛОПАТОЧНЫХ МАШИН
Турбина. Адиабатический процесс расширения газов в турби-
не в координатах энтальпия i — энтропия s изображен на
рис. 113 адиабатой 1*—2. Начальное состояние газа на входе в
турбину характеризуется давлением p*i и температурой T*i по
заторможенному потоку. Статические параметры газа на входе
Ръ Т\. Конечное состояние газа в статических параметрах соот-
ветствует давлению pz и температуре Tz- На рис. 113 также по-
казаны изобары p*i, pi, р2-
Общий адиабатический теплоперепад, срабатываемый в сту-
пени турбины йо, для 1 кг газа равен разности энтальпий его
начального и конечного состояний Zt0 = i*i—i2.
Часть общего теплоперенада может срабатываться в сопло-
вом аппарате, а другая часть — на рабочем колесе турбины.
Обозначим статическое давление газа на выходе из соплового
аппарата рс, изображенное на рис. 113 соответствующей изоба-
рой. Пересечение изобары рс с адиабатой 1‘—2 определяет тем-
пературу Та при адиабатическом расширении газа в сопловом
аппарате.
Действительный процесс расши-
рения газа в сопловом аппарате со-
провождается гидравлическими по-
терями, которые вызываются тре-
нием вязкого газа в пограничном
слое каналов соплового аппарата,
трением частиц газа между собой и
вихреобразованиями в потоке. Эти
потери увеличивают энтальпию газа
на выходе из соплового аппарата.
В результате этого действительные
параметры состояния газа соответ-
ствуют точке Ъ, а линия 1*—Ъ — дей-
ствительный процесс расширения га-
за в сопловом аппарате. Потери в
сопловом аппарате йс выражаются
разностью энтальпий ha = ib—ia. Ади-
абатическое расширение газа на ло-
патках рабочего колеса соответству-
ет адиабате b—d. Адиабатический
Рис. 113. Рабочий процесс тур-
бины
187
теплоперепад hoz на рабочих лопатках выражается разностью
/182 = 1*—ia-
Течение газа через рабочее колесо по каналам, образован-
ным лопатками, сопровождается также гидравлическими поте-
рями. Эти потери состоят из потери на удар газа о переднюю
кромку лопатки при входе в канал, на трение в пограничном
слое и вих'реобразования в потоке газа. Эти потери увеличива-
ют энтальпию газа на выходе. В результате этого действитель-
ные параметры состояния газа соответствуют точке е, а линия
b—е — действительный процесс расширения газа на рабочем ко-
лесе. Гидравлические потери на лопатках рабочего колеса вы-
ражаются разностью энтальпий /1л=1е—id-
Степенью реактивности р называют отношение адиабатиче-
ского теплоперепада на рабочих лопатках к общему адиабати-
ческому теплоперепаду ступени:
Р=Ло2/Ао=(Ло—йо1)/йо- (58)
Турбины условно делят на реактивные и активные в зави-
симости от степени реактивности турбины: р = 0 — активная;
р>0 — реактивная.
В активной ступени турбины предполагается, что весь рас-
полагаемый теплоперепад срабатывается до конечного давле-
ния в сопловом аппарате (/i02==O; Рс=р2); на рабочих лопат-
ках турбины давление остается постоянным. Сечение каналов
соплового аппарата суживается к выходу. Рабочие лопатки ак-
тивной ступени выполняются такой формы, чтобы между ними
образовались криволинейные каналы постоянного сечения. В ре-
зультате преобразования энергии газ на выходе из соплового
аппарата имеет большую скорость. При течении по рабочим
лопаткам газ изменяет свое направление. При повороте струи
возникает центробежная сила, которая давит на вогнутую сто-
рону лопатки, заставляя ротор вращаться.
В реактивной ступени турбины расширение газа происходит
в сопловом аппарате и на рабочих лопатках. Поэтому каналы
соплового аппарата и рабочих лопаток выполняют суживающи-
мися к выходу. На лопатки рабочего колеса оказывают воз-
действие не только центробежные .силы потока газа при изме-
нении его направления, но и реактивное давление в направле-
нии, обратном направлению вытекающего из каналов потока та-
зов. Исследованиями показано, что р — переменная по высоте
лопатки и возрастает в направлении от корня к периферии ло-
патки. Поэтому все турбины в той или иной степени реактивны.
Изменение параметров газового потока происходит не толь-
ко по координате в направлении течения, например вдоль оси
осевой турбины, но и по радиусу. Для упрощения расчет пара-
метров газа ведут на среднем радиусе лопатки, считая задачу
одномерной.
188
Рассмотрим потери в ступени турбины, кроме гидравличес-
ких потерь в сопловом .аппарате и. на рабочих лопатках. При
вращении рабочего колеса возникают потери иа трение о газ.
Если газ подводится на части окружности рабочего колеса, т. е.
имеется парциальный подвод, то возникают вентиляционные
потери: лопатки, на которые газ не поступает, работают как ло-
патки •вентилятора.
Между рабочими лопатками и корпусом имеется радиальный
зазор, который необходим для устранения задевания лопаток о
корпус при их деформации от температур и центробежных сил.
Часть газа перетекает через этот зазор, не участвуя в преобра-
зовании энергии. Кроме того, газ перетекает в этом зазоре
через периферийный торец лопатки от вогнутой к выпуклой сто-
роне лопатки из-за градиента давлений в межлопаточном кана-
ле. Это приводит к дополнительным потерям на трение, вих-
реобразование и др. В результате этих потерь теплосодержание
газа после рабочего колеса возрастает.
Газ покидает рабочее колесо с некоторой скоростью, обла-
дая запасом кинетической энергии. Кинетическая энергия, со-
ответствующая выходной скорости газа, в данной ступени не
преобразуется в мощность, снимаемую с вала. Поэтому ее счи-
тают потерей. В многоступенчатых турбинах не используется
лишь энергия, соответствующая выходной скорости в последней
ступени. Поэтому потери с выходной скоростью в промежуточ-
ных ступенях не являются потерями турбины в целом.
Параметры состояния газа по заторможенному потоку на
выходе из ступени турбины соответствуют точке 2* с учетом по-
терь: на утечку газа через радиальные зазоры /гут; на трение
диска и вентиляцию /гТв; с выходной скоростью Совершен-
ство рабочего процесса турбины оценивается .рядом .к. п. д. Адиа-
батический, иди лопаточный, к. п. д. Над учитывает гидравличес-
кие потери энергии в сопловом аппарате и в рабочем колесе:
ho— (h-c+hn)
ho
(54)
Окружной к.п.д. т]и учитывает потери энергии в сопловом
аппарате, рабочем колесе и с выходной скоростью:
ho—(he+hn + hs)
т]и=------7--------- • (55)
ho
Внутренний к. n. д. т]г учитывает все потери в турбине, за
исключением механических потерь на трение в подшипниках:
hi Ло—(Лс+Лл+Лв+й^т+йтв)
— =------------------------- • (56)
«о «о
Эффективный к. п. д. есть отношение тепла, эквивалент-
ного механической работе, которая может быть снята с вала
189
Рие. 114. Изменение скоростей
на лопатках турбины:
Ci. сг — абсолютные скорости входа
газа на рабочие лопатки и выхо-
да на них; <4, <ц —углы, образо-
ванные векторами скоростей с, и с,
и плоскостью вращения рабочего
колеса; и —окружная скорость на
среднем радиусе лопаток; wt, шг —
относительные скорости входа газа
на лопатки и выхода его; Pi, —
углы, образованные векторами от-
носительных скоростей с плоско-
стью вращения рабочего колеса
турбины, к располагаемому адиаба-
тическому перепаду тепла; учиты-
вает все потери в турбине, включая
механические:
1)е = Г)мГ)<- (57}
Оценим влияние некоторых Пара-
метров на окружной к. п. д. осевой
турбины т]и. Для этого на среднем,
радиусе по высоте рабочей лопатки
рассмотрим характер изменения ско-
ростей газа в канале рабочих лопа-
ток (рис. 114). Скорость Ci на вхо-
де в рабочие лопатки определяется
перепадом тепла, срабатываемого в
сопловом аппарате при расширении
газа от давления p*i до рс. Направ-
ление каналов соплового аппарата
на выходе газа соответствует углу
cci, а направление каналов рабочего
колеса —углу рг.
Изменение относительной ско-
рости течения газа в каналах
лопаток рабочего колеса от Wi на входе до w2 на выходе вы-
зывается расширением газа от давления рс до давления р2. При
проходе через каналы лопаток рабочего колеса газ меняет свое
направление. Вследствие поворота струи и ее ускорения возни-
кает сила, приложенная к лопаткам. Возникновение этой силы
объясняется тем, что на обеих сторонах лопатки образуется
разное давление. Если представить изменение давления по ши-
рине канала в виде некоторой эпюры давлений р, то на вогну-
той стороне лопатки давление выше, чем на выпуклой Харак-
тер эпюры объясняется действием инерционных сил при пово-
роте струи газа в межлопаточном канале — сил, которые при-
жимают частицы газа к вогнутой поверхности лопатки, созда-
вая на ней повышенное давление.
Обозначим векторы абсолютных и относительных скоростей
соответствующими индексами с черточкой наверху. Скорости
связаны между собой векторными соотношениями:
a<i=ci—и; c3=u+w3. (58)
В прямой задаче следует считать заданными значениями ci,
ai и р2. Каждое из приведенных соотношений позволяет опре-
делить по две неизвестных величины — pi, Wi, а2, с2. Для этого
следует воспользоваться проекциями скоростей на ось, совпада-
ющую с направлением окружной скорости и, и перпендикуляр-
ную к ней ось, параллельную оси турбины.
190
Связь между скоростями на входе в рабочие лопатки и на
выходе из них найдем из уравнения сохранения энергии для
сечений перед колесом и за ним в относительном движении без
учета гидравлических потерь на лопатках:
1ь+«>21/2=‘а + «'2г/2,
где ib, й — энтальпия газа в точках bud (см. рис. 113).
Тогда ______________
№2=1^ai2t + 2 (is—id).
Гидравлические потери на рабочих лопатках учтем коэффи-
циентом ф уменьшения выходной скорости в относительном
движении и, принимая во внимание, что ib—id=hO2 — pho, полу-
чим
O'2 = '|’V< ttf2l + 2pft0.
Гидравлические потери в сопловом аппарате учтем коэффи-
циентом <р уменьшения абсолютной скорости на выходе потока
газа из аппарата. Воспользуемся уравнением сохранения энер-
гии и выразим ___
d=rp 2й01 = <Р (1—р)й0.
С другой стороны, значения скоростей С\ и w2 могут быть
выражены с учетом тепловых потерь в сопловом аппарате hc
и на рабочих лопатках /гл:
d = V2 (й01-йо) = V2 [(1-р)й0-йс];
w2=¥w2i+2 (рй0—йл).
Из приведенных равенств определяются относительные поте-
ри в сопловом аппарате и на рабочих лопатках:
=(1-<р2)(1-р);
Йо
йл/йо=1/2[(1/ф2)—1>22/йо=Ф2 (1-р) l(W)-l] (WC1)2.
Относительная потеря с выходной скоростью
йв/йо=с22/(2йо)=ф2 (1—р) (c2/ci)2.
При адиабатическом истечении газа через сопловой аппа-
рат и рабочее колесо абсолютная скорость выхода сад=У2/го-
После подстановки в уравнение (55) значений потерь и пре-
образований с учетом соотношений (58) получим выражение
окружного к. п.д. от параметров потока:
t)u = 2 (u/Сад) [<pV 1—Р COS <Х1—я/сад+ф COS f5jX
X / <р2(1—р)+р + (и/сад)2—2<pV 1—р cos ai (и]сл?) ]. (59)
191
Рис. 1,15. Зависимость окруж-
ного К. П. Д. 1)и ОТ и/Сад ДЛЯ
ступени турбины:
Р =0 — активная; р =0,5 — реактив-
ная
Таким образом, окружной к. п.д,
зависит от отношений окружной
скорости и к адиабатической ско-
роста истечения с«д, реактивности
Р, потерь, оцениваемых коэффици-
ентами <р, ф, и углов си и {to- Наи-
большие значения окружного к. п. д.
активной ступени (рис. 115) дости-
гаются при и/сад== 0,4 4-0,5, а для ре-
активной при м/сад=0,5-г0,85. В ре-
активной ступени по сравнению с
активной обеспечивается более ши-
рокий диапазон отношения скоро-
стей и!сал, где к. п.д. т)ы имеет до-
статочно высокие значения. Поэто-
му целесообразно применять реак-
тивные турбины в двигателях с широким диапазоном режимов
работы по нагрузке.
Степень понижения давления газа в турбине (см. рис. 113)
л*т=р*1/р2. Температура после турбины в результате адиаба-
тического расширения газа T2 = T*i/n;*T(fe~1)/fe
Температура после турбины Те определяется из уравнения
(54) в результате его преобразования:
Т,= Т*!
1— fl— , п ,
Работу адиабатического расширения 1 кг газа в турбине
£Тад согласно соотношению (18) выразим
£тад"=/*1—/2= 7 RT*t .
Дг—] I —1)/К]
Полезная мощность турбины (кВт)
(60)
(61)
где GT — расход газа через турбину, кг/с;
— работа адиабатического расширения газа, кДж/кг.
По опытным данным, для осевых турбин в зависимости от
их размеров и конструкции можно принимать: т]и =0,75-4-0,89;
т)„=0,964-0,97; и=3004-350 м/с; &г= 1,33-4-1,35.
Более высокие значения окружного к.п.д. т)и относятся к
многоступенчатым турбинам с повышенным расходом газов.
В многоступенчатой турбине срабатываемый теплоперепад - на
одной ступени реактивной турбины составляет 80—120 кДж/кг.
Радиальные турбины применяют в двигателях сравнительно
небольшой мощности. При расчете этих турбин имеются осо-
бенности, которые здесь не .рассматриваются.
199
Рис. 116. Схе-
ма центробеж-
ного компрес-
сора:
1 — .вращающий-
ся направляющий
аппарат; 2 — ра-
бочее колесо с
лопатками; 3 —
диффузор; 4 —
выходная улитка
лопатки обеспечивается, ког
Центробежные и осевые ком-
прессоры. Применяются два ти-
па лопаточных машин для сжа-
тия воздуха: центробежные и осе-
вые. В центробежном компрессо-
ре (рис. 116) воздух через вход-
ной патрубок поступает на ло-
патки рабочего колеса 2 с абсо-
лютной скоростью Ci.
Вектор относительной скород
сти входа воздуха на лопатки Wi
найдем, вычитая из вектора абсо-
лютной скорости,Ci вектор_ок-
ружной скорости и, т. е. wt = ci—
—и.
Безударный вход- на рабочие
да направление относительной скорости совпадает с направле-
нием входной кромки лопатки^т. е. р1 = р1Л. Угол pi образован
направлениями векторов Л1 и и, а_угол р1Л — направлением вход-
ной кромки лопатки и вектором и. Потоку воздуха во входном
устройстве придается такое направление, чтобы снизить вход-
ные потери. Это достигается размещением перед входом вра-
щающегося направляющего аппарата 1 с загнутыми лопатка-
ми. Воздух на рабочих лопатках изменяет направление и дви-
жется по радиусу. В результате воздействия на поток воздуха
вращающихся лопаток и центробежных сил давление воздуха
на выходе из рабочих лопаток повышается; воздух имеет также
сравнительно большую скорость. Далее воздух проходит по
расширяющимся каналам неподвижного диффузора 3, теряет
свою скорость, а давление его повышается.
В осевом компрессоре (рис. 117) воздух движется парал-
лельно оси вала ротора 5. Вначале воздух проходит входной
направляющий аппарат 1 и далее движется по расширяющимся
каналам сначала рабочих лопаток 2, а затем лопаток 3 диффу-
зора. Компрессор имеет несколько ступеней сжатия. Лопатки 3
одновременно выполняют роль диффузора для предыдущей
ступени и направляющего аппарата для последующей. Рабочие
лопатки укреплены на роторе 5 дискобарабанной конструкции,
а направляющие лопатки закреплены в статоре 4.
Затрата технической работы на вращение ротора сопровож-
дается преобразованием ее в потенциальную энергию давления
при движении воздуха по расширяющимся каналам рабочих ло-
паток. Адиабатический процесс сжатия воздуха в центробеж-
ном или осевом компрессоре в координатах энтальпия i — эн-
тропия s изображен на рис. 1'18 адиабатой 1*—2*а. Конечное
состояние воздуха на выходе из компрессора характеризуется
13—1031 193
Рис. 117. Схема осевого компрессора:
/ — входной направляющий аппарат; 2 —
рабочие лопатки ротора; 3 — направляю-
щие лопатки; 4 — статор; 5 — ротор
Рис, 11<8. Рабочий процесс компрес-
сора
давлением р*2 и температурой Т*2 а по заторможенному потоку;
в-статических параметрах конечное состояние соответствует дав-
лению р2 и температуре Т2. Параметры состояния воздуха на
входе аналогично будут p*i, T*i и pt,
Действительный процесс сжатия воздуха в компрессоре со-
провождается потерями на трение воздуха в пограничном слое
мея^лопаточных каналов и внутреннее трение между частицами
воздуха, отрыв потока при движении по криволинейным кана-
лам и вихреобразования в потоке, перетекание воздуха череЗ
зазоры между лопатками и корпусом. Имеются также потери
на трение диска центробежного компрессора о воздух, потери
на удар при входе на лопатки.
Все эти потери увеличивают энтальпию воздуха на выходе
из компрессора. В .результате этого действительные параметры
воздуха соответствуют точке 2*, а линия 1*—2* изображает
действительный процесс сжатия воздуха в компрессоре.
Степенью повышения давления в компрессоре л*к называют
отношение давления на выходе к давлению на входе:
Л*К=Р*2/Р*Ь
Степень совершенства рабочего процесса неохлаждаемого
компрессора оценивают адиабатическим к. п. д. т]*Кад, т. е. отно-
шением адиабатического перепада тепла /г*о к действительно-
му h*K:
Если употреблять статические параметры воздуха на входе
и выходе из компрессора, то определяют .аналогичным обра-
зом лк и т]кад. Для адиабатического процесса можно выразить
194
T*4.=T*i(v =T*,n*!
\Р*1/
(Л-1)/Л
T*2=T*l
(63)
(64)
Температуру Т*2 на выходе из компрессора можно опреде-
лить из уравнения (62), ёсли задано т]кад. Для этого выразим
энтальпию через теплоемкости и температуры. В диапазоне из-
менения температур в компрессоре можно принять теплоемко-
сти воздуха равными во всех стадиях процесса. Тогда с учетом
уравнения (62) температура Т*2 определяется
k-\ \
k ।
1 . . I
1-г * / •
4*101 д /
Работа адиабатического сжатия 1 кг воздуха в компрессоре
по уравнению (19) выражается
LKa=(fe/(/!-l)]«T*i (nV-V-i).
Мощность, потребляемая компрессором,
.. GkLka
nk= ’
П*кад
где GK — расход воздуха через компрессор, кг/с.
Механические потери на трение в подшипниках компрессора
обычно суммируют с потерями турбины и выражают механиче-
ским к.п.д. турбины и компрессора т]м. Степень повышения
давления л‘к в одной ступени осевого компрессора выбирают в
пределах rt*K=il,2-j-l,3. Она ограничивается стремлением иметь
небольшие гидравлические потери для всего компрессора, что
обеспечивает высокие к. п.д. т]кад =Ю,854-0,90. Для .многоступен-
чатого компрессора суммарная степень повышения давления
лкв=л;кг, где z— число ступеней.
В одной ступени центробежного компрессора достигают бо-
лее высоких степеней сжатия лк=34-4 благодаря использова-
нию центробежных сил для сжатия; к. п. д. этих компрессоров
тГкад=0,75—0,82.
Характеристики лопаточных машин. В локомотивных двига-
телях внутреннего сгорания лопаточные машины работают в
широком диапазоне изменения параметров: расхода газа, его
температуры и давления, частоты вращения рабочего колеса
или его окружной скорости. Вследствие этого течение газа в
проточной части лопаточных машин на нерасчетных режимах
значительно отличается от расчетных, что приводит к измене-
нию их к. п.д. г, и характеристики изменения степени повыше-
ния давления л.
Применение методов теории подобия и размерности к лопа-
точным машинам позволяет составить зависимости л и т] от не-
13* 195
•которых комплексов величин, которые справедливы для семей-
ства геометрически подобных машин. Однако для практических
нужд такие характеристики были бы неудобны вследствие боль-
шого числа параметров работы машины и рабочего тела, вхо-
дящих в эти зависимости. Поэтому делается ряд упрощений:
пренебрегают изменением размеров проточных частей под воз-
действием температур при изменении режима работы; пренебре-
гают влиянием на характеристики изменения газовой постоян-
ной, показателя адиабаты, критериев подобия Рейнольдса н
Прандталя. На основании опытных данных установлено, что
при больших числах Рейнольдса, которые обычно имеют место
при работе мощных машин, изменение этого числа не оказы-
вает заметного влияния на характеристики.
С учетом этих упрощений характеристики лиг) представ-
ляют зависимостями
я> ij=f (gKt*/p*, n/KТ*),
где gV Т*/р* — приведенный расход газа;
р*, Т* —параметры газа на входе в машину;
Т*—приведенная частота вращения ротора.
Рис. 120
Рис. 119. Характеристика турбины турбокомпрессора ТК-34С дизеля ! ОД 100:
1 - п!/’гг7-743; 2-я/-595
Рис. 120. Универсальная характеристика приводного центробежного компрес-
сора двигателя 10Д100:
1 — линия помпажа
196
Опытные характеристики центробежного компрессора стро-
ятся, в виде зависимостей
Л*к, ‘4}*K = f CGHnp, Пкир).
Приведенные к стандартным атмосферным условиям расход
воздуха и частота вращения ротора?
бкир=Ск (0,1013/p*i) V7Л/293;
Пкпр^Пк И 293/Г*,,
где T*i, пк — измеренные прн опыте значения;
0,1013 М.Па, 293 К — стандартные атмосферные условия.
Характеристики осевой турбины турбокомпрессора ТК-34С
дизеля 10Д100 при значении выходного сечения соплового аппа-
рата 120 см2 приведены на рис. 119. Степень понижения дав-
ления газов в турбине л*т мало зависит от приведенной часто-
ты вращения пУТ*т, однако она заметно влияет на г)*т. Универ-
сальная характеристика приводного центробежного компрессо-
ра дизеля 10Д100 представлена на рис. 120. Компрессор слу-
жит второй ступенью сжатия воздуха и подачи его в двигатель
и имеет невысокую степень повышения давления на расчетном
режиме (лк=1,22 при бПр=5,5 кг/с; пПр=8500 об/мин).
Глава V
МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
ТЕПЛОВОЗНОГО КОМБИНИРОВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ
НА ЭВМ
1. ОСНОВЫ МЕТОДА
На различных стадиях рабочего процесса в цилиндре дви-
гателя, агрегатах наддува, системах впуска воздуха и выпуска
газов происходят разнообразные продессы, которые можно опи-
сать дифференциальными и алгебраическими уравнениями, вы-
ражающими законы сохранения энергии, материального балан-
са и уравнений состояния. В уравнениях могут быть учтены кон-
структивные характеристики двигателя, особенности протекания
процессов в нем и эксплуатационные факторы. Решение систем
этих уравнений выполняется численными методами на ЭВМ.
Математическая модель рабочего процесса позволяет иссле-
довать влияние многочисленных эксплуатационных и конструк-
тивных факторов на показатели работы двигателя. Достовер-
ность модели проверяется сопоставлением результатов расчета
с опытными данными. Разумеется, что для такой проверки до-
197
статочйо иметь ограниченное число опытных данных по двига-
телю, например на режиме номинальной мощности ври стан-
дартных атмосферных условиях. С другой стороны, наличие
опытных данных позволяет уточнить значения ряда постоянных
параметров двигателя, входящих в математическую модель ра-
бочего процесса, путем решения вариантов задачи при различ-
ных значениях этих постоянных.
В результате могут быть определены такие значения пеето-
янных, которые обеспечивают совпадение расчетных и опытных
данных с заданной точностью.
В самом общем виде параметры рабочего тела в цилиндре,
двигателя — температура и давление — изменяются под дейст-
вием следующих процессов: изменения объема в результате
движения поршня; выделения тепла при сгорании топлива; теп-
лообмена рабочего тела со стенками цилиндра; газового обме-
на между цилиндром и впускными и выпускными системами;
изменения качества рабочего тела. Не все эти процессы проте-
кают одновременно, а организуются в двигателе по рабочему
циклу в зависимости от такта и угла поворота коленчатого ва-
ла. Например, выделение тепла от сгорания топлива и газооб-
мен происходят в различные периоды рабочего цикла.
Для анализа процессов в цилиндре комбинированного дви-
гателя существенное значение имеют параметры состояния га-
за на его границах — во впускной и выпускной системах. При
составлении модели рабочего процесса поршневой части двига-
теля будем считать, что эти параметры известны. Однако они
также подлежат определению в результате совместного моде-
лирования процессов в поршневой части и агрегатах воздухо-
снабжения.
Направление газообмена зависит от соотношения давлений в
сообщающихся объемах: газ перемещается из области больше-
го давления в область меньшего давления. Будем рассматривать
установившееся течение газа через впускные и выпускные ор-
ганы и газовую турбину. При установившемся течении скорость
газа зависит от времени и координат движущейся частицы га-
за. Принятые допущения не учитывают влияние ускорений масс
газа при его движении на образование волн давлений в объе-
мах и трубопроводах.
В цилиндре двигателя давление рабочего тела непрерывно
изменяется. Принимают, что во впускном коллекторе давление
поддерживается постоянным. В выпускном коллекторе харак-
тер изменения давления зависит от системы наддува: постоян-
ное давление при изобарной системе и переменное — при им-
пульсной.
Поэтому при расчете газообмена в каждый данный момент
направление потока газов зависит от соотношения давлений
между цилиндром и граничными системами.
148
2. ПРИНЦИП ПОСТРОЕНИЯ МОДЕЛИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
ПОРШНЕВОЙ ЧАСТИ ДВИГАТЕЛЯ
Введем следующие обозначения (рис. 121):
р, Т, G, V — давление, температура, количество рабочего тела и объем
цилиндра;
дк, Тк — давление и температура воздуха во впускном коллекторе;
рт, Tt — то же в выпускном коллекторе;
dQT, dQw — элементарное количество тепла, подводимого к рабочему телу
соответственно при сгорании топлива в цилиндре и за счет
теплообмена со стенками;
dGK, dGK» — элементарное количество газа, поступающего в цилиндр из
впускного коллектора (рк>р), и наоборот (р>рк) выброс га-
зов из цилиндра в коллектор;
4GB, 4Gbs — элементарное количество газа, поступающего из цилиндра
в выпускной коллектор (р>рт), и наоборот (рт>р) заброс
газов из коллектора в' цнлнндр;
4GT —элементарное количество топлива, подаваемого в цилиндр;
1,-»к, 1т—энтальпии газов в цилиндре, впускном и выпускном коллек-
торах;
и — внутренняя энергия газа в цилиндре;
FK, Fb — сечения для прохода газа через впускные и выпускные кла-
паны;
F — суммарная поверхность теплообмена между рабочим телом
н стенками цилиндра, поршнем и крышкой.
Независимая переменная — угол <р поворота коленчатого ва-
ла, измеряемый в градусах. Принимаем, что V, F, FK, FB— из-
вестные функции угла <р и заданы также фазы газораспреде-
ления:
Фк, Фке — начало открытия н закрытия впускного клапана,;
фт — начало поступления топлива в цилиндр;
фв, фве — начало открытия и закрытия выпускного клапана.
При рассмотрении процессов течения газа через сечения FK,
FB допустим, что его начальные и конечные скорости равны
нулю, в каком бы направлении ни совершалось это истечение,
т. е. параметры газа определя-
ются по заторможенному пото- гь-к3
ку. Вследствие этого равны
между собой начальная и ко-
нечная энтальпии газа, посту-
пающего в объем при газооб-
мене.
В самом общем виде пред-
положим, что при заданном <р
происходят процессы выделе-
ния тепла от сгорания топлива
и двусторонний газообмен че-
рез впускные и выпускные кла-
паны.
Уравнение элементарного
баланса энергии для цилиндра
Рнс. 121. Схема газообмена в четы
рехтактном двигателе
199
двигателя при условии полного перемешивания газов в цилин-
дре
dQr +dQK+iKdGH—idGK3—idG^+itdGna^
=c„GdT+udG+pdV. (®5)
Здесь левая часть представляет сумму тепловой энергии, под-
веденной к рабочему телу в результате тепло- и газообмена.
Физическим теплом, вносимым с впрыскиваемым жидким топ-
ливом, пренебрегаем. В правой части первые два члена выра-
жают изменение внутренней энергии рабочего тела за счет из-
менения температуры dT и количества рабочего тела dG. Зна-
чения теплоемкости с0 и внутренней энергии и являются функ-
циямй температуры Т. Третий член уравнения (65) выражает
механическую работу.
Уравнение материального баланса для цилиндра
dG—dGK—dGK3—dGa-i-dGba-i-dGT. (66)
Уравнение состояния рабочего тела в цилиндре
pV=RGT. (67)
Неизвестными в уравнениях (65) — (67) являются р, Т, G,
Qt, Qw, Gr, Gk, GK3, Gb, GB3- Если выразить значения дифферен-
циалов последних семи неизвестных функциями угла <р поворо-
та коленчатого вала, то совместно с уравнениями (65) — (67)
получаем систему дифференциальных уравнений. Эта система
может быть решена численными методами на ЭВМ, например
методом Рунге-Кутта.
В зависимости от угла поворота коленчатого вала отдельные
составляющие в этой системе уравнений обращаются в нуль и
система упрощается.
Например при сжатии, горении топлива и расширении газов
dGK=dGV3 — dGB=dGB3 = ^-
Для решения дифференциальных уравнений необходимо за-
дать начальные значения переменных. Их значения зависят от
точки процесса, где начинается счет. Например, при начале
счета от момента закрытия впускного органа (<p=tpKe) очевид-
но, что Qt=iQw^=Gk — GK3 = Gb = Gb3 — Gt=0. Начальные значе-
ния р, Т, G могут быть заданы произвольно и сопоставлены с
теми, которые будут получены в конце рабочего цикла при этом
же угле <р. Для периодических функций р, Т, G их начальные
значения должны совпадать с конечными. Если заданная точ-
ность при этом не соблюдается, то расчет выполняют с новы-
ми начальными значениями. Путем последовательных прибли-
жений добиваются задания этих значений в пределах допусти-
мой точности.
200
3. МОДЕЛЬ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
ПОРШНЕВОЙ ЧАСТИ ДВИГАТЕЛЯ
Из уравнения (65) в результате подстановки выражения
(66) и преобразований получаем
dT ==[l/(CvG)| [{/Qt —pdV + (х’к—w)dGK—(i—u)dG33—
— (i—ujdGg-h (x"t—u)dGB3—udGT], (68)
Удобно рассматривать смесь газов в цилиндре и в выпуск-
ном коллекторе, состоящей из «чистых» продуктов сгорания
бгц (а=1) и воздуха Овц, при этом.долю первых в смеси обоз-
начим г:
г= £?гц/(Овц+ £?гц).
Тогда значения истинной теплоемкости cv> энтальпии i и
внутренней энергии и для смеси газов в зависимости от темпе-
ратуры Т определяются методами, изложенными в гл. IV. Не-
обходимо уточнить, при каких, температурах вычисляются зна-
чения энтальпий iK и i’t. Если поступлению воздуха в цилиндр
GK предшествовал выброс газов из цилиндра во впускной кол-
лектор GK3, то вначале в цилиндр будут поступать заброшен-
ные в коллектор газы. Это поступление будет продолжаться до
тех пор, пока текущее GK станет больше GK3. Средняя энталь-
пия выброшенных газов
Х*КЗ= f иЮкз/ОкЗ,
где г—энтальпия газов в цилиндре при текущей температуре Т рабочего
тела.
Интегрирование производится на интервале угла поворота
коленчатого вала, в течение которого совершается выброс га-
зов. Поэтому, если GK3>GK, то iK=iK3; в противном случае не-
обходимо вычислять iK при температуре воздуха Тк в коллек-
торе.
Если поступлению газов в цилиндр GB3 из выпускного кол-
лектора предшествовал выпуск газов из цилиндра в коллектор
GB, то аналогично ir— J idG3IGB.
Рассмотрим способы определения других неизвестных вели-
чин, входящих в уравнение (68).
Элементарное выделение тепла при сгорании топлива в ци-
линдре дизеля не поддается строгому теоретическому расчету.
Поэтому исследователи используют различные эмпирические за-
висимости. Анализ опытных данных, выполненный Б. М. Гонча-
ром и И. И. Вибе, показывает, что выделение тепла по углу
поворота коленчатого вала приближенно может быть выражено
экспоненциальной зависимостью. Например, Б. М. Гончар пред-
ложил зависимость
201
tin t, и *P—9 ( Ф—0 \ ,
avt~gu.nu —— exp I— -------ldq>,
<P2c \ <₽c /
где 9=фт+Ат* — угол начала выделения тепла;
Фт — угол, соответствующий подаче топлива в цилиндр;
k — масштабный коэффициент;
xi — период задержки воспламенения;
Ни — теплота сгорания дизельного топлива;
gu — цикловая подача топлива;
<Рс — параметр, определяемый из опыта.
Параметр срс должен быть выбран так, чтобы удовлетворя-
лись условия динамики процесса сгорания в реальном двигате-
ле. Это предполагает подбор значений <рс до совпадения с задан-
ной точностью расчетных ртах и опытных рг значений наиболь-
ших давлений сгорания: |pmax—pz| =^ер; pz=Xpc, где еР— точ-г
ность подбора давлений.
При изучении влияния эксплуатационных факторов на рабо-
чий процесс следует исходить из такого положения, когда угол
опережения подачи <рт и цикловая подача топлива на изу-
чаемом режиме сохраняются неизменными.
Проф. А. И. Толстов показал, что определяющее влияние на
степень повышения давления при сгорании X оказывают период
задержки воспламенения tz и доля тепла той части топлива о*,
которое было подано за этот период, т. е.
%=с+тт|,
где с, т — эмпирические коэффициенты, зависящие от доли топлива вл, по-
данной за период задержки воспламенения xt.
Значения тг- определяются по уравнению (35), а значение <jd
может быть найдено из закона подачи топлива для данного
двигателя на заданном режиме (см. рис. 86).
Элементарное количество тепла dQw, подводимое к рабоче-
му телу за счет газообмена со стенками цилиндра, определяет-
ся из уравнения теплоотдачи
dQw=aF (Tw—T)dt,
где а — коэффициент теплоотдачи от газов к стенкам, кВт/(м2-К);
F— поверхность теплообмена, м2;
Тю — условная постоянная средняя температура стеики;
Т — температура газов в цилиндре;
I — время, с.
Для определения коэффициента теплоотдачи отечественные
и зарубежные исследователи предложили ряд эмпирических за-
висимостей вида
a=kcampbTc,
где ст — средняя скорость поршня;
р, Т — параметры газа в цилиндре;
а, Ь, с — опытные показатели степени.
202
Значения показателей а, Ь, с могут приниматься: а=0,33,
6=с=0,5— по Эйхельбергу; а =6=0,78, с =—0,52 — по Вош-
ни. Коэффициент k должен быть определен подбором так, что-
бы температуры газа в конце расширения или на выпуске пе-
ред турбиной соответствовали значениям, известным для дан-
ного двигателя из опытных данных. Подбор коэффициента k
компенсирует неточности задания температуры стенки Tw. Меж-
ду временем t и углом <р при заданной частоте вращения ко-
ленчатого вала п существует связь /=<р/(6п), откуда dt=
=dtp/(6л).
Элементарный расход газа dGi через площадь сечения Ft
определяется уравнением
dGi=^,tFipiCidt,
где Ц; — коэффициент расхода;
Ft — площадь сечения, м2;
pi — плотность газа в сечении, кг/м3;
с—скорость газа в сечении, м/с;
t — время, с.
Для адиабатического процесса истечения при заданных на-
чальных параметрах газа pi, Ti и конечном давлении р2
Р1=Рг1'(КТ2)-, ci=V2 (А—г2),
где конечные температура Т2 и энтальпия i2 определяются ме-
тодами, изложенными в гл. IV.
Дифференциал времени dt в выражении элементарного рас-
хода газа должен быть выражен в секундах через дифференци-
ал угла </<р и частоту вращения вала п.
Коэффициенты расхода р, принимаются по опытным данным,
полученным при специальных испытаниях на пропускную спо-
собность впускных и выпускных органов. При отсутствии этих
данных коэффициенты расхода могут быть определены в про-
цессе- моделирования по известным из опыта расходам газа че-
рез двигатель G и давлениям в системе, например давлением в
выпускном коллекторе рт. С этой целью необходимо воспользо-
ваться известными выражениями полного дифференциала функ-
ций G и рт от двух независимых переменных р,к и р,в:
dG= (dG[diLK)dp,K+ (dG/dp,B)dp,B,
dpi= (dpi!dpK)dp.K+ (dpTldp,B)dp,B.
Значения частных производных расхода и давления, т. е. ко-
эффициенты влияния, устанавливаются в результате расчетов
изменения G и рт от изменения коэффициентов р, (рис. 122).
Взяв одну из предварительных расчетных точек, для которой оп-
ределены значения G, рт, р,к и р,в, можно вычислить:
AG=G0—G; &рт=рта—рт,
где Go й рт0 — значения расхода и давления по опытным данным для дан-
ного режима.
203
Рис. 122. Влияние коэффициентов
расхода Цк и из расход газа
G, давление рт и температуру Тг
в выпускном коллекторе
<---------------------------------
скорректированные по опытным
дов будут:
Из двух уравнений полных
дифференциалов цри вычислен-
ных моделированием коэффи-
циентах влияния определяются
приращения Дцк и Лцв. Тогда
данным коэффициенты расхо-
М«о—Ии—ц»+А|1в.
Увеличение количества газов за счет сгорания топлива dGT
определяется из уравнения выделения тепла при сгорании:
cTGT==dQT/Hu.
Выразив в уравнении (68) все его составляющие правой ча-
сти, получаем систему дифференциальных уравнений процес-
сов порщневой части двигателя. Эта система видоизменяется
и решается в зависимости от угла <р поворота коленчатого
вала.
4. МОДЕЛЬ ПРОДУВКИ ЦИЛИНДРА
ПРИ ПОСЛОЙНОМ ДВИЖЕНИИ ВОЗДУХА И ГАЗА
При выводе уравнения (68) предполагалось, что продувка
цилиндра происходит в результате перемешивания поступаю-
щего в цилиндр
Рас. 123. Схема продув-
ки циилндра двухтактно-
го двигателя
204
воздуха с продуктами сгорания и удаления
смеси через выпускные органы. Для
двухтактных двигателей с прямоточной
продувкой применяется гипотеза послой-
ного движения воздуха и продуктов сго-
рания. Конечно, такая идеализация ус-
ловна и может рассматриваться приемле-
мой на некоторой стадии процесса от на-
чала продувки. На этой стадии из ци-
линдра в выпускные органы удаляются
только продукты сгорания, вытесняемые
воздухом.
Разделим условно объем цилиндра V
на два объема—V\ и У2 (рис. 123).
Объем Vi занимает воздух, поступающий
через впускные органы из ресивера; в
объеме V2 находятся продукты сгорания,
которые удаляются через .выпускные органы в выпускной кол-
лектор. По-прежнему будем рассматривать газы в объеме У2>
состоящими из г долей «чистых» продуктов сгорания и (1—г)
долей воздуха. Обозначения для выделенных объемов даны на
рис. 123. Очевидно, что давления в объемах равны, т. е. pi —
= Р2 = Р-
Составим уравнения баланса энергии и вещества для объ-
ема Vi и для всего объема V:
dQwi+iKdGtr-iidGK^CviGxdTi+UidGi+pdVi; (69а)
dQwz^dQ^i-i-iigdGK—i\dGB3—i2 (dGB—dGB3) »
=cvXGldT1+uldGi+Со2О^Т2+UidG2+pd V; (696)
dGi=dGK—dGBB\ (69®)
dG2=—dGB+dGB3. (6ft*)
Присоединим сюда уравнения состояния:
pV^RiGJ^, (69д)
pV^RiGiTi+RiGiTi. (69е)
Полагая Т?=/?1=/?2, из этих уравнений находим
Vt=mV, (69ж)
где m=GiTlf(GiTi+GiTi).
Из уравнения (69ж) может быть найдено значение полного
дифференциала dV\ и подставлено в уравнение (69а).
После подстановок, преобразований и некоторых упроще-
ний уравнения (69а) и (696) приводятся к нормализованному
виду:
tn (1 + a)dQ«>i -t-adQwz
dTi= —~;------------------------
cvlGt mk
—pdV+ (Ji<—U\)dGx—(i‘i—U\)dGK3—(t’2—u2) {dGB—</0вз)]‘, (70)
1—tn rbdQw2+ (b—IjdQwi
dJ2~ I------------------------ —
CvzGi L (1— m)k
—pdV+ (iK—u{)dGv—(i{~U\)dGK3—(t2—Us) (dGB—dGB3)J, (71)
b, -|—fe*
где a=m(k— 1); b—1 + (1— tn) (k— 1); k= —— ;
Aj, k2— показатели адиабат для газов в объемах Vi и V2.
Остальные неизвестные, входящие в уравнения (70) и (71),
определяются из соотношений, рассмотренных ранее.
Послойное вытеснение продуктов сгорания может рассмат-
риваться до тех пор, пока в цилиндре должно сохраниться не-
205
Рис. 124. Изменение давлений р н
температур в цилиндре двигателя
10Д100 при газообмене:
1 — послойное вытеснение; 2 — перемеши-
вание; срв, срве—моменты открытия и за-
крытия выпускных окон;срк, оке—-то же
впускных окон
(рт=0,17 МПа). После
которое количество остаточных
газов, которое определяется
эффективностью данной схемы
продувки. В дальнейших про-
цессах газообмена может уча-
ствовать воздух или смесь
газов.
Различие в моделировании
газообмена двухтактного дви-
гателя 1 ОД 100 для случаев по-
слойного вытеснения газов и
перемешивания наглядно вид-
но из рис. 124. Давления в ци-
линдре в обоих случаях изме-
няются одинаково. На интер-
вале фв—фк происходит сво-
бодный выпуск газов из ци-
линдра в выпускной коллектор
под действ|ием разности давле-
ний в цилиндре и коллекторе
открытия впускных окон (<рк=134°
от в. о. м. т.) до ф = 153° давление в цилиндре превыша-
ет давление во впускном ресивере (рк=0,215 МПа), в резуль-
тате чего происходит выброс газов из цилиндра в ресивер на-
ряду с удалением газов в выпускной коллектор. После того
как давление в цилиндре станет ниже давления в ресивере,
происходит продувка цилиндра. При послойном вытеснении
средняя температура газов во всем объеме цилиндра понижа-
ется достаточно быстро и при ф=198° количество остаточных
газов достигает 5%, т. е. у=0,05, что находится в пределах
допустимого для данного типа продувки. В дальнейшем тем-
пература изменяется мало, и в момент закрытия впускных окон
(фке=237° п. к. в.) 7=360 К. В отличие от этого при переме-
шивании температура в цилиндре при продувке не падает- ни-
же 400 Кив момент закрытия впускных окон 7=418 К и у=
=0,20. Значения 7 и у не соответствуют реальньГм процессам
в- двигателе с прямоточной продувкой.
5. МОДЕЛИРОВАНИЕ АГРЕГАТОВ ВОЗДУХОСНАБЖЕН ИЯ,
ВПУСКНЫХ И" ВЫПУСКНЫХ СИСТЕМ
В результате моделирования поршневой части двигателя
определяется количество отработавших газов, удаляемых в вы-
пускную систему и поступающих в газовую турбину турбоком-
прессора:
G=Gb--Gas-
206
Средняя энтальпия газов ь перед турбиной будет
J idGh— J iwdGzs
6в—бвз
Доля «чистых» продуктов сгорания в отработавших газах
(1 +£'o)gu
Гт= ---------- ‘
G„-Gb3
По значениям iT и гт определяется температура газов перед
турбиной. Для этого следует выразить энтальпию смеси соот-
ношениями (9) и решить квадратное уравнение. При охлаж-
дении выпускных коллекторов необходимо учесть понижение
температуры газов перед турбиной Тг за счет их охлаждения.
Величина понижения температуры должна быть определена из
опытных данных.
Расходы газов через двигатель определены для произволь-
но взятых значений давлений воздуха во впускном коллекто-
ре рк и газов перед турбиной рт. Необходимо найти расчетное
давление газов перед турбиной рГр, которое следует создать для
пропуска количества газов G с начальной температурой Тг.
С этой целью могут быть использованы опытные или расчет-
ные характеристики турбины (см. гл. IV), или сечение сопло-
вого аппарата степень реактивности р- и давление на выпус-
ке из турбины /?о+Арт.
Используя соотношения, приведенные в разделе рабочих
процессов лопаточных машин, подбором находят такое значе-
ние давления перед турбиной ртр, которое обеспечивает про-
пуск расчетного количества газов G через сечение Fc.
Условием сходимости расчета процесса выпуска отработав-
ших газов является соотношение
|р»— pTP I -^®Т,
где вт — заданная точность расчета, например 8т=0,01рт-
Если это условие не соблюдается, то необходимо повторить
расчет процесса выпуска с новым приближением значения дав-
ления в выпускном коллекторе, например рт = (Рт+Ртр)/2.
Когда условие сходимости выполнено, то, задавшись к. п.д.
турбины, определяется ее мощность #т. Из баланса мощностей
турбины и компрессора NT=NK определяется степень повыше-
ния давления воздуха в компрессоре при расчетном расходе га-
за. Для определения мощности компрессора необходимо задать
его адиабатический к.п. д. После того как найдена степень
повышения давления, рассчитывается температура воздуха пос-
ле компрессора. В зависимости от температуры и давления воз-
духа после сжатия в компрессоре находят расчетные темпера-
туру ТКр и давление рКр воздуха перед впускными органами
207
двигателя. Способ определения этих значений зависит от схе-
мы наддува и рассмотрен в гл. IV.
Для определения степени повышения давления воздуха в
приводном центробежном компрессоре необходимо использо-
вать выражение адиабатической работы' компрессора в зави-
симости от Пк, т. е. LK=f(nK). Адиабатическая работа сжатия
1 кг воздуха в приводном компрессоре £к на произвольном
скоростном режиме связана с работой на исходном режиме LKo
соотношением
где «к, «ко — частота вращения ротора на произвольном и исходном ре-
жимах.
Обычно из опытных данных известно значение степени по-
вышения давления воздуха лко на исходном режиме при часто-
те вращения лк0. Поэтому значение LK0 для исходного режима
следует считать известным. Тогда определяется адиабатичес-
кая работа сжатия в приводном центробежном компрессоре
при заданной частоте вращения пк и степень повышения дав-
ления воздуха в нем.
Охлаждение воздуха Af в водовоздушном охладителе над-
дувочного воздуха может быть определено из выражения
д/==т)х(^1—^в), где h, tB — температура воздуха и воды на вхо-
де в холодильник; т]х — коэффициент эффективности холодиль-
ника.
По опытным данным, для тепловозных двигателей т]х==
=0,754-0,90, а изменение температуры воды на входе в холо-
дильник при наружных температурах to=204-40“С выражается
линейной зависимостью tB—a-\-bt0, где а=454-50°С; 6 =
=0,854-0,95.
В результате расчета агрегатов воздухоснабжения и охлади-
теля наддувочного воздуха определяются давления воздуха пе-
ред впускными органами двигателя ркр и температура воздуха
^кр-
Расчетные значения ркР> Ткр должны соответствовать в пре-
делах допустимой точности принятым для расчета рк, Тк. Если
заданные условия точности не соблюдаются, то следует коррек-
тировать исходные данные и повторить весь расчет комбиниро-
ванного двигателя.
Для систем с импульсным наддувом давление газов перед
турбиной рт изменяется в зависимости от угла поворота колен-
чатого вала <р. Для определения переменных давлений рт и
температур Тт в выпускном коллекторе при импульсном надду-
ве необходимо дополнить систему дифференциальных уравне-
ний двигателя уравнениями сохранения энергии, материально-
го баланса и уравнения состояния газа для коллектора:
208
dQn~j-idGB—iifrdG 11—CpGuidTr-i-irndGuT—V^dpr] (72 a)
dGKt—dGs—dGtT*t (726)
рт Vk==i/?tGkt7't, (72b)
где dQK — внешний подвод элементарного количества тепла к газу в коллек-
торе;
dGe — элементарное количество газа, поступающего из цилиндра в кол-
лектор;
dG^T — элементарное количество газа, вытекающего через турбину;
бит—переменное количество газа в коллекторе;
VK — объем коллектора;
I, 1st — энтальпии газа, поступающего нз цилиндра и вытекающего через
турбину;
Ср — теплоемкость газа в коллекторе.
В правой части уравнения (72а) первые два слагаемых вы-
ражают изменение энтальпии газа в коллекторе за счет изме-
нения температуры 7Т и количества газа GKT. Для охлаждаемо-
го коллектора jQK<0; для неохлаждаемого можно принять
dQK=0.
В. коллектор выпускаются газы из нескольких цилиндров
со сдвигом фаз. Если фазы выпуска из отдельных цилиндров
перекрываются, то необходимо в уравнениях (72а) и (72в)
учесть поступление газов в коллектор из этих цилиндров с со-
ответствующими энтальпиями I, определяемыми на различных
участках протекания процессов в цилиндре.
6. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ МОДЕЛИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
Математическая модель рабочего процесса содержит многие
постоянные коэффициенты двигателя, которые характеризуют
особенности его конструкции, организации и условий протека-
ния рабочего процесса. Поэтому модель может быть использо-
вана для изучения влияния на показатели работы двигателя
многообразных эксплуатационных и конструктивных факторов,
атмосферных условий, гидравлических сопротивлений фильтров
и холодильников воздуха, отложений нагаров по газовоздуш-
ному тракту, систем наддува, фаз газораспределения и др.
Моделирование рабочего процесса рассмотрим на примере
дизеля 10Д100. Предположим, что требуется изучить влияние
на показатели работы двигателя отложений нагаров на вы-
пускных окнах втулки цилиндра. В качестве основы для моде-
лирования принимаются следующие исходные конструктивные
данные:
V (ф) — зависимость изменения объема цилиндра от угла поворота
коленчатого вала; для дизеля 10Д100 отсчет угла будем
вести по иижиему валу;
dV!dy=f (ф) — скорость изменения объема по углу п. к. в.;
F (ф) — зависимость измеиеиия внутренних охлаждаемых поверх-
ностей цилиндра от угла п. к. в.;
14-1031 209
(ф), (ф) —зависимость изменений сечений впускных и выпускных
окоп втулки цилиндра от угла п. к. в. при отсутствии от-
ложений нагара;
CD. Фке. 1 «
фв, фве, Фт /~'Фазы газораспределения (см. табл. 10);
Fc — сечение соплового аппарата турбины турбокомпрессора:
Л) = 1,28-10-2 м2;
р — реактивность турбины турбокомпрессора; р=0,4.
Для определения зависимостей Г(ф) и F(q>) используются
постоянные двигателя:
степень сжатия геометрическая е= 18,6;
отношение радиуса кривошипа к длине шатуна:
ннжнин поршень — 0,185;
верхний поршень —0,217;
сдвиг фазы вращения верхнего кривошипа к нижнему —12° п. к, в.
Режим номинальной мощности при стандартных условиях
характеризуется значениями: п=850 об/мин; ро —1,013-105 Па;
7’о = 293 К; £’ц = 1 • 10—3 кг/цикл — цикловая подача топлива по
удельному расходу топлива 0,23 кг/(кВт-ч).
До опытным данным, можно принять: г)Кад—адиабатичес-
кий К. п.д. центробежного компрессора турбокомпрессора —
0,76; т]пкад — то же приводного компрессора 2-й ступени — 0,73;
т]т — эффективный к. п.д. турбины турбокомпрессора — 0,73;
Цх — коэффициент эффективности охладителя наддувочного воз-
духа— 0,85; фт — начало фактической подачи топлива в ци-
линдр— (—4°); ф, — период задержки воспламенения топлива
на номинальном режиме — 5°; tB— температура воды' на входе
в охладитель наддувочного воздуха — 50 °C; tBK— температура
воды, охлаждающей выпускной коллектор,— 70 °C; tw — сред-
няя температура стенок камеры сгорания — 200°C; лК2 — сте-
пень повышения давления воздуха в приводном центробежном
компрессоре на номинальном режиме— 1,22,
Для условий поставленной задачи значения п, ро, То, gu и
приведенных выше опытных данных (за исключением ф,) при-
нимались постоянными. Однако для других условий моделиро-
вания их значения могут меняться как независимые перемен-
ные или корректироваться по опытным данным в соответствии
с протекающими процессами.
Гидравлические сопротивления фильтра воздуха на входе в
компрессор и охладителя наддувочного воздуха принимаются
пропорциональными квадрату скорости воздуха и определяют-
ся из соотношения
Ap=gG2T/p,
где G, Т, р — соответственно расход, температура и давление воздуха на
входе в аппарат, кг/с, К, Па.
По опытным данным для дизеля 10Д100 на номинальном
режиме значения сопротивлений составляют: фильтр воздуха
Дрф=0,02-105 Па; охладитель воздуха Дрх=0,03-105 Па. По
210
этим данным определены коэффициенты сопротивлений: |ф=
= 1,17-104; gx—2,2-104. Сопротивления на выпуске из турби-
ны были приняты постоянными: Дрт=0,02-105 Па.
В результате предварительного моделирования было опре-
делено влияние коэффициентов истечения через впускные и вы-
пускные окна втулки цилиндра и постоянных в уравнениях ко-
эффициентов теплоотдачи в цилиндре и выпускном коллекторе
на расход воздуха двигателем, давление и температуру в вы-
пускном коллекторе и др. Это позволило уточнить указанные
константы, используя опытные данные двигателя на номиналь-
ном режиме: расход воздуха — 5,5—5,7 кг/с; температура га-
зов перед турбиной — 410 °C; давление газов в выпускном кол-
лекторе— 0,170—0,175 МПа. В результате были определены
по опытным данным следующие константы:
Ик — средний коэффициент истечения через впускные окна 0,<58;
цв — то же через выпускные окна 0,61;
Лц—константа коэффициента теплоотдачи от газов к стенкам цилиндра
0,013;
йк — то же от газов к стенкам выпускного коллектора 2,5->1О~4.
Отложение нагаров на выпускных окнах уменьшает их се-
чение что вызывает изменение расхода газа через окна
GB. В уравнении (16) элементарного расхода газа эффектив-
ное сечение оценивается произведением Цв^в. Для определения
элементарного расхода газа не имеет значения, какая из этих
двух величин изменяется. Для упрощения принято, что эффек-
тивное сечение изменяется пропорционально коэффиценту ис-
течения цв. Это означает, что фазы газораспределения не из-
меняются, т. е. нагар не откладывается на верхней и нижней
кромках окон и его отложения происходят на боковых (вер-
тикальных) кромках.
На схеме моделирования рабочего процесса дизеля 10Д100
(рис. 125) указаны интервалы изменения угла поворота колен-
чатого вала ф как независимой переменной и задаваемые или
вычисляемые величины.
Расчет начинается с момента закрытия впускных окон (<р==
=Фке), после которого происходит процесс сжатия. Для ре-
шения системы дифференциальных уравнений и расчета инди-
каторной диаграммы необходимо задать начальные и гранич-
ные условия. В первом приближении задают: рк, рт — давление
во впускном и выпускном коллекторах; Тт — температура во
впускном коллекторе; р, Т — давление и температура газов в
цилиндре в начале сжатия при ф=фке; — доля чистых про-
дуктов сгорания в цилиндре.
Количество воздуха и чистых продуктов сгорания в цилинд-
ре определяется из уравнения состояния и начальных данных.
Начальные значения других переменных, входящих в уравне-
ние (68), принимаются равными нулю. Далее решают систему
дифференциальных уравнений методом Рунге-Кутта. Систему
14* 211
(ввод постоянных)
Задание начальных значений
____(Рк<Рт Тк. Р, т,го)
:. zi
Сжатие ут
(Pt T, Ow, L, Ti , A)
Рт=Р~^
A
Турбина (Pry Nt)
Hem
Дозарядка уВе<У'Уг.т
(p, T, Qw, Gk< вц}, r, L)
Да
1Ртр Рт'-Е-т
Компрессор тк (NK1, тгп], тк/)
Сжатие Утту^уГ
(Р, т, Ow, Рт, L)
" —♦
Горение уг<9ЧУр
(P, T, Qw, Г, PmaxtL'i
Измените ус
расширение
(р, Т, Ow, г. L )
Да
iPmax-Pz!^ £р
Компрессор приводной.
(N«z > %kz> йкг)
Свободный, выпуск у>в<у>^к
(р. Г Qw, Gg.Ig,!)
Продувка уу^у^Уве
(р, Т, Qw,ffg ,Ig,Gft, G/rg ,Gbj, n, L)
Охладитель воздуха (РСх,Лрх)
впускной коллектор (ркр, ТкР)
ркУ-кДРДб
Нет
показатели работы
(Nj, Ne, уi, 7е)
/Ркр PkI^i
I^Hp-Tgl se?
Выпускной коллектор (tr, ТТ)
I
I
I
А
г
/
I
Ввод данных )
Рис. 125. Схема моделирования рабочего процесса дизеля 10Д100
решают с постоянным шагом Дф независимой переменной, при
этом на участках с малой скоростью изменения давлений и тем-
ператур принимают Д<р = 4-5-5°, а на других участках Лф=2°.
В результате решения определяются давление р и темпера-
тура Т газов в цилиндре, а также другие переменные, входя-
щие в систему уравнений.
Для расчетных значений р и Т в момент <р=<рт определяют
период задержки воспламенения ть а следовательно, и угол
начала воспламенения топлива <рг, а также степень повышения
давления при сгорании Л. Далее заканчивается расчет процес-
са сжатия на интервале фт<<р<с<рг и определяется расчетное
наибольшее давление сгорания pz = \p, где давление в цилинд-
ре р принимается при <р=^=<рг. Выберем значение <р=фР заранее
лежащим за максимумом кривой давления, например фР=ЗО°.
При моделировании процесса горения на интервале фг<фСфР
212
необходимо подобрать параметр <рс в уравнении выделения теп-
ла dQtldty так, чтобы выполнялось условие
|ртах—pz | <8р,
где ртах — наибольшее давление р на интервале;
ер— точность сходимости расчета.
Подбор фс производится методом последовательных прибли-
жений, например методом хорд. После этого последовательно
выполняются расчеты, указанные на рис. 125.
В результате расчетов процессов выпуска и продувки опре-
деляется количество газа GT за рабочий цикл, поступившее в
выпускной коллектор, и суммарная его энтальпия /т. Из этих
данных определяются энтальпия единицы массы газа гт=/т/От
и температура газа перед турбиной Тт с учетом его охлаждения
в выпускном коллекторе.
При расчете турбины турбокомпрессора определяется мето-
дом последовательных приближений давление газа перед тур-
биной ртр, обеспечивающее пропуск его в количестве GT, посту-
пившем в выпускной коллектор, и определяется мощность тур-
бины.
Далее проверяют условие сходимости расчета процессов вы-
пуска и продувки по принятому рт и расчетному ртр давлениям
в выпускном коллекторе. Если условие сходимости не выпол-
нено, то расчет процессов газообмена повторяют с новым при-
ближением давления рт.
При выполнении условий сходимости завершается расчет
процессов дозарядки и продолжают расчет агрегатов наддува.
Из баланса мощности турбины и компрессора определяются
степень повышения давления воздуха в компрессоре ям и тем-
пература воздуха на выходе TKi.
Далее последовательно рассчитывают приводной центробеж-
ный компрессор 2-й ступени наддува и охладитель наддувоч-
ного воздуха с определением мощности УК2, степени повышения
давления лК2, температуры на выходе ТК2, давлений рКр и тем-
ператур ТкР воздуха во впускном коллекторе.
Затем проверяют условие сходимости расчета рабочего про-
цесса по принятым и расчетным значениям температур и дав-
лений воздуха во впускном коллекторе. Если эти условия не
соблюдаются, то задают новые начальные значения и повто-
ряют расчет рабочего процесса до момента, когда будут выпол-
нены условия сходимости.
Индикаторная диаграмма рабочего процесса дизеля 10Д100
на номинальной мощности при стандартных атмосферных ус-
ловиях (р0= 1,01 • 105 Па, /о = 20°С), полученная в результате
расчета математической модели на ЭВМ, представлена на
рис. 126. На том же рисунке нанесены опытные данные, полу-
ченные путем индицирования на одноцилиндровом двигателе
ОДЮО. Сопоставление показывает, что математическая модель
213
Рис. 126. Индикаторная диаграмма двигателя 10Д100:
х — опытные данные; р — давление; Т — температура, К
Рис. 127. Влияние уменьшения эффективного сечения выпускных окон на
показатели работы двигателя 10Д100
214
рабочего процесса достоверно отражает качественные и коли-
чественные характеристики реальных процессов изменения со-
стояния рабочего тела в цилиндре.
В результате расчета модели определяется ряд других по-
казателей работы двигателя: мощность, к. п.д., расходы возду-
ха и газов, температуры и давления в характерных точках га-
зовоздушного тракта и др. Эти расчетные показатели должны
быть также сопоставлены с опытными данными двигателя на
контрольном режиме. Если расчетные и опытные данные соот-
ветствуют друг другу, то математическая модель может быть
использована для исследования влияния различных факторов
на показатели работы двигателя.
Зависимости изменения показателей работы дизеля 10Д100
от уменьшения эффективных сечений выпускных окон втулки
цилиндра (рис. 127) получены в результате расчета математи-
ческой модели рабочего процесса поршневой части двигателя
совместно с агрегатами воздухоснабжепия при частоте враще-
ния коленчатого вала 850 об/мин и постоянной цикловой пода-
че топлива, соответствующей номинальной мощности. Эффек-
тивные сечения выпускных окон оцениваются произведением
ЦвЕв, где цв — коэффициент истечения и FB — сечение окон. Се-
чения окон уменьшаются в эксплуатации при отложении на них
нагара, из-за чего уменьшается эффективная мощность двига-
теля Ne, индикаторный ф и эффективный т|е к. п. д. Индикатор-
ный к. п. д. уменьшается из-за понижения коэффициента избыт-
ка воздуха для сгорания а при уменьшении расхода воздуха че-
рез двигатель. На изменение механического т|м к. п.д. оказыва-
ют влияние затраты мощности на приводной центробежный
компрессор, которая прямо пропорциональна расходу воздуха.
Отложение нагара на выпускных окнах сопровождается увели-
чением температур отработавших газов перед турбиной /т и
температур характерной точки поршня t„. Уменьшение коэффи-
циента избытка воздуха а и рост температур tT и ta указывают
на заметное увеличение тепловой напряженности работы ци-
линдропоршневой группы и деталей проточной части турбины
турбокомпрессора. Частота вращения ротора турбины лт пони-
жается, и при уменьшении эффективного сечения окон свыше
20% работа центробежного компрессора приближается к гра-
нице помпажа. Этот режим характеризуется малым расходом
воздуха и достаточно высокими степенями повышения давления,
что приводит к срыву воздушного потока в проточной части
компрессора, колебаниям давлений воздуха в ресивере и неус-
тойчивой работе двигателя.
При отложении нагара на выпускных окнах увеличивает-
ся выброс газов из цилиндра в воздушный ресивер в период
свободного выпуска и продувки цилиндра. Выброшенные из ци-
линдра в ресивер продукты сгорания имеют достаточно высо-
кую температуру и в начале продувки возвращаются в цилиндр.
215
Вследствие этого ухудшается процесс очистки цилиндра све-
жим воздухом от продуктов сгорания. Давление газов перед
турбиной рт понижается более интенсивно, чем давление воз-
духа в ресивере рк; уменьшаются также наибольшие давле-
ния сгорания в цилиндре.
Зависимости изменения показателей работы двигателя от
эксплуатационных факторов могут быть использованы для ус-
тановления рациональных сроков обслуживания и текущих ре-
монтов, а также для выбора диагностических параметров со-
стояния двигателя. Например, из рис. 127 следует, что в ка-
честве диагностических параметров состояния выпускных окон
дизеля 10Д100, кроме изменения мощности, может служить пе-
репад давлений рк—рт между ресивером и выпускным коллек-
тором и температуры газов перед турбиной tT.
Глава VI
ДИНАМИКА ШАТУННО-КРИВОШИПНОГО МЕХАНИЗМА
ТЕПЛОВОЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. КИНЕМАТИКА МЕХАНИЗМА
Силы, действующие в шатунно-кривошипном механцзме при
работе двигателя на различных режимах, необходимо учиты-
вать при расчете деталей на прочность, определении степени
уравновешенности двигателя, характера и значений колебатель-
ных процессов, возникающих в механизме или передаваемых
на опоры двигателя, оценке взносов де-
талей, анализе причин повреждений их
в эксплуатации и т. д. Установим зависи-
мости между перемещением s, скоростью
v и ускорением / поршня от угла ф по-
ворота коленчатого вала для аксиально-
го шатунно-кривошипного механизма од-
норядного двигателя (рис. 128). Начало
координат совпадает с верхней мертвой
точкой поршня, а отсчет угла ф ведем
в направлении вращения от положения
кривошипа, соответствующего этой точке.
Рис. 128. Схема шатунно-кривошипного механиз-
ма и действующих в нем сил для рядного дви-
гателя
216
Перемещение поршня определяется из проекций звеньев ме-
ханизма на ось цилиндра:
s=R+L—*(R cos ф+L cos 0) =ЛЦ1—cos <р) + (1/X) (1—cos £)],
где R—радиус кривошипа;
L — длина шатуна;
X=/?/£—отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;
Р — угол отклонения шатуна от оси цилиндра.
Условимся, что угол р положителен (р>0), если шатун
отклоняется в направлении вращения кривошипа, и наоборот.
Заданы значения /?, L и <р. Из треугольника, образованного сто-
ронами jR, L и углами <р и р, определяем
cos 0=1^ 1—Xs sin2 <р.
Зависимость перемещения поршня от угла поворота криво-
шипа и геометрических размеров механизма будет иметь вид
s=R [(1—cos <p) + (1/X) (1—/1—X2sin2 Ф)].
Выражение-^!—%2sin2 <р можно разложить в степенной ряд.
Учитывая, что значение X мало (Х^0,184-0,3), для практичес-
ких расчетов достаточно ограничиться членами, содержащими
первую степень значений X. Тогда с достаточным приближени-
ем можно выразить
s^R [(1-cos ф) + (X/4) (1-cos 2ф)]. (73)
На установившемся режиме при заданной угловой скорости
вращения вала со—<р = <в/, где t — время, а ®='лп/30.
Скорость поршня определяется дифференцированием пере-
мещения по времени:
ds
v=---- sRw [sin ф+(X/2) sin 2ф]. (74)
dt
Ускорение поршня находится в результате дифференцирова-
ния скорости по времени:
j—dvfdts^Ra2 (cos ф+Xcos 2ф). (75)
Зависимости (73) — (75) служат для определения перемеще-
ния, скорости и ускорения поршня от угла поворота кривоши-
па, угловой скорости и геометрических размеров аксиального
шатунно-кривошипного механизма. В приложении в конце кни-
ги приведены значения s, v и / для отечественных тепловозных
дизелей через 10° угла поворота коленчатого вала. Характер
изменения s, v и / нижнего поршня дизеля 1 ОД 100 за один обо-
рот нижнего коленчатого вала показан на рис. 129
217
Рис. 129. Зависимости пути, ско-
рости и ускорения от угла пово-
рота кривошипа для нижнего
поршня дизеля типа Д100 при
п=850 об/мин
Рис. 130. Схема шатунно-криво-
шипного механизма и действую-
щих в нем сил для V-образного
двигателя с прицепным шатуном
Формулы (73) — (75) используются также для определения
кинематики движения поршня V-образного двигателя с виль-
чатыми или смещенными шатунами. В V-образном двигателе
с прицепными шатунами (рис. 130) в боковом цилиндре шатун
соединен шарнирно с главным шатуном при помощи пальца,
расположенного на кривошипной головке главного шатуна.
Примем следующие обозначения: R — радиус кривошипа;
г — расстояние от оси пальца прицепного шатуна до центра
головки главного шатуна; L — длина главного шатуна; / —
длина прицепного шатуна; у — угол между осями цилиндров;
218
yz— угол между осью главного шатуна и радиусом г; ф;— угол
поворота кривошипа от оси бокового цилиндра.
Разность углов между осями ф=уг—у.
Перемещение поршня от в. м. т. в цилиндре с прицрпиым ша-
туном определяется с точностью до гармоник второго порядка
из выражения
Я=Л»—J?[£cos (<p<+®)+0,25Fcos (2<рг—0)1 (76)
I — коэффициенты, зависящие от геометрии мехаииэма.
Для определения коэффициентов Е, ф, F, 0 пользуются сле-
дующими приближенными выражениями:
[г//—(1+r/f) (r/L) cos у] sin ф .
ЭГ g l + (l+r//)r/Lsini|>sinY
[V/(2/)]sin Y-(l+r/Z) (W(4£)] sin 2y .
U=arctg R]4l_x/2rll cos v+ (1 cos 2V ’
1 + (1 -f- r/Z) (r/L) sin ф sin у
cos®
_ 4(Z?/4Z-(V)/(2i) cos Y+I(l +r//) (V/4L)] cos 2y]
*
cos 0
Значение Л® определяется из условия, что при некотором уг-
ле <р/0 поршень бокового цилиндра находится в в.м.т. Si = 0.
Тогда
X(=7?[£cos (ф/0 +®)+0,25Fcos (2<р»0 —0)].
Угол <р/0 определяется из приближенной формулы
F sin f)—E sin 2Ф
g2<₽'° = F cos0+£cos2®
При проектировании шатунно-кривошипного механизма зна-
чения I и ф подбирают из условия равенства степеней сжатия
в боковом и главном цилиндрах и одинаковых размеров вту-
лок цилиндров, а значение г—наименьшее из возможных по
конструктивным соображениям.
Скорость и ускорение поршня бокового цилиндра могут быть
получены дифференцированием во времени выражения (76):
v=dsildt=R&[Еsin (ф/+Ф) +0,5F sin (2ф<—0)]; (77)
j=dssi/dts=R(£>2[Ecos (<р;+Ф) +F cos (2ф1—0)]. (78)
219
2. ДИНАМИКА МЕХАНИЗМА
Детали шатунно-кривошипного механизма испытывают дей-
ствия сил давления газов в цилиндре, сил инерции поступатель-
но и вращательно движущихся частей, сил треиия на поверх-
ностях относительного скольжения и сил сопротивлений со сто-
роны потребителя энергии. При определении действующих сил
и моментов целесообразно находить их удельные значения, т. е.
отнесенные к 1 м2 площади поршня. Для определения полной
силы или момента необходимо умножить удельную силу или
момент на площадь поршня, выраженную в метрах в квадрате.
Рассмотрим изменение удельных сил и моментов, действую-
щих в шатунно-кривошипном механизме, в зависимости от уг-
ла поворота кривошипа. На верхнюю головку шатуна дейст-
вуют силы давления газов и силы инерции поступательно дви-
жущихся деталей. Положительными будем считать силы, на-
правленные от поршня к валу. Силы давления газов рг алгеб-
раически складываются из давления газов на поршень со сто-
роны камеры сгорания р и со стороны кривошипной камеры ро,
т. е. рг=р—р0, где р0«0,1 МПа.
Зависимость изменения давления газов в цилиндре р от уг-
ла поворота кривошипа ф или объема цилиндра V задается
Индикаторной диаграммой. Если индикаторная диаграмма за-
дана в виде p=f(V), то для перехода к углу ф необходимо по-
строить зависимость V=f(<p) из соотношения V=Vc4-Ens. Для
заданного ф из графика Е=/(ф) находят V и далее из диа-
граммы p—f(V) определяют р с учетом соответствующего так-
та. Для двигателя с противоположно движущимися поршнями
Е=Ие+/гп ($н + $в),
где sK, sb — перемещения иижиего и верхнего поршней от своих внутренних
мертвых точек.
Отсчет угла ф следует производить по какому-либо одному
валу, например нижнему фн. Из кинематики такого механизма,
например двигателя типа Д100, можно записать соотношение для
угла поворота верхнего вала от в. м.т. фв=<рв + фо, где Фо —
установленный угол запаздывания вращения верхнего вала по
отношению к нижнему.
Значения перемещений нижнего sH и верхнего sB поршней
определяются из выражения (73), куда подставляются вместо
угла соответственно значения фн и фв, а также отношения
радиуса кривошипа к длине шатуна Хн и Хв. Для заданного фн
из графика Е=/:(фн) находят V и далее из диаграммы р=
—f(V) определяют р. Найденное значение р соответствует уг-
лу поворота кривошипа нижнего фн и верхнего фв валов.
Если параллельно вычислять объемы, описываемые нижним
VH и верхним Ев поршнями, то индикаторную диаграмму р =
=f(V) можно перестроить в координатах p=f(Va) и p=f(VB)
220
и определить индикаторную работу, совершаемую газами от-
дельно для каждого из поршней.
Силы инерции поступательно движущихся масс
Р/=—10~6 LG £П7/''п)/,
где Gg,, — масса поступательно движущихся частей, кг;
Fa — площадь поршня, м2;
/ — ускорение поршня, определяемое из выражения (76) для главно-
го цилиндра или из выражения (78) —для бокового, м/с2.
Масса Gm включает массу комплекта поршня G„ (пор-
шень, вставка, палец, поршневые кольца и др.) и часть массы
шатуна ОШп, участвующей в поступательном движении, т. е.
Gjn =:Gn_|_Gmn.
Массу шатуна Ош делят на две части. Одну из них Ошп счи-
тают сосредоточенной на оси поршневого пальца и относят к
поступательно движущимся частям, а другую бШв— на оси
кривошипа и относят к вращающимся частям. Распределение
масс производят по правилам сложения равнодействующей на
две параллельные силы:
С?шц — Сш(/е/£); Сшв = Gm (L-lc/L),
где L — длина шатуна между центрами верхней и нижней головок;
/с — расстояние от центра тяжести шатуна до центра кривошипной го-
ловки.
Суммарная сила р% , приложенная в центре поршневого
пальца, будет
Pi“Pr+Pl- (79)
Сила (см. рис. 128) раскладывается на силу К, дейст-
вующую вдоль оси шатуна, и силу N, направленную нормально
к оси цилиндра. В свою очередь сила К, перенесенная в центр
шатунной шейки вала, раскладывается на тангенциальную си-
лу Т, действующую перпендикулярно кривошипу, и нормаль-
ную силу Z, направленную по кривошипу.
Для определения удельных сил используются зависимости:
7V=p3tg0; /(=p2/cos Р;
sin (ф+Р) . cos (ф+Р)
COS P ’ COS P
(«0)
Характер изменения удельных сил рт, pjt р? , N, К, Т и Z
в зависимости от угла <р для четырехтактного двигателя пока-
зан на рис. 131.
На детали кривошипного механизма действуют также цент-
робежные силы от массы шатуна Сшв, отнесенной к вращатель-
но движущимся частям, от неуравновешенной массы колена ва-
221
Рис. 131. Зависимость изменения удельных сил от угла <р для четырехтакт-
ного двигателя
ла GK и массы противовесов Gnp> если они имеются: Примем точ-
ку приложения этих сил в центре шатунной шейки. Суммарная
удельная центробежная сила
Cs - го-»
где GH, Gnp — массы колена вала и противовесов, приведенные к центру ша-
тунной шейки, с учетом положения центра тяжести этих де-
талей.
Сила Cs и ее составляющие при установившемся режиме
(<o=const) постоянны по величине и направлению. От масс
шатуна и колена центробежные силй направлены противопо-
ложно силе Z.
222
Центробежная сила от массы бШв действует на шатунную
и коренные шейки вала и их подшипники, а от масс GK и Gnp —
только на коренные шейки и их подшипники.
В V-образном двигателе с прицепными шатунами (см.
рис. 130) силы pis , Ki и Nt находят аналогичным образом с
учетом кинематики движения поршня. Сила Ki, приложенная
к оси прицепного пальца, приводит к возникновению дополни-
тельной нормальной силы N'i в главном цилиндре, которая при-
ложена к оси поршневого пальца главного шатуна и определя-
ется как:
(81)
„ r sin (Р—Р<—Ф)
L cos р cos ft
Тангенциальная сила Ti, действующая на ось кривошипной
шейки коленчатого вала от сил в боковом цилиндре:
Tt=Ki sin (ф;+РО +N'i cos (ф(+у). (82)
Нормальная сила Zi, действующая на ось кривошипной шей-
ки вала от сил в боковом цилиндре:
Zi=Kt cos (ф/4-ft) — N'l sin (ф/+у). (83)
Углы отклонения главного р и прицепного р/ шатунов от
осей цилиндров:
P=arcsinXsin (ф/+у);
ft=arcsin [(/?//) sin ф/—(г//) sin (р—ф)].
Массу прицепного шатуна разбивают на две, одна из кото-
рых сосредоточена на оси поршневого пальца, а другая — на
оси прицепного пальца. Вторую массу присоединяют к массе
главного шатуна. Присоединяемую массу считают сосредото-
ченной в точке, соответствующей проекции оси прицепного
пальца на ось стержня главного шатуна. Приведенную массу
главного шатуна разбивают на две, так же как и для одноряд-
ного двигателя.
Тангенциальная сила Т создает вращающий момент на ва-
лу двигателя M = TRFn, который изменяется в зависимости от
угла поворота кривошипа. В многоцилиндровом двигателе про-
исходит суммирование вращающих моментов отдельных цилин-
дров, так что полный вращающий момент затрачивается на
преодоление момента сопротивлений на фланце отбора мощно-
сти. Вращающие моменты необходимо суммировать с учетом
сдвига фаз изменения моментов по отдельным цилиндрам.
За один рабочий цикл двигателя в каждом цилиндре завер-
шается рабочий процесс. Сдвиг фаз одноименных тактов в ци-
линдрах должен быть равномерным, чтобы обеспечить равно-
223
мерность хода двигателя. Для однорядногр двигателя угол
сдвига фаз в работе цилиндров определяется из соотношения
, 180г
Дф=------ .
с
где т — тактность двигателя;
i — число цилиндров.
Такие же углы устанавливаются между кривошипами вала.
Равномерное расположение кривошипов необходимо также для
уравновешивания сил инерции поступательно и вращательно
движущихся масс. Для V-образных двигателей сдвиг фаз в ра-
боте цилиндров может соответствовать определенному из ука-
занного выше соотношения или быть кратным ему в зависимо-
сти от угла между рядами цилиндров и расположения криво-
шипов.
Порядок работы цилиндров за цикл выбирается из условий,
во-первых, нагружения коренных подшипников таким образом,
чтобы последовательно работающие цилиндры не были распо-
ложены рядом и тем самым не создавали большой нагрузки
на коренной подшипник между этими цилиндрами; во-вторых,
паилучшей уравновешенности двигателя.
Приведенные на кинематических схемах тепловозных дви-
гателей (в гл. II) положения кривошипов и порядок работы
цилиндров определяют сдвиг фаз работы отдельных цилиндров.
Полный вращающий момент Мл рядного двигателя опре-
деляется алгебраическим суммированием кривых со-
ответственно числу цилиндров и сдвинутых по фазе на угол
Дф. Так как вращающий момент М и тангенциальная сила Т
отличаются друг от друга только на величину постоянного мно-
жителя, то суммируют кривые T—f(q>). Тогда Мл — Тл RFa.
Полный вращающий момент Мл является периодической функ-
цией с периодом Дф. Поэтому достаточно алгебраическое сум-
мирование произвести на отрезке Дф.
В V-образном двигателе с прицепным шатуном целесообраз-
но вначале определить сумму вращающих моментов от глав-
ного и бокового цилиндров, действующих на один кривошип.
Принимают, что индикаторные диаграммы в главном и боко-
вом цилиндрах одинаковы. Тангенциальные силы, возникающие
от главного и бокового цилиндров, суммируют со сдвигом
фаз, определяемых порядком работы; далее суммируют по
всем кривошипам со сдвигом фаз на угол, соответствующий вза-
имному положению кривошипов. Период изменения полного
вращающего момента также равен сдвигу фаз работы отдель-
ных цилиндров.
Кроме полного вращающего момента, передаваемого флан-
цем отбора мощности, необходимо определять моменты, пере-
даваемые отдельными шейками вала. Пусть начало нумерации
224
цилиндров и шеек вала сделано со свободного конца коленча-
того вала. Вращающий момент Мк, передаваемый промежуточ-
ной шейкой, будет равен алгебраической сумме вращающих
К—1
моментов от предшествующих этой шейке цилиндров S М.
1
Суммировать необходимо с учетом порядка работы этих ци-
линдров и сдвига фаз их работы. Моменты на промежуточных
шейках отличаются от полного момента по величине и харак-
теру изменения в зависимости от угла поворота вала.
Нагрузка на коленчатый вал определяется значениями сил
Т, Z и передаваемым вращающим моментом Мк. Наибольшие
значения этих сил и момента не совпадают друг с другом. Наи-
более напряженное колено выявляют на основе анализа изме-
нения сил Т, Z и момента Мк, а также комбинаций этих сил в
зависимости от угла поворота кривошипа коленчатого вала за
рабочий цикл.
3. НАГРУЗКИ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА И ЕГО ПОДШИПНИКОВ
На шатунную шейку коленчатого вала однорядного двига-
теля действуют тангенциальная Т, нормальная Z и центробеж-,
ная Сшв силы от вращающейся части массы шатуна. В V-образ-
ном двигателе с прицепными шатунами действует алгебраичес-
кая сумма сил а также сумма сил Z от работы газов в глав-
ном и боковом цилиндрах и центробежная сила Сшв от враща-
ющейся части приведенной массы главного шатуна.
Величина и направление силы, действующей при каждом
положении кривошипа на шатунную шейку или подшипник, оп-
ределяются из векторных диаграмм. Для построения вектор-
ных диаграмм сил, действующих на шатунную шейку или под-
шипник, необходимо выбрать оси координат.
Для шатунной шейки целесообразно взять оси координат,
связанные с кривошипом: начало координат поместим в центр
шатунной шейки, ось ординат направим по радиусу кривошипа,
а ось абсцисс — перпендикулярно к радиусу. Выбранные оси
координат совпадают соответственно с направлениями нор-
мальной силы Z и тангенциальной силы Т (см. рис. 128). Поло-
жительные направления осей координат условимся определять
так же, как для сил Z и Т, т. е. положительные значения сил Z
направлены от центра шатунной шейки к оси вала, а положи-
тельные значения сил Т направлены в сторону вращения кри-
вошипа.
Проекции действующих на шатунную шейку сил на выбран-
ные оси будут Qz=Z—СШв; Qt=^. Модуль (величина) векто-
ра полной силы, действующейна шатунную шейку, Q=-yrQ2T-|-1
+ Q2Z. При всех вычислениях значения сил берутся с их знака-
15—1031 225
Рис. 132. Векторная диаграмма сйл,
действующих иа шатунную шейку
коленчатого вала дизеля 5Д49
ми. Для каждого положения
крдаошипа, начиная от 0° и
до конца цикла, вычисляют
значения Q, Qz, QT. Пересе-
чения перпендикуляров, вос-
становленных из концов про-
екций Qz и QT, определяют
точки, которые отмечают
соответствующими углами
поворота кривош'ипа (рис.
132). Получерные точки сое-
диняют последовательно
между собой плавной кри-
вой.
Радиусы-векторы, сое-
диняющие точку О с точка-
ми иа контуре векторной
диаграммы, выражают по
величине и направлению
удельные силы, действую-
щие на шатунную шейку ва-
ла при отмеченных углах
поворота кривошипа. Эти
векторы являются геометри-
ческой суммой сил Т, Z,
СШв. Соответствующая каж-
дому вектору сила приложе-
на к поверхности шейки в
точке пересечения окружно-
сти шейки с линией дейст-
вия вектора и направлена к
центру О.
Векторная диаграмма Дает представление о степенй нагру-
женносТи шейки по участкам ее окружности (см. рис. 132). Наи-
большие силы действуют на часть поверхности шейки, располо-
женную со стороны, противоположной оси коленчатого вала
(углы 30—90 и 360—390°). Наиболее нагруженный участки
шейки подвергаются в эксплуатации большему износу.
Из векторной диаграммы может быть определена наиболь-
шая величина силы, действующей на шейку, и средняя сила
за цикл. Для этого необходимо построить развернутую диа-
грамму сил,- представляющую зависимость модулей Q радиу-
сов-векторов от углов между этими векторами (рис. 133). Сле-
довательно, ось абсцисс имеет неравномерную разбивку отно-
сительно углов <р поворота коленчатого вала, точки которых
отмечены на векторной диаграмме. Из диаграммы опре-
деляются iQmax и Qcp.
226
в.МЛа
Рис. 133. Развернутая
диаграмма сил, действу-,
ющих на шатунную
шейку
------------------------►
Рис. 134. Схема опреде-
ления эпюры износа
шейки;
1 — неизношенный профиль;
2 — изношенный профиль
Векторная диаграмма может быть использована для пост-
роения ожидаемой эпюры износа шейки по ее окружности. При
построении эпюры можно в первом приближении исходить из
физического положения о том, что износ пропорционален рабо-
те сил трения, т. е. произведению удельного давления на коэф-
фициент трения и дугу действия вектора силы. На рис. 133
величина, пропорциональная работе сил трения при угле пово-
рота кривошипа от 30 до 60°, изображена заштрихованной
площадью. По этой площади определяется среднее значение си-
лы <7ср, которая дает такую же работу трения, как и перемен-
ный вектор силы. Участок поверхности шейки, на котором со-
вершается эта работа трения, можно определить по векторной
диаграмме (см. рис. 132) направлением радиусов-векторов При
ср=30 и 60°. Отложим по радиусу в определенном масштабе
15* 227
Рис. 135. Векторная диаграмма сил,
действующих иа шатунный подшип-
ник коленчатого вала дизеля 5Д491
на этом участке </ср (рис. 134).
Проделаем такие же операции
за весь цикл, накладывая эти
значения одно за другим на
поверхности шейки. Высота за-
штрихованных мест по радиу-
су пропорциональна значению
износа шейки в выбранном ме-
сте. Представленные значения
не позволяют определить абсо-
лютные размеры износа, но по-
казывают соотношение между
износами в отдельных точках
окружности шейки.
Для шатунного подшипни-
ка необходимо взять оси коор-
динат, связанные с шатуном:
начало координат поместим в
центр шатунной шейки; ось ор-
динат у направим по оси ша-
туна, а ось абсцисс х— пер-
пендикулярно к ней. Выбран-
ная ось ординат совпадает с
направлением силы К (см. рис. 128). Положительное направ-
ление оси у примем от поршневого пальца к головке шатуна,
т. е. соответственно положительному направлению силы К, воз-
действующей на шатунную шейку, а положительное направле-
ние оси х— в сторону вращения кривошипа.
На шатунный подшипник действует реакция R силы Q, пе-
редаваемой от шатуна к шейке вала. В принятой системе коор-
динат проекции силы Q, действующей на шатунную шейку, бу-
дут:
Qj=/C—Сшв cos (ф-Ь'р); Qx—Сшвsin (ф4-|3).
Так как реакция R равна по значению действующей силе
Q, но противоположна ей по направлению, то проекции реак-
ции на выбранные оси будут:
Ry---Qy=—/С4“Сшвcos (ф+₽):
Qx=—sin (ф+!Р).
Модуль вектора силы, действующей на шатунный подшип-
ник,
Для каждого положения кривошипа, начиная от 0° и до
конца цикла, вычисляют значения R, Rv, Rx. Пересечения пер-
пендикуляров, восстановленных из концов проекций Rv и Rx
22в
в выбранных осях координат, определяют точки, которые отме-
чают соответствующими углами поворота кривошипа (рис. 135).
Полученные точки соединяют последовательно между собой
плавной кривой. Радиусы-векторы, соединяющие точку О с точ-
ками на контуре векторной диаграммы, выражают по величи-
не и направлению удельные силы, действующие на шатунный
подшипник при отмеченных углах поворота кривошипа.
Векторная диаграмма может быть использована для оценки
степени нагруженности верхнего и нижнего вкладышей подшип-
ника, их локального износа, выбора целесообразного располо-
жения смазочных отверстий и каналов. Аналогично строят век-
торные диаграммы сил, действующих на коренную шейку и ко-
ренной подшипник вала.
В простейшем виде коленчатый вал представляют как раз-
резную балку, при этом разрезы проходят по серединам опор.
Каждое колено вала — это балка на двух опорах. Коренной
подшипник вала, находящийся между t-м и (i+ 1)-м цилиндра-
ми, нагружен силами от обоих колен вала. Выберем оси коор-
динат, связанные с блоком. Начало координат поместим в центр
коренной шейки. Ось ординат у совпадает с осью цилиндра, а
положительные значения сил направим от поршневого пальца
к оси коленчатого вала. Ось абсцисс х перпендикулярна к оси у.
а положительные значения сил на этой оси
направим в сторону вращения кривошипа.
Кривошипы i-го и (i+l)-ro цилиндров
расположены под углом у (рис. 136). Ко-
ренной подшипник нагружен от каждого
цилиндра частями сил /Q и Kt+i, действую-
щих под углами pi и pi+i к оси ординат у,
и частью суммарных центробежных сил
С 2(0 в ^2(4+1) от масс шатуна, колена и про-
тивовесов, действующих под углами <р» и
<Pi+y к оси у. Части этих сил, приходящих-
ся от цилиндров на коренной подшипник,
учтем множителями аг- и Oi+i. Значения
и а,+1 определяются по правилам разложе- „
„ „ Рис. 136. Схема опре-
ния силы, действующей по оси цилиндра, деления нагрузки ко-
на две параллельные составляющие, дей- ренной шейки колен-
чатого вала
ствующие по серединам соседних опор.
Величины at и аг+1 зависят только от соотношения расстоя-
ний между осями цилиндров и серединами соседних опор. В ча-
стном случае при равенстве этих расстояний аг=а{+1=0,5.
Проекции всех сил на координатные оси будут:
cos fii+ai+iKi+i cos ₽i+i—
—COS Ф<~«i+1^2(t+l) c08 (Ф*+У)я
22»
Qx—Oi/C?sin p/+O(+i/Ci+i sin p/+i +
+a/C2T(3 sin <P*+<fc+iCS(f+1) sin (cpz+v).
Значения K.i и Ki+i принимаются в соответствии co сдвигом
фаз работы t-ro и (i‘4-l)-ro цилиндров. Углы £< и Д<+1 опреде-
ляются в зависимости от углов <р, у и геометрии шатунно-кри-
вошипного механизма. Модуль вектора силы, действующей на
коренной подшипник, Q — V~'Q2x-}-Q2y. По значениям проекций
Qy и ;QK строят векторную диаграмму сил, действующих на ко-
ренной подшипник. Построение ведут аналогично приведенно-
му выше.
Для построения векторной диаграммы сил, действующих на
коренную шейку, выберем оси координат, связанные с i-м кри-
вошипом по аналогии с шатунной шейкой. Начало координат
поместим в центр коренной шейки, а положительные направ-
ления осей у и х будут совпадать с положительными направ-
лениями сил Zj и 7\.
На коренную шейку действует реакция R силы Q, воспри-
нимаемой коренными подшипниками. В принятой системе ко-
ординат проекции силы Q будут:
Qv=at (Zt—С2(0)+аж (Zt+1~C2(z+1)) eos у+аг+1Г(+1 cos (90+y);
Qx-atTt+ai+iTi+t cosy+a/+1 (Zt+r— CS(;-+I)) cos (90+y).
Проекции реакции на выбранные оси равны по величине
проекциям силы Q, но противоположны по знаку Ry——Qv\
Rx——Qx. Значения Z{, Zi+1, 1\ и Ti+i принимаются в соответ-
ствии со сдвигом фазы работы t-ro и (t-f-l)-ro цилиндров. Мо-
дуль вектора силы R, действующей на коренную шейку, равен
модулю вектора силы Q, действующей на коренной подшипник,
при условии одинакового порядка отсчета углов поворота кри-
вошипа i-ro цилиндра. Далее по значениям проекций Ry и Rx
строят векторную диаграмму сил, действующих на коренной
подшипник.
Векторные диаграммы сил, действующих на коленчатый вал
и подшипники V-образного двигателя с прицепным шатуном,
строятся по такой же методике. Предварительно необходимо
алгебраически суммировать нормальные и тангенциальные си-
лы, действующие на кривошип, от главного и бокового цилин-
дров:
Z2=Z+Z;; Т2 =T+Ti.
Силы К. и Кл, действующие по оси стержней шатунов глав-
ного и бокового цилиндров, могут быть учтены раздельно при
построении нагрузок шатунного и коренного подшипников.
230
4. КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДА
Коленчатый вал двигателя и все другие связанные с ним
валы составляют валопровод силовой установки. В идеальном
случае валопровод представляет собой ряд сосредоточенных
масс в виде абсолютно жестких дисков, которые соединены ме-
жду собой упругими участками вала, условно лишенными мас-
сы. Массы характеризуются моментами инерции относительно
оси вращения вала, а упругие участки вала — жесткостью на
кручение. Шатунио-кривошипный механизм каждого цилиндра
двигателя, якорь генератора, соединительные муфты, махови-
ки и т. д. представляют собой сосредоточенные массы.
Под действием переменных вращающих моментов, созда-
ваемых давлением газов в рабочих цилиндрах и силами инер-
ции шатунно-кривошипного механизма, массы могут совершать
крутильные колебания, при которых происходит периодичес-
кое закручивание и раскручивание упругих участков вала.
Крутильные колебания накладываются на установившееся вра-
щение вала. Такие колебания называют вынужденными, и они
возникают под действием возмущающих сил [19].
Валопровод с массами и упругими участками может совер-
шать свободные крутильные колебания около положения устой-
чивого равновесия, если массам сообщить какое-либо малое на-
чальное отклонение от этого положения. Свободные колебания
совершаются без воздействия периодически возмущающих сил.
Рассмотрим (рис. 137, а) свободные и вынужденные кру-
тильные колебания валопровода с п массами. Так как положе-
ние этой системы в любой момент времени определяется угла-
ми поворота каждой из масс, т. е. п независимыми друг от дру-,
га параметрами, то эта система имеет п степеней свободы.
Обозначим углы поворота масс фь фг, ...» фп и будем отсчиты-
вать их от равновесного положения системы. В равновесном
положении эти углы равны нулю. Жесткость на кручение каж-
дого из участков вала
ci—GJptfli,
Рис. 137. Схема валопровода:
а — крутильная; б — одноузловая форма свободных колебаний
231
где (г—модуль сдвига материала вала., Н/м2;
— полярный момент инерции, i-ro участка вала, м4;
k—длина t-ro участка вала, и.
При повороте i-й массы на угол <р{ и соседней с ней (i—1)-й
массы на угол <₽i-i на i-ю массу будет действовать момент
Мы упругих сил кручения участка вала между этими масса-
ми, пропорциональный произведению жесткости (i—1)-го уча-
стка на разность углов поворота масс и взятой с обратным
знаком, т. е. Mt-i ———<р<-1).
Используя это соотношение, можно написать дифференци-
альные уравнения движения всех масс:
/m+ci (ф1—ф2)=0; \
/2Ф2+С1 (фг—ф1)+с2 (Фг—Фз)-0;
Jn— 1фл—t + Сл—а (фл— 1—-фл—г^+Сл—[X
X (фл-1—фл) =0;
Афл+Сл-l (фл—фл-1)=.0,
где /(, Zj,,,,, Zn — моменты инерции масс относительно оси вращения.
Выведенные из положения равновесия массы будут совер-
шать периодические колебания. Углы поворота масс в зависи-
мости от времени могут быть выражены периодическими функ-
циями:
<Pi=«t sin (kZ+,₽);
<p2—.a2sin (kZ+₽);
Фл=ап8ш (kZ+P).
Подставляя эти значения углов в дифференциальные урав-
нения и сокращая их на sin (tct+fi), получаем систему однород-
ных уравнений, связывающих к, щ, т, • ., ап:
(ci—k2Ji) ai—CiOi— 0;
+i (Cj+Ca—i&J2) ctj—CjHs=0;
(85)
—Cn— jCtfl—1 + (Cn—1—K2Zn) On«“0,
Эти уравнения допускают решения относительно ai, аг, ...»
ап, отличные от нуля в том случае, если определитель системы
|>авен нулю:
С]—№Zi — 0 • а а 0 0
—«I Ci +C2—№/2 —c2 • а • 0 0
0 —Cj C2+C3— k2Z3 0 0
0 0 0 ... —Cn-r C«-l—K2J,
0.
232
Развернув этот определитель и приравняв его к нулю, полу-
чаем уравнение n-й степени относительно №, называемое урав-
нением частот. Один из корней этого уравнения имеет значе-
ние к2=0. В этом случае уравнения (85) допускают относитель-
но ai, аг, .... On отличные от нуля решения, при этом амплиту-
ды колебаний масс равны между собой:
а1=а2=.., =0,.
Этому случаю соответствует вращение вала без деформа-
ции, а следовательно, и без крутильных колебаний. Остальные
корни уравнения частот, не равные нулю, соответствуют час-
тотам (п—1) главных колебаний, которые налагаются на рав-
номерное вращение вала.
Определив из уравнения частот значения частот главных
крутильных колебаний системы и подставляя их в уравнения
(85), можно получить соотношения аг/аь аз/аь .... an/ai между
амплитудами колебаний масс в каждом из главных колебаний.
Если приравнять одну из амплитуд единице, например ai=l,
то можно построить график относительного изменения ампли-
туд по длине валопровода (рис. 137,6), который определяет
форму главных колебаний и узловые сечения вала, остающие-
ся неподвижными. Поэтому различают крутильные колебания
одноузловые, двухузловые й т. д. Для многомассовой системы
количество узлов и форм колебаний изменяется от 1 до п—1.
Вынужденные колебания валопровода вызываются действи-
ем переменных вращающйх моментов. Эти моменты создаются
давлением газов в цилиндрах и силами инерции. Они перио-
дически изменяются в зависимости от времени и приложены к
массам, заменяющим шатунно-кривошипный механизм каждого
цилиндра. Кроме того, на валопровод действует реактивный
момент от потребителя энергии, который также является функ-
цией времени.
Наряду с этим на элементы валопровода действуют момен-
ты упругих сил кручения участков вала, а также сил сопро-
тивления от трения и ударов в сочленениях шатунно-кривошип-
ного механизма, внутреннего трения между частицами мате-
риала вала при его деформации, магнитные сопротивления при
колебаниях якоря генератора, сопротивления от демпферов, ус-
тановленных в системе валопро!вода, и т. д. Моменты сил со-
противлений в общем виде могут быть представлены функция-
ми, зависящими от времени и углов поворота масс.
Для исследования вынужденных колебаний валопровода не-
обходимо написать дифференциальное уравнение движения
каждой массы с учетом действия на нее всех моментов. В об-
щем случае дифференциальное уравнение движения i-й массы
может быть представлено в виде
7<ф£=Л4у(-|-Л1кр/+2Л1с1+Л1р/,
(86)
233
где Ji — момент инерции массы относительно оси враще-
ния вала;
(ф<> <Pz-1, <р>+1) — момент упругих сил кручения участков вала, яв-
ляющийся функцией углов поворота z-й массы и
соседних масс;
AfHpi=fKp (/) — вращающий момент от сил давления газов и сил
инерции механизма, являющийся периодической
функцией времени;
2Afei=/e (t, <pz)—сумма моментов всех сил сопротивлений как
функция времени и угла поворота массы;
Afpz=/p (0 — реактивный момент потребителя энергии как
функция времени.
Уравнение движения (86) записывается для каждой массы
с учетом действующих на нее моментов. Понятно, что в правой
части этого уравнения для взятой массы отдельные слагаемые
могут отсутствовать. Например, на массу цилиндра двигателя
не действует момент AfP. Уравнения (86), записанные для каж-
дой массы, составляют систему п дифференциальных уравнений
движения масс. Эта система второго порядка относительно ф
может быть решена численными методами на ЭВМ. или исполь-
зованием электромеханических аналогий. В результате реше-
ния системы можно получить зависимости изменения угла по-
ворота каждой массы от времени.
Вращающие моменты Мкр можно представить как совокуи-
ность гармонических составляющих:
AfKp=Afn+SJW., sin ),
где Мт — средний вращающий момент;
Л4., — амплитуда гармонической составляющей;
v — порядок гармонической составляющей;
ф, —сдвиг фаз составляющей данного порядка.
Если частота vw какой-либо гармонической составляющей
совпадает с одной из собственных частот /сь к2,.... кп валопро-
вода, то наступает резонанс. При резонансе амплитуды углов
поворота масс значительно возрастают, и напряжения в вале
от деформаций при крутильных колебаниях могут превзойти
допустимые. Частоту вращения вала, при которой возникают
резонансные крутильные колебания, называют критической.
Для предупреждения опасных резонансных крутильных коле-
баний подбирают параметры валопровода так, чтобы диапазон
рабочих частот вращения вала двигателя был удален от кри-
тической частоты.
Для уменьшения амплитуд углов поворота масс при резо-
нансных частотах в двигателях применяют демпферы, а для
изменения частот собственных колебаний валопровода — анти-
вибраторы. Демпферы создают сопротивления крутильным ко-
лебаниям и гасят их энергию. Антивибраторы изменяют часто-
ты собственных колебаний вала так, чтобы они не совпадали
с гармоническими составляющими возбуждающих моментов.
234
Рис. 138. Частотная диаграмма ва-
лопровода дизеля типа Д100
Частотная диаграмма вало-
провода дизеля 2Д100 приве-
дена на рис. 138. Лучи, прове-
денные из начала координат,
дают зависимость частоты гар-
монических составляющих вра-
щающих моментов порядка 1,
2... 10 от частоты вращения
вала. Собственные частоты ва-
ла без антивибратора соответ-
ствуют 3200 кол/мин. При та-
кой частоте в рабочем диапазо-
не частот вращения вала 400—
850 об/мин в резонанс попада-
ют гармоники вращающих мо-
ментов 4, 5, 6 и 7-го порядков.
После установки маятникового
антивибратора с настройкой
грузов на 6-й порядок валопровод имет две зависимости соб-
ственных частот, соответствующих кривым А и Б. Гармоника
6-го порядка уже не имеет пересечений с кривыми собственных
частот.
На дизеле 2Д100 грузы антивибратора установлены для из-
менения зависимости собственных частот так, чтобы гармоники
возбуждающих моментов 3, 4, 6 и 7-го порядков с ними не пе-
ресекались. Гармоники 5-го порядка хотя и совпадают с собст-
венными частотами колебаний валопровода в рабочем диапа-
зоне, но амплитуда этой Составляющей вращающего момента
мала и не является опасной.
На тепловозных двигателях для гашения крутильных коле-
баний применяют силиконовые демпферы, у которых кинети-
ческая энергия колебаний поглощается силами вязкостного
трения.
Глава VII
ХАРАКТЕРИСТИКИ ЛОКОМОТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. РЕЖИМЫ РАБОТЫ
В эксплуатации режимы работы локомотивных двигателей
отличаются большим разнообразием из-за различного рода
службы тепловозов, массы поездов, профиля пути и климати-
ческих условий. Представление об особенностях работы двига-
телей в конкретных условиях может быть получено только в
результате статистического изучения режимов.
Если рассмотреть изменение режима работы двигателя
(рис. 139) при ведении грузового или пассажирского поезда, то
235
заметно, что нагрузка осуществляется циклически: холостой
ход — нагрузка — холостой ход. По статистическим данным,
средняя частота таких циклов у двигателей грузовых локомо-
тивов достигает 4—6 циклов за 1 час работы под нагрузкой.
Через некоторые интервалы времени двигатель останавливают
и происходит его охлаждение. Продолжительность циклов весь-
ма неравномерна и изменяется в широких пределах. На участ-
ках с тяжелым профилем и при повышенной массе поездов дви-
гатель должен реализовать длительное время (более 1 ч) но-
минальную мощность.
Время работы на холостом ходу, отнесенное ко всему вре-
мени работы, достигает 30—70% и зависит от рода службы ло-
комотива (поездной, маневровый), характера участка (одно-
путный, двухпутный), климатических условий и времени года.
Наибольшее время работы на холостом ходу характерно для
маневрового локомотива при однопутном участке и в зимний
период.
Средняя эксплуатационная мощность
Мет=ТММ/2Ы,
где N — реализуемая мощность;
Д/— интервал времени, иа котором реализуется мощность.
Суммарное время ЕД? может быть принято с учетом рабо-
ты двигателя под нагрузкой и на холостом ходу или без вклю-
чения времени холостого хода. В первом случае среднюю экс-
плуатационную МОЩНОСТЬ обозначим брутто №рет, а во вто-
ром— нетто Nnem. Из определения ясно, что Nnem>N^em- Срав-
нительную степень загрузки двигателей в различных условиях
целесообразно характеризовать коэффициентом использования
Рис. 139. Режим работы двигателя при ведении поезда
236
МОЩЙОСТИ нетто V = NaemlNe,
где Ne — номинальная мощ-
ность. По статистическим дан-
ным, для грузовых локомоти-
вов v=0,60 ч-0,75.
Реализация мощности локо-
мотивным двигателем в зави-
симости от времени работы на-
растающим итбгом под нагруз-
кой по средним статистическим
данным показана на рис. 140.
Интегральная кривая мощнос-
ти двигателя грузового локо-
мотива значительно отличает-
ся от маневрового. При мощ-
ности до 50 % двигатель гру-
зового локомотива работает
около 25 % всего времени ра-
боты под нагрузкой, а манев-
рового — около 80 °/о. При
мощности 100% время работы в среднем измеряется соответ-
ственно 10 и 2,5—3%. Кроме того, двигатель маневрового ло-
комотива имеет большое относительное время работы на хо-
лостом ходу, а количество циклов изменения нагрузки за 1 ч
работы на один порядок выше, чем у двигателя грузового ло-
комотива.
Рис. 140. Статистическая зависимость
мощности двигателя от времени ра-
боты под нагрузкой:
1 — грузовой тепловоз; 2 —маневровый
тепловоз
2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Локомотивный двигатель по условиям поездной службы дол-
жен работать на переменных режимах в диапазоне от холос-
того хода до номинальной мощности при изменяющейся часто-
те вращения вала двигателя.
Характеристиками двигателя называют зависимости между
различными параметрами на заданных режимах работы.
Мощность, вращающий момент и к. п.д. характеризуют дви-
гатель как источник энергии. В координатах эффективная мощ-
ность JV®—частота вращения вала п (рис. 141), точка А соот-
ветствует номинальному режиму тепловозного двигателя. Поле
возможных установившихся режимов работы двигателя опре-
деляется, если наложить на этот график зависимости потреб-
ляемой мощности от частоты вращения. Зависимости показа-
телей работы двигателя от частоты вращения вала отбора мощ-
ности называются скоростными характеристиками. К ним отно-
сится также зависимость Ne—f{n). Скоростные характеристи-
ки различны для двигателей тепловозов с электрической и гид-
равлической передачами. На тепловозах с электрической пере-
237
дачей изменение потребляемой мощности от частоты вращения
вала приближенно можно аппроксимировать прямой линией 1,
соединяющей точку номинальной мощности с точкой наимень-
шей частоты вращения вала при холостом ходе и наименьшей
мощности, реализуемой при этой частоте. Такую скоростную
характеристику называют генераторной. Следует отметить, что
на каждом из тепловозов реальные генераторные характери-
стики имеют отклонения от принятой прямолинейной зависи-
мости. Вопросы, связанные с выбором рациональной генератор-
ной характеристики, рассмотрены ниже.
Регулирование требуемой мощности двигателя при задан-
ной частоте вращения вала осуществляется за счет изменения
подачи топлива. Скоростная характеристика, реализуемая при
постоянном положении органа подачи топлива, соответствую-
щем номинальной мощности, называется внешней характери-
стикой (кривая 2). Генераторная характеристика всегда рас-
полагается ниже внешней, т. е. при заданной частоте враще-
ния, отличающейся от номинального режима, эффективная мощ-
ность, соответствующая генераторной характеристике, будет
меньше, чем мощность по внешней характеристике.
В случае работы двигателя с гидропередачей его скорост-
ная характеристика определяется типом включенного аппара-
та— гидротрансформатора или гидромуфты. При работе сов-
местно с гидротрансформатором мощность двигателя изменя-
ется в зависимости от частоты вращения коленчатого вала по
Рис. 141, Характеристики тепловоз-
ного двигателя:
1 — генераторная; 2 — внешняя; 3 — винто-
вая; 4 — частичная внешняя; 5 — нагрузоч-
ная
закону кубической параболы
(кривая 3) или, если учесть
вспомогательные нагрузки,
близкому к нему: Ne=cn3. При
этом на номинальной частоте
вращения реализуется номи-
нальная мощность. Такую ско-
ростную характеристику назы-
вают винтовой.
Когда мощность передается
через гидромуфту или механи-
ческую коробку передач, дви-
гатель работает по своей внеш-
ней характеристике 2. В этом
случае имеет место прямая
пропорциональность между
частотами вращения вала дви-
гателя и колес локомотива, т.е.
его скоростью движения.
Если по условиям движения
при данной скорости требуется
меньшая мощность, чем мощ-
ность по внешней характерис-
238
тике, то она может быть достигнута за счет изменения подачи
топлива. Скоростная характеристика, реализуемая двигателем
при фиксированном положении регулирующего органа, соот-
ветствующем меиьшей подаче топлива по сравнению с номи-
нальной, называется частичной внешней характеристикой (кри-
вая 4). В зависимости от положения регулирующего органа
может быть получено множество частичных внешних характе-
ристик, обеспечивающих получение мощности в диапазоне от
холостого хода (Ne=0) до мощности по внешней характери-
стике.
Условия нагружения двигателя могут быть такими, что тре-
буется изменять мощность при заданной постоянной частоте
вращения вала n=idem. Характеристики двигателя, полученные
при заданной постоянной частоте вращения его вала, называ-
ются нагрузочными (кривая 5). В зависимости от заданных ча-
стот вращения вала может быть получено множество нагру-
зочных характеристик.
Характеристики двигателя, полученные при заданной наст-
ройке регулятора частоты вращения, называются регуляторны-
ми. Выше (см. гл. III) было сказано, что в случае применения
изодромного регулятора частоты вращения регуляторная харак-
теристика двигателя совпадает с нагрузочной.
Поле нагрузок и частоты вращения вала двигателя имеет
следующие ограничения: наименьшая ит<п и наибольшая иШах
частоты вращения вала; ограничительная характеристика в ви-
де зависимости наибольшей мощности от частоты вращения.
Наименьшая частота вращения вала nmin устанавливается
для каждого двигателя и находится в пределах 30—45% номи-
нального режима. Ее величина зависит от ряда факторов: ус-
тойчивости работы двигателя с допустимой нестабильностью
частоты вращения; обеспечения запаса по частоте вращения
от нижней зоны критических резонансных частот валопровода;
отсутствия отрицательных влияний на показатели работы дви-
гателя в эксплуатации, например понижения вязкости дизель-
ного масла, отложения нагаров на деталях цилиндропоршневой
группы и газовыпускного тракта и др.
Наибольшая частота вращения вала nmax устанавливается
с учетом ее влияния на износ и долговечность деталей вслед-
ствие увеличения сил инерции в шатунно-кривошипном меха-
низме. Обычно для тепловозных двигателей наибольшая часто-
та совпадает с ее значением на номинальном режиме. Кроме
номинального режима (точка А), в условиях на поставку дви-
гателя может допускаться режим максимальной мощности (точ-
ка В), которая достигается при номинальной или повышенной
частоте вращения (пmax) •
Ограничительная характеристика устанавливает наибольшую
допустимую мощность в зависимости от частоты вращения при
эксплуатации двигателя. В качестве ограничительных показа-
239
телей для выбора этой характеристики могут быть температу-
ры газов перед турбиной турбокомпрессора, характеризующие
механическую и тепловую напряженность двигателя. В частном
случае ограничительной может быть внешняя характеристика.
Установившийся режим работы тепловозного двигателя с
электропередачей при наличии объединенного регулятора од-
нозначно определяется настройкой регулятора, т. е. затяжкой
всережимной пружины, задаваемой машинистом. Система объе-
диненного регулирования двигателя и электрической передачи
обеспечивает стабильную зависимость мощности от частоты
вращения вала (генераторную характеристику) в достаточно
широком диапазоне их изменения.
При наличии только регулятора частоты вращения генера-
торная характеристика тепловозного двигателя не является од-
нозначной. На установившийся режим работы двигателя в
этом случае будут влиять два фактора: настройка регулятора
по заданию машиниста; изменяющийся момент сопротивления,
приложенный к фланцу отбора мощности. Момент сопротивле-
ния и цилиндровая мощность двигателя при заданной настрой-
ке регулятора будут колебаться под действием температур об-
моток электрических машин, их гистерезиса, ограничения ис-
пользования мощности при повышенных скоростях движения,
изменения затрат мощности на вспомогательные нужды и др.
Вследствие этого двигатель будет работать по нагрузочной ха-
рактеристике и при неблагоприятных условиях может выходить
на мощности по внешней характеристике.
Работа комбинированного двигателя на большей части
внешней характеристики встречает определенные трудности.
Рассмотрим в зависимости от частоты вращения коленчатого
вала п изменение величин, характеризующих показатели рабо-
ты и индикаторный процесс дизелей 10Д100 и Д70 (рис. 142).
Все величины выражены в долях к их значениям на номиналь-
ном режиме, который характеризуется ординатой и абсциссой,
равными 1,0.
Для тепловозных дизелей, имеющих золотниковую топливо-
подающую аппаратуру, характерно возрастание цикловой по-
дачи топлива gu при уменьшении частоты вращения п и фикси-
рованном положении рейки топливного насоса. Например, при
п=0,8 цикловая подача увеличивается в 1,06—1,12 раза по
сравнению с номинальным режимом. Эффективный к.п.д. г|в
в диапазоне п=0,74-1,0 изменяется незначительно. Закономер-
ности изменения £ц и т]е объясняют изменение вращающего мо-
мента ЛТкр на валу двигателя — он увеличивается с ростом цик-
ловой подачи топлива.
Изменение эффективного к.п.д. г]е происходит под дейст-
вием двух величин — индикаторного г)г- и механического к.п.д.
т)м. Индикаторный к.п.д. с уменьшением частоты вращения по-
нижается вследствие уменьшения коэффициента избытка воз-
240
Рис. 142. Внешние характеристики тепловозных дизелей:
а— 19Д190; б —Д70; Nе— эффективная мощность; Мкр —вращающий момент; t т—
температура газов перед турбиной; pz — наибольшее давление сгорания; рк, <к — дав-
ление и температура воздуха во впускном коллекторе; -гц, т]е — индикаторный и эф-
фективный к. п. д.; — коэффициент избытка воздуха суммарный; —цикловая
подача топлива; %—степень повышения давления при сгорании
духа для сгорания пропорционально суммарному коэффициенту
избытка воздуха as'-Понижение коэффициента избытка возду-
ха объясняется возрастанием цикловой подачи топлива и умень-
шением массового воздушного заряда цилиндра из-за снижения
плотности воздуха во впускном коллекторе. Уменьшение воз-
душного заряда цилиндра при п<1,0 происходит из-за сниже-
ния давления воздуха рк перед впускными органами двигате-
ля: располагаемая энергия отработавших газов поршневой ча-
сти недостаточна, чтобы турбокомпрессор поддерживал это
давление на необходимом уровне.
Воздушный заряд зависит также от температуры воздуха tK.
Для дизеля 1 ОД 100 температура воздуха tK при опытах под-
держивалась постоянной при изменении п; а для дизеля типа
Д70 эта температура уменьшалась пропорционально п. Пони-
жение температуры у дизеля типа Д70 при работе по внешней
характеристике благоприятствовало меньшему снижению воз-
душного заряда цилиндра и, как следствие, уменьшению коэф-
фициента избытка воздуха и индикаторного к.п.д. тр в зависи-
мости от п.
Механический к. п. д. увеличивается при уменьшении часто-
ты вращения п, так как мощность механических потерь при-
ближенно пропорциональна квадрату частоты вращения, а ин-
дикаторная мощность пропорциональна первой степени часто-
ты. Поэтому уменьшение индикаторного к. п. д. в определенной
16—1031 241
мере компенсируется повышением механического к. п. д., что
определяет малое изменение.эффективного к.п.д. т]е в рассмат-
риваемом диапазоне частот вращения.
Уменьшение коэффициента избытка воздуха приводит к рос-
ту средних температур рабочего цикла и температур газов пе-
ред турбиной /т. Наибольшие давления сгорания р2 с пониже-
нием частоты вращения п остаются практически постоянными
или даже повышаются. Так как это происходит при заметном
уменьшении давления воздушного заряда и, следовательно, дав-
ления в конце сжатия, то степень повышения давления при сго-
рании Л увеличивается, т. е. увеличивается «жесткость» рабо-
ты двигателя.
Таким образом, работа тепловозного двигателя по внешней
характеристике сопровождается увеличением тепловой и меха-
нической напряженности его деталей, что затрудняет достиже-
ние необходимой долговечности и надежности.
Для двигателя, работающего на переменных режимах по
мощности и частоте вращения, оценить его экономичность удоб-
но по трехпараметровой универсальной характеристике. Она
представляет собой зависимости на установившихся режимах
эффективной мощности Ne от частоты вращения п при постоян-
ных удельных расходах топлива ge или эффективных к. п. д. т]е
(рис. 143).
Из этой характеристики видно, что любая заданная мощ-
ность может быть реализована в поле допустимых режимов
работы двигателя при различной частоте вращения коленча-
того вала. Однако наименьший расход топлива достигается
Рис. 143. Универсальная характеристика дизеля 10Д100:
1 — внешняя; 2 — экономическая
242
только при определенной частоте вращения. Например, для ди-
зеля 10ДЮ0 при мощности Л/е=1100 кВт наименьшие удель-
ные расходы топлива будут получены соответственно при п =
=560 об/мин. Определив для других мощностей частоты вра-
щения, при которых достигается наименьший расход топлива,
получим зависимость Ne=f(n), которую называют скоростной
экономической характеристикой. Работа по этой характеристи-
ке обеспечивает наименьшие расходы топлива двигателем в
эксплуатации.
Следует иметь в виду, что когда двигатель работает в сис-
теме силовой установки, где имеются другие потери энергии,
например в преобразователях вращающего момента, на вспо-
могательные нужды, то экономичный режим работы должен
выбираться из условий достижения наибольшего к.п.д. всей
установкой.
При работе по скоростной экономической характеристике у
форсированного комбинированного дизеля 10Д100 (рис. 144)
в диапазоне частот вращения коленчатого вала 500—800 об/мин
эффективный к. п.д. двигателя т]е превышает свои значения на
номинальном режиме, хотя индикаторный к.п.д. т]г- понижает-
ся. Увеличение эффективного к. п.д. происходит вследствие
увеличения механического к.п.д. Существенно понижается ко-
Рис 144 Рис 145
Рис. 144. Показатели работы дизеля 1 ОД 100 по скоростной экономической
характеристике
Рис. 145. Показатели работы дизелей по нагрузочной характеристике:
а - 5Д49, б — 10Д100
16*
243
Рис. 146. Универсальная характе-
ристика двигателя ГТ-3,5:
1—граница помпажа в компрессоре:
2 — граница наибольших расчетных
температур; 3 — генераторная характе-
ристика; 4 — граница наибольшей час-
тоты вращения вала ротора; 5 — огра-
ничение холостого хода двигателя
дит понижение наибольших
газов перед турбиной /т, а коэффициенты избытка воздуха a s' и
а увеличиваются. Эффективный к. п. д. также понижается вслед-
эффициент избытка воздуха а
для сгорания, что указывает на
повышенную тепловую напряжен-
ность работы деталей цилиндро-
поршневой группы двигателя. Из-
менение а влияет на изменение
индикаторного к. п. д. щ.
Наибольшие давления сгора-
ния рг понижаются с уменьшени-
ем мощности, однако степень по-
вышения давления Л, т. е. «жест-
кость» работы, увеличивается.
Температура газов перед турби-
ной tt при понижении мощности
от номинальной вначале даже
несколько,повышается вследствие
снижения коэффициента избытка
воздуха, что также указывает на
теплонапряженность работы дви-
гателя на ветви скоростной эко-
номической характеристики.
При уменьшении мощности в
случае работы по нагрузочной ха-
рактеристике (рис. 145) происхо-
давлений сгорания рг, температур
ствие уменьшения механического к. п. д. У четырехтактного ди-
зеля 5Д49 давление воздуха рк в коллекторе больше давления
газов рт перед турбиной в диапазоне мощностей 1170—2200 кВт;
при меньших значениях мощности рт>рк. У двухтактного дизе-
ля 1 ОД 100 всегда рк>рт-
На универсальной характеристике одновального газотур-
бинного двигателя ГТ-3,5 (рис. 146) мощности Ne и частоты
вращения вала ротора п выражены в долях от их значений на
номинальном режиме (А/е=1,0; га=1,0). Рабочее поле мощно-
стей и частот вращения имеет следующие ограничения: грани-
ца предпомпажных колебаний в компрессоре; наибольшая тем-
пература газов перед турбиной; наибольшая частота вращения
вала ротора по условиям прочности; линия ограничения холос-
того хода двигателя.
На характеристике нанесены линии постоянных значений эф-
фективного к. п.д. т]е и локомотивная генераторная характери-
стика двигателя. Принятие нагрузки двигателем соответствует
га = 0,845.
Рабочий диапазон частот вращения га=0,845 =1,0. Вращаю-
щий момент на валу двигателя понижается с уменьшением ча-
стоты вращения вала.
244
3. ГЕНЕРАТОРНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Эффективное использование двигателя для тяги будет в том
случае, если его номинальная мощность реализуется в широком'
диапазоне скоростей движения локомотива вплоть до конструк-
ционной. Условие постоянства мощности при различных ско-
ростях определяет гиперболическую зависимость вращающего
момента (или силы тяги) от частоты вращения вала (рис. 147).
Из анализа характеристик поршневых комбинированных и
одновальных газотурбинных двигателей видно, что эти двига-
тели такими свойствами не обладают. Для устранения этого
недостатка применяют преобразователи вращающего момента
в виде электрической и гидромеханических передач. Двухваль-
ный газотурбинный двигатель и газотурбинный двигатель со
свободнопоршневым генератором газа, у которых тяговая тур-
бйна работает на генерированном газе независимо от частоты
вращения вала ее ротора, способны развивать большой враща-
ющий момент при неподвижном роторе. Зависимость вращаю-
щего момента таких двигателей от частоты вращения ротора
лучше удовлетворяет тяговой характеристике. Это положитель-
ное качество может быть использовано для упрощения преоб-
разователя вращающего момента.
Для того чтобы поршневой двигатель мог обеспечить по-
стоянство мощности в рабочем диапазоне частот вращения ко-
ленчатого вала, необходимо увеличить заряд цилиндра возду-
хом при снижении частоты вращения. Исследования показы-
вают, что такая задача в определенных пределах может быть
решена за счет усложнения систем наддува.
Применение преобразователей вращающего момента поз-
воляет поршневому двигателю
в его современном виде рабо-
тать на рациональных режи-
мах по мощности и частоте
вращения коленчатого вала, а
изменение силы тяги от ско-
рости движения локомотива
осуществляется в результате
автоматического регулирова-
ния передачи.
На отечественных и зару-
бежных тепловозах наиболь-
шее распространение получила
электрическая передача. При
работе поршневого двигателя
с электрической передачей тре-
буемая для тяги поезда мощ-
ность может быть достигнута
при различных частотах вра-
Рис. 147. Изменение вращающих
моментов от частоты вращения:
1 — М кр при постоянной мощиоети;
2 — двухвальный ГТД: 3 — внешняя ха-
рактеристика тепловозного двигателя;
4 — одновальиый ГТД
245
щения его коленчатого вала в пределах их рабочего диапазона
и ограничительных характеристик. В связи с этим возникает
задача о выборе наиболее рациональной зависимости мощности
двигателя от частот вращения вала Ne=f(n), называемой гене-
раторной (локомотивной) характеристикой.
Выбор рациональной генераторной характеристики произ-
водится с учетом двух основных факторов: обеспечения наи-
меньшего расхода топлива в эксплуатации, обеспечения тре-
буемой надежности и долговечности двигателя в эксплуатации.
Из анализа характеристик следует, что наибольшая эконо-
мичность двигателя в эксплуатации достигается при работе по
экономической или близкой к ней характеристике. Если при
работе По этой характеристике обеспечиваются приемлемые на-
дежность и долговечность двигателя, то задача выбора генера-
торной характеристики двигателя решается однозначно.
В случае несоответствия этих факторов выбор генераторной
характеристики производится на основе компромиссных реш£-
ний, критериями для которых служат в конечном итоге эконо-
мические соображения. Особенность форсированного поршнево-
го комбинированного двигателя состоит в том, что при работе
по скоростной экономической характеристике на частичных на-
грузках может возрастать, как это показано выше, тепловая и
механическая напряженность двигателя по сравнению с номи-
нальным режимом. В эксплуатации работа двигателя на час-
тичных нагрузках достигает значительной доли, например для
грузового тепловоза на мощностях в пределах 45—90% номи-
нальной двигатель работает около 50% всего времени работы
под нагрузкой (см. рис. 140). Вследствие этих особенностей
характеристик двигателя и режимов его работы в эксплуата-
ции могут происходить более интенсивное отложение нагаров
на цилиндропоршневой группе (выпускных и впускных окнах
втулки цилиндра, днище поршня), повышенное дымление,
уменьшение надежности и долговечности работы деталей. При
этих обстоятельствах генераторная характеристика на частич-
ных нагрузках располагается ниже скоростной экономической.
Влияние положения генераторной характеристики на усло-
вия работы дизеля видно из рис. 148, где показаны зависимо-
сти мощности от частоты вращения коленчатого вала дизеля
5Д49 при постоянных суммарных значениях коэффициентов из-
бытка воздуха. Этот коэффициент в известной мере характери-
зует тепловую напряженность двигателя.
Можно выбрать такую зависимость Ne=f (rt), при работе
по которой коэффициент избытка воздуха на частичных нагруз-
ках будет такой же, как и на номинальном режиме, или нахо-
диться в допустимых пределах.
С учетом всех этих обстоятельств генераторные характери-
стики некоторых форсированных отечественных дизелей рас-
полагаются различно (рис. 149). Для дизелей 10Д100 и 5Д49
246
Рис. 148 Рис. 149
Рис. 148. Поле суммарных коэффициентов избытка воздуха дизеля 5Д49"
с неохлаждаемым выпускным коллектором
Рис. 149. Генераторные характеристики тепловозных двигателей:
1 - 10Д100-, 2 — 5Д19
указаны штриховкой поля, где могут располагаться зависимо-
сти Ne=f(n). Более широкое поле генераторных характеристик
дизеля 10Д100 соответствует двум настройкам характеристик
на тепловозах, одна из которых с повышенной мощностью при-
ближена к скоростной экономической характеристике.
4. ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ
Эффективный к. п. д. двигателей т]е изменяется в зависимо-
сти от режима их работы. Зависимости т]е от мощности Ne при
работе на установившихся режимах по генераторной характе-
ристике для поршневых комбинированных и одновального га-
зотурбинного двигателей даны на рис. 150. Мощности указаны
в долях от номинальных значений.
Для определения среднего эксплуатационного расхода топ-
лива g6pem двигателем при работе на переменных режимах мож-
но написать следующее соотношение:
21Уг^еАТн "bS&sATx —ет ^Ne&Xyi,
247'
где АГ,. —текущее эначение мощности, кВт;
Ат., Дтх — интервалы времени работы двигателя при мощности N* и на
холостом ходу, я;
£» —удельный расход топлива при мощности Ne, хг/(кВт-ч);
6х — расход топлива на холостом ходу, кг/ч.
Выражая удельные расходы топлива через эффективный
к. п. д., после преобразований получим значение среднего экс-
плуатационного к. п. д. брутто:
Г)врет =
SAUTh
v Ne 4 Ни
S Дтн+ ЕЬхДтз
Т]е 3600
Работа локомотивного двигателя на переменных мощностях
сопровождается переходными процессами между режимами.
При существующих системах автоматического регулирования
переходные процессы тепловозных двигателей протекают с не-
которым увеличением удельных расходов топлива по сравне-
нию с установившимся режимом. Понижение эксплуатацион-
ной экономичности с учетом переходных процессов можно оце-
нить множителем т]Пер в правой части уравнения для определе-
ния Ti6pem- Для форсированных двигателей магистральных теп-
ловозов при отсутствии в системе регулирования автоматиче-
ской коррекции подачи топлива в зависимости от давления над-
дува i]Bep=0,97-4-0,98; при наличии коррекции г|иеР=0,994-1,0.
Средний эксплуатационный к.п.д. брутто f]6pem может быть
определен из приведенного уравнения на основе статистических
данных по режимам работы локомотивных двигателей (см.
рис. 140) и зависимостям эффективных к.п.д. от нагрузки по
? 0,2 0,0 0,6 0,0 Ne
Рис. 150. Зависимость эффек-
тивного к. п. д. от мощности по
генераторной характеристике
для двигателей:
I — 5Д49 с неохлаждаемым выпуск-
ным коллектором; 2 — 10Д100; 3 —
2Д100; 4 — ГТ-3,5
генераторной характеристике (см,
рис. 150).
Как следует из уравнения, т]брет
зависит от реализуемой мощности,
значений эффективных к. п. д. на
различных нагрузках, времени ра-
боты на холостом ходу и под на-
грузкой, расходов топлива на холос-
том ходу. Сравнительную оценку
эксплуатационной экономичности
двигателей магистральных локомо-
тивов произведем при следующих
условиях: мощность реализуется по
статистическим данным (см. рис.
140); эффективный к. п.д. изменя-
ется от мощности по данным рис.
150; холостой ход составляет 40 %’
всего времени работы двигателя.
По опытным данным, расходы топ-
лива дизелями на холостом ходу со-
-248
Таблица 11
Двигатель Пе _бр ^ет ’lem/’le
10Д100 0,3711 0,360 0,970
2Д10Ц 0,364 0,339 0,958
5Д40 0,414 0,398 0,962
ГТ-3^5 0,180 0,121 0,673
ставляют: 10Д100, 2Д100 — 25 кг/ч; 5Д49—15 кг/ч; ГТ-3,5-—
440 кг/ч.
Значения эффективного к.п.д. т]е на номинальной мощности»
расчетного среднего эксплуатационного к.п.д. брутто т]6рет при
заданных условиях и отношение этих к.п.д. приведены в
табл. 11.
Из этих данных видно, что применение на тепловозах че-
тырехтактного дизеля 5Д49 позволяет при прочих равных ус-
ловиях по сравнению с двухтактным дизелем 10Д100 повысить
эксплуатационный к.п.д. силовой установки на 10%. Ценным
эксплуатационным свойством тепловозного двигателя является
относительно малое изменение среднего эксплуатационного
к. п.д. т]бре?п по сравнению со значением к. п.д. rie на номиналь-
ном режиме. Это объясняется, во-первых, благоприятным про-
теканием зависимости t]e=f(Ne), когда к.п.д. мало изменяется
в широком диапазоне нагрузок по скоростной характери-
стике, и, во-вторых, небольшим расходом топлива на холостом
ходу.
Переменные режимы работы оказывают значительное влия-
ние на эксплуатационный к. п-.д. газотурбинного двигателя
ГТ-3,5: т]брет уменьшается примерно на 32% по сравнению со
значением т]е на номинальном режиме.
Это объясняется, во-первых, неблагоприятным протеканием
зависимости x]e=f(Ne), когда к. п.д. непрерывно уменьшается
с понижением нагрузки, и, во-вторых, большими расходами топ-
лива на холостом ходу.
На номинальном режиме соотношение удельных расходов
топлива поршневого комбинированного двигателя и одноваль-
ного газотурбинного составляет в среднем 1 :2. Переменные
режимы работы и особенности протекания расходных характе-
ристик приводят к тому, что в условиях эксплуатации это со-
отношение для указанных двигателей составляет уже 1 :3.
Чтобы повысить эксплуатационный к. п. д. локомотивных
двигателей, особенно газотурбинных, необходимо провести ряд
эксплуатационных и конструктивных мероприятий: увеличение
коэффициента использования мощности, повышение к. п.д. по
скоростной характеристике, снижение расхода топлива на хо-
лостом ходу и т. д.
249
5. НАДЕЖНОСТЬ РАБОТЫ
Количественная характеристика надежности двигателя оп-
ределяется числом его отказов на 1 млн. км пробега магист-
рального локомотива, требующих межпоездных и неплановых
ремонтов. По средним сетевым статистическим данным, коли-
чество отказов этого рода по тепловозным двигателям серий-
ного производства составляет около 8 единиц на 1 млн. км про-
бега тепловоза.
Отказы происходят из-за повреждений узлов:
поршневой группы, крышек цилиндров и механизма приво-
да клапанов;
систем охлаждения и смазки;
систем воздухоснабжения и турбокомпрессоров;
систем подачи топлива и автоматического регулирования;
коленчатого вала, подшипников, вертикальной передачи
« др.
Количественной характеристикой надежности отдельных уз-
лов и деталей служит вероятность исправной их работы в за-
висимости от пробега локомотива. При такой оценке надежно-
сти учитывается количество деталей и узлов, замененных на
всех видах текущего ремонта.
Вероятность исправной работы Р определяется на основе
статистических данных из выражения
L L
Р=1—Sn/Stfo,
L
где —общее количество замененных деталей за пробег L\
'SNi — количество осмотренных деталей за тот же пробег.
Опыт эксплуатации отечественных тепловозных двигателей
показывает, что наиболее уязвимы узлы цилиндропоршневой
группы, коленчатый вал и подшипники, распылители форсунок,
турбокомпрессоры повышенного давления. Зависимости вероят-
ности исправной работы отдельных узлов дизеля 10Д100 от
пробега грузового тепловоза даны на рис. 151.
Основные причины замены узлов на дизелях 10Д100:
подшипники коленчатого вала — выкрашивание баббита, из-
нос антифрикционного слоя, кавитационные разрушения, поте-
ря натяга;
втулки цилиндра — задиры поверхностей трения, трещины в
адаптерных отверстиях, износ зеркала втулки;
поршни — трещины в бонках под шпильки и по ручью, из-
Нос и сползание полуды, разгарная сетка на днище, задиры по
боковой поверхности;
турбокомпрессоры — повреждения лопаток газового колеса
я соплового аппарата осколками поршневых колец, поврежде-
ния подшипников ротора, разрушения колес компрессора;
259
распылители форсунок — потеря
герметичности запорного конуса.
Наряду с конструкцией и техно-
логией изготовления большое влия-
ние на надежность работы узлов
имеют условия эксплуатации: род
службы тепловоза, режимы работы
двигателя, климатические условия,
сорта применяемых топлив и масел
и др. На пассажирских тепловозах
при прочих равных условиях веро-
ятности исправной работы узлов
выше, чем грузовых. Например, при
пробеге 350 тыс. км пассажирского
тепловоза для поршней Р=0,86, а
у грузового тепловоза Р = 0,625.
Значительная доля холостой ра-
боты на малых частотах вращения
коленчатого вала вызывает увели-
чение нагароотложения по газо-
выпускному тракту и в турбокомп-
рессорах, скопление масла в ресиве-
рах и создание условий для его вос-
пламенения при последующем пере-
ходе на работу под нагрузкой, при-
горание поршневых колец, пониже-
ние вязкости картерного дизельного
Рис. 151. Вероятность исправ-
ной работы узлов дизеля
10Д100 от пробега грузового
тепловоза:
1 — подшипники коленчатого вала;
2 — втулкй цилиндров; 3 — поршни;
4 — турбокомпрессоры; 5 — распы-
лители форсунок
масла вследствие попадания несгоревшего топлива в масло и др.
Полигон тепловозной тяги отечественных железных дорог
простирается от Заполярья до субтропиков. На тепловозных
двигателях принята система автоматического регулирования,
которая поддерживает постоянную цикловую подачу топлива.
В неблагоприятных климатических условиях такая система ре-
гулирования может приводить к тепловым и механическим пе-
регрузкам деталей вследствие зависимости подачи воздуха в
двигатель от внешних условий. Это может оказывать отрица-
тельное влияние на надежность работы двигателей.
Например, для поршней двигателей пассажирских теплово-
зов, эксплуатирующихся в северных районах нашей страны,
Р = 0,90, а в условиях Среднеазиатской дороги Р=0,31 за про-
бег 450 тыс. км.
Сорта применяемых топлив н дизельных масел определяют
чистоту охлаждаемых маслом поверхностей поршня, количе-
ство отложений нагаров в ручьях поршневых колец, на выпуск-
ных и продувочных окнах втулок цилиндров и общую загряз-
ненность двигателя. Применение топлив с повышенным содер-
жанием серы и масел без присадок оказывает отрицательное
влияние на надежность работы, так как увеличивает количе-
2Б1
ство отложений нагаров по сравнению с малосернистым топли-
вом и маслом с легирующими присадками. Например, на ди-
зелях 2Д100 в случае применения топлива с содержанием серы
S = 0,5°/o и масла без присадок вероятность исправной работы
поршней за пробег 500 тыс. км достигала Р=0,15, а для топ-
лива с S=0,2 % и маслом с присадками Р=О,35. Эффективные
результаты по надежности получены за счет применения ма-
яосернистых топлив и масел с присадками на форсированных
дизелях 10Д100, 11Д45, 5Д49. Присадки к маслу придают ему
ценные комплексные качества, которые способствуют уменьше-
нию нагароотложений, взносов, коррозии, устранению вспени-
вания масла в картере.
Надежность работы отечественных тепловозных двигателей
непрерывно повышается благодаря совершенствованию конст-
рукции и технологии их изготовления, внедрению современных
научных достижений в области эксплуатации и ремонта, В ре-
зультате этих мероприятий межремонтные пробеги тепловозов
повышаются, что дает большой экономический эффект.
ПРИЛОЖЕНИЕ
Путь s, скорость v и ускорение j поршня для различных уг-
лов поворота коленчатого вала ср (табл. 1, 2, 3)
Таблица 1. Путь поршня а
ф°, п. к. в. Знак Путь поршня, мм, для дизелей Знак 1 | 'Р°, п. к. в.
дюо, НИЖНИЙ поршень Д100, верхний поршень 11Д45, 14Д40 й О £ ПД1 М756
0 + 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 + 360
10 + 2,28 2,35 -2,83 2,41 2,51 3,08 1,95 + 350
ЙО + 9,03 9,27 14,20 9,54 9,93 12,19 7,70 + 340
30 + 19,95 20,47 24,71 21,06 21,92 26,90 16,97 + 330
40 + 34,57 35,42 42,71 36,43 37,91 46,'52 29,30 + 320
00 + 52,26 53,47 64,40 54; 99 57,2Г 70,19 44,10 + 310
60 + 72,32 73,85 88,83 75,90 78,99 96,88 60,71 + 300
то + 93,94 95,75 114,98 98,40 102,35 125,50 78,41 + 290
80 + 116,85 118,34 141,84 121,56 126,41 154,94 96,49 + 280
ао + 138,76 140,80 168,44 144,57 150,82 184Д7 114,29 + 270
100 + 160,46 162,44 193,93 166,70 17300 21225 131,22 + 260
1110 + 180,'82 182,63 217,59 187,33 194,70 238,36 146,82 + 250
120 + 199,32 200,85 238,83 205,93 213,99 261,88 160,71 .+ 240
130 + 215,58 216,74 257,24 2Й2Д|1 230,76 282,31 172,66 + 230
140 + 229,15 229,99 272,5'3 235,61' 244,64 299,32 1*82,51 .+ 220
150 + 239,92 240,44 Й84‘,51 246,23 255,74' 312,69 190,17 + 210
160 + 247,72 247,96 293,11 250,86 260,65 32209 195,64 + 200
170 + 252,43 252,49 298,28 258,46 264,4'1 32^,07 198,91 + 190
180 + 254,00 254,00 300,00 260,00 270,00 330,00 200,00 + 180
При ме ч а ни е. Для V-образиых дизелей приведены значения величии для глав-*
наго цилиндра.
253
Таблица 2. Скорость поршня у
Я * d Знак Скорость поршня, м/с, для дизелей Знак •и -Я Ш ‘„6
Д100, нижний поршень Д100, верхний поршень i 11Д45, 14Д40 О 9 О ПД1 М756
0 + 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 360
10 + 2,32 2,38 2,54 2,89 3,00 2,77 3,50 350
20 + 4 £4 4,66 4,96 5,64 5,87 5,40 6,81 *** 340
30 + 6,50 6,712 7,14 8,'13 8,46 7,78 9,80 ***** 330
40 + 8,30 8,48 9,00 10,25 10,67 9,81 12,31 320
50 + 9,69 9,87 10,45 11,93 12,41 11,41 14£4 —1 310
60 + 10,70 10,85 11,46 13,'Н 13,63 12,53 15,55 е**ч 300
70 + 11,30 11,41 12,00 13,77 14,32 13'15 16,20 *-*. 290
80 + 11,49 11,05 12,10 1’3,93 14,47 13,28 16,24 280
90 + 1'1,30 1*1,30 14,78 13,61 14,14 12,96 15,71 270
100 + 10,70 10,71 11,111 12,88 1'3,37 12,25 14,70 260
ПО + 9,95 9,83 10,14' 11,81 12,25 11,21 13,32 250
120 + 8,88 8,73 8,95 10,47 10,85 9,92 11,66 240
130 + 7,63 7,4'5 7,60 8,93 9,25 8,44 9,82 — 230
140 + 6,24 6,06 6,15 7,25 7,51 6,85 7,89 — 220
150 + 4,75 4,59 4,64 5,49 5.68 5,18 5,91 — 210
160 + 3,19 3,08 3,10 3,68 3,80 3,46 3,93 —• 200
170- 1- 1,61 1,54 1,55 1,84 1,91 1,74 1,86 — 190
180 + 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 — 180
Примечание. См. примечание к табл. 1.
Таблица 3, Ускорение поршня j
। 9°, п. к. в. । Знак Ускорение поршня, м/с2, для дизелей Знак । Ч>’> п- к- в.
— «0 . Я Ф о ® я 2«а Etgg ДЮ0, верхний поршень 1ПО 53 © е( © £ ПД1 М756
0 + 1192,5 1225,1 1152,8 1745,2 1816,3 1254,3 3172,4 + 360
10 + 1166,0 1196,5 11125,0 1704,2 1773,6 1224,6 3092,4 + 350
20 + 1088,3 1113,1 1043,7 1584,4 1648,5 1137,6 2858,7 + 340
30 + 964,6 980,8 915,1 1394,4 1450,1 999,7 2489,3 + 330
40 + 803,2 808,8 748,3 1147,6 1192,4 820,8 2012,6 + 320
50 + 614,4 608,8 555,2 860,9 893,3 613,2 1463,6 + 310
60 + 410,0 33,7 348,9 553,0 572.3 390,6 881,2 + 300
70 + 201,4 176,6 142,2 242,8 249,0 1'66,9 303,9 + 290
80 0,3 30,8 53,1 52,7 58,6 4'5,5 234,0 280
90 ___ 186,3 218,8 227,5 319,5 335,9 236,5 705,0 — 270
100 — 349,8 380,3 374,5 547,8 572,7 399,0 1090,9 —— 260
ПО . 486,9 511,7 490,8 732,4 763,7 529,3 1384,0 — 250
120 — 596,3 612,5 576,4 872,6 908,2 627,2 1586,2 — 240
130 679,1 684,8 634,3 971,9 1009,9 695,3 1708,4 — 230
140 738,5 732,8 669,3 1036,6 1075,8 738,6 1767,7 — 220
150 — 778,3 762,1 687,6 1074,9 1114,2 763,2 1784,4 —- 210
160 — 802,9 778,0 €95,2 1094,9 1133,9 775,2 1778,6 — 200
170 815,9 785,4 697,4 1103,7 1142,3 780,1 1767,5 —— 190
180 — 820,0 787,5 697,8 1106,1 1144,5 781,3 1762,4 — 180
Примечание. См. примечание к табл. 1.
254
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Бениов ич В. С., А па вид и Г. Д„ Бойко А. М. Ротопоршиевые
двигатели. М.: Машиностроение, 1968. 52 с.
2. Володин А. И. Моделирование на ЭВМ работы тепловозных дизе-
лей. М.: Транспорт, 1985. 216 с,
3. Газовые Турбины двигателей летательных аппаратов / Г. С. Жириц-
кий, В. И. Локай, М. К. Максутова, В. А. Стрункин. Мл Машиностроение,
1971. 620 с.
4. Гончар Б. М. Численное моделирование рабочего процесса дизелей.
Энергомашиностроение. 1968. № 7. С. 34—35.
5. - Двигатели внутреннего сгорания (в четырех томах), 4-е изд., перераб.
Ид.доп. Под ред. А С. Орлина, М. Г. Круглова. М; Машиностроение, 1982—
6. Дизели. Справочник. Под ред. В. А. Ваншейдта, Hr Н, Иванченко,
Л. К. Коллерова. М_: Машиностроение, 1977. 480 с.
7. Отечественные газотурбовозы / Л. А. Воронков, С. М. Зархе, В. А. Мар-
тынов и др. М.: Машиностроение, 1971. 312 с.
8. Пассажирский тепловоз ТЭП70 / В. Г. Быков, Б. Н. Морошкин,
Г. Е. Серделевич и др. М.: Транспорт, 1976. 232 с.
9. Пассажирский тепловоз ТЭП60 / Г. А Жилии, М. С. Малинов,
А. М. Родов и Др., 3-е изд,, перераб. и доп. М„- Транспорт, 1976. 376 с.
10. Портнов Д А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с вос-
пламенением от сжатия. М: Машгиз, 1963. 640 с.
П. Синен ко Н. П., Струнге Б. Н., Резник И И. Дизель Д70.
М.: Транспорт, 1966. 64 с.
12. Теория двигателей внутреннего сгорания Рабочие процессы. Под ред.
Н. X Дьяченко. Л.: Машиностроение, 1974. 552 с.
13 Тепловоз 2ТЭ10В Руководство по эксплуатации и обслуживанию.
М : Транспорт, 1975. 432 с
14 Тепловоз 2ТЭ116 / С. П. Филонов, А. И Гибалов, В. Е. Быковский
н др., 2-е изд, перераб. и доп. М.: Транспорт, 1985 328 с.
15. Тепловоз ТЭЗ / К. А Шишкин, А. Н. Гуревич, А. Д Степанов и др.
М.: Транспорт, 1976 367 с.
16. Тепловоз М62. Руководство по эксплуатации и обслуживанию. М.:
Транспорт, 1974. 304 с
17 Тепловозные двигатели внутреннего сгорания. Учебник для вузов /
А. Э Симсои, А. 3. Хомич, А. А. Куриц н др., 2-е изд, перераб. и доп. M.j
Транспорт, 1987. 536 с.
18 Тепловозные дизели типа Д49. Под ред Е. А. Никитина. М.: Транс-
порт, 1982. 255 с.
19 Яблонский А А, НорейкоС С. Курс теории колебаний. М.:
Высшая школа, 1975. 248 с.
255
ОГЛАВЛЕНИЕ
От автора ....................................................
Глава I. Основы работы локомотивных двигателей внутреннего сгорания
1. Классификация тепловых двигателей .......................
2. Тепловозные четырехтактные двигатели ....................
3. Тепловозные двухтактные двигатели........................
4. Локомотивные газотурбинные двигатели . . .....
5. Технические данные локомотивных двигателей...............
Глава II. Основы устройства двигателей........................
1. Устройство и кинематические схемы дизелей типа Д100 . .
2. Устройство основных узлов дизелей типа Д100 . .
3. Устройство и кинематические схемы дизелей 11Д45 и 14Д40
4. Основные узлы дизелей 11Д45 и 14Д40.......................
5. Устройство и кинематические схемы дизелей типа Д49 . . .
6. Конструкция основных узлов дизелей типа Д49 .....
7. Дизели типа Д70 .............
8. Газотурбинный двигатель ГТ-3,5............................
Глава III. Системы тепловозных двигателей................. .
1. Воздухосиабжеиие.........................................
2. Топливная система........................................
3. Автоматическое регулирование частоты вращения коленчатого
вала и нагрузки двигателя , ............................ .
4. Система смазки ..........................................
5. Водяная система..........................................
6. Устройства автоматической защиты двигателя . , . .
Глава IV. Рабочие процессы двигателей....................
1. Свойства газов .....................................
2. Жидкое топливо и его сгорание........................ .
3. Рабочий процесс тепловозного комбииироваиного двигателя .
4. Рабочие процессы лопаточных машин.........................
Глава V. Моделирование рабочего процесса тепловозного комбиниро-
ванного двигателя на ЭВМ ......................................
1. Основы метода............................................
2. Принцип построения модели рабочего процесса поршневой части
двигателя.......................................... , . .
3. Модель рабочего процесса поршневой части двигателя . .
4. Модель продувки цилиндра при послойном движении воздуха
и газа .....................................................
5. Моделирование агрегатов воздухоснабжения, впускных и выпуск-
ных систем..........................................
6. Использование модели рабочего процесса...................
Глава VI. Динамика шатунно-кривошипного механизма тепловозных
двигателей........................................... . . .
I. Кинематика механизма ....................................
2. Динамика механизма......................... ,
3. Нагрузки коленчатого вала и его подшипников..............
4. Крутильные колебания валопровода ........................
Глава VII. Характеристики локомотивных двигателей . . . . .
1. Режимы работы........................................ .
2. Характеристики двигателей..................
3. Генераторные характеристики..............................
4. Топливная экономичность..................................
5. Надежность работы........................................
Приложение. Путь з, скорость v н ускорение / поршня для различных
углов поворота коленчатого вала <р (табл. 1, 2, 3) . . . . .
Список использованной литературы ..........
3
5
5
9
17
22
26
31
31
38
50
57
67
73
81
87
89
89
108
118
130
139
143
148
148
154
158
186
196
196
198
200
203
205
208
215
215
219
224
230
234
234
246
249
252
254
256
85 моп.
Е КНИГЕ РАССМОТРЕНЫ ОСНОВЫ
УСТРОЙСТВА, РАБОТЫ И ТЕОРИИ
МОЩНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
МАГИСТРАЛЬНЫХ ЛОКОМОТИВОВ