Локомотивные
энергетические
установки
Под редакцией д-ра техн, наук А.И. Володина
Утверждено Департаментом кадров
и учебных заведений МПС России в качестве учебника
для студентов вузов железнодорожного транспорта
Москва
2002
УДК 629.421
ББК 39.23
Л73
Локомотивные энергетические установки: Учебник для ву-
зов ж.-д. трансп./Л.И. Володин, В.З. Зюбанов, В.Д. Кузьмич
и др.; Под ред. А.И. Володина. М.: ИПК «Желдориздат»,
2002.— 718 с.
Приведены сведения о локомотивных энергетических установках.
Описана конструкция основных типов энергетических установок и их
отдельных узлов. Большое внимание уделено повышению эффективнос-
ти их технической эксплуатации. Изложены основы термодинамическо-
го и динамического расчетов.
Даны отдельные материалы по лопаточным машинам и газотур-
бинным двигателям.
Для студентов вузов железнодорожного транспорта.
Книгу написали: главы 1, 9 — д-р техн, наук, профессор
В.Д. Кузьмич; глава 2, 3 (п. 13), 4, 5, 8 - канд. техн, наук, доцент
В.З. Зюбанов; глава 3 — д-р техн, наук, профессор А.И. Володин;
глава 6 - канд. техн, наук, доцент Л.С. Туров; глава 7 — д-р. техн, наук,
профессор Е.И. Сковородников.
Резенценты: зам. начальника отдела перспективного тягового
подвижного состава Департамента локомотивного хозяйства МПС
России И.В. Назаров; д-р техн, наук, профессор кафедры «Локомотивы
и локомотивное хозяйство» ПГУПС — А.В. Грищенко; зав. кафедрой
«Локомотивы» Самарского железнодорожного института, д-р техн,
наук, профессор — Ю.Е. Просвиров; заслуженный деятель науки и
техники России, д-р техн, наук, профессор — Е.С. Павлович.
ISBN 5-94069-029-7
© Коллектив авторов. 2002
© ИПК «Желдориздат»,
оформление, 2002
От авторов
Основой автономного локомотива любого типа является его
локомотивная энергетическая установка (ЛЭУ). В настоящее
время наиболее распространенным типом автономных локомо-
тивов на железных дорогах всего мира являются тепловозы.
ЛЭУ тепловоза представляет собой высокоэффективный дизель-
ный двигатель внутреннего сгорания, преобразующий внутрен-
нюю химическую энергию жидкого (или газового) топлива в
механическую работу.
Понимание сложных взаимосвязей всех процессов этого пре-
образования требует знания принципов действия тепловозных
двигателей различных типов, которые могут быть использованы
на автономных локомотивах, их конструкции, особенностей ра-
бочих процессов, протекающих в системах двигателей на раз-
личных режимах их работы в процессе эксплуатации.
Поэтому курс «Локомотивные энергетические установки» яв-
ляется одной из фундаментальных дисциплин учебного плана
инженерного образования в транспортных вузах по специаль-
ности «Локомотивы».
Изданный ранее учебник («Тепловозные двигатели внутрен-
него сгорания»/А.Э. Симеон, А.З. Хомич, А.А. Куриц и др. —
2-е изд., перераб. и доп. М.: Транспорт, 1987. 536 с.) в настоящее
время недоступен для студентов, кроме того, он был написан по
устаревшей на сегодня программе 1983 г., не соответствующей
содержанию современного курса.
Коллектив авторов Московского и Омского университетов
путей сообщения при поддержке Департамента кадров и учеб-
ных заведений МПС предпринял попытку создания нового учеб-
ника.
Авторы излагают материал курса в соответствии с новой
программой, на основе многолетнего опыта преподавания дис-
циплины, и надеются, что новый учебник будет способствовать
повышению качества подготовки специалистов, а также будет
полезен работникам локомотивного хозяйства в их практичес-
кой работе.
3
Ям(а 1. Обшие сведения
о локомотивных
энергетических
установках
7.7. Энергетические основы работы локомотивов
Локомотивы обеспечивают движение поездов по железным до-
рогам. Создавая своими ведущими колесами при взаимодействии
с рельсами движущую силу (силу тяги) F[U] и перемещая благо-
даря этой силе поезд на расстояние 5’ [км], локомотив совершает
полезную механическую работу Лпол. Как известно из физики,
поскольку направление действия силы совпадает с направлением
движения, эта работа равна произведению величин силы F и рас-
стояния S, а именно Лпол = FS [кДж]. Но, чтобы совершить эту
полезную работу, необходимо затратить какое-то количество
энергии Л.зэтр. Так как в соответствии с первым началом термоди-
намики энергия не возникает вновь, а только преобразуется из од-
ной своей формы в другую, это количество энергии надо получить
извне в какой-то другой форме. Для любых автономных транспор-
тных машин, не имеющих подвода энергии извне, таким «источни-
ком» энергии может быть внутренняя химическая энергия различ-
ных видов природного органического топлива, запас которого
может быть размещен на самом транспортном средстве (автомоби-
ле, тепловозе, самолете, пароходе, подводной лодке и т.д.).
Но потенциальная внутренняя энергия природного топлива,
твердого, жидкого или газообразного, практически не может
быть преобразована непосредственно в механическую работу.
Топливо человек издавна использовал для получения тепла, теп-
4
ловой энергии, поскольку под топливом и понимаются именно
такие вещества, при горении которых выделяется большее коли-
чество теплоты.
При окислении (сжигании) топлива продукты его сгорания
(дымовые газы) вследствие этого приобретают высокую темпе-
ратуру и являются носителем тепловой энергии. Тепловую же
энергию человечество научилось преобразовывать в работу еще
в XVIII веке, когда были созданы первые паровые двигатели
Томаса Ньюкомена, Ивана Ползунова, Джеймса Уатта.
Энергетические установки автономных транспортных средств,
в том числе и локомотивные энергетические установки (ЛЭУ), ко-
торые являются предметом изучения одноименной учебной дис-
циплины, предназначены именно для преобразования внутрен-
ней химической энергии топлива в механическую работу.
При полном сгорании определенного количества топлива,
массой В [кг], теплота сгорания которого Q [кДж/кг], потенци-
ально может быть получена тепловая энергия в количестве
А = BQ [кДж].
Энергия А, полученная при сжигании топлива, может быть
затрачена на выполнение полезной работы, то есть А = А
Именно поэтому энергетическая цепь (последовательность
этапов преобразования энергии от Лзатр = BQ до Лпол = FS) для
автономного локомотива состоит, по крайней мере, из двух не-
обходимых последовательных звеньев:
— теплового генератора ТГ — устройства, которое преобра-
зует внутреннюю химическую энергию используемого топлива
в тепловую энергию теплоносителя;
— теплового двигателя ТД — машины, преобразующей теп-
ловую энергию теплоносителя в механическую работу возврат-
но-поступательного или вращательного движения своего выход-
ного устройства: вала или ползуна (рис. 1.1).
Эти два звена и составляют собственно энергетическую уста-
новку любого автономного локомотива. Коэффициенты полез-
ного действия этих звеньев (соответственно, Т|тг и Т|тд) в значи-
тельной мере определяют энергетическую эффективность самого
локомотива, то есть его коэффициент полезного действия (к.п.д.)
т|лок, равный по определению отношению полезной работы к за-
траченной на получение энергии, а именно
Плок = ЛолКатр-	(1Л)
5
Лтг	Птд	Т|пм
Рис. 1.1. Структурная схема энергетической цепи автономного
локомотива:
ТГ— тепловой генератор; ТД — тепловой двигатель; ПМ — передаточный
механизм (передача); ВО — отбор мощности на собственные нужды
локомотива; К — ведущие колеса локомотива; F — сила тяги; S — прой-
денный путь.
Потоки энергии и вещества: Т— топливо (внутренняя химическая энергия);
В — воздух из атмосферы; 1 — тепловая энергия теплоносителя —
рабочего тела; 2 — механическая работа вращения или возвратно-посту-
пательного движения рабочего органа теплового двигателя; 3 — механи-
ческая работа вращения ведущих колес локомотива
В энергетической цепи локомотива обычно присутствуют еще
два элемента, также показанные на рис. 1.1, это:
— передаточный механизм ПМ (или кратко «передача») меж-
ду выходным устройством теплового двигателя и ведущими ко-
лесными парами К, входящий в последовательную цепь преоб-
разования потока энергии, идущей для создания силы тяги, и
необходимый для приспособления величин момента и скорости,
передаваемых на колеса, к требованиям тяги;
— промежуточный отбор ВО части преобразуемой энергии
на собственные нужды локомотива (привод вспомогательного
оборудования, отопление, освещение и т.п.). Доля затрачивае-
мой на эти цели энергии оценивается коэффициентом отбора
мощности на собственные нужды локомотива р.
Коэффициент полезного действия передачи цпм и доля энергии
(мощности) Р, отбираемой от энергетической установки локо-
мотива на его собственные нужды, также непосредственно вли-
яют на общий к.п.д. локомотива т|лок. Его величину можно пред-
ставить в виде произведения следующих сомножителей:
Плок = птгптд(1-₽)ппм-
(1-2)
6
1.2.	Типы локомотивных энергетических
установок
На локомотивах используются различные типы энергетичес-
ких установок:
—	паросиловые установки, состоящие из парового котла
(теплового генератора) и парового теплового двигателя (паро-
вой машины или паровой турбины);
—	двигатели внутреннего сгорания, совмещающие в себе фун-
кции теплового генератора и теплового двигателя;
—	газотурбинные установки, состоящие из камер внешнего
сгорания топлива (тепловой генератор) и газовой турбины (теп-
ловой двигатель).
Типы автономных локомотивов, как известно из общего кур-
са, различаются и называются в русском языке именно по типам
их энергетических установок.
Паровоз — локомотив, имеющий паросиловую энергетичес-
кую установку, состоящую из парового котла и поршневой
паровой машины.
Паротурбовоз — имеет паросиловую установку в составе па-
рового котла и лопаточной паровой турбины.
Тепловоз — локомотив, энергетическая (теплосиловая) уста-
новка которого представляет дизельный двигатель внутреннего
сгорания.
Теплопаровоз — так называли опытные локомотивы в 30-х -
40-х годах, которые имели энергетическую установку паровоза:
паровой котел и поршневой тепловой двигатель, но последний
был комбинированным. Часть рабочего пространства его ци-
линдров работала по обычному циклу паровой машины, а часть
— по дизельному циклу.
Газотурбовоз — локомотив с газотурбинной энергетической
установкой.
Можно представить также и автономный локомотив, кото-
рый бы имел ядерную силовую энергетическую установку в со-
ставе атомного реактора в качестве «источника» тепловой энер-
гии (теплового генератора), теплообменного устройства для пе-
редачи тепловой энергии от теплоносителя реактора к рабоче-
му телу теплового двигателя (водяному пару или воздуху) и тур-
бины (соответственно паровой или воздушной) в качестве теп-
7
лового двигателя. Таких локомотивов еще нет, хотя их проекты
разрабатывались неоднократно. По аналогии с водным транс-
портом, где для автономных судов в русском языке приняты
похожие на локомотивные названия «пароход», «теплоход»,
«атомоход», атомный локомотив можно было бы назвать «ато-
мовозом».
Здесь не упомянуты неавтономные локомотивы (электрово-
зы), которые не имеют собственной («на колесах») локомотив-
ной энергетической установки в том смысле, как в рассмотрен-
ной выше энергетической цепи автономных локомотивов.
Электровозы используют электрическую энергию от внешних
источников, которыми служат общие, территориальные энерго-
системы, их тепловые, атомные и гидроэлектростанции (ТЭС,
АЭС и ГЭС), на которых осуществляются первоначальные эта-
пы преобразования энергии, аналогичные первым звеньям энер-
гетической цепи автономных локомотивов.
1.3.	Краткая история развития локомотивных
энергетических установок
Создание паровой машины, как универсального теплового
двигателя, во второй половине XVIII столетия явилось важной
вехой в развитии практически всех отраслей промышленного
производства и послужило основой для возможности появления
железнодорожного транспорта.
Первые тепловые двигатели. Промышленное производство в
XVIII веке повсеместно (в том числе и в Англии, которая опе-
режала в развитии промышленности другие страны) было ману-
фактурным, то есть ручным, основывалось на мускульной силе
человека и использовании для транспорта и тяжелых работ кон-
ной тяги. Ограниченные возможности человека и гужевого
транспорта сдерживали развитие трудоемких отраслей произ-
водства (горной промышленности, металлургии, машинострое-
ния, сухопутного транспорта).
Человечество давно искало пути преодоления этих естествен-
ных ограничений, использовало, где было возможно, энергию
падающей воды в водяных колесах для производства, силу ветра
в парусном флоте. Но эти источники энергии могли применять-
ся локально, они не были универсальными.
8
История сохранила в виде одной из первых попыток полу-
чить механический двигатель идею голландского физика Хрис-
тиана Гюйгенса — атмосферный поршневой двигатель, в кото-
ром поршень поднимался в цилиндре вверх за счет взрыва
пороха под ним. Обратный ход поршня вниз (рабочий) совер-
шался под действием на него атмосферного давления и собствен-
ной силы тяжести. Для возможности движения поршня вниз
продукты сгорания под ним следовало охладить. Поэтому про-
цесс движения протекал очень медленно. Описание этой маши-
ны, которая предлагалась в качестве грузоподъемного механиз-
ма, способного поднимать грузы через блок, было опублико-
вано Парижской академией наук в 1680 г. Реализация идеи даже
в виде модели в то время встретила серьезные затруднения.
Главными из них были трудности обеспечения плотности рабо-
чего пространства цилиндра: его правильной геометрической
формы и прилегания поршня к его стенкам. Технологии внут-
ренней расточки металлических изделий тогда еще не существо-
вало, литье же было неточным, и по размерам и по качеству
чистоты поверхности. Клапаны для впуска воздуха и выпуска
газов, сделанные из кожи, работали плохо. Гюйгенс пытался
выравнивать внутреннюю поверхность цилиндра, обмазывая ее
гипсом. Это, естественно, не могло быть надежным и уплотняло
полость цилиндра лишь кратковременно. После первых испыта-
ний модели работа над ней была прекращена.
Однако, несмотря на отсутствие положительного результата,
работа X. Гюйгенса заслуживает быть отмеченной: в публика-
ции о ней впервые была описана схема принципиального уст-
ройства поршневой машины со всеми ее атрибутами (цилиндр,
поршень и клапаны), которые присутствуют и ныне в конструк-
ции современных поршневых тепловых двигателей.
Ученик Гюйгенса, французский физик Дени Папен, изучав-
ший в Англии вместе с Робертом Бойлем свойства водяного
пара, в 1690 г. попытался сделать поршневой двигатель паровым.
Поместив в цилиндре под поршнем вместо пороха какое-то коли-
чество воды, он разводил под днищем цилиндра огонь. Образо-
вавшийся пар поднимал поршень вверх, после чего огонь следо-
вало убрать, а цилиндр, как в машине Гюйгенса, охладить.
Рабочий ход вниз аналогично должен был происходить под дей-
ствием атмосферного давления. Однако очень медленный ход
поршня (Папен пытался сделать стенки цилиндра, кроме днища,
9
деревянными, типа бочки) и необходимость попеременного пе-
ремещения огня под днищем цилиндра делали этот проект тоже
практически неосуществимым. Позднее Папен опубликовал бро-
шюру, в которой указал на необходимость охлаждения воды
под поршнем до конденсации пара и, таким образом, предста-
вил замкнутый цикл работы воды и пара в паросиловой энер-
гетической установке (испарение воды — расширение пара —
конденсация пара и т.д.).
При плавке металлов в XVII веке использовалась теплота сго-
рания древесного угля. Развитие металлургии приводило, таким
образом, к вырубке и опустошению лесов, в особенности, в Анг-
лии с ее ограниченной территорией. В связи с этим в Англии пос-
ледовал королевский запрет рубки леса. Он был вызван опасени-
ем, что леса не хватит для строительства судов. Ведь островная
Англия — центр Британской империи — считалась «владычицей
морей». Поэтому началась интенсивная добыча каменного угля.
Его запасы в Англии были велики, но уголь находился на глуби-
не, под водоносными слоями. Насосы, приводимые в движение
лошадьми, число которых в отдельных шахтах доходило до 500,
не могли справиться с откачиванием потоков воды в шахтах, ко-
торые между тем становились все глубже. В 1700 г. средняя глу-
бина шахты составляла 120 м, в 1750 г. дошла до 180 м.
Таким образом, к созданию теплового двигателя приводила
острая необходимость обеспечения привода для насосов, отка-
чивающих воду в горной промышленности.
Томас Севери, владелец шахты в Англии, в 1698 г. получил
патент на паровой насос для откачивания воды. Это был бес-
поршневой двухклапанный двигатель, который работал цикли-
чески. Установка состояла из парового котла с топкой и отдель-
ного резервуара, игравшего роль вакуумного насоса. Вакуум
создавался в резервуаре, заполненном паром, вследствие его на-
ружного охлаждения и конденсации пара. Тогда под действием
атмосферного давления в резервуар по вертикальной трубе за-
сасывалась вода из шахты. Установка работала, но насос подни-
мал воду лишь на небольшую высоту. На работу насосной ус-
тановки затрачивалось очень много топлива, так как тепловая
энергия пара при его конденсации терялась безвозвратно. К.п.д.
системы оценивался несколькими десятыми долями процента.
Но других средств не было, и такие установки (в 1702 г. Севери
назвал свою машину «Друг рудокопа») стали распространяться
10
в угледобывающей промышленности. Это была еще не паровая
машина, а термомеханический насос, который работал цикли-
чески, но непрерывно.
Томас Ньюкомен — кузнец, изобретатель — в 1712 г. усо-
вершенствовал идею Севери, отделив насос от собственно двига-
теля. Его система состояла из парового котла, парового цилин-
дра с поршнем (аналогичного машине Папена), который через
рычажную передачу приводил в движение поршневой водяной
насос. Первые два элемента системы уже представляли стацио-
нарную энергетическую установку: тепловой генератор (паро-
вой котел) и тепловой двигатель, который работал по принципу
пароатмосферной машины, поршень которой совершал один
ход — вверх — под действием давления пара, а второй рабочий
ход — вниз — под действием атмосферного давления после кон-
денсации пара в цилиндре.
Это была первая работоспособная паросиловая установка,
которая за счет внутренней энергии топлива выполняла механи-
ческую работу. Процесс проходил в два этапа, а именно: паро-
вой котел преобразовывал потенциальную химическую энергию
сжигаемого топлива в тепловую энергию водяного пара, а затем
в поршневом двигателе последняя преобразовывалась в механи-
ческую работу движения поршня. Но эта система так же не была
универсальной и могла использоваться именно только как мо-
тор-насос. Для выполнения других работ насос поднимали вы-
ше, чтобы подаваемая им вода направлялась на водяное колесо,
которое могло приводить во вращение другие потребители энер-
гии. Это было связано с дополнительными потерями, сложно и
малоэффективно.
Совершенствованием атмосферной машины Ньюкомена за-
нимались многие изобретатели. Они вводили в нее одно усовер-
шенствование за другим, и она скоро получила широкое рас-
пространение на шахтах. В 1725 г. была построена установка
Ньюкомена с двумя параллельными цилиндрами, которые дей-
ствовали попеременно, ускоряя работу и увеличивая вдвое про-
изводительность.
Таких установок в Англии было построено много, хотя энер-
гетическая эффективность их продолжала оставаться весьма низ-
кой, так как много теплоты терялось зря и, следовательно, рас-
ход топлива был по-прежнему очень большим. Шахтовла-
дельцы даже ставили машины Ньюкомена непосредственно на
11
штабелях извлекаемого из шахт угля, чтобы тратить меньше
труда на его подачу в топку котла.
Известный российский изобретатель, шихтмейстер барнауль-
ских заводов И.И. Ползунов в 1763 г., воспользовавшись идеей
Ньюкомена, разработал проект пароатмосферной машины для
привода кузнечных мехов, которая была построена и испытана
спустя несколько лет.
Таким образом, техническое развитие горной промышленно-
сти и металлургического производства в середине XVIII века
опиралось на стационарные пароатмосферные машины типа
Севери и Ньюкомена, еще малоэффективные и громоздкие. Зада-
ча создания универсального теплового двигателя широкого при-
менения смогла быть решена лишь в последней трети того сто-
летия.
Паровая машина. Изобретателем или, правильнее, создате-
лем паровой машины (поршневого парового двигателя) счита-
ют шотландца Джеймса Уатта (1736-1819). Он внес в работу па-
ровой поршневой машины целый ряд принципиальных и ори-
гинальных усовершенствований.
В 1763 г. Д. Уатт нашел важное решение, повышающее эф-
фективность парового двигателя Ньюкомена: он ввел отдельный
от цилиндра конденсатор, что существенно уменьшило потери
теплоты и расход топлива, а, следовательно повысило к.п.д.
машины. При конденсации пара в ограниченном объеме кон-
денсатора цилиндр мог оставаться теплым, стало возможным
его теплоизолировать, чтобы теплота не уходила в окружаю-
щую среду. Это изобретение и положило начало эпохе паровых
машин.
Патент на машину простого действия был получен Уаттом в
1769 г. В 1782 г. Уатт получил второй патент на следующее техни-
ческое решение: использование расширения пара в цилиндре, что,
в свою очередь, по крайней мере, еще вдвое снижало расход пара
на единицу работы. В 1784 г. Джеймс Уатт разработал еще несколь-
ко важнейших технических решений: двойное действие пара в ци-
линдре (оба хода поршня стали рабочими), двухцилиндровая
машина, обеспечивающая преодоление мертвых точек и более рав-
номерное вращение вала, и, наконец, всем известный центробеж-
ный регулятор скорости вращения вала («регулятор Уатта»).
Все нововведения сделали паровую машину Уатта универ-
сальным тепловым двигателем, который мог находить и нахо-
12
дил применение во всех отраслях промышленности, мог быть
применен и на транспортных средствах, К.п.д. этого двигателя
по величине достигал уже порядка двух-трех процентов. Это
очень мало, но это было значительно эффективнее всех суще-
ствовавших до Уатта тепловых машин.
Поршневая паровая машина, основанная на возвратно-посту-
пательном движении поршня в цилиндре, явилась результатом
работы многих изобретателей. Джеймс Уатт своим трудом и твор-
чеством довел идею использования водяного пара в качестве ра-
бочего тела теплового двигателя до технического совершенства и
сделал паровую машину работоспособной и универсальной, что
привело к интенсификации развития промышленности, подлин-
ной технической революции, благодаря которой XIX век назвали
«веком пара». Заслуги Джеймса Уатта в технике и энергетике на-
столько велики, что во всем мире единица измерения мощности
была названа в его честь Watt [W] (по-русски принято читать и
обозначать это наименование как «Ватт» [Вт]).
Паровоз - локомотив с паросиловой энергетической установ-
кой. Паровая машина нашла свое применение не только в ста-
ционарных условиях, она сделала возможным создание само-
движущихся устройств. Благодаря паровой машине появились
пароходы и паровозы.
Уже в 1802 г. Ричард Тревитик в Англии сделал попытку по-
ставить паровой двигатель на колесную повозку, а годом спустя
построил первый рельсовый локомотив. С той поры уже почти
200 лет существуют локомотивы с паросиловой энергетической
установкой — паровозы. Первые паровозы Тревитика и других
изобретателей были весьма несовершенны и недостаточно рабо-
тоспособны, так же как были несовершенны и энергетические ус-
тановки Севери и Ньюкомена. И потребовались многолетние
усилия другого выдающегося изобретателя Джорджа Стефенсона
(1781-1848), с 1812 г. построившего не один десяток паровозов,
чтобы довести идею Тревитика до рациональной и работоспособ-
ной конструкции. Построенный в 1829 г. для железной дороги
Ливерпуль - Манчестер паровоз Стефенсона, имевший собствен-
ное имя Rocket (Ракета), показал миру невероятные по тому вре-
мени возможности локомотивной тяги по скорости движения на
рельсах (более 50 км/ч). Через год был создан паровоз Planet
(Планета), который уже содержал все или почти все признаки со-
временных паровых локомотивов, которые своим появлением по
13
существу создали железнодорожный транспорт. Выдающийся
отечественный специалист профессор Ю.В. Ломоносов в 1925 г.
написал: «Успех «Ракеты» решил не только вопрос о тяге на Ли-
верпуль-Манчестерской ж.д., но и судьбу железных дорог вооб-
ще. Уже в 1830 году появилась «Планета» Стефенсона, имевшая
все элементы современных паровозов, и с того времени, земной
шар начал быстро покрываться рельсовой сетью».
Поскольку в данном курсе речь идет именно о локомотивных
энергетических установках, надо отметить, что Стефенсон непосред-
ственно связан и с возникновением самого термина «локомотив».
Слово «локомотив» появилось в XIX веке и было сначала
определением. В 1825 г. в Англии вступила в действие первая
железная дорога общего пользования Дарлингтон - Стоктон,
построенная под руководством Джорджа Стефенсона. С этой до-
роги, считается, и началась история железнодорожного транс-
порта, как транспортной системы общего назначения.
На открытии дороги первый поезд вел паровоз Стефенсона,
который он назвал «Locomotion». Это сложное, английское сло-
во (существительное), имеющее два корня, можно приблизитель-
но перевести на русский, как «самодвижение» или «передвиже-
ние» («перемена места»). Поэтому в последующем паровозы, в
том числе и созданные другими изобретателями, в Англии стали
называть «locomotive engines», где «locomotive» было прилага-
тельным от «locomotion», то есть самодвижущиеся машины, так
как «engine» означало «машина». Второе слово постепенно отпа-
ло, так как машины сами по себе могли быть и были разные, а
прилагательное «locomotive» постепенно стало существительным
и на всех языках мира стало обозначать самодвижущуюся желез-
нодорожную машину, причем само собой подразумевался тот
частный тип локомотива, который тогда был единственным, а
именно локомотив с паросиловой энергетической установкой.
В России для этого типа локомотива сложилось наименова-
ние «паровоз». (Надо заметить, что это произошло не сразу.
Первый отечественный паровоз, построенный в Нижнем Таги-
ле М.Е. Черепановым с помощью отца — Е.А. Черепанова — в
1833-1834 гг., в заводских документах назывался по-разному:
«сухопутный пароход»; «пароходка» и даже «паровая телега».)
Паровозы в течение более чем ста лет были первым и един-
ственным видом тяги на железных дорогах и обеспечивали раз-
витие и работу всей мировой железнодорожной сети. Конструк-
14
ция паровых машин паровозов совершенствовалась, их разме-
ры и мощность постепенно повышались. И сегодня паровозы
работают примерно на четверти общей протяженности желез-
ных дорог мира. В СССР постройка поездных паровозов была
прекращена еще в 1956 г., но на дорогах СССР и России паро-
возы использовались в поездном движении до конца 80-х годов.
Трудности размещения мощных машин в ограниченных га-
баритах подвижного состава побуждали изобретателей искать
пути преодоления этих ограничений. Одной из них была попыт-
ка французского инженера Хельмана, предпринятая еще в конце
XIX века, применить на нескольких паровозах электрическую
передачу между паровой машиной, размещенной в отдельной
секции, и ведущими колесными парами.
Попытка была интересной, но малоэффективной. Дело в том,
что выигрыш в к.п.д. для не ограниченного габаритом парового
двигателя в значительной мере терялся из-за потерь в самой
электрической передаче с ее двойным преобразованием энергии.
Паровая турбина. Энергетические установки с поршневыми
паровыми машинами, тем не менее, сохраняли свои недостатки.
Они оставались относительно тихоходными. Между тем про-
мышленность и энергетика ощущали растущую потребность в
быстроходных тепловых двигателях. На изготовление поршне-
вых машин, особенно, для мощных тепловых электростанций
расходовалось много металла. Неоднократные попытки сниже-
ния их веса и габаритов не давали положительных результатов.
Требовалась разработка новых типов тепловых двигателей, бо-
лее быстроходных, компактных и экономичных. Поэтому одно-
временно с совершенствованием паровых машин инженерная
мысль работала над созданием лопаточных паровых турбин,
использующих не только теплоту и давление пара, но и кинети-
ческую энергию его потока.
Идея паровой турбины была известна давно, она высказыва-
лась еще Героном Александрийским во II веке до нашей эры и
ее схема часто приводится в школьных учебниках физики. Одна-
ко эта идея смогла быть реализована только в конце XIX века,
«века пара».
Работоспособная активная паровая турбина была изобретена
в 1883-1889 гг. шведским инженером Густавом де Лавалем (1845—
1913). Турбина первоначально предназначалась автором изобре-
тения для привода быстроходных центрифуг (сепараторов).
15
Англичанин Чарльз Парсонс (1854-1931) практически в то же
время (в 1884-1885 гг.) создал многоступенчатую реактивную
паровую турбину, которая вскоре и стала основным типом па-
ровых турбин с конца прошлого века. При использовании в
современной энергетике, на электростанциях, где требуются дви-
гатели очень большой мощности, такие турбины объединяют с
генераторами электрической энергии на одном валу (в виде од-
ного агрегата — турбогенератора).
Более высокий к.п.д. турбин привел к попыткам создания в раз-
личных странах опытных локомотивов с паротурбинными установ-
ками — паротурбовозов, которые, однако, не получили распрост-
ранения из-за неизбежной необходимости сложной передачи от
вала скоростной турбины к сравнительно тихоходным колесным
парам локомотива и дополнительным потерям, связанным с этим.
Двигатели внутреннего сгорания. Важнейшим недостатком
паросиловых установок внешнего сгорания является необходи-
мость передачи теплоты от первичного теплоносителя (дымовых
газов) рабочему телу (водяному пару), значительно усложняю-
щая энергетическую установку.
Паровой двигатель удовлетворял предприятия с непрерыв-
ным производственным процессом (горная, текстильная про-
мышленность, энергетика). На тех же предприятиях, где маши-
ны использовались нерегулярно, они были нерентабельны из-за
необходимости непрерывного поддержания в работоспособном
состоянии котельной установки. Та же необходимость поддер-
жания давления пара в котле при простое паровозов (так на-
зываемого «горячего» резерва) увеличивала на транспорте зат-
раты топлива на перевозки.
Был необходим двигатель принципиально нового типа: без
котла, с небольшим временем пуска, обеспечивающим опера-
тивность работы.
Многие ученые, инженеры и изобретатели в XIX веке пыта-
лись создать более совершенный, чем паровая машина Джеймса
Уатта, тепловой двигатель и получить на его основе более лег-
кую и более дешевую энергетическую систему, чем паросиловая
установка паровоза, чтобы получить возможность применить ее
для наземного и водного транспорта. Рабочим телом такого
двигателя не должен быть водяной пар.
Казалось бы, если направить дымовые газы прямо из топки
котла (теплового генератора) непосредственно в цилиндр тепло-
16
вого двигателя, можно было бы использовать теплоту продук-
тов сгорания топлива для совершения работы движения порш-
ня. Сама энергетическая установка в этом случае была бы зна-
чительно проще. Но в обычной схеме паросиловой установки
внешнего сгорания невозможно получить работу от дымовых
газов, так как они не имеют избыточного давления. Более того,
их давление невелико (на паровозе даже ниже атмосферного —
для обеспечения тяги в котле) при горении топлива в атмосфер-
ном воздухе и выбросе газов в атмосферу.
Первые двигатели внутреннего сгорания. Создатели первых
двигателей внутреннего сгорания отталкивались от конструкции
паровой машины, стремясь сделать паросиловую установку бо-
лее компактной и экономичной. Самые объемные и массивные
ее части — это топка и паровой котел, вырабатывающие сжатый
пар для машины. Можно было бы заменить котел на резервуар
с горючим газом, который можно было бы постепенно вводить
в цилиндр и там сжигать. Давление продуктов сгорания на пор-
шень может создавать тогда силу, аналогичную силе давления
пара в цилиндре паровой машины.
Изобретатели стремились использовать идею X. Гюйгенса о
сжигании топлива непосредственно в закрытом пространстве
рабочего цилиндра двигателя.
Теоретической основой для создания такого двигателя мог
служить идеальный термодинамический цикл процесса преобра-
зования тепловой энергии в механическую работу, предложен-
ный французским инженером Сади Карно в 1824 г.
Заменить пар в качестве рабочего тела было сложно. Для
этого прежде всего необходимо было найти топливо, продукты
сгорания которого могли обладать свойствами сжатого пара:
однородностью, одинаковыми температурой и давлением во
всем объеме цилиндра.
Одной из первых в истории создания двигателя внутреннего
сгорания (д.в.с.) была попытка Роберта Стрита (Англия, 1794 г.)
использовать жидкое топливо (спирт). Во Франции братья
Ньепс в 1806 г. получили патент на двигатель с искусственным
зажиганием, в котором в качестве горючего они предполагали
использовать измельченное твердое топливо, в том числе, и
каменный уголь. Однако 10 лет их работы не привели к поло-
жительному результату.
Затем в течение нескольких десятилетий последовал целый
17
ряд попыток создать двигатели внутреннего сгорания на га-
зовом топливе, так же не получившие практического примене-
ния.
Первыми более или менее работоспособными д.в.с. считают-
ся двигатели, работавшие на светильном газе, которые создал
Жан-Этьен Ленуар во Франции. Он получил патент в 1860 г.
В его двухтактном двигателе, аналогичном по конструкции па-
ровой машине (использовалось двойное действие поршня и зо-
лотниковое газораспределение), газ и воздух смешивались не-
посредственно в цилиндре (наполнение занимало примерно по-
ловину хода поршня), и зажигание смеси обеспечивалось элек-
трической искрой от постороннего источника.
Маленькие двигатели Ленуара (их мощность составляла по-
рядка 0,5-1 кВт) сразу завоевали большую популярность в Ев-
ропе, в первую очередь, во Франции и Германии. Их строили
даже в Англии. Они облегчали мелким предпринимателям воз-
можность «машинизировать» свои кустарные ремесленные про-
изводства, так как устраняли необходимость дорогостоящих ко-
тельных. В 1863 г. Ленуар попытался установить свой двигатель
на некоторое подобие повозки и даже проехал на ней около
20 км в окрестностях Парижа. В эксплуатации сразу же выяви-
лись два существенных недостатка этого двигателя: очень силь-
ный шум, сопровождающий его работу, и такой большой рас-
ход газа, что эксплуатация двигателя обходилась иногда в
три-четыре раза дороже использования паровой машины. К.п.д.
двигателя оценивался на уровне 3%.
Хотя двигатели Ленуара, естественно, как всякая новинка,
были не очень надежны, но именно Ленуару принадлежит зас-
луга распространения газовых двигателей внутреннего сгора-
ния, как стационарных тепловых двигателей, не требующих гро-
моздкой котельной установки, и привлечения к д.в.с. внимания
специалистов в разных странах.
Этим двигателем заинтересовался, можно сказать, увлекся мо-
лодой немецкий изобретатель-самоучка, продавец бакалейной
лавки из Кельна Николаус Аугуст Отто (1832-1891). Не имея ни-
какого профессионального образования, он, тем не менее, долго
и настойчиво пытался найти возможности повышения эффектив-
ности двигателей Ленуара. В 1866 г. ему удалось получить пер-
вый патент на усовершенствованный газовый двигатель. В 1867 г.
маленький мотор Отто был показан на Всемирной Парижской
18
выставке и получил золотую медаль, несмотря на то, что в экспо-
зиции выставки было представлено еще не менее полутора десят-
ков газовых двигателей разных изобретателей — моторчик Отто
работал экономичнее всех других. Отто со своими партнерами
организовал производство двигателей. Успеху фирмы способ-
ствовало приглашение двух талантливых немецких инженеров.
Их имена известны и сегодня — это были Готлиб Даймлер и
Вильгельм Майбах. До сих пор в Германии существуют фирмы и
автомобильные заводы, ими организованные.
Но еще ранее первых успехов Отто, в 1862 г. француз Аль-
фонс Бо де Роша получил патент, в котором разработал четы-
рехтактный цикл для осуществления процесса, предложенного
Карно:
—	первый такт — впуск горючей смеси в цилиндр;
—	второй такт — сжатие горючей смеси, в течение которого
растут температура и давление смеси в цилиндре;
—	третий такт — рабочий ход вследствие горения топлива,
вызванного искрой в конце такта сжатия, и расширения продук-
тов сгорания, которые своим давлением перемещают поршень,
совершающий полезную работу;
—	четвертый такт — выпуск отработанных газов в атмосферу.
Бо де Роша был теоретиком и никакого двигателя не постро-
ил, да и не пытался этого делать. Но его идеи после длительных
трудов, несмотря на непонимание и даже противодействие своих
партнеров, смог использовать Н. Отто. Он построил в 1876 г.
действующий образец четырехтактного двигателя, также рабо-
тавшего на газе. В 1877 г. ему был выдан патент. Двигатели
Отто расходовали вдвое меньше газа, чем двигатели типа Ле-
нуара, и поэтому получили широкое промышленное примене-
ние. Уже в следующем, 1878 г., началось производство таких
моторов по патенту Отто в США. Реализация более экономич-
ного четырехтактного цикла являлась выдающимся достижени-
ем техники. В принципе подобные двигатели (на жидком и га-
зообразном топливе) и сегодня применяются на большинстве
автомобилей.
Следующий шаг сделал Г. Даймлер. Расставшись с Отто, он
продолжил работу над моторами самостоятельно и в 1883 г.
построил четырехтактный двигатель внутреннего сгорания, в
котором вместо светильного газа использовалось более компак-
тное жидкое топливо — бензин. Горючая смесь в виде паров
19
бензина и воздуха образовывалась в специально разработан-
ном им устройстве — карбюраторе. Надо отметить, что за год-
два до этого Даймлер посетил, а фактически объездил Россию.
Дело в том, что в России уже существовал завод по перегонке
сырой нефти на керосин. В процессе перегонки можно было
получать еще более легкие фракции, такие, как бензин. Легкое
нефтяное топливо было именно тем, что искал Даймлер: оно
хорошо испаряется, быстро и полно сгорает.
Вскоре, поставив карбюраторный бензиновый двигатель на
повозку, Даймлер построил первый уже, по сути дела и прин-
ципиальному устройству, настоящий автомобиль.
Современники обычно лучше знают не теоретиков, а практи-
ков. Может быть поэтому теоретический цикл быстрого сгорания,
разработанный Бо де Роша и примененный Отто в своих двигате-
лях, и сегодня называют «циклом Отто», а имя его настоящего со-
здателя часто не упоминается даже в специальной литературе.
В 1891 г. завод Даймлера построил первый в Европе неболь-
шой промышленный локомотив автомобильного типа с зубча-
той передачей между двигателем и колесами. Его мощность
была всего 4 л.с. Ясно, что такие мотовозы не могли составить
конкуренции не только поездным, но и маневровым паровозам
на железных дорогах. С 1893 г. автомобильный завод Даймлера
строил и самоходные рельсовые вагоны — автомотрисы (рель-
совые автобусы) для немецких железных дорог.
Стационарные двигатели, работающие на керосине и более тя-
желых сортах нефтяного топлива, появились в ряде стран в конце
1890-х годов. Зажигание в них производилось при помощи так
называемого «калоризатора» — массивного полого шара, распо-
ложенного в крышке цилиндра, соединенного с камерой сжатия и
входящего в ее объем. На раскаленную внутреннюю поверхность
этого шара и впрыскивалось топливо. В России такие двигатели
получили широкое распространение. Их производство сначала
было организовано известным предпринимателем-нефтепро-
мышленником Э.Л. Нобелем на своем машиностроительном за-
воде в Петербурге. Двухтактный калоризаторный двигатель заво-
да Нобеля в 1893 г. получил высшую награду на Всемирной
выставке в Чикаго.
Дизельные двигатели внутреннего сгорания. В конце 1897 г.
немецкий инженер Рудольф Дизель, живший и работавший во
Франции, создал двигатель внутреннего сгорания, в котором
20
тяжелое жидкое топливо самовоспламенялось в цилиндре от
высокой температуры сжатого в нем воздуха. Такие двигатели
вскоре стали называть и называют и сейчас по имени их созда-
теля — дизельными или просто дизелями. Одно это уже показы-
вает выдающееся значение изобретения Р. Дизеля для промыш-
ленного развития человечества.
Рудольф Дизель, приобретя хорошее техническое образова-
ние и производственный опыт, специализировался по холодиль-
ным установкам, получил сам ряд патентов в этой области, уп-
равлял различными фабриками, выступал в роли инженера-
консультанта. Он интересовался двигателями внутреннего сго-
рания, был в курсе новых разработок, видел их недостатки и
искал пути их преодоления. В течение 10 лет работы он пере-
пробовал ряд различных вариантов работы двигателя на раз-
личных видах топлива, от аммиака до угольной пыли. Остано-
вился на тяжелом нефтяном топливе, однако для облегчения его
самовоспламенения добавлял к нему при подаче в цилиндр
порции более легкого топлива — газолина, на котором работа-
ли карбюраторные двигатели.
Идею нового рабочего процесса он изложил в 1892 г. в заяв-
ке на патент «Рабочий процесс и способ выполнения одноци-
линдрового и многоцилиндрового двигателя» и опубликовал на
немецком языке в Берлине в брошюре «Теория и конструкция
рационального теплового двигателя». Первые опытные образцы
были малоудачными, однако в 1897 г. был построен стационар-
ный одноцилиндровый двигатель (D = 250 мм, S = 400 мм), ра-
ботающий на керосине, и который при 170 оборотах вала в
минуту развивал мощность примерно 15 кВт.
Р. Дизель создал так называемый компрессорный тип двига-
теля с самовоспламенением топлива (компрессорный дизель), в
котором подача топлива в цилиндр через форсунку осуществля-
лась при помощи сжатого воздуха, давление которого должно
быть значительно больше давления в цилиндре в конце сжатия.
Следовательно, для работы такого двигателя в составе энерге-
тической установки требовался отдельный агрегат — компрес-
сор, — который должен был обеспечивать сжатие воздуха для
этих целей. Принцип подачи топлива, собственно, и был глав-
ным элементом в изобретении Дизеля.
Строго говоря, Р. Дизель не изобрел нового двигателя, по-
этому впоследствии его патент неоднократно оспаривался. Ведь
21
еще в 1862 г. Бо де Роша в своей книге «Новые исследования над
практическими условиями для большего использования тепла,
и, вообще, движущей силы», помимо четырехтактного цикла,
упомянул не только необходимость предварительного высокого
сжатия воздуха, но и теоретическую возможность обеспечения
самовоспламенения топлива при этом. Тем не менее, новый тип
двигателя внутреннего сгорания стали называть именем его ре-
ального создателя — Дизеля, а идеальный воздушный цикл теп-
лового двигателя с постепенным горением топлива (при посто-
янном давлении в цилиндре) в современной термодинамике
также именуется циклом Дизеля.
В 1896 г. российский специалист Г.В. Трииклер, работавший
в Нижнем Новгороде, построил бескомпрессорный двигатель
внутреннего сгорания высокого сжатия, в котором при механи-
ческой (непосредственной) подаче топлива обеспечивался цикл
его двухэтапиого (смешанного) горения, частично при постоян-
ном объеме, как в цикле Отто, и частично при постоянном объе-
ме, как в цикле Дизеля. Тринклер, сделав заявку в 1899 г., полу-
чил патент только в 1904 г. По этому «смешанному» циклу
(циклу Тринклера) и работают все современные бескомпрессор-
ные дизельные двигатели. К сожалению, и сейчас иногда этот
цикл называют именем французского инженера Сабате, который
лишь спустя четыре года после Тринклера (в 1908 г.) получил в
России патент на форсунку с двухэтапной подачей топлива.
Р. Дизель с помощью немецких промышленников (Круппа и
др.) организовал производство двигателей по своему патенту сна-
чала в Германии, во Франции, затем в других странах. В России
патентные права у Дизеля приобрел известный нефтепромышлен-
ник Э.Л. Нобель, который на своем машиностроительном заводе
в Петербурге (впоследствии «Русский Дизель») организовал про-
изводство мощных дизельных двигателей, работающих на сырой
нефти (первый из них был построен уже в 1899 г.). Вторым после
завода Нобеля дизелестроительным предприятием в России стал
Коломенский завод, где производство двигателей было начато в
1903 г.
В России с самого начала производства дизелей развернулись
работы по созданию оригинальных отечественных конструк-
ций. В 1907 г. Коломенский завод построил по проекту инжене-
ра Р.А. Корейво горизонтальный двухтактный реверсивный ди-
зель с противоположно движущимися поршнями, прямоточно-
22
щелевой продувкой и передачей на два вала, намного опередив
этим зарубежные фирмы Юнкере и Фербенкс-Морзе, которые
значительно позднее стали выпускать дизели такого типа.
Развитие отечественного дизелестроепия сопровождалось раз-
работкой научных проблем теории рабочего процесса двигате-
лей. Уже в 1906 г. профессор МВТУ В.И. Гриневецкий предложил
метод теплового расчета рабочего цикла, положенный в основу
современных теорий рабочих процессов д.в.с. и развитый впос-
ледствии другими специалистами (Е.К. Мазинг, Н.Р. Бриллинг).
Он же разработал теоретические основы и конструктивные схемы
комбинированных двигателей.
Только с переходом на сырую нефть, осуществленным впер-
вые отечественными заводами, двигатели с самовоспламенением
топлива от высокой температуры сжатого воздуха получили
признание как наиболее экономичные. Мощные дизели стали
постепенно вытеснять паровые машины сначала в промышлен-
ности, а затем и на транспорте. Первыми транспортными сред-
ствами с дизельной энергетической установкой стали речные
дизельные суда — теплоходы.
В 1903 г. Сормовским заводом был построен первый дизель-
ный речной танкер с тремя дизельными двигателями мощностью
по 120 л.с. каждый и электрической передачей на гребные винты.
В 1908 г. Коломенский завод построил первый в мире морской
теплоход «Дело» суммарной мощностью двух дизелей 1000 л.с.
Тепловоз - локомотив с дизельной энергетической установкой.
Естественно, встал вопрос о применении дизельных двигателей
в качестве энергетической установки на локомотивах. Это оказа-
лось трудной задачей, на решение которой ученые и инженеры
разных стран потратили не менее двух десятилетий.
Первая попытка построить поездной тепловоз относится к
1906 г., когда, в какой-то мере по инициативе самого Р. Дизеля,
управление Прусских железных дорог заказало двум крупней-
шим европейским заводам: паровозостроительному «Аугуст
Борзиг» в Берлине и двигателестроительному «Братья Зульцер»
в Винтертуре (Швейцария) пассажирский тепловоз типа 2-2-2 с
двухтактным двигателем Дизеля. В его проектировании вместе с
Дизелем принимал участие известный локомотивный специалист
инженер Клозе.
Тепловоз был построен к 1913 г. Он имел четырехцилипдро-
вый V-образный двигатель мощностью 960 л.с., вал которого
23
был размещен перпендикулярно продольной оси локомотива
и был непосредственно связан спарниками типа паровозных с
его ведущими колесами. Диаметр цилиндров — 380 мм, ход
поршня — 550 мм, наибольшая частота вращения вала (при
скорости 100 км/ч) составляла 300 об/мин. Для разгона теплово-
за (с составом) использовался сжатый воздух из резервуаров.
Эксплуатационные испытания тепловоза в 1913 г. выявили
ряд существенных недостатков.
Сейчас очевидно, и это знают уже студенты после общего
курса локомотивов, что в отличие от паровоза тепловоз нельзя
построить без преобразования момента двигателя, без промежу-
точной передачи, которая позволяет трансформировать враща-
ющий момент, передаваемый от вала дизеля на колесные пары.
Дело в том, что мощность дизельного двигателя при неизмен-
ной подаче топлива почти прямо пропорциональна частоте вра-
щения вала. Поэтому необходимо обеспечивать возможность
работы дизеля с постоянной (наибольшей для реализации его
расчетной мощности) частотой вращения вала при переменной
частоте вращения ведущих колес локомотива, зависящей от ско-
рости его движения.
Другая особенность дизельного двигателя — это вообще его
неспособность, в отличие от паровой машины, работать при
малых частотах вращения его вала, когда при медленном осу-
ществлении процесса сжатия воздуха в цилиндре не могут быть
достигнуты значения его температуры, необходимые для вос-
пламенения топлива.
Недостатки тепловоза Дизеля были принципиальными и неус-
транимыми, они были связаны с отсутствием передачи, о которой
шла речь выше. В результате тепловоз оказывался непригодным,
как к курьерской службе (его мощность была пропорциональна
скорости движения и, когда последняя снижалась, например, на
крутых подъемах, падала и мощность локомотива и он мог оста-
навливаться с поездом), так и к пассажирской, так как при частых
остановках ему просто не хватало воздуха для последующих раз-
гонов. Его подвергали переделкам, в частности, установили на
нем дополнительно вспомогательный дизель-компрессор, за счет
работы которого пополнялся запас сжатого воздуха. Однако ис-
пытания продолжали сопровождаться многочисленными полом-
ками, и после 14-й неудачной поездки тепловоз был снят с эксплу-
атации, и попытки его совершенствования были прекращены.
24
Эту неудачу, или точнее, неработоспособность тепловоза не-
посредственного действия предвидели некоторые отечественные
специалисты. Известный российский теплотехник В.И. Гриневец-
кий еще в 1907-1912 гг., то есть практически параллельно и одно-
временно с Дизелем, пытался создать специальный локомотив-
ный двигатель внутреннего сгорания, основанный на первонача-
льных идеях самого Дизеля. Однако, опыты, проведенные Грине-
вецким на Путиловском заводе в Петербурге, не привели к поло-
жительным результатам. Ученик Гриневецкого А.Н. Шелест, раз-
вивая работу своего учителя, еще студентом МВТУ пытался
найти другой путь приспособления двигателя внутреннего сгора-
ния к требованиям тяговой службы, разрабатывая идею теплово-
за с газовой передачей. Он предполагал использовать дизельный
двигатель только в качестве теплового генератора — генератора
газов (высокотемпературных продуктов сгорания топлива). А в
качестве теплового двигателя предусматривалась поршневая га-
зовая машина, соединенная с ведущими осями локомотива по
типу паровозной. Эта идея осталась лишь в проектах. Она, в ка-
кой-то мере была сходной с идеей Хельмана применить на паро-
возе электрическую передачу и не могла быть осуществлена из-за
неизбежно высоких потерь энергии в газовой передаче.
Позднее российские специалисты (Ю.В. Ломоносов, А.Н. Шелест
и др.) проводили теоретический анализ, подтверждавший неизбеж-
ную неработоспособность тепловоза Дизеля - Клозе - Зульцера -
Борзига. Они обосновывали другие пути решения проблемы.
Уже в советское время, в 1920-х годах, именно отечественным
специалистам удалось найти работоспособные технические ре-
шения по использованию дизельных двигателей на локомоти-
вах, что позволило к 1925 г. построить два первых в мире по-
ездных магистральных тепловоза. Один был создан по проекту
группы инженеров под руководством известного в стране специ-
алиста-тяговика профессора Ю.В. Ломоносова, другой был по-
строен по проекту и под руководством опытного инженера-элек-
трика Я.М. Гаккеля. С того времени началось развитие тепло-
возостроения, которое непосредственно было связано с совер-
шенствованием тепловозных дизелей.
Газовые турбины. Аналогично истории паровых машин и
турбин, попытки реализации газовых турбин, работающих без
парокотельной установки, стали практически рассматриваться
после определенного этапа развития поршневых двигателей
25
внутреннего сгорания, хотя идеи таких лопаточных двигателей
возникали еще в конце XVIII столетия.
Трудности состояли в том, что, с одной стороны, в устрой-
стве собственно паровой и газовой турбин много общего. Лопа-
точное колесо, элементы проточной части: лопатки, сопла очень
похожи. Однако различия состоят в устройстве и действии ос-
тальных частей энергетической установки. Вместо парового кот-
ла в роли теплового генератора, размеры которого в паротур-
бинной установке превышают размеры самой паровой турбины,
у газовой турбины тепловым генератором может служить более
компактная камера сгорания, в которой топливо может непре-
рывно гореть в атмосфере предварительно сжатого воздуха.
В самом конце XIX и начале XX века попытки создания газовых
турбин были предприняты в Германии, России и Франции. Вплоть
до 1920 г. было сконструировано несколько мощных турбин, но
все они были не совершенны и не нашли широкого применения.
А.Н. Шелест в 20-х годах разрабатывал проект локомотива, в кото-
ром роль теплового генератора должен был играть поршневой д.в.с.
(как механический генератор газа), а в качестве теплового двигателя
могла быть предусмотрена и газовая турбина. Эта идея так же ока-
залась неработоспособной и не могла быть реализована.
До 1940-х годов газовая турбина как самостоятельный двига-
тель не могла составить конкуренцию ни паровой турбине, ни
двигателям внутреннего сгорания.
Чтобы создать газовую турбину, равную паровой по эконо-
мичности, необходимо было решить две главные задачи:
— во-первых, обеспечить в начале процесса расширения вы-
сокую (значительно более высокую, чем у паровой турбины)
температуру рабочего тела. Здесь уровень температуры ограни-
чивается термической стойкостью материалов проточной части:
температура продуктов сгорания может достигать 2000°С, кото-
рую не выдерживают даже жаропрочные конструкционные мате-
риалы. Поэтому во всех современных газотурбинных двигате-
лях и сейчас для обеспечения их необходимой долговечности
приходится снижать температуру газов до значительно более
низких значений (600-800°С), существенно увеличивая избыток
воздуха и затраты энергии на его сжатие и подачу;
— во-вторых, создать высокоэффективные компрессоры для
сжатия воздуха, коэффициентом полезного действия которых
определяется эффективность всей газотурбинной установки.
26
Эти задачи были решены в начале 40-х годов. В металлургии
к этому времени были созданы жаропрочные сплавы, которые
могут работать длительно и устойчиво при температурах до
850-900°С. Были созданы многоступенчатые осевые компрессо-
ры, к.п.д. которых были значительно увеличены — до 85% (про-
тив 65-70% в 20-х годах). Одновременно появилась сфера при-
менения газотурбинных двигателей (г.т.д.) — авиация, где с
ними по компактности и весу не могли уже конкурировать пор-
шневые д.в.с. Поэтому, уже в предвоенные годы интенсифициро-
вались работы по созданию авиационных г.т.д. В послевоенное
время различные виды г.т.д. стали основными типами авиаци-
онных двигателей. Мощные газотурбинные двигатели нашли
применение на судах в морском транспорте.
В 50-х годах в ряде стран, в том числе в СССР и США, были
сделаны достаточно успешные попытки создания локомотивов
с г.т.д. — газотурбовозов. Целью их разработки было стремле-
ние создать автономные локомотивы большой единичной (секци-
онной) мощности, так как в то время мощность существовавших
тепловозных дизелей не превышала 1200-1500 кВт. Были постро-
ены вполне работоспособные локомотивы, главным недостатком
которых оказалась их невысокая (по сравнению с тепловозами),
эффективность, к.п.д. построенных газотурбовозов не превышал
16-18%, хотя теоретически при усложнении конструкции он мог
бы быть и выше. Опыт использования газотурбовозов в поезд-
ной работе поэтому не получил пока дальнейшего развития.
Однако в сфере пассажирского движения, где важно облегчить
подвижной состав, находят применение и сегодня (в частности, во
Франции) турбопоезда, энергетическую установку которых пред-
ставляют компактные авиационные г.т.д. Надо отметить, что пер-
вый вариант поезда TGV для высокоскоростного движения во
Франции, требующего большой мощности, первоначально раз-
рабатывался именно под газотурбинный двигатель.
1.4.	Принципиальные основы работы
энергетических установок
Паросиловая энергетическая установка. Энергетическая цепь
простейшей паросиловой установки (современного паровоза)
включает в себя паровой котел — тепловой генератор (пароге-
27
нератор) ТГ (рис. 1.2) и поршневую паровую машину ПМ — в
качестве теплового двигателя, который при помощи кривошип-
но-шатунного механизма КШМ приводит во вращение колеса
ведущих осей К.
В паровом котле паровоза фактически происходят три после-
довательных этапа преобразования энергии. Поэтому в энерге-
тической цепи он представлен тремя звеньями:
—	топка парового котла Т, где протекает процесс горения
топлива и преобразования его внутренней химической энергии
в тепловую, носителем которой служат продукты сгорания —
дымовые газы;
—	собственно паровой котел ПК, осуществляющий процесс
теплообмена между продуктами сгорания топлива и водой, ко-
торый имеет целью кипение воды и образование насыщенного
пара;
—	пароперегреватель ПП, повышающий температуру и теп-
лосодержание пара за счет теплообмена с продуктами сгорания
топлива.
Рис. 1.2. Структурная схема энергетической цепи паровоза:
ТГ — тепловой генератор (парогенератор); ТК — топка парового котла;
ПК — паровой котел; 7777 — пароперегреватель парового котла; ПМ —
паровая машина; СП — отбор пара на собственные нужды паровоза;
КШМ — кривошипно-шатунный механизм; К — ведущие колеса; F — сила
тяги.
Потоки энергии и вещества: Т— топливо (внутренняя химическая энергия);
В — вода (из водяного бака в тендере); АВ — атмосферный воздух;
1 — тепловая энергия (теплоноситель — продукты сгорания топлива);
2 — тепловая энергия (теплоноситель — сжатый насыщенный пар); 3 — теп-
ловая энергия (теплоноситель — сжатый перегретый пар); 4 — механическая
работа возвратно-поступательного движения поршней; 5 — механическая
работа вращения кривошипов ведущих колес
28
Питание парового котла водой из водяного бака в тендере
паровоза осуществляется инжекционным водяным насосом за
счет использования какой-то части энергии сжатого пара р на
собственные нужды паровоза СН.
В соответствии со структурой энергетической цепи общий
к.п.д. паровоза Т] можно представить выражением
Ппар = ППКППМ(1-Р)ПКШМ,	(1-3)
где цпк — к.п.д. парового котла, как теплового генератора;
цпм — к.п.д. паровой машины;
йкшм — к.п.д., учитывающий потери на трение в кривошипно-ша-
тунном механизме.
Паровой котел паровоза преобразует внутреннюю химичес-
кую энергию топлива в тепловую энергию перегретого сжатого
пара. Эффективность этого преобразования оценивается к.п.д.
парового котла т] величина которого для современных паро-
возов оценивается на уровне 65-70%.
Термический к.п.д. Т| паросиловой энергетической установ-
ки паровоза в целом (ц = т]п1Г|пм) показывает степень исполь-
зования теплоты сгорания топлива, затрачиваемого на получе-
ние полезной работы. Например, для среднего паровоза, при
давлении пара в котле 1,6 МПа и его температуре 400°С теоре-
тическое значение термического к.п.д. (т| ) достигает 21-22%.
Как известно из термодинамики, его можно было бы повы-
сить почти вдвое за счет существенного увеличения давления и
температуры пара, применения паровых турбин и глубокого
вакуума для конденсации пара на выпуске, что можно обеспе-
чить лишь в стационарных условиях — без ограничений по га-
баритам и нагрузкам (например, на тепловых электростанциях),
но очень трудно осуществить на паровозе. В реальных же усло-
виях с учетом необратимых потерь во втором звене преобразо-
вания энергии — паровой машине — даже теоретический к.п.д.
паровоза на расчетных режимах оказывается значительно более
низким — до 10-13% в лучших образцах (паровоз повышен-
ной эффективности по проекту академика С.П. Сыромятникова).
В среднем в эксплуатации к.п.д. паровозов составляет 6-7%.
Паровая машина паровоза состоит, как правило, из двух оди-
наковых поршневых машин, расположенных по обе стороны
локомотива и работающих через свои шатуны (ведущие дышла)
29
на общий вал, которым служит ось ведущей колесной пары, на
дисках колес которой расположены кривошипы.
Машина (рис. 1.3) с каждой стороны имеет отдельный рабо-
чий цилиндр 8 с движущимся в нем поршнем 9, работающий по
двухтактному циклу: первый такт — впуск и расширение пара
(рабочий ход) и второй такт — выпуск отработанного пара.
Поршень представляет собой диск, который делит рабочий объ-
ем цилиндра на две части, в каждой из которых одновременно
совершается один такт рабочего процесса, то есть паровая ма-
шина — машина двойного действия, в ней каждый ход поршня
является рабочим.
Поршень 9 через шток (скалку) 10 передает усилие, созданное
давлением пара кривошипно-шатунному механизму, преобразу-
Рис. 1.3. Схема паровой машины паровоза :
а — ход поршня вперед; б — ход поршня назад;
1, 2, 3, 6, 7 — окна и каналы золотниковой камеры; 4 — золотник; 5 —зо-
лотниковая камера; 8 — рабочий цилиндр; 9 — поршень; 10 — шток;
11 — направляющие ползуна (параллели ); 12 — ползун; 13 — валик
ползуна; 14 — ведущее дышло (шатун); 15 — ведущее колесо; 16 — кри-
вошип; 17 — палец кривошипа
30
ющему возвратно-поступательное движение поршня во враща-
тельное движение ведущего колеса 75 и состоящему из шату-
на — ведущего дышла 14 и кривошипа 16. Так как поршень из-
за малой толщины не может сам направлять свое движение в
цилиндре без перекосов, скалка имеет вторую опору — ползун
(крейцкопф) 12, который движется в направляющих — паралле-
лях 77. С ползуном и соединена валиком 13 передняя головка
ведущего дышла (шатуна) 14. Задняя головка дышла 14 соеди-
нена с пальцем 77 кривошипа, установленным перпендикулярно
в диске ведущего колеса 75. Надо заметить, что поэтому на па-
ровозе кривошип 16 как бы «фиктивный». Он, как конкретная
деталь механизма, фактически отсутствует. Его роль выполняет
само колесо, в котором радиусом кривошипа является расстоя-
ние между центром вращения колеса 75 и центром пальца 77
кривошипа.
Внутреннее парораспределение, то есть впуск и выпуск пара
для обеих полостей цилиндра, обеспечивается системой клапа-
нов или золотниковым механизмом. На паровозах обычно при-
меняются круглые золотники, представляющие собой цилиндри-
ческую камеру 5 с окнами и каналами 7, 2, 3, 6 и 7 для впуска
и выпуска пара, в которой размещен и может соосно двигаться
собственно золотник 4, состоящий из штока с двумя дисками,
играющими роль поршней в золотниковой камере.
Управление перемещением золотникового штока осуществ-
ляется специальным внешним парораспределительным механиз-
мом, связанным с кривошипом ведущего колеса, чем обеспе-
чивается согласование фаз парораспределения с движением пор-
шня в цилиндре и направлением движения локомотива. (Паро-
распределительные механизмы паровозов имеют много различ-
ных вариантов конструкции, начиная с простейшего механизма
паровозов Стефенсона. Устройство этих механизмов уже не име-
ет непосредственного отношения к принципу действия энергети-
ческой установки паровоза — с точки зрения эффективности пре-
образования теплоты в работу. Поэтому на рис. 1.3 механизм
привода золотников не показан.)
Рассмотрим работу паровой машины. На рис. 1.3, а показан
момент движения поршня от задней мертвой точки (з.м.т.) впе-
ред. Золотник 4 при этом находится в заднем (левом) положе-
нии. Движение поршня вызывается действующим на него давле-
нием пара, который поступает из котла через средний канал 2 и
31
соответствующие окна в золотниковой камере 5, пространство
между дисками золотника 4 и канал 7 в заднюю (левую) полость
цилиндра 8. В это же время передняя часть рабочего объема
цилиндра через канал 6, переднюю часть объема золотниковой
камеры (правее переднего диска золотника 4), окна во втулке
золотниковой камеры и канал 3, соединенный с конусным вы-
пускным устройством в дымовой коробке паровоза, сообщается
с атмосферой. Таким образом, в левой части объема цилиндра
в данный момент осуществляется впуск пара и рабочий ход, а в
правой — выпуск.
Движение поршня 9 вправо приводит к перемещению вправо
же ползуна 12 и передней головки дышла 14, которое своей
задней головкой вращает кривошип 16 и с ним колесо 15 по
часовой стрелке.
На рис. 1.3, б показано положение поршня после достижения
им передней мертвой точки (п.м.т.) и движении назад. Золотник
4 при этом находится в своем правом положении и обеспечивает
впуск пара в правую часть рабочего объема цилиндра 8 и вы-
пуск из левой части, как и показано на рис. 1.3, б. При движении
поршня 9 влево продолжается вращение ведущего колеса 75 по
часовой стрелке и, следовательно, движение локомотива в том
же направлении — вправо.
Теоретическая (идеальная) диаграмма рабочего процесса па-
ровой машины в виде зависимости давления р пара в цилиндре от
положения 5 перемещающегося поршня (или изменения рабоче-
го объема в течение двух тактов цикла) показана на рис. 1.4.
В идеале, без учета потерь, рабочий ход цикла складывается
из процессов впуска свежего пара из котла 1-2 (при постоянном
давлении пара, поступающего из котла, рк) и расширения пара
2-3 (условно адиабатического). В конце хода, в точке 3 откры-
вается выпускной канал, что позволяет обеспечить постепенное
снижение давления р пара в цилиндре до атмосферного р в пе-
редней мертвой точке. Процесс на части хода 3-4 называют
предварением (опережением) выпуска. При обратном движении
поршня (влево) происходит процесс выпуска отработанного па-
ра (при постоянном, равном атмосферному, его давлении) на
участке 4-5. В точке 5 прекращается (после закрытия золотника)
выпуск, что приводит к некоторому сжатию оставшегося в ци-
линдре пара на участке хода 5-6. В точке 6 вблизи от задней
мертвой точки открывается впускной золотник. Короткий по
32
Рис. 1.4. Индикаторная диаграмма паровой машины паровоза:
7-2(7-2') — впуск пара; 2-3 (2'-3') — расширение пара; 3-4 (3'-4'); 4-5
(4'-5') — выпуск; 5-6 (5'-6') — сжатие; 6-1 (6'-1) — предварение впуска
(цифры без штрихов показывают точки и процессы теоретической
диаграммы; со штрихами — действительной)
времени участок 6-1 — предварение впуска, необходимое для
того, чтобы уменьшить потери теплоты паром при впуске.
Из термодинамики известно, что площадь контура диаграммы
зависимости p-V цикла (индикаторной диаграммы) пропорцио-
нальна величине полезной работы, совершаемой рабочим телом
в цикле (индикаторной работе). В данном случае эта площадь
пропорциональна работе, которую совершает пар в одной поло-
сти цилиндра за один оборот ведущего колеса. Если обозначить
р. [МПа] среднюю величину избыточного давления пара в цилин-
дре за цикл (среднее индикаторное давление), a d — диаметр ци-
линдра [м], то величина средней силы, действующей на поршень в
течение рабочего хода, составит р.ти/2/4 [МН], а ее работа на про-
тяжении хода поршня 5[м] — p.(nd2/4)S [МДж]. За один оборот
колеса паровоза пар совершит в обеих полостях двух цилиндров
работу, в четыре раза большую и равную А = p.nd2S [МДж]. Что-
бы получить мощность паровой машины паровоза, то есть рабо-
ту в единицу времени [с], надо умножить эту работу на число обо-
ротов колеса в секунду. При скорости движения паровоза v [км/ч]
2 Зак. 75
33
ведущее колесо диаметром D [м] совершает в секунду у/3,6л£) обо-
ротов, следовательно, индикаторная мощность паровой машины
паровоза составит N. = p.d~Sv!(3,6D) [МВт] или Nt = llSp.cPSvID
[кВт].
Действительные элементы рабочего процесса паровой маши-
ны неизбежно связаны с потерями теплоты по тем или иным
причинам. Поэтому на всех элементах рабочего хода давление
пара в цилиндре оказывается ниже давления пара, поступающе-
го из котла, а на протяжении хода выпуска и сжатия величина
давления в цилиндре оказывается несколько выше, чем в теоре-
тическом цикле. В результате площадь внутри контура зависи-
мости давления от объема цилиндра (площадь индикаторной
диаграммы) уменьшается по сравнению с теоретической.
К.п.д. паровых машин паровозов невелик, его величина не
превышает 14-15%. Это, главным образом и приводит к тем
низким значениям общего коэффициента полезного действия
паровозов, которые были отмечены выше. Ведь к.п.д. на уровне
5-7% означает, что из каждых 100 кг угля в полезную работу
преобразуется теплота сгорания лишь 5-7 кг. Энергия осталь-
ных 93-95 кг угля, добытых большим трудом шахтеров и пере-
везенных самими железнодорожниками, иногда на очень боль-
шие расстояния от места добычи, рассеивается бесполезно в
атмосфере, лишь ухудшая экологию и климат планеты. Запасы
природного топлива невозобновимы, поэтому в XX веке непре-
рывно делались попытки повышения эффективности использова-
ния природного топлива в промышленности, энергетике и на
транспорте. Одним из путей повышения эффективности пароси-
ловых энергетических установок, как было отмечено выше, яв-
ляется применение более экономичных паровых двигателей —
паровых турбин.
Паровая турбина. Принцип действия турбинных двигателей
состоит в том что теплота рабочего тела (пара или газа) после-
довательно преобразуется сначала в неподвижном сопловом
аппарате за счет увеличения скорости потока в кинетическую
энергию истечения его струи, а затем уже на рабочих лопат-
ках в механическую работу вращения турбинного колеса. От-
сюда следует, что турбинные двигатели — это быстроходные
машины.
Первая паровая турбина Лаваля, о которой говорилось
выше, была одноступенчатой. В ней по условиям прочности ло-
34
паточного колеса не могла быть использована вся тепловая
энергия пара, поэтому к.п.д. ее был невысоким. В современных
паровых турбинах допускаются окружные скорости турбинных
колес порядка 300 м/с и турбины делают многоступенчатыми.
В турбинных паросиловых энергетических установках в ста-
ционарных условиях сейчас используются значительно более
высокие параметры пара, чем на паровозах. При давлении пара
25 МПа и его температуре 600°С теоретическое значение терми-
ческого к.п.д. паросиловой установки при выпуске пара в ат-
мосферу, как на паровозе, достигает 39%, почти вдвое выше, чем
возможно на паровозе. А если обеспечить в конденсаторе на
выпуске пара вакуум порядка 0,003 МПа, то теоретическое зна-
чение термического к.п.д. паротурбинной энергетической уста-
новки т|пэу может достичь 47%.
Надо отметить, что неизбежная необходимость наличия па-
рового котла и невозможность обеспечения на локомотиве
столь высоких параметров пара значительно снижают привлека-
тельность и возможную эффективность применения паротурбин-
ной системы в качестве локомотивной энергетической установ-
ки. Однако не исключено, что в будущем с повышением
дефицитности жидкого топлива и газа транспорту придется вер-
нуться к локомотивам на твердом топливе. Тогда может вновь
проявиться интерес именно к паротурбинным установкам.
Двигатели внутреннего сгорания. Главной особенностью
д.в.с., как энергетических установок, является совмещение в од-
ном пространстве (цилиндре) функций и теплового генератора и
теплового двигателя. Поршневой д.в.с. — это тепловая машина,
в рабочем объеме цилиндра которой («внутри») осуществляют-
ся и горение топлива, и преобразование тепловой энергии про-
дуктов сгорания топлива в механическую работу. Именно по-
этому такие двигатели и называются двигателями внутреннего
сгорания (в отличие от внешнего сгорания в паросиловой энер-
гетической установке). Из-за меньших потерь при отсутствии
промежуточных этапов преобразования энергии д.в.с. обладают
более высокой энергетической экономичностью.
Дизельные двигатели — с внутренним смесеобразованием и
самовоспламенением топлива при высокой температуре сжатого
воздуха — обладают наивысшей среди других тепловых двига-
телей энергетической экономичностью. Эффективный к.п.д. т|с ди-
зельных двигателей на расчетных режимах достигает 42-44%.
2*
35
Этим и объясняется именно их применение в качестве энергети-
ческих установок современных автономных локомотивов — теп-
ловозов.
Учебный курс «Локомотивные энергетические установки»
посвящен, главным образом, основному типу ЛЭУ автономных
локомотивов — тепловозным дизельным двигателям. В даль-
нейшем процессе изучения курса студент, в том числе и с помо-
щью данного учебника, более подробно ознакомится с принци-
пами действия различных типов этих двигателей, их конструк-
цией, теоретическими основами рабочих процессов, методами
их расчета и принципами проектирования тепловозных дизелей.
Об этом речь идет в последующих главах учебника.
Здесь же необходимо еще раз остановиться на принципе ра-
боты автономного локомотива с дизельной ЛЭУ, то есть тепло-
воза.
Структурная схема его энергетической цепи (рис. 1.5) оказы-
вается проще предыдущих. ЛЭУ тепловоза представляет собой с
точки зрения преобразования энергии всего одно звено — сам
дизельный двигатель Д. Но, как отмечалось выше, от вала дизе-
ля механическая работа не может быть непосредственно переда-
на на ведущие колеса К, на тепловозе необходима промежуточ-
ная передача П, согласующая режимы работы дизеля и движения
Ле
Л пер
Рис. 1.5. Структурная схема энергетической цепи тепловоза:
Д — двигатель внутреннего сгорания; П — передача; ВО — отбор
мощности на собственные нужды (привод вспомогательного оборудо-
вания); К — ведущие колеса; F — сила тяги.
Потоки энергии и вещества: Т — топливо (внутренняя химическая энер-
гия); АВ — атмосферный воздух; 1 — механическая работа вращения вала
двигателя; 2 — механическая работа вращения ведущих колес тепловоза
36
локомотива, преобразующая вращающий момент на валу дизе-
ля Д в момент на ведущих колесах К. Передача является обяза-
тельной частью современного тепловоза, но с преобразования-
ми энергии в ней связаны потери. Передачи бывают различных
типов. Наиболее распространенный тип передачи — электричес-
кая передача.
В соответствии с рассмотренной структурой энергетической
цепи тепловоза его общий к.п.д. т|т можно представить выраже-
нием
Пт = ПеППер(1-₽),	(1-4)
где т]с— эффективный к.п.д. тепловозного дизеля;
т| — к.п.д. тепловозной передачи (для электрической передачи
цпср = 80-82%).
С учетом того, что на тепловозах доля отбора мощности
дизеля на собственные нужды (в основном, на привод вспомо-
гательного оборудования дизеля) составляет (3 = 0,10-0,13, полу-
чим среднее значение общего к.п.д. тепловоза т]
г|т = 0,4-0,8(1-0,11) = 0,285 или 28,5%.
Современные тепловозы в зависимости от мощности и типа
передачи имеют значения к.п.д. в пределах 26-30%, что выше
значений к.п.д. всех других типов автономных локомотивов.
Газотурбинные двигатели. Газовые турбины, так же как и
паровые, относятся к лопаточным тепловым двигателям и по-
этому их принцип действия аналогичен принципу действия па-
ровых турбин. Рабочим телом для газотурбинного двигателя
служат либо непосредственно продукты сгорания топлива, сжи-
гаемого вне турбины (внешнее сгорание), либо другие газы (ча-
ще всего — воздух), нагретые в теплообменнике за счет теплоты
продуктов сгорания.
Локомотивная газотурбинная установка (ЛГТУ) состоит из
камер сгорания КС (рис. 1.6), собственно газовой турбины ГТ и
воздушного компрессора ВК. Для горения топлива, непрерывно
подаваемого форсункой Ф в камеру сгорания КС, в камеру воз-
душным компрессором ВК нагнетается сжатый воздух.
Воздух в камеру КС подается как бы двумя потоками:
37
Рис. 1.6. Структурная схема простейшей ЛГТУ:
КС — камера сгорания; ГТ— газовая турбина; ВК — воздушный компрес-
сор; Ф — форсунка.
Потоки энергии и вещества: Т — топливо (внутренняя химическая
энергия); АВ — атмосферный воздух; СВ — сжатый воздух; 1 — меха-
ническая работа вращения вала турбины для привода компрессора;
2 — то же для тяги
—	«первичный» воздух I поступает вместе с топливом непос-
редственно в зону горения в количестве, необходимом для пол-
ного сгорания топлива;
—	«вторичный» воздух II, поток которого смешивается с про-
дуктами горения топлива для снижения температуры газового
потока до значений, допускаемых жаропрочностью материала
лопаток турбины.
Температура продуктов сгорания топлива (обычно для газо-
вых турбин используется жидкое топливо) при их непрерывном
горении устойчиво достигает 1800-2000°С. Поэтому для получе-
ния допустимой по прочности лопаток температуры газового
потока (700-800°С) в камеру сгорания приходится подавать зна-
чительные объемы вторичного воздуха, в два-три раза превы-
шающие первичный поток.
В результате на работу воздушного компрессора ВК, сжима-
ющего и нагнетающего воздух в камеру сгорания, затрачивается
38
основная часть (65-75%) полезной работы, развиваемой за счет
энергии топлива на валу газовой турбины ГТ. И лишь остаю-
щаяся часть полезной работы турбины (порядка 25-30% — за
вычетом затрат на привод вспомогательного оборудования) на
газотурбовозе может быть использована (через передачу) на
тягу поездов.
К.п.д. простейшей одновальной ЛГТУ не превышает 20-22%,
что практически вдвое меньше эффективного к.п.д. тепловозных
дизелей. Это приводит — с учетом потерь в передаче — к зна-
чениям общего к.п.д. газотурбинного локомотива на уровне
16-18%. Как видно, газотурбовоз с простейшей ЛГТУ суще-
ственно уступает по эффективности тепловозам. Возможности
совершенствования ЛГТУ будут рассмотрены дальше, в процес-
се изложения курса.
39
ёГлаЖа 2.Классификация
и технические
характеристики
локомотивных
энергетических
установок
Среди других тепловых двигателей дизели имеют наиболь-
ший эффективный к.п.д. Это достоинство дизелей послужило
причиной широкого применения их для тепловозов и дизель-
поездов на отечественных и зарубежных железных дорогах.
Для автономных локомотивов могут быть использованы и
газотурбинные двигатели. Основное достоинство газотурбинно-
го двигателя по сравнению с поршневым состоит в возможности
снижения массы и габаритов силовой установки при заданной
мощности. В связи с этим в отечественной промышленности
проводят опытные и поисковые разработки газотурбовозов.
Чтобы различать отдельные конструктивные разновидности
дизелей им присваивают различные марки.
Согласно ГОСТ 10150-88 на дизели судовые, тепловозные и
промышленные (типы и основные параметры) условные обозна-
чения должны состоять из букв и цифр, которые означают:
Ч — четырехтактный;
Д — двухтактный;
ДД — двухтактный двойного действия;
Р — реверсивный;
С — с реверсивной муфтой;
П — с реверсивной передачей;
40
К — крейцкопфный;
Г — газовый;
Н — с наддувом;
1А; 2А; ЗА; 4А — степень автоматизации по ГОСТ 10150-88.
Первая цифра означает число цилиндров; цифра над чер-
той — диаметр цилиндра в сантиметрах; цифра под чертой —
ход поршня в сантиметрах. Отсутствие в условном обозначении
букв К означает, что дизель тронковый, а буквы Р — что дизель
нереверсивнный.
Пример: 16ЧН26/26 — дизель шестнадцатицилиндровый, четы-
рехтактный, с наддувом, с диаметром цилиндра 26 см и ходом пор-
шня 26 см.
Заводом-изготовителем разрешены дополнительные условные
обозначения, когда на базе двигателя выпускаются его модифика-
ции, различающиеся по мощности, т.е. двигатель либо форсирован,
либо дефорсирован.
Примеры:
16ЧН 26/26
( обозначение по ГОСТ 4393-82)
2А-5Д49
1А-5Д49
(обозначение
заводское)
Ас = 2940 кВт
Ас = 2210 кВт
1ОДН20,7 / (2X25,4)
(обозначение по ГОСТ 4393-82)
2Д100
10Д100
Ае = 1470 кВт
(обозначение заводское)
Ас = 2210 кВт
41
Дизели, построенные в Германии, Чехии, Польше, Франции,
США и др. странах маркируют согласно принятым нормам этих
стран или заводов-изготовителей, например:
K6S310DR — производственные объединения ЧКД — Прага,
согласно ГОСТ 4393-82 — 6ЧН 31/36. По классификации произ-
водственного объединения ЧКД - Прага из обозначения следует:
К — двигатель с наддувом;
6 — шестицилиндровый;
310 — диаметр цилиндра в мм;
DR — дизель предназначен для установки на тепловозах.
Дизель 20PA6V280 — фирмы «SEMT Pielstick», Франция, при-
менительно к обозначению по ГОСТ 10150-88 — 20 ЧН28/29.
Дизель V16TR240CO — фирмы «СосКепП», Бельгия — 16ЧН
21,1/30,5.
Двигатели классифицируют по следующим признакам:
По способу осуществления рабочего цикла:
—	четырехтактные (Ч), рабочий цикл осуществляется за четы-
ре хода поршня;
—	двухтактные (Д), рабочий цикл осуществляется за два хода
поршня.
Под тактом следует понимать часть цикла между двумя смеж-
ными точками минимального и максимального объемов ци-
линдра.
По числу цилиндров:
с увеличением числа цилиндров двигатель усложняется. Од-
нако увеличение числа цилиндров в разумных пределах имеет
ряд положительных сторон:
—	более равномерный вращающий момент М , так как чаще
следуют рабочие ходы поршня;
—	облегчается (воздушный) пуск двигателя. Двухтактные дви-
гатели должны иметь не менее 4-х цилиндров, 4-тактные —
не менее шести, при этом один из цилиндров всегда нахо-
дится в пусковом положении;
—	легче достигнуть уравновешенности сил инерции движу-
щихся масс и моментов от этих сил.
По расположению цилиндров:
—	рядное — до десяти цилиндров;
—	рядное с противоположно движущимися поршнями
(ПДП);
—	V-образное, с углом развала блока цилиндров 42, 45, 60,
42
90 и 120°. Основное преимущество этих двигателей перед
однорядными — меньшая длина, меньшая металлоем-
кость, вследствие чего повышается жесткость таких ответ-
ственных деталей, как картер, головка цилиндров и колен-
чатый вал, но менее удобны в обслуживании;
—	звездообразное, количество звезд может быть разное; ци-
линдры одной звезды работают как правило на один криво-
шип;
—	горизонтальное — применяют в двигателях на зарубеж-
ных дизель-поездах.
На отечественных тепловозных дизелях применяют: рядное,
V-образное и рядное с ПДП расположение цилиндров.
По степени быстроходности, в зависимости от средней скоро-
сти движения поршня — См, м/с, различают двигатели: тихоход-
ные См < 6,5; средней быстроходности 6,5 < См < 8,5; быстроход-
ные 8,5 < См < 12; повышенной быстроходности См > 12.
Чем выше средняя скорость поршня См, тем двигатель той же
мощности компактнее, легче, но при этом снижается его мото-
ресурс М = KDI(C~Pc), повышается расход топлива и смазки,
увеличивается шумность его работы.
На тепловозах применяют дизели средней быстроходности и
быстроходные с частотой вращения коленчатого вала п = 750 +
1500 об/мин, которая связана со средней скоростью поршня
зависимостью См = —, м/с.
30
По способу подачи воздуха в цилиндр различают дизели:
—	безнаддувные, наполнение цилиндра воздухом обеспечи-
вается за счет перемещения поршня (при перемещении
поршня в цилиндре создается разрежение и воздух из ат-
мосферы устремляется в цилиндр);
— с наддувом, воздух перед подачей в цилиндр предвари-
тельно сжимается в специальных агрегатах до давления Рк.
Величина давления наддува достигает 0,4 МПа у высоко-
форсированных двигателей.
По конфигурации камер сгорания (КС):
—	дизели с неразделенными КС (однокамерные или однопо-
лостные);
—	дизели с полуразделенными КС (КС расположена в пор-
шне);
43
— дизели с разделенными КС — с двумя или более полостя-
ми (вихрекамерные, предкамерные).
Широкое распространение разделенные КС нашли в дизелях
французской фирмы «Semt Pielstick». Такие двигатели допускают
работу на тяжелых сортах топлива, включая природную нефть,
природный газ, дизельное топливо с повышенным содержанием
серы.
По степени сжатия, г = И/К — степень сжатия для тепловоз-
ных дизелей находится в пределах £ = 114-22. Большие значения
относятся к быстроходным дизелям, меньшие — к тихоходным.
По степени форсирования, оценивается мощностью дизеля,
приходящейся на единицу площади поршня кВт/дм2: нефорси-
рованные — NE< 15 ; форсированные — 15 < ^.< 45; высокофор-
сированные — Ny> 45.
Наиболее действенным способом форсирования дизелей яв-
ляется применение газотурбинного наддува.
Q
По удельной массе, Ge=—^, кг/кВт:
Ne
—	среднефорсированные 8 < G_ < 19;
—	высокофорсированные 2,7 < Ge < 8.
Массогабаритные показатели тепловозных дизелей ограниче-
ны осевыми нагрузками, а также габаритами ж.д. подвижного
состава. Масса дизеля, приходящаяся на ось тепловоза, не долж-
на превышать 2+2,3 (3,0) т, т.к. с ее увеличением растет масса
вспомогательных агрегатов тепловоза.
Для современных тепловозных дизелей характерна тенденция
к снижению массы. Массу двигателя определяет, в основном,
масса остова.
Современные тепловозные дизели имеют удельную массу:
4-тактные форсированные 4,5+5,5 кг/кВт; 2-тактные 9+12 кг/кВт.
По мощности:
дизели по агрегатной мощности делят на четыре группы:
—	до 74 кВт — маломощные;
—	74+736 кВт — средней мощности;
—	736+7360 кВт — мощные;
—	>7360 кВт сверхмощные.
По направлению вращения коленчатого вала:
дизели правого и левого вращения. Направление вращения
44
определяют при взгляде со стороны тягового генератора или
гидродинамической передачи (нагрузки) на фланец отбора мощ-
ности. (Двигатели типов Д49, Д50 и др. — правого вращения;
двигатель K6S310DR — левого).
2.1.	Технические требования и основные
характеристики тепловозных дизелей
При создании новых и модернизации эксплуатируемых теп-
ловозов дизели выбирают по таким показателям как мощность,
надежность, топливная экономичность, габаритные размеры,
масса и стоимость единицы выполненной работы.
Экономичность работы тепловоза определяется экономично-
стью его силовой установки - дизеля. Основные требования к
конструкции дизеля направлены на экономию затрат на топли-
во, техническое обслуживание, ремонт и прочие расходы в про-
цессе его эксплуатации.
Общие требования к дизелям определяются существующими
и перспективными потребностями тепловозостроения, уровнем
и возможностями развития дизелестроения, а также с учетом
многолетнего опыта эксплуатации автономных локомотивов
они постоянно изменяются, возрастают и должны удовлетво-
рять:
1)	требуемой величине эффективной мощности (350+4420 кВт)
при соответствии габаритных размеров и весовых норм для ло-
комотивов и обладать возможностями повышения эффективной
мощности на перспективу;
2)	экономичности по расходу топлива и смазочных матери-
алов во всем диапазоне рабочих режимов в эксплуатации;
3)	возможности работы на дешевых низкосортных топливах
(содержание серы в топливе до 2,5%);
4)	быть технологичными и относительно простыми по конст-
рукции, обеспечивая низкую стоимость и удобство при изготов-
лении, монтаже, демонтаже, ремонте и обслуживании в эксплу-
атации;
5)	требованиям безотказности пуска при минимальном рас-
ходе энергии;
6)	приемлемым массам и габаритным размерам вспомога-
тельных систем (очистка воздуха, охлаждение, смазка и т.д.), а
45
также расходам мощности на их функционирование, не снижа-
ющих механический к.п.д. двигателя на номинальном режиме
работы менее 0,85;
7)	возможности быстрого изменения режима работы при со-
хранении экономичности;
8)	возможности создания мощного ряда, обеспечивающего
потребности железнодорожного транспорта с целью максималь-
ной унификации конструкций отдельных узлов и деталей, при-
водящей к снижению стоимости изготовления, ремонта и обслу-
живания локомотивов;
9)	нормам вредного воздействия на локомотивную бригаду и
на окружающую среду (шум, вибрация, загрязнения атмосферы,
вредные для здоровья излучения);
10)	минимальной передачей динамических сил и вибраций на
раму локомотива;
11)	безопасности локомотивной бригады в процессе обслужи-
вания.
Дизельные силовые установки, характеризуются: высокой
экономичностью (эффективный к.п.д. достигает 42+46%), доста-
точной надежностью и т.д. (см. выше требования 1-11), наиболее
полно удовлетворяют в настоящее время предъявляемым (при-
веденным выше) требованиям по сравнению с силовыми уста-
новками других типов. Это обеспечило широкое использование
таких установок на тепловозах и в обозримом будущем они
сохранят ведущую роль в транспортном машиностроении.
Анализ показателей силовых установок других типов, при-
менение которых возможно на автономных локомотивах, пока-
зывает, что на ближайшую перспективу в отдельных специфи-
ческих условиях эксплуатации конкурентоспособными по отно-
шению к дизельным являются газотурбинные установки (ГТУ).
Газовые турбины широко применяют в современных тепловоз-
ных дизелях с газотурбинным наддувом, что существенно изме-
нило характеристики классических поршневых ДВС, привело к
увеличению их топливной экономичности на 3+4% и значитель-
ному возрастанию агрегатной мощности при почти неизменных
габаритных размерах и массе.
Основные технические характеристики отечественных локо-
мотивных газотурбинных двигателей приведены в табл. 2.1, теп-
ловозных дизелей в табл. 2.2.
46
Таблица 2.1. Основные технические характеристики
локомотивных газотурбинных двигателей
Основные параметры	Тип двигателя	
	ГТ-3,5	ГТ-6
Мощность на номинальном режиме при стандартных условиях, кВт.	2510	4410
Тип	Одновальный	Двухвальный
Компрессор	Осевой	
Количество ступеней	12	12
Степень повышения давления	6	6,7
Частота вращения вала, об/мин	8500	7000
Расход воздуха, кг/с	23,4	32
Камера сгорания	Прямоточная, секционная	Противоточная, секционная
Количество секций	6	6
Турбина компрессора	Осевая	
Количество ступеней	4	2
Турбина тяговая	—	Осевая
Количество ступеней	—	2
Частота вращения вала, об/мин	—	5200
Удельный расход топлива на номинальном режиме, г(кВт • ч)	605	485
Температура газа перед турбиной, °C	727	777
Габариты двигателя, мм:		
длина	4800	4468
ширина	1400	2420
высота	1500	2230
Масса двигателя, кг	7570	12032
Современный уровень развития локомотивных двигателей и
имеющиеся научно-технические разработки позволяют удовлет-
ворить перспективные требования по агрегатной мощности с
обеспечением требуемых необходимого моторесурса, массы и
габаритных размеров.
Масса двигателя на эксплуатируемых отечественных теплово-
зах составляет 11+15% служебной массы тепловоза.
По своим габаритам двигатель должен вписываться в кузов
тепловоза, удовлетворяющий габаритам подвижного состава
47
Таблица 2.2. Основные технические характеристики
тепловозных дизелей
Параметры		Типы дизелей						
		2Д100	10Д100	ПД45	14Д40	1Д49	2А-5Д49	1А-5Д49
Обозначение по ГОСТ 4393-82		юдн 20,7/25,4x2		16ДН 12ДН 23/30		20ЧН 26/26	16ЧН 26/26	16ЧН 26/26
Тепловоз, на кото- рый установлен дизель		ТЭЗ	2ТЭ10	13П60	М62	ГЭП 75, 13136	ТЭП70 ТЭ121	213116
Мощность на номинальном режиме, Ne, кВт		1470	2210	2210	1470	4400	2940	2200
Частота вращения коленчатого вала, об/мИН. ^nom min,уст.		850 400		750 400		1100 330	1000 350	1000 350
Средняя скорость поршня, См, м/с		7,2		7,55		9,5.3	8,67	8,67
Расположение цилиндров		Однорядное, вертикальное		V-образное, угол развала 45°				
Степень сжатия, £ (для 2-тактных - действ.)		15,1		1.3,5	14,5	12,5	1.3,4	13,4
Среднее эффективное давление Рс, МПа		0,611	0,912	0,892	0,795	1,825	1,60	1,22
Максимальное давле- ние сгорания, Pz, МПа		8,8	10,0	11,2	н,о	13,5	13,0	11,5
Давление наддува, Рк, МПа		0,132	0,221	0,219	0,201	0,31	0,28	0,2.35
Удельный эффектив- ный расход топлива, Gc, г/кВт ч		231	218	231	218	214	210	208
Расход топлива на холостом ходу, кг/ч		18	21	31	20	28,4	18,8	16,5
Удельный расход масла, #м, г/кВт ч		2,14	2,2	1,84	1,65	2,2	1,8	1,76
Индикаторный к.п.д., п,		0,470	0,466	0,450	0,440	0,451	0,465	0,475
Эффективный к.п.д.,		0,364	0,377	0,364	0,340	0,392	0,398	0,405
Г абари- ты дизе- ля. мм	Длина	6115	6015	4484	3787	4926	4722	4696
	Ширина	1440	17.30	1950	1730	1610	1610	1610
	Высота	3240	3210	2600	2190	2890	2890	2890
Удельная масса дизеля, кг/кВт		13,2	8,82	6,24	8,50	5,0	6,30	8,41
48
и значения параметров
2-2Д49	ЗА-ОД49	2Д70	12Д70	2Д50	ПД1М	K6S 3J0DR	М756	1Д12- 500	211-Д1
12ЧН 26/26	8ЧН 26/26	16ЧН 25/27	12ЧН 24/27	6ЧН 31,8/33		31/36	12ЧН 18/20	12ЧИ 15/180	6ЧН 21/21
ТЭМ7	ТГМ6	2ТЭ116	ТЭМЗМ	ТЭМ1	ТЭМ2	чмэз	Д1, ТГ16, ТГ102	ТГМ21, ТГМ23	ТГМ4
1470	880	2200	1470	746 740 400	880	990	540 1500 500	367	550
1000 350	1000 350	1000 400	850 350		750 400	750 320		1500 500	1400 600
8,67	8,67	9,0	7,65	8,15	8,75	9,0	9,3	9,6	9,8
		V-образное, угол развала 42°		Однорядное, вертикальное			V-образное, угол развала 60°		Однор. верши.
12,5	12,5	11,5	12,8	12,5	12,5	13,0	13,5	14-15	-
1,07	0,96	1,35	1,42	0,77	0,91	1,0	0,945	0,77	1,47
11,5	И,2	11,5	И,5	5,8	7,0	9,0	8,5	9-10	-
0,26	0,12	0,24	0,23	0.13	0,162	0,16	0.16	0,125- 0,135	-
204	204	205	193	210,8	224,4	220	220	224	211
9	7	16	10,5	6	6	7,5	7,0	-	4,7
1,75	1,75	3,4	4,76	5,4	5,4	2-4	4	6,26	4,76
0,491	0,491	0,470	0,476	0,450	0,450	0,455	0,455	-	-
0,405	0,405	0,415	0,44	0,380	0,380	0,385	0,385	0,378	0,40
5247	3355	5090	4380	5069	5192	5125	2420	1808	2400
1920	1665	1930	1730	1467	1467	1530	1120	1052	1350
2475	2305	2950	2890	2478	2478	2844	1480	1075	1675
13,6	10,9	7,9	8,84	21,6	18,4	18,3	3,33	6,0	4,6
49
железных дорог, имея при этом проходы для локомотивной
бригады при обслуживании и ремонте. Как показывают конст-
рукторские проработки, ограничением габарита V-образного
двигателя является ширина кузова тепловоза. Она ограничивает
диаметр цилиндра двигателя в размере 320-330 мм.
Удельный эффективный расход топлива на номинальной мощ-
ности у современных отечественных четырехтактных тепловоз-
ных дизелей достигнут 190-5-200 г/(кВт-ч) на дизелях типа Д49 (АО
«Коломенский завод»), у двухтактных — 215-5-230 г/(кВт-ч) —
типа 10Д100 и масла 1+1,5% от расхода топлива.
Для тепловозных дизелей существенным преимуществом
могла бы явиться их топливная универсальность, особенно воз-
можность применения низкосортных топлив; однако при высо-
кой форсированности тепловозных дизелей этому препятствует
резкое снижение их надежности и моторесурса.
Наиболее важным технико-экономическим показателем, ко-
личественно характеризующим качество тепловозных дизелей и
оказывающим весьма существенное влияние на эффективность
тепловозной тяги, является надежность дизелей. Надежность теп-
ловозных дизелей определяет величину их моторесурса, под ко-
торым понимают время непрерывной работы до переборки или
капитального ремонта, выраженное в часах работы, или кило-
метров пробега тепловоза.
Срок службы до первой переборки отечественных двигателей
составляет 150+200 тыс. км и до капитального ремонта КР-1 —-
700+750 тыс. км пробега. В настоящее время срок службы между
переборками и капитальными ремонтами определяется необходи-
мостью контроля состояния ответственных деталей (поршней, под-
шипников, коленчатого вала) для обеспечения их надежной рабо-
ты между ремонтами и очистки от нагаров. В меньшей мере эти
сроки ограничиваются износом деталей (поршневых колец, колен-
чатых валов). Увеличение надежности работы деталей цилиндро-
поршневой группы и шатунно-кривошипного механизма, а также
износ стойкости трущихся пар позволит увеличить срок службы
между ремонтами и уменьшить расход запасных частей. Достижи-
мым в ближайшее время является наработка локомотива до пер-
вой переборки двигателя 300 тыс. км и до капитального ремонта
КР-1 1-1,2 млн км.
Для дизелей средней быстроходности ресурс до капитального
ремонта должен быть не менее 40000-50000 ч работы.
50
Повышение надежности, а следовательно и моторесурса дизе-
лей достигается комплексом конструктивных, технологических
и эксплуатационных мероприятий (подбор новых материалов,
повышение усталостной прочности, износной и кавитационной
стойкости деталей, совершенствование технологии изготовления
и ремонта, улучшение очистки воздуха, поступающего в дизель,
повышение качества смазочного масла и его фильтрации).
Долговечность (свойство изделия сохранять работоспособ-
ность до предельного состояния с необходимыми перерывами
для технического обслуживания и ремонтов) дизелей теплово-
зов целесообразно доводить до срока службы тепловоза в це-
лом. Практика эксплуатации показывает, что повышение надеж-
ности и долговечности двухтактных дизелей обеспечить значи-
тельно труднее, чем четырехтактных.
Одной из важных задач в развитии тепловозных двигателей
является их широкая унификация. Потребности в агрегатных
мощностях двигателей для маневровых и магистральных тепло-
возов могут быть удовлетворены ограниченным числом ти-
поразмеров двигателей. Перекрытие необходимого диапазона
мощностей может быть достигнуто на базе этих типоразмеров
путем их развития в мощностные ряды. Двигатели одного мощ-
ностного ряда отличаются числом цилиндров, компоновкой, сте-
пенью наддува и охлаждения наддувочного воздуха и в отдель-
ных случаях небольшим изменением частоты вращения колен-
чатого вала.
Исследования [3] показывают, что для различных модификаций
мощностного ряда можно унифицировать 75-85% деталей и 90%
технологической оснастки, применяющейся при изготовлении ди-
зелей. Унификация двигателей уменьшает стоимость их изготовле-
ния и ремонта, позволяет повысить качество изготовления, что ока-
зывает положительное влияние на надежность и долговечность.
Примером мощностного ряда может служить современный
четырехтактный двигатель с газотурбинным наддувом типа Д49,
разработчиком и основным изготовителем которого является
АО «Коломенский завод».
Двигатели этого типа имеют число цилиндров 4 и 6 рядного
исполнения и 8, 12, 16 и 20 цилиндров в V-образном исполне-
нии. В зависимости от частоты вращения коленчатого вала 750-
1100 об/мин, числа цилиндров и форсировки по среднему эф-
фективному давлению Ре - 0,802^-2,41 МПа двигатели типа Д49
51
охватывают диапазон мощностей от 370 до 5300 кВт. Удельный
расход дизельного топлива на номинальном режиме составляет
около 190 г/кВт-ч. Ресурс (в зависимости от назначения) состав-
ляет: до выемки поршней 15000+25000 ч; до капитального ре-
монта — 60000+120000 ч (см. рис. 2.1 и 2.2).
Рис. 2.1. Мощностной
диапазон двигателей типа Д49
Рис. 2.2. Основные модули двигателей типа Д49
52
Мощностной диапазон двигателей типа Д49 приведен на рис. 2.1.
Высокую эффективность производства, эксплуатации и ремон-
та обеспечивает выделение основных узлов в монтажные моду-
ли (рис. 2.2).
К числу основных модулей относятся;
1	— сварнолитой блок цилиндров (формирование картерной
части блоков осуществляется набором унифицированных эле-
ментов - стальных стоек по числу цилиндров, свариваемых кон-
тактной сваркой на автоматизированном сварочном агрегате);
2	— цилиндровый комплект (образуется крышкой цилиндра
с рычагами привода клапанов и подвешенной к ней втулкой
цилиндра с шатунным механизмом и поршнем);
3	— лоток (корпус) с распределительным валом и механиз-
мом для привода клапанов, крышек цилиндров обоих рядов;
4	— приводы газораспределения и навешенных механизмов
(образуются коробчатыми двустенными корпусами со встроен-
ными в них шестеренными механизмами, устанавливаются на
горце блока в собранном виде);
5	— агрегаты воздухоснабжения и др.
2.2.	Устройство а кинематические схемы аизеаей
На тепловозах работают дизели различных типов (табл. 2.2).
На магистральных тепловозах установлены дизели типа Д100;
сравнительно небольшое число их оборудовано дизелями типов
Д40, Д45. На маневровых тепловозах используют дизели Д50
и K6S310DR (Чехословакия), на тепловозах промышленного
транспорта, кроме того, дизели типа 1Д12 и 211Д-1. Широкое
применение получили дизели типа Д49, на основе которых со-
здан единый, унифицированный мощностной ряд, которыми ос-
нащаются практически все выпускаемые и осваиваемые в России
новые магистральные и маневровые тепловозы. Серьезную кон-
куренцию дизелю Д49 может составить дизель типа Д70, на базе
которого развернут мощностной ряд, и которым оснащаются
тепловозы Украины.
Дизели типа Д100. Дизель типа Д100 — двухтактный, ряд-
ный, вертикальный с противоположно движущимися поршня-
ми, двумя коленчатыми валами, прямоточно-щелевой продув-
кой, непосредственным впрыском топлива.
53
На тепловозах устанавливали десятицилиндровые дизели
10Д100 и 2Д100, которые принадлежат к одному типоразмеру и
имеют примерно 80% аналогичных по конструкции деталей и
узлов.
Двигатели отличаются системой воздухоснабжения. Дизель
10Д100 имеет комбинированную двухступенчатую систему над-
дува, включающую два параллельно работающих турбокомпрес-
сора ТК34 в качестве первой ступени и приводной центробежный
компрессор (нагнетатель) в качестве второй ступени, приводимый
в движение от верхнего коленчатого вала дизеля через редуктор.
Чтобы снизить тепловую напряженность цилиндропоршневой
группы, увеличить массовый заряд цилиндра, воздух перед по-
ступлением в воздушный ресивер дизеля охлаждается в двух па-
раллельно работающих водовоздушных охладителях. При этом
73% мощности, необходимой для сжатия наддувочного воздуха,
обеспечивается за счет использования энергии выпускных газов
(515 кВт). Остальные 27% мощности приходится снимать с верх-
него коленчатого вала дизеля (190 кВт).
Наддув у дизеля 2Д100 обеспечивается приводным объемным
нагнетателем типа РУТ и воздух перед поступлением в цилиндр
не охлаждается. Мощность дизеля 10Д100 составляет 2200 кВт,
у дизеля 2Д100 — 1470 кВт. Увеличение мощности в 1,5 раза
достигнуто за счет повышения давления воздуха в ресивере с
0,13 до 0,21-0,22 МПа и применения охлаждения наддувочного
воздуха, что позволило увеличить цикловую подачу топлива.
Дизели типа Д100 отличаются высоким качеством очишки и
наполнения цилиндра воздушным зарядом. Благодаря располо-
жению продувочных и выпускных окон по концам цилиндров и
опережению открытия выпускных окон на 12° п.к.в. по отноше-
нию к впускным (продувочным) обеспечивается достаточное вре-
мя — сечение впускных и выпускных окон, хорошее наполнение
цилиндра свежим зарядом и очистку от отработавших газов.
Фазы газораспределения дизелей типа 2Д100 и 10Д100 остаются
неизменными. Исключение составляет угол опережения подачи
топлива, который с ростом цилиндровой мощности уменьшают.
Дизели имеют действительную степень сжатия е = 15,1 и геомет-
рическую — 18,6. Порядок работы цилиндров дизелей Д100: 1-
6-10-2-4-9-5-3-7-8. Рабочий процесс дизеля протекает при ин-
тенсивном вихревом движении воздуха в цилиндре, достигаю-
щем в момент продувки до ПО м/с. Продувочные окна имеют
54
тангенциальный наклон и расположены под углом 24°, а также
имеют небольшой наклон к вертикальной оси цилиндра. Коэф-
фициент остаточных газов на номинальном режиме работы со-
ставляет уг = 0,06.
Нижний коленчатый вал опережает верхний на 12° п.к.в,
вследствие чего он передает примерно 70+75% всей мощности.
От верхнего коленчатого вала приводится в работу центробеж-
ный компрессор, кулачковые валы топливных насосов, а остав-
шаяся мощность передается на нижний коленчатый вал через
вертикальную передачу. На нижнем коленчатом валу установ-
лен маятниковый антивибратор для гашения резонансных кру-
тильных колебаний на рабочих режимах.
Остовом дизеля 10Д100 служит сварной блок 20 (рис. 2.3), об-
разованный горизонтальными и вертикальными листами. К вер-
хним листам блока приварены опоры 19 верхнего и 26 нижнего
коленчатых валов. Сверху блок закрыт крышкой 16 с герметич-
но закрытыми люками для осмотра шатунно-кривошипного ме-
ханизма верхнего коленчатого вала. Блок установлен на свар-
ную поддизельную раму 1, служащую одновременно опорой
для генератора.
В блоке вертикально установлено десять втулок 23, в каждой
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 охлаждающая вода. Топливная система состоит из
топливоподкачивающего шестеренного насоса, двадцати инди-
видуальных топливных насосов 10, форсунок закрытого типа со
щелевыми фильтрами 9.
Масло для смазки шатунно-кривошипного механизма и дру-
гих трущихся деталей, а также для охлаждения поршней подво-
дится по верхнему 17 и нижнему масляным коллекторам под
давлением 0,18+0,35 МПа.
Пуск дизеля осуществляется от аккумуляторной батареи с
использованием генератора в качестве пускового электродвига-
теля.
Можно отметить такие особенности и преимущества конст-
рукции дизелей типа Д100, как: отсутствие газового стыка, кото-
рый обычно является наиболее слабым местом в двигателе при
высоком давлении; возможность взаимного уравновешивания
55
Рис. 2.3. Поперечный разрез дизеля 10Д100:
1 — поддизельная рама; 2, 14 — крышки коренных подшипников; 3, 15 —
нижний и верхний коленчатые валы; 4, 18 — нижний и верхний шатуны;
5 — вертикальный лист блока; 6, 21 — нижний и верхний поршни; 7 — вы-
пускной коллектор; 8 — выпускная коробка; 9 — форсунка; 10 — топливный
насос; 11 — толкатель; 12 — воздушный ресивер; 13 — кулачковый вал
топливных насосов; 16— крышка блока; 17, 25 — верхний и нижний масляные
коллекторы; 19, 26 — опоры коленчатых валов; 20 — блок цилиндров;
22 — коллектор горячей воды; 23 — втулка цилиндра; 24 — рубашка втулки;
27 — люк с предохранительным клапаном; 28 — поддон
56
сил инерции и моментов от этих сил (если не учитывать угол
сдвига фаз верхнего и нижнего коленчатых валов); использова-
ние эффекта большого хода поршня (без увеличения его средней
скорости в результате противоположно движущихся двух пор-
шней в цилиндре). Цилиндровая втулка разгружена от осевых
усилий.
Два коленчатых вала усложняют и утяжеляют дизель, увели-
чивают число подшипников, что можно отнести к недостаткам
конструкции.
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма
дизеля 10Д100 показа на рис. 2.4. Верхний 2 и нижний 16 колен-
чатые валы связаны между собой вертикальной передачей, кото-
Рис. 2.4. Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма
дизеля 1 ОД 100:
1 — шестерня привода кулачковых валов топливных насосов; 2, 16 — ко-
ленчатые валы; 3, 19 — коренные опорные подшипники; 4, 18 — коренные
опорно-упорные подшипники; 5, 17 — конические шестерни; 6 — тор-
сионный вал привода компрессора второй ступени; 7 — коническая шес-
терня вертикальной передачи; 8 — роликовый подшипник; 9 — шариковый
подшипник; 10 — верхний вал вертикальной передачи; II — муфта; 12 —
торсионный вал; 13 — нижний вал вертикальной передачи; 14 — генератор;
75 — муфта; 20 — антивибратор; 21 — шестерня с пружинными элементами;
22 — карданный вал; 23, 26 — шатуны; 24, 25 — поршни
57
рая обеспечивает синхронизацию вращения коленчатых валов.
Верхний вал при своем вращении отстает от нижнего на угол
12° п.к.в., принимая за начало отсчета угла внутренние мертвые
точки кривошипов. Вертикальная передача состоит из верхнего
10, нижнего 13 и торсионного 12 валов. Торсионный вал шли-
цами на концах зацепляется с одной стороны с нижним валом
вертикальной передачи, а с другой — с муфтой 11, закрепленной
на верхнем валу. Валы вращаются в роликовых 8 и шариковых
9 подшипниках. Шариковые подшипники являются опорно-
упорными. На концах верхнего и нижнего валов вертикальной
передачи посажены конические шестерни 7 со спиральными зу-
бьями, которые входят в зацепление с большими коническими
шестернями 5 и 17, посаженными на верхнем и нижнем колен-
чатых валах.
Вертикальная передача дизеля 2Д100
(рис. 2.5) не имеет торсионного вала, а верх-
ний 2 и нижний 4 валы соединены между со-
бой упругой муфтой 3. Остальные элементы
конструкции вертикальной передачи идентич-
ны двигателю 1 ОД 100.
Верхний и нижний коленчатые валы (см.
рис. 2.4) вращаются в коренных подшипниках,
расположенных в опорах блока. Каждый вал
имеет И опорных подшипников и 1 опорно-
упорный 4 и 18.
Нижний коленчатый вал через полужесткую
муфту 15 соединен с якорем генератора 14. Ра-
бота газов в цилиндрах через шатунно-криво-
шипные механизмы передается верхнему и
нижнему коленчатым валам, суммируется на
нижнем валу 16 и эффективная мощность пере-
дается генератору. На переднем конце нижнего
коленчатого вала посажены маятниковый ан-
Рис. 2.5. Схема вертикальной передачи дизеля
2Д100:
/ — верхний коленчатый вал; 2 — верхний вертикаль-
ный вал; 3 — упругая муфта; 4 — нижний верти-
кальный вал; 5 — нижний коленчатый вал
58
тивибратор 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 па рабочих режимах. От шес-
терни 21 приводятся в действие масляные и водяные насосы и
регулятор частоты вращения двигателя. Через кардан 22 часть
мощности отбирается для вспомогательных устройств тепло-
воза.
На переднем конце верхнего коленчатого вала насажена ше-
стерня 1 с косыми зубьями для привода кулачковых валов топ-
ливных насосов. На другом конце через шлицевое соединение
верхний коленчатый вал зацеплен с торсионным валом 6 приво-
да второй ступени наддува. Кривошипы коленчатого вала рас-
положены между собой так, что обеспечивается работа цилинд-
ров в порядке: 1-6-10-2-4-9-5-3
Через торсионный вал 2
(рис. 2.6) вращение от верх-
него коленчатого вала 1 пе-
редается шестерне 4, которая
содержит упругие пру-
жинные элементы для смяг-
чения ударных нагрузок, пе-
редаваемых от коленчатого
вала при пуске двигателя и
на переходных режимах. От
шестерни 4 через промежу-
точный вал с шестернями 7
и 13 передается вращение
через шестерню 11 на вал
с колесом центробежного
компрессора 9. Двухступен-
чатый редуктор имеет пере-
даточное отношение 1:10.
Через карданный вал 6 при-
водится вентилятор охлаж-
дения тягового генератора.
У дизеля 2Д100 нагнета-
тель РУТ приводится во вра-
щение от верхнего коленча-
того вала 1 через косозубые
Рис. 2.6. Кинематическая схема
редуктора привода компрессора
II ступени наддува дизеля
1 ОД 100:
1 — верхний коленчатый вал; 2 — тор-
сионный вал; 3, 8, 14 — роликовые
подшипники сферические; 4 — шес-
терня с пружинными элементами;
5 — шариковый подшипник; 6 — кар-
данный вал; 7, 11, 13 — шестерни;
9 — центробежный нижний комп-
рессор; 10 — опорный подшипник;
12 — опорно-упорный подшипник
59
шестерни 3, смягчающие ударные нагрузки от коленчатого вала
при пуске двигателя и на переходных режимах (рис. 2.7).
Рис. 2.7. Кинематическая схема привода
роторного компрессора двигателя 2Д100:
1 — верхний коленчатый вал; 2 — опорный
коренной подшипник; 3 — шестерня с пру-
жинными элементами; 4 — роторный компрес-
сор; 5 — шестерня
Два кулачковых вала топливных насосов (рис. 2.8) приводят-
ся во вращение от верхнего коленчатого вала 12 через косозу-
бые шестерни 1, 2 и 4. На каждом кулачковом валу имеется 10
кулачков 7 в соответствии с числом цилиндров. Шейки кулачко-
вых валов опираются на 10 опорных подшипников 5, крайний
подшипник 11 — опорно-упорный. При вращении вала кулачек
А-Б-В-Г-Д
Рис. 2.8. Кинематическая схема
привода топливных насосов дизелей
10Д100 и 2Д100:
1, 2, 4 — шестерни; 3 — предельный ре-
гулятор; 5 — опорный подшипник; 6 — ку-
лачковый вал топливных насосов; 7 — ку-
лачок; 8 — толкатель; 9 — топливный насос;
10 — пружина толкателя; И — опорно-
упорный подшипник; 12 — верхний колен-
чатый вал
60
набегает на ролик толкателя топливных насосов. От толкателя
приводится в движение плунжер ТНВД и топливо попадает к
форсунке и далее в цилиндр. Пружина 10 толкателя обеспечива-
ет постоянный контакт ролика и кулачка, т.е. безотрывное дви-
жение ролика по кулачку при действии сил инерции поступа-
тельно движущихся масс толкателя.
На конце одного из кулачковых валов размещен регулятор пре-
дельной частоты вращения 3, останавливающий дизель при повы-
шении частоты вращения коленчатого вала свыше 930^-960 об/мин
Регулятор воздействует через механизм управления на подачу
топлива и прекращает ее, защищая дизель от аварийного режима
работы.
От переднего конца нижнего коленчатого вала 10 (рис. 2.9)
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
системы охлаждения двигателя. Все приводы осуществляются от
Рис. 2.9. Кинематическая схема привода масляного насоса,
водяных насосов, регулятора частоты вращения и тахометра:
1 — масляный насос; 2 — муфта зубчатая; 3 — вал; 4, 7 — шестерни винто-
вые; 5, 11, 12 — шестерни; 6 — муфта шлицевая; 8 — регулятор частоты
вращения; 9 — шестерня с пружинными элементами; К) — коленчатый вал;
13 — водяной насос системы охлаждения масла и наддувочного воздуха;
14 — водяной насос системы охлаждения двигателя; 75 — карданный вал
61
шестерни 9. Ведущий вал масляного насоса 1 получает враще-
ние от вала 3 через зубчатую муфту 2. На валу 3 размещается
винтовая шестерня, с которой входит в зацепление винтовая
шестерня 4. От вала шестерни 4 через шлицевую муфту 6 враще-
ние передается к валу с винтовой шестерней 7 привода тахомет-
ра и конической шестерне привода регулятора. Шестерни 11 и
12 закреплены на валах водяных насосов 13 и 14 к представляют
собой единые комплектные узлы.
В ближайшие годы дизель 1 ОД 100 останется основным для ма-
гистральных тепловозов. Поддержание их в работоспособном со-
стоянии и снижение издержек в эксплуатации возможно за счет их
модернизации, выполняемой на заводах МПС.
Среди усовершенствований дизеля основное внимание на
«БМЗ-ЗТД» уделено модернизации системы воздухоснабжения.
Она включает в себя установку двух турбокомпрессоров ТК
34Н-15М с повышением до 0,60 к.п.д. и редукторно-приводного
центробежного нагнетателя с передаточным отношением увели-
ченным с 10,0 до 10,98.
Специалисты завода провели испытания топливной системы
дизеля 10Д100 с использованием водотопливной эмульсии. Ис-
пользование водотопливной эмульсии позволяет снизить в вы-
пускных газах содержание окислов азота в 2+5 раз, окислов
углерода на 30%, а дымность газов уменьшить на 50%.
В настоящее время в депо Аткарск работает тепловоз
2ТЭ10М, на котором управление силовой установкой осуществ-
ляет микропроцессорная система. Она обеспечивает лучшее ка-
чество переходных процессов дизеля, позволяет на 40% увели-
чить его ресурс за счет снижения тепловых перегрузок из-за
частых смен теплового режима двигателя.
Ожидается, что эффективность комплексной модернизации
всех систем дизеля 1 ОД 100 позволит сберечь 8+10% эксплуатаци-
онного расхода топлива тепловозом.
Для повышения ресурса серийных подшипниковых узлов про-
веряется качество нанесения антифрикционного самосмазываю-
щего покрытия (АСП). Ведутся работы по применению в системе
воздухоснабжения дизеля управляемого наддува за счет подвода
дополнительной энергии к ротору турбокомпрессора от высоко-
оборотного асинхронного электродвигателя [5]. Основным на-
правлением деятельности завод «БМЗ-ЗТД» считает производ-
ство модернизированных тепловозных дизелей 1 ОД 100.
62
Дизели 11Д45 и 14Д40. Дизели 11Д45 и 14Д40 принадлежат к
одному типоразмеру и имеют большинство аналогичных по
конструкции деталей и узлов. Это V-образные, двухтактные дви-
гатели с прямоточной клапанно-щелевой продувкой и двухсту-
пенчатой системой наддува (комбинированный наддув). Двига-
тель 11Д45 мощностью 2200 кВт, 16-цилиндровый. Сжатие
воздуха в первой ступени осуществляется двумя параллельно
работающими турбокомпрессорами со степенью повышения
давления пк = 1,9, во второй ступени — приводной центробеж-
ный компрессор = 1,13. Между ступенями воздух охлаждается
в водовоздушном холодильнике. Двигатель 14Д40 мощностью
1470 кВт, 12-цилиндровый. Первая ступень наддува аналогична
двигателю 11Д45, во второй ступени применен приводной объ-
емный компрессор типа РУТ, обеспечивающий надежный пуск
дизеля и устойчивую его работу на малых нагрузках. Промежу-
точное охлаждение воздуха отсутствует.
Остов дизеля 11Д45 (рис. 2.10) состоит из сварного блока
цилиндров V-образной формы 6, образованного поперечными
стенками, боковыми, верхними и нижними продольными листа-
ми с прорезанными в них отверстиями для цилиндровых втулок
8 и поддизельной рамы 1, имеющей снизу поддон для масла.
Блок-картер на высоте цилиндровых втулок разделен на две
полости: верхняя образует полости для охлаждения цилиндро-
вых втулок, нижняя используется как ресивер для продувочного
воздуха. Водяная полость и воздушный ресивер уплотнены в
опорных поясах втулки круглыми кольцами из жаростойкой
резины.
Цилиндровая втулка 8 скреплена с крышкой 22 шестью
шпильками. Крышки цилиндров соединены с блоком четырьмя
шпильками. Этим образуется так называемый закрытый газо-
вый стык «втулка - крышка», у которого давление газа, действу-
ющее на крышку, передается через крепление блок-картеру, со-
здавая надежный газовый стык.
Во втулках цилиндра двигаются поршни 9 с прицепным 5 и
главным 25 шатунами. Прицепной шатун сочленен с главным
при помощи пальца 26 и проушины в главном шатуне. Продук-
ты сгорания из цилиндра удаляются через выпускные клапаны
12 и выпускные коллекторы 11, подсоединенные к крышкам ци-
линдров на правой и левой сторонах двигателя.
63
1 — поддизельная рама; 2 — крышка коренного подшипника; 3 — коленчатый
вал; 4 — опора коленчатого вала; 5 — прицепной шатун; 6 — блок цилиндров;
7 — впускной коллектор; 8 — втулка цилиндра; 9 — поршень; 10 — распреде-
лительный кулачковый вал; 11 — выпускной коллектор; 12 — выпускной
клапан; 13 — траверса клапанов; 14 — рычаг; 15 — толкатель; 16 — блок топ-
ливных насосов; 17 — кулачковый вал топливных насосов; 18 —индикаторный
вентиль; 19 — колпак крышки; 20 — форсунка; 21 — коллектор горячей воды;
22 — крышка цилиндра; 23 — коллектор подвода воды; 24 - канал для масла;
25 — главный шатун; 26 — палец прицепного шатуна; 27 — люк картера
64
В развале блока цилиндров расположен распределительный
кулачковый вал 10 и ТНВД 16 блочного типа с кулачковым
валом 17. От распределительного вала приводятся в действие
выпускные клапаны 12 через толкатели 15, рычаги 14 и траверсы
13. Распределительный и кулачковый валы ТНВД приводятся в
движение от коленчатого вала через зубчатую передачу, распо-
ложенную на торце блока.
В нижней части блока, с обеих его сторон, расположены
смотровые люки 27. На одной из сторон на люках имеются пре-
дохранительные клапаны, которые срабатывают в случае повы-
шения давления газов в картере свыше 0,05 МПа. Люки и пре-
дохранительные клапаны имеются также и на впускном коллек-
торе. Масло для смазки шатунно-кривошипного механизма и
других деталей дизеля, а также для охлаждения поршней подво-
дится по каналу 24.
Дизели 14Д40 и 11Д45 имеют меньшие габаритные размеры и
массу по сравнению с дизелями типа Д100, но уступают им по
экономичности.
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма
дизеля ИД45 приведена на рис. 2.11. Коленчатый вал 5 враща-
Рис. 2.11. Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма
дизеля 11Д45:
1 — поршень; 2 — торсионный вал; 3 — антивибратор; 4, 6. 8 — коренные
опорные подшипники; 5 — коленчатый вал; 7 — упорный подшипник;
9 —полужесткая муфта; 10 — генератор; 11 — шестерня; 12 — шатун при-
цепной; 13 — шатун главный
3 Зак 75
65
ется в десяти коренных подшипниках, расположенных в опорах
блока. Все подшипники опорные. Упорный подшипник 7 обра-
зован буртами коленчатого вала и антифрикционными наклад-
ками на торцах опор вала. Подшипник 8 размещен на выносной
опоре, укрепленной к блоку цилиндра. На конусе переднего
конца коленчатого вала насажен маятниковый антивибратор 3,
предназначенный для сдвига частот собственных колебаний и
уменьшения напряжений, возникающих вследствие крутильных
колебаний в системе валопровода. Торсионный вал 2 имеет на
конце шлицевые соединения со втулкой коленчатого вала, фик-
сирующей положение антивибратора. Вал 2 приводит в движе-
ние масляный и водяные насосы, компрессор второй ступени
наддува и вспомогательные агрегаты тепловоза. От косозубой
шестерни 11 приводятся во вращение кулачковые валы: распре-
делительный и ТНВД. Фланец отбора мощности коленчатого
вала соединен через полужесткую муфту 9 с валом тягового
генератора 10.
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 од-
ного ряда происходит через 90° поворота вала в порядке 1,8-4,
5-2, 7-3, 6. Цилиндры с прицепными шатунами отстают по фазе
на 45° от цилиндров с главными шатунами.
Торсионный вал 6 (рис. 2.12), получая вращение от коленча-
того вала дизеля, другим концом приводит во вращение шестер-
ню 5, снабженную пружинными элементами для смягчения
ударных нагрузок, передаваемых от коленчатого вала двигателя
при пуске и на переходных режимах. Шестерня 5 вместе с цен-
тробежным компрессором 1 и шестернями 3, 15 и 16 конструк-
тивно представляют один узел — редуктор с центробежным ком-
прессором, передаточное число редуктора 1:9,82.
От шестерни 5 приводятся во вращение: водяной насос 14
контура охлаждения дизеля через шестерню 7; водяной насос
контура охлаждения дизельного масла и наддувочного возду-
ха через шестерню S; масляный насос двигателя И через шестер-
ню 9; вентилятор охлаждения тяговых электродвигателей через
шестерню 10. От ступицы шестерни 5 через зубчатую муфту 12
получает вращение шлицевой вал 13 гидронасосов привода вен-
тиляторных колес холодильной камеры тепловоза.
66
Рис. 2.12. Кинематическая схема привода насосов и центробежного
компрессора дизеля 11Д45:
1 — центробежный компрессор; 2 — опорный подшипник; 3, 7, 8, 9, 10, 15,
16 — шестерни; 4 — опорно-упорный подшипник; 5 — шестерня с пру-
жинами; 6 — торсионный вал; 11 — масляной насос; 12 — зубчатая муфта;
13 — шлицевой вал; 14 — водяной насос
От шестерни 12 (рис. 2.13), расположенной на коленчатом
валу 13, приводится во вращение кулачковый вал 2 ТНВД, при-
водной вал 4 для тахометра, регулятор частоты вращения 7 и
распределительный кулачковый вал 18.
На распределительном кулачковом валу 18 закреплены шес-
терни 9, 15 и кулачки 16. От одного кулачка приводятся в дви-
жение два толкателя 14 для правого и левого цилиндров. Один
толкатель управляет движением двух выпускных клапанов, на
распределительном валу имеется 16 кулачков. Кулачковый вал
вращается в опорных подшипниках 17. Крайний подшипник
19 — опорно-упорный. От вала 18 через шлицевой вал 6 и пару
конических зубчатых колес приводится в действие регулятор
з*
67
1 2 3	4	5	6
1 кулачковых валов
дизеля 11Д45:
DJ	1 — топливный насос;
^-•12	2 — кулачковый вал; 3 —
—'	зубчатая муфта; 4 — вал
привода тахометра; 5, 9,
15 — шестерни на ку-
1 •—лачковых валах; б —
шлицевой вал; 7 — ре-
гулятор частоты враще-
ния; 8 — регулятор пре-
дельной частоты вращения; 10, 11 — промежуточные шестерни; 12 — шес-
терня ведущая; 13 — коленчатый вал; 14 — толкатель выпускных клапа-
нов; 16 — кулачки распределительного вала; 17 — опорный подшипник;
18 — распределительный вал; 19 — опорно-упорный подшипник
частоты вращения 7. На валу привода регулятора размещен
предельный регулятор частоты вращения 8, останавливающий
двигатель при возрастании частоты вращения коленчатого вала
выше 840-870 об/мин.
Плунжер блочного ТНВД 1 приводится в действие толкате-
лем, ролик которого опирается на кулачок. Кулачковый вал 2
имеет 16 кулачков в соответствии с числом цилиндров двигате-
ля. Через пару конических шестерен вращение передается ва-
лику 4 привода тахометра частоты вращения вала двигателя.
68
Рис. 2.14. Кинематическая
схема редуктора привода
роторного компрессора дизеля
14Д40:
1, 4, 5 — шестерни; 2 — силико-
новый демпфер; 3, б — торсионные
валы
С шестерней 9 находится в зацеплении шестерня раздаточного
редуктора (на рис. 2.13 не показано) для привода электроагрега-
тов тепловоза.
На дизеле 14Д40 привод ро-
торного компрессора второй
ступени наддува (рис. 2.14) осу-
ществляется от шестерни 1, си-
дящей на торсионном валу 3,
приводимом во вращение через
шлицевое соединение от колен-
чатого вала. Силиконовый дем-
пфер 2 установлен в шестерне J
и предназначен для сглажива-
ния крутильных колебаний,
возникающих в системе валоп-
ровода редуктора, а также пере-
даваемых от коленчатого вала к
редуктору. Шестерня 1 че-
рез шестерни 4 и 5 приводит во
вращение торсионный вал и ро-
торный компрессор.
Двухступенчатый редуктор
повышает частоту вращения от
коленчатого вала к валу ротор-
ного компрессора в отношении
1:3,6.
Дизели типа Д49. Дизели типа Д49, на основе которых создан
мощностной ряд (см. рис. 2.1) в диапазоне мощностей от 370 до
5300 кВт. В настоящее время ими оснащаются практически все
выпускаемые тепловозы в России. Созданы модификации этого
двигателя в рядном (4, 6 цилиндров) и V-образном (8, 12, 16,
20 цилиндров) исполнении. Это четырехтактные двигатели с
газотурбинным наддувом и охлаждением наддувочного воз-
духа.
Для наиболее форсированных модификаций предусмотрено
применение двухступенчатого газотурбинного наддува. Рабочий
процесс дизелей Д49 отличается высокой экономичностью на ре-
жимах номинальной мощности.
В основу конструктивной компоновки всех модификаций ди-
зеля типа Д49 положен V-образный отсек с унифицированными
69
для всего мощностного ряда узлами цилиндропоршневой груп-
пы клапанного механизма, удобным размещением одного об-
щего распределительного вала (в развале блока цилиндров),
размещением воздушного ресивера в развале блока цилиндров,
топливной аппаратуры и др.
Остов двигателя (рис. 2.15) состоит из стального сварнолито-
го блок-картера 2 и сварного блока цилиндров, соединенного с
ним сваркой. Применение крупных унифицированных литых
элементов картерной части позволяет при серийном производ-
стве максимально механизировать его изготовление и обеспечи-
вает производство остова для всех модификаций дизелей путем
автоматической их сварки.
Блоки цилиндров выполняют с плоским разъемом узла корен-
ного подшипника. Чугунные литые коленчатые валы заменены
стальными штампованными с противовесами, закрепленными на
всех щеках. Для уменьшения прорыва газов в картер и снижения
расхода масла установлены поршни повышенной газоплотности.
На верхние массивные плиты блоков установлены крышки
цилиндров 8, к которым подвешены на шпильках втулки цилин-
дров 6 с рубашками. Подвесная конструкция втулки цилиндра
разгружает газовый стык между втулкой и крышкой от силы
давления газов в цилиндре. Газовый стык уплотнен медной про-
кладкой аналогично дизелю 11Д45.
Крышка цилиндра 8 крепится анкерными связями 14 к верх-
ней плите блок-картера. Такая силовая схема позволяет разгру-
зить сварные швы блока от сил давления газов путем передачи
этих нагрузок на анкерные связи. В крышке цилиндра размеще-
ны форсунки 13, два впускных и два выпускных клапана. На
крышке установлен рычажный механизм привода клапанов, зак-
рытый сверху колпаком. В развале блока цилиндров внизу раз-
мещен масляный коллектор, над ним — воздушный коллектор.
Выпускной канал крышки цилиндра соединен с выпускным кол-
лектором через проставок, имеющий уплотнения.
Над верхней плитой блока установлен лоток, в котором раз-
мещен кулачковый распределительный вал 10. От его кулачков
получают движение толкатели рычажного механизма привода
впускных и выпускных клапанов и толкатели индивидуальных
для каждого цилиндра топливных насосов 12. По обеим сторо-
нам блока расположены выпускные коллекторы 75, прикреплен-
ные через проставки к крышкам цилиндров.
70
Рис. 2.15. Поперечный разрез дизеля 1А-5Д49:
1 — поддизельная рама; 2 — блок-картер; 3 — коленчатый вал; 4 — фильтры
топлива; 5 — коллектор подвода воды; 6 — втулка цилиндра с рубашкой;
7 — поршень; 8 — крышка цилиндра; 9 — привод клапана; 10 — распре-
делительный вал; 11 — регулятор частоты вращения; 12 — топливный на-
сос; 13 — форсунка; 14 — анкерная связь; 15 — выпускной коллектор;
16 — шатуны; 17 — центробежный фильтр масла; 18 — охладитель масла
71
Проведенная модернизация коленчатых валов, шатунов, вту-
лок в опорах рычагов привода клапанов, компоновки топлив-
ной аппаратуры, защита дизеля от разноса, применение при
производстве различных современных методов упрочнения
ответственных и других деталей и узлов создали условия для
среднего эффективного давления Ре = 2,4 МПа при сохране-
нии длительного моторесурса и высокой надежности в эксплуа-
тации.
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма
дизеля 5Д49 приведена на рис. 2.16. Коленчатый вал 5 снабжен
противовесами 4 на двух крайних и двух средних щеках. Про-
тивовесы отлиты вместе с валом. Коленчатый вал вращается в
десяти коренных подшипниках, расположенных в опорах бло-
ка. Все подшипники опорные. Упорный подшипник 7 образован
буртами коленчатого вала и антифрикционными накладками на
торцах опор вала, ограничивающих разбег вала в упорном под-
шипнике 7, а шейка вала вместе с вкладышами на опоре обра-
зуют опорный подшипник. Подшипник 9 расположен на вынос-
ной опоре, укрепленной на торце блок-картера.
Рис. 2.16. Кинематическая схема дизеля 5Д49:
1 — торсионный вал; 2 — антивибратор комбинированный; 3, б, 9 —под-
шипники коренные опорные; 4 — противовес коленчатого вала; 5 —ко-
ленчатый вал; 7 — опорно-упорный подшипник; 8 — шестерня; 10 —по-
лужесткая муфта; 11 — генератор; 12 — поршень; 13 — шатун прицепной;
14 — шатун главный
72
На переднем конце коленчатого вала к фланцу на призонных
болтах прикреплен комбинированный антивибратор 2. Через
торсионный вал 1 приводятся в действие масляные и водяные
насосы, отбирается мощность на привод вспомогательных агре-
гатов тепловоза. Фланец отбора мощности через полужесткую
муфту 10 соединен с валом тягового генератора 11.
Кривошипы коленчатого вала расположены так, что работа
цилиндров одного ряда совершается через 90° п.к.в. в порядке
1-5-7-3-8-4-2-6. Цилиндры с прицепными шатунами отстают по
фазе на 42° от цилиндров с главными шатунами.
Два водяных 1 и два масляных 9 насосов (рис. 2.17) двигателя
установлены на торце блока цилиндров. Ведущая шестерня 4
Рис. 2.17. Кинематическая схема привода водяных и масляных
насосов дизеля 5Д49:
1 — водяной насос; 2 — щлицевой вал; 3, 4, 7 — шестерни; 5 — торсионный
вал; 6 — полумуфта; 8 — зубчатая муфта; 9 — масляный насос
73
передает вращение прямозубым шестерням 3 и 7. На конце сту-
пицы шестерни 4 насажена полумуфта 6 для привода в действие
редуктора вспомогательных механизмов.
Привод распределительного вала (рис. 2.18) предназначен для
передачи вращения от коленчатого вала 7 распределительному
валу 9, приводному валу 20 объединенного регулятора частоты
вращения и мощности, валам 24 привода механического тахо-
метра, 28 — привода якоря возбудителя, 25 — привода якоря
Рис. 2.18. Кинематическая схема привода распределительного вала
двигателя 5Д49;
1 — коленчатый вал; 2, 3. 6, 11, 13. 14, 15. 16, 17, 18, 23, 26, 27, 29— шестер-
ни цилиндрические прямозубые: 4 — рычаг; 5 -— штанга; 7 — топливный
насос; 8 — толкатель; 9 — распределительный вал; 10 — кулачки; 12 — по-
лый шлицевой вал; 19 — шлицевой вал привода предельного выключателя;
20 — вал привода объединенного регулятора; 21, 22 — шестерни кони-
ческие; 24 — вал привода тахометра; 25 — вал привода якоря стартер-
генератора; 28 — вал привода якоря возбудителя
74
стартер-генератора и шлицевому валу 19 предельного выключа-
теля частоты вращения. С шестерней 13 находится в зацеплении
шестерня привода вентилятора охлаждения тягового генератора.
Кроме того, привод используется для передачи вращения колен-
чатому валу от стартер-генератора во время пуска двигателя.
На распределительном валу 9 закреплены кулачки 10 по 3 на
каждую пару (левый и правый) цилиндров двигателя, из кото-
рых один кулачок служит для привода топливных насосов 7
толкателей 8 и два других — для привода впускных и выпуск-
ных клапанов в крышке цилиндра. Движение клапанам осуще-
ствляется через рычаги 4 и штанги 5. Распределительный вал
имеет внутреннее шлицевое соединение с полым шлицевым ва-
лом 12. На другом конце вала 12 насажена на наружных шли-
цах шестерня 15. Шестерня 11 имеет полую ступицу, опираю-
щуюся на два шариковых подшипника, через нее свободно
проходит вал 12.
Распределительный вал 9 приводится во вращение через сле-
дующую систему шестерен и соединений: прямозубые шестерни
2, 3, 6, 11, 13, 14, 15, шлицевые соединения шестерни 15 с полым
валом 12 и вала 12 с валом 9. Полый шлицевой вал 12 имеет
разное количество наружных и внутренних шлицев, что позво-
ляет изменять взаимное положение распределительного и ко-
ленчатого валов за счет внутренних и наружных шлицевых со-
единений вала 12 без разборки всего привода.
Шестерни привода и валы опираются на подшипники каче-
ния, установленные в стальных обоймах, которые запрессованы
в алюминиевый корпус привода. Шестерни привода, подшипни-
ки и шлицевые соединения смазываются маслом, которое посту-
пает по каналам из системы двигателя и разбрызгивается в кор-
пусе.
На рис. 2.19 приведен поперечный разрез двигателя типа Д49
в рядном исполнении, применение которого возможно на ма-
невровых тепловозах. Унифицированными группами дизелей
Д49 являются: втулки цилиндров, вкладыши подшипников ко-
ленчатого вала, поршень, крышки цилиндров и клапаны, при-
вод клапанов, ТНВД и форсунки, коробки привода агрегатов,
подшипники распределительных валов и др. Технологическая
оснастка, оборудование, оснастка заготовительных цехов, прин-
цип компоновки и размещение узлов полностью заимствованы
с базового дизеля типа Д49 в V-образном исполнении.
75
8
9
Рис. 2.19. Рядный
двигатель типа Д49:
1	— поддизельная рама;
2	— блок-картер; 3 — ко-
ленчатый вал; 4 — регу-
лятор частоты вращения;
5 — коллектор подвода
воды; 6 — выпускной
коллектор; 7 — выпуск-
ной клапан; 8 — фор-
сунка; 9 — ТНВД; 10 —
распределительный вал;
// — воздушный реси-
вер; 12 — воздухоохла-
дитель; 13 — поршень;
14 — крышка люка
Дизели типа Д70. В унифицированный мощностной ряд теп-
ловозных двигателей с диапазоном мощности 880-2940 кВт вхо-
дят также дизели типа Д70. Двигателей этого типа с числом ци-
линдров 6-рядного исполнения и 12- и 16-цилиндровые V-образ-
ного исполнения. Основной моделью этого типа двигателей явля-
ется V-образный 16-цилиндровый дизель мощностью 2200 кВт.
Сварной блок цилиндров является остовом двигателя (рис.
2.20). К вертикальным поперечным листам блока приварены
штампованные опоры коленчатого вала. Плоскости разъема
крышек и бугелей имеют торцовые зубцы для фиксации крышек
и увеличения жесткости опор. Коленчатый вал 15 подвешен к
блоку на крышках. В отверстия верхних плит блока установле-
ны втулки 5 блока цилиндров. Втулка вместе с рубашкой при-
жата к блоку крышкой цилиндра 6 посредством шпилек, ввер-
нутых в блоки. Уплотнение газового стыка между втулкой и
76
Рис. 2.20. Поперечный разрез дизеля типа Д70:
1 — поддизельная рама; 2 — масляный ценробежный фильтр; 3 — блок
цилиндров; 4 — кулачковый вал; 5 — втулка цилиндра с рубашкой; 6 —
крышка цилиндра; 7 — привод клапанов; 8 — форсунка; 9 — выпускной
коллектор; 10 — турбокомпрессор; 11 — водяной коллектор; 12 — топ-
ливный насос; 13 — поршень; 14 — шатун главный; 15 — коленчатый вал;
16 — люк картера с предохранительным клапаном
77
крышкой достигается взаимной притиркой поверхностей буртов
крышки и втулки.
Пространство в развале блока, образованное продольными
листами, служит ресивером воздуха.
В крышке размещены два впускных и два выпускных клапа-
на и форсунка 8. По обеим сторонам верхней части блока рас-
положены два картера, в которых установлены кулачковые рас-
пределительные валы 4.
Блок цилиндров опирается на поддизельную раму 1, которая
служит емкостью для масла и маслосборником.
Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма
двигателя Д70 приведена рис. 2.21. Коленчатый вал 4 вращается
в десяти коренных подшипниках. Подшипник 6 возле кони-
ческой шестерни 7 — опорно-упорный, остальные подшипники
вала опорные. На переднем конце вала напрессован антивибра-
тор 2. Вал 1 приводит в действие водяные и масляные насосы
двигателя, регулятор частоты вращения передает мощность на
привод вспомогательных механизмов тепловоза, получает вра-
щение от коленчатого вала через зубчатую муфту 1.
Рис. 2.21. Кинематическая схема шатунно-кривошипного механизма
дизеля типа Д70:
1 — зубчатая муфта; 2 — антивибратор; 3, 5, 8 — коренные подшипники
опорные; 4 — коленчатый вал; 6 — коренной подшипник опорно-упор-
ный; 7 — шестерня коленчатая; 9 — полужесткая муфта; 10 — генератор;
11 — поршень; 12 — шатун прицепной; 13 — шатун главный
78
От конической шестерни 7 приводятся во вращение вертикаль-
ный вал привода вентилятора генератора и кулачковые распреде-
лительные валы. Угол заклинки кривошипов коленчатого вала
Фзакл
где Г — тактность дизеля.
Угол развала блока цилиндров у = 45°.
Порядок работы цилиндров одного ряда: 1-6-7-4-8-3-2-5. Ци-
линдры с прицепными шатунами отстают по фазе на угол
у - 45° от цилиндров с главными шатунами.
Приводной вал 19 (рис. 2.22) через систему зубчатых зацеп-
Б-Б
Рис. 2.22. Кинематическая схема привода насосов:
I, 6, 11, 17 — шестерни конические; 2 — промежуточный вал привода
масляного насоса; 3 — зубчатая муфта; 4 — масляный насос; 5 — водяной
насос; 7 — регулятор частоты вращения; 8 — вал привода регулято-
ра частоты вращения; 9 — промежуточный вал; 10 — верхний вал; 12, 15,
16 — шестерни; 13 — средний вал; 14 — карданный вал; 18 — нижний вал;
19 — приводной вал
79
лений передает вращение среднему валу 13 редуктора привода
насосов. Средний вал передает вращение двум параллельным
валам 10 и 18, от которых получают вращение вертикально рас-
положенные валы двух водяных и двух масляных насосов. Че-
рез карданный вал 14 приводятся в работу вспомогательные аг-
регаты тепловоза. На правом конце верхнего вала 10 установ-
лена цилиндрическая шестерня, передающая вращение валу 9,
от которого через пару конических шестерен вращается вал 8
привода регулятора частоты вращения двигателя 7.
Вертикальная передача (рис. 2.23) служит для привода двух
распределительных валов 4 и вала 9 привода вентилятора ох-
лаждения тягового генератора. Для каждого цилиндра двигателя
распределительный вал имеет три кулачка, два из которых при-
водят в движение впускные и выпускные клапаны, один - топ-
ливный насос. Возвратно-поступательное движение клапана 8 от
кулачков вала 4 происходит под действием толкателя 5, штанги
6, рычага 7 и клапанной пружины. Плунжер топливного насоса
12 движется возвратно-поступательно под действием толкателя
13 и пружины насоса.
Нижний вал 2 и верхний 10 — полые и имеют внутренние шли-
цы. Вращение от нижнего вала к
верхнему передается торсионным
валом 11 через шлицевые со-
единения. Такие же соедине-
ния применены для передачи
вращения валу 9 привода вен-
тилятора охлаждения тягово-
го генератора.
Рис. 2.23. Кинематическая
схема вертикальной передачи:
/ — шестерня ведущая; 2 — ниж-
ний вал; 3 — наклонный вал; 4 —
распределительный вал; 5, 13 —
толкатели; б — штанга; 7 — рычаг
привода клапана; 8 — клапан; 9 —
вал привода вентилятора генера-
тора; 10 — верхний вал; 11 —
торсионный вал; 12 — топливный
насос
80
Шестицилиндровые рядные дизели 6Д70 предназначены для
маневровых тепловозов. Основные показатели его приведены в
табл. 2.1. При и = 1000 мин1 он развивает мощность 880 кВт.
Поперечный разрез рядного дизеля 6Д70 показан на рис. 2.24.
Разрез по 5-му цилиндру
Рис. 2.24. Поперечный разрез дизеля 6Д70:
1 — крышка люка; 2 — тяговый генератор; 3 — головка шатуна; 4 — водяной
коллектор; 5 — кулачковый вал; 6 — топливный насос; 7 — форсунка;
8 — штанга; 9 — водяной коллектор; 10 — холодильник наддувочного воз-
духа; II — поршень; 12 — втулка; 13 — масляный коллектор
81
Рядный дизель максимально унифицирован с базовым дизе-
лем 12Д70, у которого коленчатый вал взаимозаменяем с колен-
чатым валом дизеля 6Д70. Унифицированными группами дизеля
6Д70 являются: втулки цилиндров; вкладыши подшипников ко-
ленчатого вала; поршни; крышки цилиндров; привод клапанов;
топливная аппаратура; насосы; фильтры; коробки привода агре-
гатов и др. Компоновка агрегатов обеспечивает получение наи-
меньших габаритов по длине и ширине дизеля 6Д70 с удоб-
ством обслуживания на маневровых тепловозах капотного типа
(обслуживание и демонтаж агрегатов с боковых сторон дизеля).
Чтобы обеспечить максимальные удобства в обслуживании,
выпускной коллектор и ресивер наддувочного воздуха располо-
жены на одной стороне дизеля Д70. Топливная аппаратура и
механизм управления дизелем смонтированы на противополож-
ной стороне. Турбокомпрессор ТК-23В установлен на торце
дизеля со стороны отбора мощности.
Блок дизеля — стальной, сварной из поперечных, продоль-
ных и наклонных элементов. Сварная конструкция обеспечивает
необходимую жесткость и прочность при небольшой массе. По-
перечные листы с вваренными опорами коренных подшипников
коленчатого вала делят блок на семь отсеков. В шести отсеках
расположены цилиндры и кривошипно-шатунные механизмы, а
в седьмом — двухступенчатая цилиндрическая передача к рас-
пределительному валу.
На переднем торце блока смонтированы привод агрегатов,
привод от регулятора к ТНВД, датчик тахометра и валопово-
ротный механизм. Между опорными шейками распределитель-
ного вала имеются по три кулачка, два газовых (крайние) и
один топливный (средний).
Антивибратор маятниковый унифицирован и отличается ди-
аметрами втулок, пальцев и числом маятников.
Дизели Д50 и K6S310DR. Дизели — четырехтактные, рядные,
вертикальные с непосредственным впрыскиванием топлива и с
газотурбинным наддувом устанавливают на маневровые тепло-
возы. По характеристикам рабочего процесса, размерности и
конструктивной компоновке дизели очень близки.
В процессе серийного производства дизели Д50 прошли мо-
дернизацию: улучшены процессы смесеобразования, сгорания,
повышены уровень и эффективность газотурбинного наддува,
введено охлаждение наддувочного воздуха. Все это привело к
82
росту механического к.п.д-, увеличению максимального давле-
ния сгорания с ? = 4,8+5,0 МПа до Р, = 6,8+7,0 МПа, мощность
дизеля повысилась с 736 до 880 кВт. В настоящее время мощ-
ность дизеля ПД1М повышена до 995 кВт за счет дополнитель-
ной форсировки. Имеется возможность дальнейшего повышения
мощности до 1100 кВт. Все новые узлы дизеля ПД1М взаимоза-
меняемы с соответствующими узлами дизеля Д50, что обеспечи-
вает возможность модернизации действующего парка дизелей
типа Д50.
Дизели типов Д50М и K6S31ODR по достигнутой экономично-
сти и мощности стоят на уровне современных четырехтактных
дизелей для маневровых тепловозов. Имеются дизели прорабо-
тавшие на тепловозах до капитального ремонта 1-1,2 млн км,
что соответствует примерно 35-40 тыс. ч работы.
Компоновки дизелей (рис. 2.25, 2.26) отличаются хорошей
приспособленностью к условиям работы на транспортных уста-
новках и высокой технологичностью. Они герметичны и имеют
на поверхности машины минимальное количество трубопрово-
дов. Все детали кривошипно-шатунного механизма и приводы
клапанов расположены на блоке и крышках цилиндров, закры-
ты легкими крышками, поставленными на прокладках. Они
удобны при обслуживании, так как легко и быстро могут быть
сняты. Главный масляный трубопровод расположен внутри ра-
мы, для чего устроены специальные окна в ее поперечных бло-
ках. Топливо и масло очищаются в специальных фильтрах, что
повышает надежность работы и уменьшает износ трущихся де-
талей дизеля.
Дизели имеют дистанционное управление и ряд защитных
устройств, которые автоматически останавливают дизель, напри-
мер, при падении давления масла в маслопроводах.
Недостатком дизелей типа Д50 является их повышен-
ная удельная масса за счет применения литого остова
G =	=25,57 кг/кВт. У дизелей K6S31ODR все детали
е Ne 880
остова изготовлены из стальных элементов, соединены сваркой
и Ge = 18100/990 = 18,26 кг/кВт, т.е. примерно в 1,4 раза легче чем
у дизелей типа Д50.
83
раме; 2 — рама двигателя; 3 — коленчатый вал; 4 — крышка люка; 5 —
маслопровод; б — распределительный вал; 7 — рычаг; 8 — штанга; 9 —
шатун; 10 — поршень; 11 — цилиндровая втулка; 12 — блок цилиндров; 13,
15 — впускной и выпускной клапаны; 14, 23 — впускной и выпускной
коллекторы; 16, 18 — регулировочные болты рычагов впускного и выпуск-
ного клапанов; 17, 19 — рычаги впускного и выпускного клапанов; 20 —
ударник рычага; 21 — крышка коробки привода клапана; 22 — водяной
коллектор; 24, 25, 27, 29 — водяные каналы цилиндровой крышки и блока;
26 — регулятор частоты вращения; 28 — водяной насос; 30 — корпус привода
распределительного вала; 31 — шатунный болт; 32 — гайка крепления
коренных подшипников; 33 — нижняя половинка головки шатуна; 34 —
гайка шатунного болта; 35 — гайка анкерной шпильки крепления блока
84
Рис. 2.26. Дизель K6S310DR:
1 — рама; 2 — блок; 3 — выпускные коллекторы; 4 — привод клапанов;
5 — крышка цилиндра; 6 — поршень; 7 — кулачковый вал; 8 втулка
цилиндра; 9 — шатун; 10 — коленчатый вал
85
Дизели 1Д12 и 1Д6. Дизели 1Д12 и 1Д6 (рис. 2.27) устанавли-
вают на узкоколейных и маневровых тепловозах с гидродина-
Рис. 2.27. Дизель 1Д12:
1 — электрический генератор; 2 — палец прицепного шатуна; 3 — прицеп-
ной шатун; 4 — главный шатун; 5 — поршень; 6 — форсунка; 7 — головка
цилиндра; 8 — блочный топливный насос; 9 — пусковые клапаны; 10 —
углубление для камеры сгорания (колпачкового типа); И — впускной
клапан; 12 — выпускной клапан; 13 — блок цилиндров; 14 — цилиндровая
втулка; 75 — уплотнительное резиновое кольцо; 16 — верхний картер;
17 — поддон; 18 — подвеска; 19 — коленчатый вал
86
мической передачей, иа мотовозах и др. Это четырехтактные,
быстроходные дизели (ином = 1500 об/мин), однокамерные, со
струйным впрыском топлива. Дизели этого мощностного ряда
получили широкое применение в различных областях народно-
го хозяйства, изготавливают их более чем в 40 модификациях,
моторесурс составляет 7,5-10 тыс. ч.
Дизели 1Д6 представляют собой однорядную модификацию
V-образного дизеля 1Д12. Их рабочий процесс имеет ряд осо-
бенностей по сравнению с более мощными и менее быстроходны-
ми дизелями магистральных тепловозов. Процесс сгорания топ-
ливной смеси протекает быстро при относительно низких
а = 1,5+1,6 и характеризуется повышенной жесткостью АР/Афтах=
= 0,7 МПа/(° п.к.в.). Применение газотурбинного наддува с
Рк = 0,16 МПа повысило экономичность дизеля - 210 г/(кВт ч) и
уменьшило жесткость процесса до АР/Аф = 0,36+0,4 МПа/(° п.к.в.).
Остов дизеля 1Д12 состоит из картера 16, отлитого из алюми-
ниевого сплава, двух блоков цилиндров 13 и двух (общих на
каждые шесть цилиндров) алюминиевых головок 7. Нижняя
часть картера 17 является поддоном для сбора масла, верхняя
(несущая) 16 имеет приливы, опущенные ниже оси коленчатого
вала, вследствие чего увеличивается жесткость картера и обеспе-
чивается возможность надежного крепления подвесок 18, на
которых лежит коленчатый вал, так как боковые усилия, пере-
даваемые им на подвески, воспринимаются боковыми поверхно-
стями приливов. В блок 13 запрессованы стальные азотирован-
ные втулки 14, каждая из которых верхним буртом опирается на
выточку в блоке и в нижнем свободном поясе уплотнена рези-
новым кольцом, благодаря чему имеет возможность расширять-
ся при нагреве. Бурты втулок выступают иа 0,2 мм над плоско-
стью блока, что обеспечивает смятие алюминиевой прокладки и
надежное уплотнение газового стыка.
В цельнолитой на шесть цилиндров головке 7 предусмотрены
камеры сгорания в специальных углублениях К) для каждого
цилиндра. Такая конструкция (колпачковая) обеспечивает уве-
личенную жесткость головки и смещение камеры сгорания отно-
сительно газового стыка, который разгружен от действия макси-
мального давления сгорания, а также улучшенное охлаждение
камеры сгорания. В головке расположены по два впускных 11 и
по два выпускных 12 клапана на каждый цилиндр. В отдельных
полостях между клапанами установлены форсунки.
87
Поршни 5 выполнены с внутренними ребрами, чтобы обеспе-
чить жесткость днища при сравнительно небольшой толщине
его и увеличить поверхность теплоотдачи. Масло на поршень
попадает в виде мелких брызг, путем барботажа смазывает по-
верхности цилиндра, пальца поршня и других частей.
Топливная система состоит из блочного плунжерного насо-
са 8, размещенного в развале блока цилиндров, форсунок 6,
топливоподкачивающего насоса и фильтра.
Система охлаждения замкнутого типа. Вода подается центро-
бежным насосом в блок цилиндров, охлаждает втулки и перете-
кает в головки. В торцах головок вода отводится к радиаторам.
В некоторых дизельных установках применяют закрытую высо-
котемпературную систему охлаждения, находящуюся под избы-
точным давлением 0,06-5-0,08 МПа.
Дизели М756Б и 211Д-1. Дизель М756Б устанавливали на ди-
зель-поездах ДР1, ДРШ, ДР1А. Это четырехтактный, двенад-
цатицилиндровый, V-образный быстроходный (лном = 1500 об/мин),
дизель с газотурбинным наддувом с водяным охлаждением,
Ne = 736 кВт, ge = 205 г/(кВт-ч).
Дизель М756 (рис. 2.28) имеет ряд конструктивных особенно-
стей. Основные узлы: картеры верхний и нижний, шатунно-кри-
вошипный механизм, клапаны и их приводы, передачи, топлив-
ная аппаратура, впускные коллекторы, навесные агрегаты
унифицированы для всего мощностного ряда дизелей. Моно-
блок 11 имеет цилиндровые втулки, которые снабжены стальны-
ми рубашками.
Поршни штампованные из алюминиевого сплава. Днищу
придана форма, необходимая для образования камеры сгора-
ния. Клапаны 8 и 9 прижимаются к седлу тремя концентрически
установленными пружинами. К обычной системе маслофильт-
ров добавлена центрифуга, улучшающая фильтрацию масла.
Дизель оборудован электропневматическим механизмом дистан-
ционного управления по типу применяемого на дизелях Д50 и
2Д100.
Общая компоновка и ряд конструктивных элементов дизеля
типа М756Б близки к дизелям типа 1Д12, описание которых при-
ведено выше. Большая мощность получена за счет увеличения
диаметра и хода поршня.
В настоящее время ОАО «Звезда» на базе дизелей М756Б создана
модель М773А, используемая для модернизации венгерских дизель-
88
5
6
Рис. 2.28. Дизель М756:
1 — верхний картер; 2 — главный шатун; 3 — силовая связь; 4 — под-
шипник кулачкового вала; 5 — всасывающий коллектор; 6 — топливный
насос; 7 — кулачковые валы; 8 — впускной клапан; 9 — выпускной клапан;
10 — выпускной коллектор; 11 — моноблок; 12 — прицепной шатун;
13 — стартер; 14 — кронштейн для монтажа стартеров; 15 — отверстие для
болтов крепления дизеля к раме; 16 — лапы опорные; 17 — конический
штифт; 18 — трубка, по которой подается масло через подвеску к коренной
шейке коленчатого вала; 19 — нижний картер; 20 — шпилька и гайка
крепления подвески; 21 — подвеска; 22 — коленчатый вал
89
6	7
Рис. 2.29. Дизель 211 Д-1:
1 — коленчатый вал; 2 — амортизатор; 3 — крышка люка; 4 — кулачковый
вал привода клапанов; 5 — блок-картер; 6 — выпускной коллектор; 7 —
отвод воды крышки цилиндра; 8 — впускной коллектор; 9 — втулка
цилиндра; 10 — топливный насос; 11 — шатун
90
поездов Д1, а также модель М787, мощность 772 кВт (24Н18/20).
Эксплуатацией подтверждено повышение ресурсных показателей
(11 тыс. часов до переборки и 29 тыс. часов полный ресурс).
В настоящее время разработан новый мощностной ряд дизе-
лей 211Д-1 (ЧН 21/21), четырехтактных, быстроходных, предназ-
наченных для замены дизелей типа М750Б и установки на ма-
невровых и промышленных тепловозах типа ТГМ4.
Развитие ряда дизелей 211Д-1 предусмотрено за счет измене-
ния Ре от 0,8 до 1,6 МПа, числа цилиндров 6, 8 — в рядном и
12, 16 — в V-образном исполнении. При высоких значениях Ре
применено промежуточное охлаждение наддувочного воздуха.
Поперечный разрез 6-цилиндрового рядного дизеля 211 Д-1 при-
веден на рис. 2.29. При разработке конструкции дизеля большое
внимание уделено обеспечению высокой надежности и техноло-
гичности при умеренной удельной массе.
Блок-картер 5 — литой из высокопрочного чугуна. Все креп-
ления расположены таким образом, чтобы избежать внецентро-
вого действия нагрузок. Коленчатый вал 1 — подвесной. Для
обеспечения жесткости нижнего пояса блока подвески коренных
подшипников коленчатого вала стянуты поперечными болтами.
Втулки цилиндров 9 стальные или чугунные азотированные с
рабочей поверхности и хромированные со стороны водяной по-
лости, имеют дополнительную опору для исключения вибраций
и связанной с этим кавитационной эрозией.
Крышки цилиндров четырехклапанные, отдельные для каж-
дого цилиндра, крепятся восемью шпильками, обеспечивающи-
ми равномерное обжатие газового стыка.
Кулачковый вал 4 и топливные насосы 10 расположены в
блоке, что уменьшает количество зубчатых колес в передачах,
сокращает габаритные размеры дизелей.
Поршни литые из высококремниевого алюминиевого сплава.
До Ре = 1,2 МПа — поршни неохлаждаемые.
Система автоматики и дистанционного управления предназ-
начена для выполнения предпусковой прокачки дизеля, пуска,
управления, автоматической сигнализации и аварийной защиты
при отклонении от установленного режима по частоте враще-
ния, давлению масла и температуре воды. Предусмотрен срок
службы дизелей до первой переборки 4-6 тыс. ч до заводского
ремонта 15-20 тыс. ч.
91
2.3. Остов дизеля
Под остовом дизеля понимают совокупность неподвижных
частей двигателя, служащих для размещения и обеспечения фун-
кционального взаимодействия его узлов, деталей и систем. Эти
части жестко связаны между собой в единую систему, нагру-
женную силами давления газов и силами инерции движущихся
частей.
Рис. 2.30. Схема
устройства остова дизеля
В общем случае остов двига-
теля состоит из следующих эле-
ментов (рис. 2.30): 1 — рама; 2 —
картер; 3 — блок цилиндров; 4 —
крышка цилиндра; 5 — цилинд-
ровая втулка; 6, 7 — вкладыши
коренного подшипника; 8 — под-
дон для масла.
Основные элементы остова
можно различным образом объ-
единять в единые конструкции,
как это представлено на рис. 2.31
для различных типов дизелей
(обозначения соответствуют рис.
2.30).
На дизелях типа Д50 (рис. 2.31, а) рама, картер, поддон и
нижняя половина коренного подшипника объединены в единой
конструкции — фундаментной раме 1. Верхняя крышка корен-
ного подшипника 6 установлена сверху. Дизели типа ДЮО
(2.31, б), Д40 и Д49 (2.31, в), Д70 (2.31, г) и 12VFE (2.31, 0) имеют
единый блок-картер. В этих конструкциях крышка коренного
подшипника (подвеска) установлена снизу. Рама и поддон обра-
зуют единую конструкцию — поддизельную раму. В дизелях
типов 1Д6 (2.31, е), 1Д12 и М753 (2.31, з) и М756 (2.31, й) основ-
ной остова является картер, к которому снизу на подвеске кре-
пится нижняя половина коренного подшипника. Поддон 8 вы-
полнен отдельно.
Остовы дизелей М756 представляют собой моноблок, объе-
диняющий в единую конструкцию головку и блок со вставными
втулками цилиндров. Остов двигателей (2.31, ж) имеет соеди-
92
Рис. 2.31. Схема остовов тепловозных дизелей типов:
а — Д50 и ПД1М; б — 2Д100 и 10Д100; в — 14Д40, 11Д45 и Д49; г — Д70; д — 12VFE17/24; е — 1Д6;
2 ж — K6S310DR; з — 1Д12; и — М756
ненный с картером блок цилиндров и установленный в подди-
зельной раме коренной подшипник, закрытый крышкой сверху.
Конструкция остова двигателя должна обеспечивать:
1)	продольную и поперечную жесткость машины, первая оп-
ределяет жесткость постелей коленчатого вала (соосность под-
шипников), вторая - жесткость гильзы цилиндра;
2)	удобство и простоту разборки, осмотра кривошипно-ша-
тунного механизма и вкладышей подшипников;
3)	технологичность конструкции, массовые и габаритные тре-
бования, предъявляемые к транспортным двигателям.
Масса остова составляет 30-5-80% от общей массы двигателя
(30% — быстроходные; 80% — тихоходные), поэтому при кон-
струировании двигателя стремятся снизить массу остова, не на-
рушая жесткости. Жесткость остова является основным услови-
ем надежной и длительной работы двигателя потому, что рама
тепловоза, на которую устанавливают двигатель, не обладает
достаточной жесткостью. Жесткость остова двигателя является
залогом минимального износа трущихся деталей.
Жесткость остова повышают за счет объединения деталей, вы-
полняющих одинаковые функции в блоке, например: блок-кар-
тер, блок цилиндров, блок цилиндровых крышек и др.
Детали остова изготавливают либо литыми из чугуна, либо
сварно-литыми, или сварными из стали.
Наибольшее преимущество по массе имеют сварные конст-
рукции. Они на 15+20% легче литых, однако, производство их
на 15-5-20% дороже. Частично повышение стоимости блока ком-
пенсируется возможностью изготовления их на поточных лини-
ях из стандартных деталей. К сварному остову предъявляют спе-
циальные технические требования:
1.	Применение автоматической и полуавтоматической сварки
(например, у дизелей типа Д100 вес сварных швов на блоке
более 300 кг);
2.	Обеспечение дефектоскопии швов;
3.	Обеспечение герметичности полостей;
4.	Соблюдение при сварке геометрии остова, т.е. параллель-
ности осей валов, перпендикулярности осей гильз осям валов,
соосности и расточки постелей подшипников. Для снятия терми-
ческих напряжений и устранения изменений в геометрии блок
после сварки проходит термообработку — высокий отпуск при
t = 600н-650°С.
94
В ряде случаев прибегают к комбинированным конструкци-
ям — литые элементы блока соединяют сваркой. Это удешевляет
изготовление и позволяет получать более жесткие конструкции.
В последнее время за рубежом (Англия, США) наблюдается
тенденция перехода на литые остовы в связи с применением тон-
костенного литья.
Различают два типа остовов тепловозных дизелей:
1. Из двух основных монолитных деталей — фундаментной
рамы и блока (картера). В этом случае детали остова выполня-
ют обычно литыми из чугуна или алюминия. Стальное литье
технологически слишком сложно и применяется редко. К тако-
му типу можно отнести остов дизеля типа Д50;
2. Из одной основной детали — блок-картера — например,
дизели типа Д100, 11Д45, Д70, Д49. В этих конструкциях блок
цилиндров и картер объединяют в одно целое, обеспечивая ос-
тову большую жесткость и малый вес, с подвеской коленчатого
вала к блок-картеру. Кроме уменьшения веса такое решение
позволяет увеличивать жесткость коленчатого вала увеличением
диаметров коренных и шатунных шеек, так как демонтаж дета-
лей кривошипно-шатунного механизма может быть осуществ-
лен не через цилиндр, а вниз после снятия поддона для масла.
Остовы блок-картеров изготавливают сварными (дизель Д100),
сварно-литыми (дизель Д49) или литыми из высокопрочного
чугуна (дизели французской фирмы Semt Pielctick).
Сварно-литая конструкция блок-картера дизеля Д49 является
более простой, имеет меньшее количество деталей и сварных
швов, обладает большей жесткостью, удельная масса таких бло-
ков на 15-5-25% больше, чем сварных.
Для литых блок-картеров применяют высокопрочный чугун
с глобулярным графитом. Применение таких блоков является
перспективным.
Фундаментная рама. С фундаментными рамами выполняют
двигатели с диаметром цилиндра £)ц > 200 мм. Изготавливают
их отливкой в земляные формы из чугунов СЧ18-36, СЧ21-40,
СЧ28-48 и сталей 15Л, ЗОЛ или сваркой из профилей и литых
стальных элементов сложной формы.
Необходимая продольная и поперечная жесткость рам обе-
спечивается приданием ей коробчатого сечения, образуемого
продольными жесткими балками с установочными и опорными
полками, поперечными перегородками и боковыми стенками с
95
ребрами. Снизу рама ограничена маслосборником из листовой
стали с уклоном в сторону масляного насоса. Сверху масло-
сборник закрывают сеткой. Перегородки имеют окна для перете-
кания масла вдоль рамы и выравнивания давления в картере, а
также колодцы, в которых размещают анкерные связи крепле-
ния к раме других корпусных деталей.
Коренные подшипники имеют разъемы, расположенные ниже
верхней плоскости установочных полок, что увеличивает жест-
кость рам и позволяет выполнить замок, предотвращающий их
поперечное смещение.
Основанием коренных подшипников служат поперечные пе-
регородки, в которые укладывают вкладыши коренных подшип-
ников и коленчатый вал (рис. 2.32, а, б, дизель типа Д50). Вер-
хняя обработанная поверхность рамы служит основанием для
блока цилиндров, соединенного с ней анкерными болтами и
сшивными шпильками. На торцевых стенках рам монтируют
масляные, водяные, топливоподкачивающие насосы и их приво-
ды, детали приводов распределительных валов, регуляторов, а
также уплотнения выходных концов валов.
Зазоры между стенками рамы и деталями кривошипно-ша-
тунного механизма — КШМ не должны быть меньше 5-г-50 мм.
Толщину стенок выбирают с учетом технологических возмож-
ностей изготовления, с учетом опыта эксплуатации ранее пост-
роенных двигателей.
Фундаментная рама дизеля типа Д50 (рис. 2.32, а) отлита из
чугуна СЧ21-40. Обе стенки имеют по шесть люков, через кото-
рые можно осматривать подшипники и детали КШМ двигателя.
Люки закрыты крышками 6, отлитыми из алюминиевого сплава.
Верхняя плоскость рамы со стороны генератора образует мощ-
ный круговой фланец 12 с кольцевой проточкой, к которому
шпильками крепится статор генератора. На торцевой стенке рас-
положен фланец 13 для крепления разъемного корпуса уплотне-
ния коленчатого вала. Семь поперечных перегородок 3 рамы об-
разуют опоры коренных подшипников коленчатого вала 2.
Опоры первого, второго, третьего, пятого и шестого подшипни-
ков (счет ведется от масляного насоса к генератору) одинаковы и
имеют по две шпильки для крепления крышки коренного под-
шипника. Опоры четвертого и седьмого подшипников шире и
имеют по четыре шпильки. По бокам опор перегородки уширены
и образуют колонки с отверстиями, через которые проходят ан-
96
Вид со стороны насоса
со Со
Вид со стороны генератора
Рис. 2.32. Фундаментная рама (а) и коренные подшипники (б) дизеля Д50
керные крепления блока цилиндров к раме. Нижняя часть рамы
образует поддон 9 для масла, дно которого имеет уклон от краев
к середине, где расположено отверстие масляного канала 1. По-
лость рамы отделена от поддона сетками, прикрепленными к пол-
кам 8. Вдоль рамы расположены лапы 77 и упор 10, служащие
для установки и крепления ее к раме тепловоза.
На двигателях со сварным и сварно-литым остовом (Д100,
Д70, Д49, 11Д45) фундаментной рамы, как таковой, нет. Колен-
чатый вал в такой конструкции остова подвесной. Общим недо-
статком двигателей с подвесным коленчатым валом является не-
высокая жесткость постелей подшипников коленчатого вала,
усложнение демонтажа и крепления подвесок. Особое внимание
в такой конструкции должно быть уделено прочности и жестко-
сти подвески, удерживающей коленчатый вал, и соединению под-
вески с блоком. Для устранения боковых перемещений, кроме
болтового соединения, подвеска фиксируется в горизонтальном
направлении выступами — вертикальными опорными поверх-
ностями (дизели типа Д100) либо треугольными шлицами с
углом 60° (дизели 11Д45). Во избежание чрезмерного обмятия
шлицев и уменьшения усилий затяжки болтов шероховатость
шлицев не ниже 5-го класса, а равномерное прилегание в сво-
бодном состоянии не ниже 75% площади (проверяют по краске).
Поверхность шлицев упрочняют наклепом.
Для усиления блока Д100 в поясе выпускных коллекторов ус-
тановлены па болтах накладные плиты жесткости (рис. 2.33). Не-
смотря на это, блок может прогибаться от собственной массы на
0,05 мм при установке его на крайние опоры. Поставленный на
одну среднюю опору блок прогибается по концам на 0,15 мм.
Жесткость блока и рамы необходима еще и потому, что коленча-
тый вал дизеля Д100 не является достаточно жестким и, будучи
поставленным на первую и десятую опоры, провисает на 1,2 мм.
Увеличение жесткости против достигнутой в блоке 10Д100 приве-
дет к значительному и нерациональному утяжелению машины.
В мощных тепловозных дизелях жесткость блока достигается
применением поддизельных рам, на которые монтируют дизель
и генератор. Такую раму имеют, например, дизели Д50,10Д100,
11Д45, Д49 и др.
Применение остова с подвесным коленчатым валом значи-
тельно снижает его массу. Например, удельная масса остова
дизеля 2Д100 составляет 1,84 кг/кВт, а дизеля Д50 — 5,9 кг/кВт.
98
Рис. 2.33. Блок цилиндров дизеля типа Д100
Картер связывает блок цилиндров с фундаментной рамой в
единую конструкцию. Полость картера должна быть герметич-
ной для газа и масла. В картере размещается кривошипно-ша-
тунный механизм. У двигателя типа Д50 фундаментная рама и
картер выполнены в виде одного узла и отлиты из чугуна.
В двигателях типа ДЮО, 11Д45, 14Д40, Д70, Д49, М753, М756
картер изготовлен в виде блок-картера. При объединении в один
узел (рис. 2.33, 2.34, 2.35) картера с подвесным коленчатым валом
и блоком цилиндров уменьшается число разъемов и увеличива-
ется жесткость остова двигателя, но усложняется изготовление.
Поэтому блок-картеры применяют в двигателях с£)ц< 350 мм.
Картеры отливают из чугунов СЧ18-36, сплавов АЛ5 и АЛ9
или сваривают из стального проката. Отдельные элементы свар-
ных блок-картеров, имеющие наиболее сложную форму (попе-
речные перегородки с коренными подшипниками), секции тун-
нельных картеров отливают из сталей 15Л, 35Л.
Возможно применение неразъемных — туннельных картеров
и блок-картеров (рис. 2.36). Отсутствие разъемов повышает же-
сткость картеров, которая может быть увеличена также продоль-
4*
99
Рис. 2.34. Сварной остов двигателя ДН23/30:
1 — блок-картер; 2 — болт; 3 — подвеска; 4 — шпилька
1 — подвеска; 2 — болт крепления подвески; 3, 8 — крышки люков; 4 — шай-
ба сферическая; 5 — гайки; 6 — коллектор водяной; 7 — шпилька;
9, 10 — стойки; II — полукольца упорные; 12 — вкладыш коренного под-
шипника; 13, 15, 21, 22 — втулки; 14 — трубка слива масла; 16 — кольца;
17 — обечайка; 18 — патрубок; 19 — кольцо уплотнительное; 20 — болт;
а — зубцы; б — канал подвода масла на смазку коренного подшипника;
в — канал подвода масла на смазку привода насосов; г — сигнальное
отверстие; д — центральный масляный канал; е — ресивер наддувочного
воздуха; и — отверстие для слива масла, скопившегося в ресивере
ними полками в углах картера и ребрами, соединяющими по-
перечные (часто коробчатые) стенки с продольными стенками
картера. Увеличению жесткости способствуют и блоки цилинд-
ров. Коленчатый вал устанавливается в такие картеры с торца
101
Рис. 2.36. Чугунный туннельный картер
вместе с коренными подшипниками. Коренные подшипники
могут быть как подшипниками скольжения — разъемными и
стягиваемые болтами или винтами, так и подшипниками каче-
ния (шариковыми и роликовыми, разъемными и неразъемны-
ми). Диаметры расточек под подшипники в поперечных перего-
родках должны быть такими, чтобы вал в сборе со всеми
деталями проходил через расточки при монтаже. Подшипник
вставляют в картер с натягом. Шатуны устанавливают на вал
через цилиндровые отверстия.
Туннельные картеры применяют в быстроходных форсиро-
ванных двигателях с Оц < 200 мм и в дизелях малой мощности
с целью снижения трудоемкости их изготовления.
Цилиндры и блоки цилиндров. Цилиндр является наиболее
ответственным элементом остова двигателя. Его внутренняя
поверхность является гнездом, в котором размещается цилинд-
ровая втулка, образуя полость охлаждения цилиндро-поршне-
вой группы дизеля, для поддержания необходимого теплового
состояния.
У большинства многоцилиндровых двигателей жидкостного
охлаждения цилиндры выполняют в виде блока (общей отливки
102
или сварного соединения), соединяемого с картером или изго-
товляемого заодно с ним. В последнем случае получают широ-
ко распространенную блок-картерную конструкцию. Блок ци-
линдров является базовой деталью остова и дизеля. На нем
установлено большинство узлов и агрегатов дизеля. При работе
блок воспринимает усилия от затяжки болтов подвесок и шпи-
лек крепления крышек цилиндров, сил давления газов, сил инер-
ции движущихся деталей КШМ и моментов инерции этих сил,
переменных по величине и направлению. Помимо прочности к
современным конструкциям блоков предъявляют требования
обеспечения достаточной жесткости, поскольку деформация бло-
ка во время работы дизеля влияет на работоспособность деталей
КШМ и установленных на нем узлов и агрегатов дизеля.
Технические требования к блок-картеру могут быть разделе-
ны на две части. Одну из них составляют требования к прочно-
сти материала и к прочности и плотности их соединения. Другая
часть требований касается качества обработки блок-картера. Из
этих требований наиболее важными являются:
1.	Неплоскостность базовых плоскостей не более 0,02-5-0,03
мм на один метр длины;
2.	Несоосность постелей вкладышей коренных подшипников
не более 0,03+0,05 мм;
3.	Общая ось постелей под вкладыши должна быть соосна и
параллельна базовой плоскости, отверстия под втулки цилинд-
ров перпендикулярны оси вкладышей;
4.	Поверхность под вкладыши коренных подшипников долж-
на иметь высокую точность обработки, шероховатость в преде-
лах установленного класса;
5.	Оси отверстий под втулки цилиндров должны быть пер-
пендикулярны к общей оси постели под вкладыши коренных
подшипников в плоскости продольной оси дизеля. Неперпенди-
кулярность ограничена величинами не более 0,02+0,05 мм на
всей длине отверстия;
6.	Точность размеров и чистота поверхности отверстий под
втулки должны соответствовать обработке по 2-му классу точ-
ности с шероховатостью поверхности не ниже 6-7 классов.
Конструкция блок цилиндров четырехтактных двигателей от-
носительно проста. У дизелей типа Д50 (рис. 2.37) это жесткая ко-
робчатая конструкция, отлитая из чугуна СЧ21-40. Блок имеет
две обработанные горизонтальные плоскости: нижнюю (фланец)
103
Рис. 2.37. Блок цилиндров:
1 — блок; 2 — шпилька с гайкой для
крепления корпуса привода масляного
насоса; 3 — патрубок подвода воды;
4 — цилиндровая втулка; 5 — подшип-
ник распределительного вала (перед-
ний); 6 — заглушка; 7и 8 — прокладка
и крышка смотрового люка; 9 — ус-
тановочный штифт; 10 — кольцо
маслоуплотнительное; 11 — кольцо
водотеплостойкое; II — глухая гайка;
13 — шпилька; 14 — подшипник рас-
пределительного вала (средний);
15 — контрольная пробка; 16— подшипник распределительного вала (задний); 17—штуцер отвода масла к манометру;
18 н 19—гайка и анкерная шпилька; 20 и 21 — гайка и шпилька; 22—штуцер отвода масла к приводу топливного насоса
и турбокомпрессору; 23 — угольник для слива воды из турбокомпрессора; 24 и 25 — силовая шпилька и гайка креп-
ления крышки цилиндров; 26 — втулка маслоуплотнительная; 27 — резиновое кольцо; 28 — штуцер подвода масла к
подшипнику распределительного вала; 29 — водоперепускная втулка; 30— кольцо уплотнительное; 31 — шпилька с
гайкой крепления топливного насоса; 32 — шпилька с гайкой крепления топливного фильтра
для соединения с рамой и верхнюю, к которой прикрепляют
крышки цилиндров. Внутри блок разделен поперечными перего-
родками на шесть гнезд, в которые вставлены цилиндровые втул-
ки, образующие со стенками блока полости, омываемые водой.
Водяные пространства каждого цилиндра сообщаются между со-
бой через окна в нижней части поперечных перегородок блока.
В верхней плите блока вокруг каждой цилиндровой втулки пре-
дусмотрены устройства для перепуска воды из охлаждающих по-
лостей блока в крышки цилиндров. На блоке в подшипниках ус-
тановлен распределительный вал, рычаги и штанги толкателей.
Вдоль стенки блока со стороны распределительного вала на-
ходятся шесть смотровых люков. Каждые три люка закрыты
общей алюминиевой крышкой и уплотнены паронитовой про-
кладкой. С правой стороны блока в средней его части находятся
две обработанные площадки для крепления топливных насосов.
Блоки цилиндров у V-образных двигателей расположены под
углом (Д49-42°, Д70-450, 11Д45-450, Д56- 600).
На дизелях типа Д49 применен блок сварно-литой V-образ-
ной конструкции с подвесными подшипниками коленчатого
вала. Оригинальная отечественная конструкция блока с силовы-
ми шпильками крепления крышек цилиндров в блоке позволи-
ла уменьшить количество ответственных сварных швов. Досто-
инство принятой силовой схемы состоит в том, что сварные швы
элементов, образующих верхнюю часть блока, сжаты усилиями
затяжки шпилек. Таким образом, наиболее ответственные свар-
ные швы разгружены от растягивающих усилий. Это значитель-
но упрощает конструкцию, сокращает количество деталей, что
приближает технологию изготовления блока к условиям круп-
носерийного производства. Конструкции блоков всего мощнос-
тного ряда дизелей Д49 аналогичны и отличаются количеством
отсеков по длине блока для размещения деталей КШМ.
Нижняя часть блока сварена из литых стоек 9 и 10 (см.
рис. 2.35), из стали 20Л ГОСТ 911—75. Верхняя часть сварена из
стального листового проката, стали 20 ГОСТ 1050-74. Литая и
сортовая стали ограничиваются по верхнему пределу содержа-
ния кремния, что гарантирует отсутствие трещин при сварке.
Использование низкоуглеродистых сталей обеспечивает удовлет-
ворительное качество литья и сварных швов.
Средняя часть блока Е является ресивером наддувочного воз-
духа, а часть d — центральным масляным каналом. К стойкам
105
картера прикреплены подвески 1 болтами 2. Совместно с вкла-
дышами 12 подвески образуют опоры коренных подшипников
коленчатого вала.
Стыки стоек блока и подвесок имеют зубцы (хиртовое соеди-
нение), которые фиксируют подвеску в поперечном направле-
нии. В продольном направлении подвеска фиксируется центри-
рующим буртом болтов 2. Блок «сухого» типа. Для защиты его
от коррозии и для повышения износостойкости нижних поясов
в блок впрессованы втулки 21 из нержавеющей стали. Люки
картера закрыты крышками 3 и 8 с предохранительными клапа-
нами, которые открываются в аварийных случаях при повыше-
нии давления в картере дизеля.
Работоспособность коленчатого вала и коренных подшипни-
ков в значительной степени зависит от стабильности «линии вала»
в процессе эксплуатации дизеля, то есть способности блока ци-
линдров сохранять исходную соосность постелей коренных опор.
Блок дизеля 10Д100 (см. рис. 2.33) сварен из стальных дета-
лей. Вертикальными листами 15 толщиной 16 мм (сталь 20С)
блок поделен на 12 отсеков. В средних, десяти, отсеках блока
установлены втулки цилиндров, в переднем — механизм управ-
ления дизелем, а в заднем, двенадцатом, — вертикальная пере-
дача и привод центробежного компрессора. Горизонтальными
листами 14 (сталь 20) толщиной 25 мм и верхней и нижней
плитами блок разделен на отсеки: верхнего коленчатого вала,
воздушных ресиверов, топливной аппаратуры, выпускных кол-
лекторов и отсек нижнего коленчатого вала. К верхней плите и
вертикальным листам приварены 12 опор 9 для коренных под-
шипников верхнего коленчатого вала, а к нижней плите и вер-
тикальным листам 12 опор 11 для коренных подшипников ниж-
него коленчатого вала. В вертикальных листах с правой и левой
сторон внутри блока вварено по 11 опор для подшипников ку-
лачковых валов топливных насосов. К вертикальным наруж-
ным листам блока в отсеке воздушных ресиверов приварены
впускные коллекторы 8. В отсеке выпускных коллекторов име-
ются ниши для установки выпускных коробок. Ниши закрыты
плитами 4. В наклонных боковых листах 12 предусмотрены
люки 10, для осмотра нижнего коленчатого вала, осмотра и
монтажа коренных и шатунных подшипников, а также для вы-
емки поршней. Осмотр поршней и колец производят через люки
5 воздушных ресиверов и люки выпускных коллекторов. Блок
106
цилиндров «сухой», так как он не соприкасается с охлаждающей
водой. Полости охлаждения цилиндровых втулок образованы
напрессованными на них стальными рубашками и охлаждаемы-
ми выпускными коробками.
В некоторых двигателях блок цилиндров и головку блока
объединяют и изготавливают в виде моноблоков, как это выпол-
нено в шестицилиндровом алюминиевом блоке быстроходного
легкого дизеля М756 (рис. 2.38). При такой конструкции отпадает
необходимость в уплотнении газового и водяного стыков между
головкой и рубашкой, что позволяет исключить ряд крепежных и
уплотнительных деталей. Вся система блока получается более же-
сткой, однако усложняется технология отливки блока и способы
крепление в ней втулок цилиндров. От перемещения в осевом на-
Рис. 2.38. Конструкция моноблока дизеля М756:
1 — моноблок; 2 — втулка; 3 — рубашка; 4 — форсунка; 5 — сверление для
подвода масла; 6 — подшипник; 7 — промежуточный валик; 8 — упорный
подшипник; 9 — шпилька; 10 — промежуточный подшипник; 11 — крышка
моноблока; 12 — короткий подшипник; 13 — отверстие для спуска воды;
14 — крышка водоприемника; 15 — контрольные отверстия; 16— кольцевая
гайка; 17 —- уплотнительный пакет
107
правлении удерживает кольцевая гайка 16. Между торцом ру-
башки цилиндровой втулки и кольцевой гайкой установлен уп-
лотнительный пакет 17, состоящий из стальных и резиновых ко-
лец. Внутренняя поверхность втулки азотирована. Водяную
полость охлаждения образуют 36 спиральных канавок, нарезан-
ных на наружной поверхности втулки под углом 30°, и рубашка
3. Однако из-за сложности изготовления и низкой надежности
моноблоки на тепловозных дизелях применяют редко.
Остов двухтактного дизеля с клапанно-щелевой системой про-
дувки (14Д40, 11Д45) состоит из сварного блок-картера, образован-
ного поперечными стенками, боковыми, верхними и нижними
продольными листами с прорезанными в них отверстиями для ци-
линдровых втулок. Блок-картер на высоте цилиндровых втулок
разделен на две полости: верхняя образует полости для охлажде-
ния цилиндровых втулок 1 (рис. 2.39), нижнюю 2 используют как
Рис. 2.39. Напряжения в элементах блока дизеля 11Д45
(вид со стороны маховика)
108
ресивер для продувочного воздуха. На рис. 2.39 приведены напря-
жения в поперечной стенке сварного блока дизеля 11Д45. Как вид-
но напряжения в блоке этого дизеля, имеющего высокое давление
сгорания (Рг = 12,0 МПа), превышают напряженность деталей
у дизелей типа Д100 и достигают в шестой поперечной стенке
45+50 МПа, а в местах концентрации напряжений - 60+70 МПа, в
пятой поперечной стенке — соответственно 70+75 и 100+115 МПа.
При увеличении нагрузки от 0 (холостого хода) до 2210 кВт (номи-
нальная) изменение напряжений в шестой вертикальной стенке
блока при работе по тепловозной характеристике составляет от 15
до 48 МПа. Поэтому в сварных конструкциях блоков, испытываю-
щих циклические нагрузки, сварные швы желательно выносить из
зоны концентрации напряжений.
Эффективным методом увеличения усталостной прочности
сварных соединений является чеканка. Наклеп на глубину 0,5
мм повышает предел выносливости сварных швов на 30%. Че-
канка устраняет вредное влияние вырубок, применяемых в прак-
тике для удаления видимых дефектов на сварных швах, что осо-
бенно важно при ремонтных работах.
Втулки цилиндров. Поверхность блока цилиндров использу-
ется в качестве рабочей только в некоторых автомобильных
и тракторных двигателях с небольшим диаметром цилиндра.
У большинства современных двигателей жидкостного охлажде-
ния цилиндр выполняют в виде мокрой втулки, омываемой сна-
ружи охлаждающей жидкостью, либо в виде сухой гильзы (на
тепловозных дизелях не применяют).
Втулки образуют рабочий объем цилиндра и направляют
движение поршня. Работа втулок происходит в условиях высо-
ких температур и давлений газов. Для обеспечения надежной
и долговечной работы втулки цилиндров тепловозных дизелей
должны быть прочными и жесткими с износостойкой внутрен-
ней поверхностью и кавитационно-коррозионной стойкостью
поверхностей, омываемых охлаждающей водой. Охлаждение ци-
линдров имеет цель отводить излишки теплоты и сохранять тем-
пературный режим порядка 150+160°С для обеспечения хоро-
ших условий смазывания и работы поршневых колец на всей
длине, включая зону, прилегающую к камере сгорания. Для пре-
дотвращения коррозии наружную поверхность втулки покрыва-
ют бакелитовым лаком. Внутреннюю поверхность втулки, назы-
ваемую зеркалом, для лучшей приработки поршневых колец и
109
защиты от коррозии подвергают хонингованию (притирке) и
фосфотированию.
В зависимости от способа водяного охлаждения втулки раз-
деляют на два вида: втулки без водяных рубашек, когда водяная
полость образована между втулкой и стенками блока (дизели
типов Д50, Д12, Д40, 310DR, 12VFE); втулки с водяной рубаш-
кой, когда водяная полость образована между втулкой и ру-
башкой (дизели типов Д100, Д49, Д70, М750).
Длину втулки определяют из конструктивных соображений
так, чтобы нижнее поршневое кольцо не выходило из втулки
при положении поршня в н.м.т., при этом пояс поршневых ко-
лец должен соприкасаться с участком втулки, омываемым ох-
лаждающей жидкостью.
Толщина стенок втулки «мокрой» гильзы в верхнем поясе
(0,06-5-0,10) £>ц; наибольший диаметр опорного бурта (1,25^-1,35)
Р ; диаметр посадочного пояса (1,15-5-1,25) Рц.
В зависимости от способа установки и закрепления в блоке
втулки цилиндров делят на втулки, опирающиеся буртом на
верхнюю плиту блока и притянутые к блоку крышками цилин-
дров, и на втулки подвесного типа. В первом случае газовый
стык (место соединения втулки с крышкой цилиндра) входит в
силовую схему передачи усилий от крышки к блоку (дизели
типа Д50, 310DR). Во втором случае газовый стык выведен из
силовой схемы. Втулка соединена с крышкой цилиндра через
прокладку, уплотняющую газовый стык, с помощью неболь-
ших шпилек, затянутых с определенным начальным усилием
(дизели типа Д49, Д40, Д70). Комплект втулка-крышка цилинд-
ра опускают в блок (с зазором по всем посадочным поясам) до
соприкосновения нижней плоскости крышки с верхней плитой
блока и крепят к нему силовыми шпильками (болтами).
Конструкция чугунной литой втулки (СЧ24-44) дизеля Д50
(рис. 2.40, а) является типичной для втулок, опирающихся бур-
том на верхнюю плиту блока. Два точно обработанных пояса А
и Б по наружной поверхности втулки центрируют ее в соответ-
ствующих поясах блока цилиндров. На нижнем центрирующем
поясе Б проточены три кольцевые канавки В в которые заклады-
вают уплотнительные резиновые кольца для исключения утечки
охлаждающей воды и обеспечения свободного перемещения при
изменении температур.
В верхней части втулка имеет бурт, которым она опирается
ПО
Рис. 2.40. Цилиндровая втулка дизеля Д50:
а — общий вид; б — схема нагрузок на бурт
в выточку блока. Сверху втулки проточена кольцевая канавка
Д, в которую входит выступающий кольцевой буртик крышки
цилиндра. Установленное усилие затяжки шпилек крышки ци-
линдра и тщательная пригонка стыковых поверхностей обеспе-
чивают надежное уплотнение камеры сгорания (газового стыка).
Опорный бурт втулки нагружен усилием Pd от затяжки шпи-
лек крепления крышки (рис. 2.40, б). При отсутствии давления в
цилиндре сила Р(/ целиком воспринимается этим буртом. Для
обеспечения плотности стыка величину Pd принимают равной
РГ (1,2Я,5)Я;Л,
где Df — средний диаметр уплотнительной кольцевой канавки, см;
Р_— наибольшее давление сгорания, МПа.
Силы Р/На плече t образуют пару сил, вызывающих изгиба-
ющий момент в сечении h. Раскладывая силу /С на Рп — нор
111
мальную составляющую к сечению и Pt — касательную состав-
ляющую, определим напряжения, возникающие в этом сечении
[1, 2]:'
Напряжение изгиба от момента РJ
напряжение растяжения =--------
Р,
и напряжение среза aCD =——.
Сложное расчетное напряжение в сечении h от изгиба, растяже-
ния и среза ос =	+ ои)2 +4<yfp не должно превышать 40+60 МПа.
Средний диаметр уплотнительной канавки Д/ стараются
уменьшить, чтобы снизить общую нагрузку на шпильки, но это
приводит к увеличению напряжения изгиба в опасном сечении
бурта.
Опорную поверхность бурта проверяют на сжатие,
а
ср
4pd
^Дв2~Д1)
, МПа,
оср для чугуна = 60+80 МПа.
Ширину уплотнительной канавки проверяют на смятие
А’ = -^-,МПа.
Удельное давление: для чугуна — не более 80 МПа; медных
прокладок — до 40 МПа.
Большие усилия затяжки газового стыка в рассмотренной
112
конструкции могут вызвать трещины в буртах втулок и дефор-
мации зеркала втулки. Недостатком такой конструкции является
необходимость увеличения жесткости крышки и возможность
нарушения герметичности газового стыка при высоких Р,. Ана-
логичную конструкцию цилиндровых втулок имеют четырехтак-
тные дизели K6S310DR, Д70 и др.
Втулка цилиндра дизелей типа Д70 — литая из хромоникель-
молибденового чугуна, на верхнем опорном бурте имеет проточ-
ку для газового стыка. Герметичность стыка достигают взаимной
притиркой поверхностей бурта
крышки и проточки втулки
(рис. 2.41). Полость для охлаж-
дающей воды образована втул-
кой и напрессованной на нее ру-
башкой 4, изготовленной из
специального хромоникельмо-
либденового чугуна. Между ру-
башкой и втулкой по цилинд-
рической поверхности установ-
лены три резиновых уплотняю-
щих кольца. Опорные бурты
рубашки и втулки притирают
друг к другу. Охлаждающую
воду к цилиндру подводят из
водяного коллектора через от-
верстие 7 в нижней части ру-
башки, которая затем перетека-
ет через каналы 6 и 3 в опорном
бурте и жиклеры 1 в крышку
цилиндра.
Втулка цилиндра в блоке
уплотнена снизу резиновым
кольцом.
Зеркальная поверхность
втулки проходит сложный про-
цесс обработки. Цилиндричес-
кая поверхность зеркала втул-
ки после хонингования должна
иметь овальность, конусность,
бочкообразность и корсетность
Рис. 2.41. Рабочий цилиндр
дизеля:
1 — перепускные жиклеры воды в
крышку; 2 — уплотнение жиклера;
3 — перепускные каналы; 4 — ру-
башка цилиндра; 5 — втулка ци-
линдра; 6 — ребра; 7 — отверстие
для подсоединения водяного кол-
лектора; 8 — уплотнительные
кольца; 9 — сигнальное отверстие;
10 — бурт для притирки втулки и
рубашки
113
не более 0,03 мм. Биение верхнего и нижнего внешних цилин-
дрических базовых поясов втулки относительно зеркала не дол-
жно превышать 0,03 мм [2, 3]. Рубашку напрессовывают при
нагреве до 100°С. Посадочные бурты втулки и рубашки прове-
ряют по краске, прилегание не менее 60% поверхности.
Втулки цилиндров подвесного типа имеют ряд преимуществ:
силы давления газа в цилиндре не отрывают крышку от втулки;
повышается приспособляемость поршня к втулке в процессе со-
вместной их работы и деформации; сборку втулки с крышкой
цилиндра выполняют вне дизеля, что позволяет контролировать
деформацию зеркала втулки. Втулки цилиндров подвесного
типа применяют с «сухим» блоком, когда втулка снабжена ру-
башкой (дизели Д49, рис. 2.42, а) и с «мокрым» блоком (дизель
Рис. 2.42. Цилиндровые втулки:
а — дизелей Д49; б — дизелей 11Д45 и 14Д40;
в — газовый стык дизеля Д49 до модернизации;
г — после модернизации; 1 — втулка; 2 —
рубашка; 3 — шпилька; 4, 5, 6 — резиновые
кольца; I, II, III — опорные пояса втулки
114
11Д45, рис. 2.42, б). При наличии рубашки на втулке цилиндра
опрессовку крышки вместе с втулкой выполняют вне дизеля.
Распределения напряжений в верхнем поясе втулки дизеля
11Д45 от сил давления газов и неравномерного нагрева даны на
рис. 2.43 [4]. Необходимая жесткость фланца втулки (по опыту
завода-изготовителя) обеспечивается размерами фланца в зави-
симости от диаметра цилиндра Оц, высоты h ~ (0,18-4-0,2) £>ц,
ширины b ~ (0,15-5-0,18) £>ц, к поверхностям газового стыка втул-
ки и крышки предъявляют повышенные требования по их при-
леганию. Затяжка шпилек газового стыка втулки цилиндра с
крышкой создает в верхнем поясе втулки осевые и окружные
Он -20	0	20	40	60 Он, МПа
Рис. 2.43. Эпюры напряжений он на наружной стороне поверхности
втулки дизеля 11Д45:
J — от растяжения втулки более нагретой крышкой; 2 — от сил давления
газов при упругом взаимодействии с крышкой; 3 — от перепада тем-
пературы по втулке
115
напряжения, максимальное значение которых у дизелей 11Д45
достигает 120-5-130 МПа, а у дизелей типов Д49 — 70 МПа. По-
этому шпильки газового стыка следует затягивать регламенти-
рованным усилием в определенной последовательности.
Дополнительное противодействие сдвигу в газовом стыке ди-
зелей Д49 и 11Д45 создает стальная прокладка, покрытая слоем меди
(толщиной 0,03-5-0,04 мм), которая при затяжке врезается в специаль-
ные треугольные кольцевые канавки (см. рис. 2.42, б) на сопрягае-
мых поверхностях крышки и втулки. В дизелях типа Д49 применен
газовый стык замкнутого типа (рис. 2.42, г), сопротивление сдвигу в
радиальном направлении которого возросло в 3 раза по сравнению
с предшествующей конструкцией (рис. 2.42, в).
Существенными особенностями обладают конструкции ци-
линдровых втулок двухтактных дизелей со встречно-движущи-
мися поршнями (рис. 2.44, а). Втулка разгружена от осевых уси-
лий, поэтому ее опирают на блок специальным фланцем 1 и
Рис. 2.44. Цилиндровая втулка
дизеля типа Д100:
а — общий вид втулки; б — изменение
температуры различных точек втулки
на режимах тепловозной характе-
ристики на глубину 2 мм от поверх-
ности зеркала; 1 — фланец; 2 — втулка;
4 — рубашка; 4 — выпускная коробка;
5, 6, 7, 8, 9, 10 — температуры раз-
личных точек; А — подвод; Б — отвод
охлаждающей воды; В — водяная по-
лость выпускной коробки
116
крепят к нему четырьмя небольшими шпильками. При повыше-
нии температуры втулка свободно расширяется в сторону про-
тивоположную верхнему фланцу. В зоне камеры сгорания втул-
ка усилена продольными ребрами, которые значительно увели-
чивают поверхность ее охлаждения. На ребра надета стальная
рубашка (сталь 40Х ГОСТ 4543-71), образующая с наружной
поверхностью втулки полость охлаждения.
Изнашивание контактных поверхностей втулки и рубашки на-
чинается от зоны отверстий под форсунки, развивается по перифе-
рии и достигает при пробеге 300-5-400 тыс. км 0,1+0,15 мм, превы-
шая тепловой натяг между втулкой и рубашкой. Уровень
напряжений в стенке втулки при таком зазоре может достигать
120+160 МПа, что превышает предел выносливости и приводит к
образованию усталостных трещин в зоне отверстий [5, 6].
Обычная затяжка гайки уплотнения втулки под форсункой
создает дополнительные напряжения в этих местах 9+12 МПа, а
в резьбе в 2-3 раза выше. Предел выносливости чугунных вту-
лок цилиндров 100+130 МПа. При потере натяга рубашки в эк-
сплуатации в местах концентрации напряжений во втулке появ-
ляются трещины.
Как показывает опыт эксплуатации рубашки, трещины в ме-
стах концентрации напряжений носят коррозионно-усталостный
характер. Коррозия и эрозия обусловлены циркуляцией охлаж-
дающей воды. Поверхностное коррозийное разрушение металла
рубашки приводит к снижению ее усталостной прочности. По-
этому рационально применение современных эффективных ме-
тодов упрочнения рубашек, таких как обкатывание роликами
или дробеструйная обработка в сочетании с защитой металла от
коррозии специальными покрытиями. Эти покрытия обладают
большей прочностью, лучшей вибростойкостью, эластичностью
и адгезией. Несоблюдение в эксплуатации инструкций по водо-
подготовке влечет за собой повышенную агрессивность охлаж-
дающей жидкости и увеличение трещин рубашек вследствие со-
вместного действия коррозии и эрозии.
Важное значение в конструкции цилиндровых втулок двух-
тактных дизелей имеют органы распределения, продувочные
и выпускные окна, форма которых должна обеспечивать задан-
ное направление потока воздуха в цилиндре для получения
хорошего качества очистки и необходимой степени завихрения
для улучшения смесеобразования. Кромки окон закругляют
117
для получения минимальных потерь давления воздуха при про-
дувке.
Скорость изнашивания зеркала втулок цилиндра зависит в
большей мере от температуры поверхностей трения, режимов
работы дизеля, эффективности охлаждения, качества масла и
топлива, запыленности атмосферного воздуха, качества его очи-
стки и ряда других факторов. Температурное состояние втулки
цилиндра дизеля 2Д100 на режиме номинальной мощности
харектеризуется распределением температур по длине зеркала
(рис. 2.44, б, 2.45) [5,6]. В средней части, т.е. в зоне камеры сго-
рания, уровень температур составляет примерно 210°С. С удале-
нием от средней части температура снижается примерно до
100°С. В зоне впускных окон температура незначительно возра-
стает, а в зоне выпускных окон достигает 240°С. Значительный
рост температуры в этой зоне можно объяснить тем, что пере-
мычки выпускных окон подвергаются воздействию горячих га-
зов, кроме того в этом поясе отсутствует водяное охлаждение
втулки. Повышение температуры в зоне выпускных окон и зна-
чительный перепад температур образуют корсетность выше по-
яса выпускных окон, что нередко приводит к натирам и задирам
в этом месте цилиндра.
Температура наружной поверхности рубашки равна средней
температуре охлаждающей воды.
Внутреннюю поверхность цилиндровых втулок хонингуют.
Для улучшения прирабатываемости зеркало чугунных втулок
Рис. 2.45.
Распределение
температур во втулке
цилиндра на глубину
2 мм от зеркала на
режиме номинальной
мощности дизеля
2Д100
(п - 850 об/мин;
N =145 кВт):
ец	7
/ — впускные окна; II — выпускные окна; I — при температуре воды на
выходе из дизея tB = 77°С, выпускных газов t - 350°С; 2 — при тем-
пературе воды на выходе из дизеля tB = 95°С, выпускных газов tr = 450°С
118
фосфатируют. Перспективным способом упрочнения зеркала
втулок цилиндра является закалка лучом лазера, получившая
применение в тепловозных двигателях фирмы «General Motors»
и осваиваемая в настоящее время дизелестроительными пред-
приятиями страны. Для втулок дизелей используют молибдено-
вый чугун повышенной прочности ГОСТ 7274-80. Этим же
ГОСТом устанавливают требования к шероховатости обработки
их рабочей поверхности, а также допуски на геометрические
размеры и биение посадочных поясов. Каждая втулка должна
выдержать гидравлические испытания на 1/3 своей длины от
бурта, а для дизелей типа Д100 на 1/3 хода поршня от оси фор-
сунки в обе стороны на давление 1,5 Р,. Механические свойства
при испытаниях на изгиб: 5в > 7,0 МПа,/ >1,4 мм.
В быстроходных дизелях типов М756, Д12 и других приме-
няют втулки из стали 38ХМЮА с азотированным зеркалом и
твердостью HR 65, обуславливающие получение легкой тонко-
стенной конструкции. Тонкостенные стальные втулки цилиндров
рассчитывают по формуле Ляме [2]. Схема расчета изложена
в [1].
Крышки цилиндров. Цилиндровая крышка, соединенная с
блоком цилиндров, замыкает силовую схему двигателя сверху,
образуя, совместно с днищем поршня и стенками цилиндра, ка-
меру сгорания и воспринимает давление свежего заряда во вре-
мя сжатия и газов при сгорании рабочего тела в цилиндре.
Конструкция крышек зависит от типа дизеля, его размеров,
камеры сгорания, органов газораспределения, системы охлажде-
ния и т.п. В тепловозных дизелях каждый цилиндр имеет инди-
видуальную крышку. Преимуществами индивидуальных кры-
шек являются простота изготовления и большее удобство в
эксплуатации.
В быстроходных легких двигателях крышки ряда цилиндров
объединяют в одну деталь, называемую головкой.
Крышка — одна из наиболее нагруженных деталей дизеля.
На нее действуют механические и термические напряжения от
давления газов, перепадов температур и монтажных усилий.
Большая жесткость крышки в зоне днища, значительный пере-
пад температур в радиальном и осевом направлениях вызывают
в днище большие температурные напряжения. Напряжения от
сил давления газов и монтажных усилий относительно невелики
(6-И0%). Неравномерная жесткость днища приводит к тому, что
119
деформация сжатия при работе дизелей концентрируется в наи-
более податливой части — в межклапанных перемычках. В ре-
зультате процесса релаксации, появляющегося при работе дизе-
ля, часть упругой деформации сжатия переходит в пласти-
ческую. При этом в межклапанных перемычках холодной крыш-
ки появляются напряжения растяжения. Величина напряжений
зависит от температурного состояния днища, распределения же-
сткости по сечению, материала, времени работы крышки и отло-
жения накипи и присадки в полости охлаждения. Большая же-
сткость крышки обеспечивается ее высотой. В современной
практике она находится в пределах (0,6-*4,0).Оц.
К конструкции всех типов цилиндровых крышек предъявля-
ют следующие требования:
1)	достаточная жесткостью и прочность под действием давле-
ния газа в цилиндре;
2)	малые термические напряжения и местные перегревы от-
дельных ее частей;
3)	обеспечивать максимальные проходные сечения впускных
и выпускных клапанов;
4)	удобство демонтажа, осмотра и регулировки клапанного
механизма;
5)	технологичность конструкции и малая трудоемкость.
Выполнить все требования часто довольно сложно, так как
многие из них взаимно противоречивы. Например, для улучше-
ния наполнения стремятся увеличить диаметр отверстия под
впускной клапан, что при прочих равных условиях ведет к
уменьшению ширины межклапанной перемычки, повышает тем-
пературные напряжения в ней и затрудняет получение равной
прочности в элементах днища головки. Дополнительный рост
температурных напряжений в межклапанной перемычке возмо-
жен в результате ухудшения охлаждения, обусловленного
уменьшением сечения канала для прохода охлаждающей жидко-
сти между стенками соседних газовоздушных каналов.
Тепловой поток в крышку цилиндра превосходит тепловые
потоки в поршень и втулку цилиндра.
Повышение надежности работы крышек цилиндров связано,
в первую очередь, со снижением температуры и перепадов тем-
ператур в днище крышки, являющимся наиболее нагруженным
ее элементом.
Крышка цилиндра дизеля Д49 отлита из легированного чугу-
120
на с глобулярным графитом. В ней размещены два впускных 2 и
два выпускных 6 клапана (рис. 2.46) и форсунка (на рисунке не
показана). Клапаны изготовлены из жаропрочной стали. Темпе-
ратурное состояние днища крышки цилиндра по данным термо-
Рис. 2.46. Крышка цилиндра:
1 — крышка цилиндра; 2 — клапан впускной; 3, 7 — втулки направляющие;
4 — кольцо пружинное; 5 — седло выпускного клапана; 6 — клапан
выпускной; 8 — прокладка уплотнения газового стыка; 9 — втулка;
10— кольцо фторопластовое; 11 — крышка кожуха; 12 — сухарь разрезной;
13 — рычаг; 14 — шпилька; 75 — пружины; 16 — упор; 17 — втулка гидро-
толкателя; 18 — скребок; 19 — колпачок; 20 — толкатель; 21 — клапан
шариковый, а, б, в, г — отверстия; д — зазор в гидротолкателе
121
метрирования на режиме Ре = 1,2 МПа при температуре выхлоп-
ных газов tr = 510°С следующее: t = 315°С в зоне между вы-
пускными клапанами, на периферии днища температура снижает-
Рис 2.47. Температура в
различных точках крышки
цилиндра:
1 — окна впускных клапанов;
2 — окна выпускных клапанов
ся до 230°С. Максимальный гра-
диент температур по толщине
крышки 70°С/см характеризует
средний уровень изгибных на-
пряжений (рис. 2.47). Исследо-
вания показали, что с увели-
чением форсирования по Ре в
2,5 раза температуры и темпера-
турные напряжения днища воз-
растают в 2 раза. Уменьшение
толщины днища на 1 мм вызы-
вает у форсированных дизелей
уменьшение перепада темпера-
тур на 15-5-2О°С [2, 7]. В связи с
этим толщина днища крышек
дизелей Д49 уменьшена с по-
мощью фрезеровки в зоне вы-
пускных клапанов и проточ-
кой вокруг форсунки на 3 мм
(рис. 2.47, а).
При перепаде температур t = 100°С температурные напряже-
ния в перемычках крышки, соединенной с цилиндровой втулкой
подвесного типа, увеличились на 8-5-27% по сравнению с крыш-
кой, свободной от связи с цилиндровой втулкой. В процессе
эксплуатации дизеля, даже при тщательном соблюдении режи-
мов водоподготовки, на днище крышки происходит отложение
накипи, что приводит к значительному повышению температур
(порядка 100-5-150°С) и соответственно теплонапряженности дни-
ща крышек. Пути повышения эффективности охлаждения кры-
шек с ростом уровня форсировки можно проследить на ряде
конструкций.
Литая чугунная крышка дизеля Д50 отличается длительной и
надежной работой при ограниченных уровнях форсирования
этого дизеля. Циркуляция воды в крышке практически не орга-
низована. Вода поступает из водяных полостей блока через во-
семь втулочек, уплотненных кольцами из маслостойкой ре-
зины. При этом большую часть воды подводят в крышку со
122
стороны выпускных клапанов, она охлаждает на своем пути
впускные клапаны, днище крышки, форсунку и после этого под-
ходит к выпускному патрубку.
С ростом форсирования
двигателей существенным ша-
гом в развитии конструкции
крышек цилиндров с органи-
зованной циркуляцией воды
явилось введение диафрагмы,
находящейся на небольшом
расстоянии от днища. Это
разделение крышки на два
этажа по высоте выполняют в
большинстве конструкций в
единой отливке (дизели типа
Д49), но может быть и состав-
ной, как в дизелях 11Д45 и
14Д40 (рис. 2.48). В крышке
установлены форсунки и
четыре клапана (у дизелей
Д49 — два впускных, два вы-
пускных; у дизелей 11Д45 и
14Д40 — четыре выпускных),
гнезда для которых образова-
ны в чугунном днище. Одна-
ко и в крышках цилиндра
этих дизелей каналы для про-
тока воды получаются непра-
вильной формы с относи-
тельно большими сечениями,
что не гарантирует эффектив-
ность очистки от накипеобра-
зования, равномерность и ин-
тенсивность охлаждения.
Анализ конструкций со-
временных дизелей показыва-
ет, что на мощных форсиро-
ванных дизелях необходимо
применение крышек цилинд-
ров с механически обрабо-
Рис. 2.48. Крышка цилиндра
дизеля 11Д45:
1 — крышка; 2 — колпак; 3 — кол-
пачок; 4 — гидротолкатель; 5 — тра-
верса; 6 — рычаг; 7 — болт; 8,
12 — сухари; 9, 11, 13 — пружины;
10, 17 — тарелки; 14, 15, 16 — втул-
ки; 18 — гнездо; 19 — клапан;
20 — днище
123
тайными каналами охлаждения, обеспечивающими циркуляцию
воды с заданными скоростями и хорошую очистку этих каналов
от накипеобразования.
В быстроходных, легких дизелях, габаритные размеры кото-
рых стремятся максимально уменьшить и где особое значение
имеет уменьшение массы клапанов, применяют колпачковые
крышки (дизель 1Д12) и крышки с высоким буртом (дизель
ИД45).
Рис. 2.49. Индикаторный кран:
1 — шпиндель; 2 — штуцер; 5, 7 —
прокладки; 4 — замочная плас-
тина; 5 — колпачок; 6 — корпус
крана
Индикаторный кран (рис. 2.49) устанавливают на каждой
крышке и используют для продувки камер сгорания и замера
давлений газов в цилиндре.
Крышки цилиндров дизелей типа Д50 отливают из чугуна
марки СЧ21-40 (ГОСТ 1412-85), у более форсированных по ра-
бочему процессу дизелей типа Д49 — из высокопрочного чугу-
на ВПЧ - нм - п.
Для выпускных клапанов в крышке Д49 установлены «плава-
ющие» седла 5 из жаростойкого сплава. Направляющие втулки
3 и 7 клапанов изготовлены из чугуна, в верхней части имеют
металлокерамические втулки, фторопластовые кольца 10 и
скребки 18 (см. рис. 2.46). Острые кромки скребков снижают
расход масла через направляющие втулки. Повышение износо-
стойкости пары шток клапана - направляющая достигается оп-
тимальными зазорами и хромированием штока клапана. В со-
временных двигателях управление клапанами осуществляется
через гидротолкатели, установленные в расточках рычагов.
124
Гидротолкатель обеспечивает беззазорную работу клапанно-
го механизма за счет создания между клапаном и рычагом мас-
ляного слоя, толщина которого автоматически изменяется при
тепловом расширении деталей клапанного механизма. Масло
поступает в гидротолкатель по отверстию в штанге, отверстию б
в рычаге и отверствию г во втулке в полость в гидротолкателя,
когда клапан закрыт. При набегании ролика рычага на кулачок
распределительного вала давление масла полости в резко возра-
стает, шарик 21 препятствует выходу масла и усилие передается
на клапан через масляную подушку. После закрытия клапана
давление в полости в станет равным давлению в магистрали,
пружины 15 раздвинут толкатель 20 и втулку 17, масло из ма-
гистрали поступает в полость в через шариковый клапан 21,
компенсируя утечки масла через зазоры при открытии клапана
2 или 6. Оси рычагов смазываются маслом, поступающим через
отверстия в рычагах. Из крышки цилиндра масло стекает в кар-
тер двигателя. Контроль плотности стыка крышки с втулкой ци-
линдра осуществляется с помощью отверстия а.
Особенностью конструкции дизелей Д49 является наклонное
расположение форсунки вне масляной полости крышки, что
позволяет обслуживать ее, не снимая крышку кожуха 11.
Головки цилиндра быстроходных легких двигателей типов
1Д12, М750 изготовляют из алюминиевых сплавов АЛ 19, АЛ4
(ГОСТ 2685-80). Так как в сечениях крышек (головок) имеются
сложные геометрические формы, определить действительное на-
пряжение в стенках весьма трудно. Поэтому толщину стенок
принимают на основании выполненных конструкций и учета
технологических возможностей литья. Расчет напряженно-дефор-
мированного состояния крышек цилиндров приведен в [1].
2.4. Шатунно-кривошипный механизм
Шатунно-кривошипный механизм или кривошипно-шатун-
ный механизм (КШМ) дизеля преобразовывает возвратно-по-
ступательное движение поршней во вращательное движение ко-
ленчатого вала. Основные детали механизма: коленчатые валы,
поршни и шатуны. Состояние деталей шатунно-кривошипного
механизма определяет в основном моторесурс двигателя.
125
Коленчатые валы. Коленчатый вал является одной из наибо-
лее ответственных, напряженных и дорогостоящих деталей ди-
зеля. Вал воспринимает периодические нагрузки от сил давле-
ния газов, сил инерции поступательно- и вращательно-движу-
щихся масс. Эти силы вызывают трение и изнашивание шеек и
подшипников коленчатого вала, усталостные разрушения в мес-
тах переходов шеек в щеки и в местах выходов масляных кана-
лов, а также крутильные, изгибные, поперечные и осевые коле-
бания.
Масса коленчатого вала составляет 7+15% массы дизеля, а
стоимость 15+25% стоимости дизеля.
К конструкции коленчатого вала предъявляют следующие
требования:
1.	Достаточная жесткость, прочность, износостойкость и на-
дежность при различных эксплуатационных режимах, при отно-
сительно небольшой массе;
2.	Схема расположения кривошипов и порядок работы ци-
линдров должны обеспечивать равномерность вращающего мо-
мента, наибольшую уравновешенность дизеля и отсутствие до-
полнительных напряжений от крутильных колебаний;
3.	Конструкция вала, через полости и каналы которого пода-
ется смазочное масло, должна быть увязана с системой смазки
двигателя и подачей масла на охлаждение поршней;
4.	Конструкция вала должна обеспечивать технологичность
его изготовления и дешевизну, в то же время высокую точность
изготовления шатунных и коренных шеек и чистоту обработки
их поверхностей для обеспечения взаимозаменяемости вклады-
шей подшипников.
Конструктивные формы коленчатых валов зависят от выбора
материала (сталь, чугун), технологических возможностей полу-
чения заготовки (ковка, штамповка, литье), возможности свер-
ления отверстий в шатунных шейках. Во многом конструктив-
ные формы валов определяют стремление уменьшить массу и,
особенно, силы инерции вращающихся масс путем устранения
излишнего металла в местах, удаленных от оси вращения. От
прямоугольных форм щеки переходят к эллипсовидным, наибо-
лее полно удовлетворяющим перечисленным выше требованиям
(см. рис. 2.50, а), однако изготовление щеки дорого и сложно,
поэтому часто ограничиваются более простой прямоугольной
формой щеки, полученной механической обработкой.
126
Рис 2.50. Варианты
конструктивного выполнения
колена литого чугунного вала
дизеля 11Д45 (а), кованого
стального вала дизеля 5Д49 (б):
1 — шпилька крепления противовеса;
2 — противовес; 3 — коленчатый вал;
4 — заглушка
Коленчатые валы тепловозных дизелей имеют число опор
(коренных шеек), превышающее на единицу число шатунных
шеек. Конец вала со стороны отбора мощности для соединения
с генератором, упругим элементом, муфтой насосного колеса
гидропередачи и т.д. имеет участок со шлицами или фланцем.
127
Коренные шейки, как правило, выполняют одинакового диамет-
ра Д (см. рис. 2.50 и табл. 2.3). Свободный конец вала со сто-
роны, противоположной концу отбора мощности, обычно слу-
жит для монтажа шестерен, приводящих в действие масляный и
водяные насосы, здесь же располагают дополнительный криво-
шип или какой-либо другой механизм (зубчатое зацепление),
приводящий в работу вспомогательные агрегаты дизеля (см.
рис. 2.4, коленчатый вал дизеля 10Д100). В других двигателях на
свободном конце монтируют шестерню привода вала-распреде-
лителя (см. кинематические схемы двигателей рис. 2.13, 2.18).
К коренным и шатунным шейкам смазку подают под давле-
нием, вал служит маслопроводом системы смазки. Для облегче-
ния подачи смазки выполняют высверливание отверстий или
полостей в коленчатых валах, эта операция весьма рациональ-
на. Так при высверливании шатунной шейки, например на 0,7 ее
диаметра, момент сопротивления уменьшается на 25%, а масса
шейки на 50%.
При рассмотрении литых чугунных коленчатых валов (рис.
2.50, а, дизели Д100, 11Д45, Д49) и стальных кованых (рис.
2.50, б, дизели Д50, Д49, 1Д12) заметна разница по конструктив-
ным формам. В стальных валах внутренние полости шатунных
и коренных шеек сверленые (прямые цилиндрические), в литых
им удалось придать наиболее целесообразную конфигурацию,
благодаря чему усилить вал в опасных сечениях (х - х) (см.
рис. 2.50, а). В местах выхода отверстий для смазки у литого
вала выполнены утолщения в виде бобышек, что компенсирует
концентрацию напряжений в этих местах. Расход металла на 1 т
окончательно обработанного кованого вала дизеля Д50 состав-
ляет 6,2 т, а литого чугунного вала дизеля Д100 — 2,14 т, в том
числе в стружку уходит соответственно 2,6 и 0,6 т, цикл изготов-
ления вала при этом снижен с 45 до 20 дней.
В литом валу можно обеспечить наиболее рациональное ис-
пользование конструктивной формы, чего нельзя достигнуть в
стальном кованом валу, даже путем дорогостоящей и трудоем-
кой механической обработки.
Увеличение диаметра шеек вала при сохранении размера ради-
уса кривошипа способствует повышению прочности и жесткости
вала за счет перекрытия шеек е. Чем больше диаметры шеек, тем
больше перекрытие е и прочнее щека. Исследования показали, что
наличие у колен большого перекрытия ddiiT = 0,3-4),6 приводит
128
к значительному в 2+3 раза увеличению действительной жесткос-
ти щеки в плоскости кривошипа по сравнению с теоретической
жесткостью, рассчитанной для ее прямоугольного сечения, и в
1,5+2,0 раза в другой плоскости.
Первоначальные размеры коленчатого вала определяют ис-
ходя из заданных технических условий по конструктивным со-
отношениям элементов с учетом преемственности ранее изготов-
ленных валов.
Для приближенного выбора длины шеек коленчатого вала
используют величину максимальной удельной нагрузки на под-
шипники коренной и шатунной шеек.
п р W>2
Если г. =—------наибольшая сила, действующая в цилинд-
4
ре от давления газа, то:
для коренной шейки
^max 2d I ’	С2-1)
для шатунной шейки
к - р-
лтах 1 ]
(2.2)
где q — коэффициент, учитывающий степень увеличения нагрузки на
подшипник за счет соседних цилиндров (для 4-тактных дизе-
лей q < 1,25, для 2-тактных дизелей q < 1,50).
Для двигателей быстроходных и средней быстроходности
[А] = 10+20 МПа.
Для V-образных форсированных двигателей [А] = 25+38 МПа.
Из формул (2.1) и (2.2) видно, что снизить удельную нагрузку
на подшипники можно двумя путями, либо за счет увеличения ди-
аметра, либо длины подшипника. Целесообразнее первый путь.
Конструктивные соотношения основных деталей шатунно-
кривошипных механизмов отечественных тепловозных дизелей
приведены в табл. 2.3.
В тепловозном дизелестроении для изготовления литых ко-
ленчатых валов применяют высокопрочные модифицированные
5 Зак. 75
129
g Таблица 2.3. Конструктивные соотношения и размеры основных деталей шатунно-
кривошипных механизмов отечественных тепловозных дизелей
Соотношения и детали КШМ	Дизели						
	Д50	ДЮО	Д45	Д70	Д49	IД12	М750
Диаметр коренной шейки dK, мм	240	203,38	250	2.30	220	95	105
Расстояние между осями цилиндра	1.7	1,47	1,37	1,62	1,46	1,17	1,15
Диаметр шатунной шейки dm, мм	210	171,8	165	190	190	85	96
<1М	0,66	0,8.3	0,71	0,79	0,71	0,57	0,52
Длина коренной шейки 1як, мм	170	89	78/120*	95/105*	80	56	—
Длина шатунной шейки /ш,мм	138	108	98	135	120 "	70	—
Отношение толщины щеки п к D	0,39	0,31	0,2	0,29	0,21	0,16	0,15
Отношение ширины щеки Ьк к D	1,45	1,70	1,47	1,46	1,16	1,21	1,06
Перекрытие шеек вала £, мм	120	122	54	65	70	нет	нет
L между осями шат.болтовЛ/ш	1,2	1,27	1,3	1,26	1,26	1,23	—
diuar 6 /О	—	0,10	0,14	0,104	0,093	0,08.3	—
Н ПОрШ	1,44	1,42**/ 1,52	1,6	1,12	1,0	0,8	0,16
Отношение расст. от верхней кромки поршня до верхнего рабочего кольца	0,24	0,18	0,19	0,21	0,13	0,14	0,15
Отношение расст. от нижней кромки юбки до оси пальца поршня, h^/D	0,44	0,7	0,69	0,44	0,3 8	0.30	0,29
dпальца/&	0,48	0.40	0,39	0,40	0,36	0,28	0,28
^Овн/^п.нар	0,70	0,56	0,53	0.516	0,45	0,48	0,48
Здесь: D — диаметр цилиндра (поршня);
* — цифры в знаменателе относятся к удлиненным шейкам;
♦♦ — верхний/нижний.
чугуны с шаровидным графиком (СЧЗО, СЧ35 и др.) перлитно-
ферритной структуры и углеродистые и легированные стали.
Для изготовления стальных штампованных валов применяют
хромованадиевые, хромомолибденовые, хромоникелевые и
хромоникельмолибденовые стали марок ЗОХМА, 20ХНЗА,
38Х2МЮА, 40Х2Н2МА,25Х2Н4МА, 38Х2МЮА и другие.
Оценка целесообразности использования чугуна в качестве
материала для коленчатых валов по сравнению со сталью может
быть дана только на основании анализа всего комплекса факто-
ров, влияющих на прочность и работоспособность коленчатого
вала. Большое значение при этом имеют: сопротивление устало-
сти при изгибе, кручении; демпфирующие свойства; чувствитель-
ность к резким переходам формы, надрезам и другим концент-
раторам напряжения. При одном и том же пределе прочности
материала на растяжение пределы выносливости при изгибе чу-
гунных валов такие же, как и стальных, а пределы выносливо-
сти при кручении чугунных валов на 20-5-30% выше. Демпфиру-
ющая способность высокопрочного чугуна с шаровидным
графитом в 1,5э-2,0 раза выше, чем у стали 40, а у молибдено-
вого чугуна с пластинчатым графитом примерно вдвое больше,
чем у высокопрочного чугуна.
Однако в наиболее форсированных дизелях применяют сталь-
ные штампованные коленчатые валы (дизели Д49, М750, 1Д12,
все зарубежные тепловозные дизели).
Например, применение стального штампованного вала вме-
сто чугунного литого (рис. 2.50, б) в дизелях Д49 позволило,
при более высоких прочностных свойствах стали, уменьшить
диаметр шатунной шейки с 200 до 190 мм при сохранении по-
вышенных запасов прочности. При этом длина шатунной шейки
увеличена со ПО до 120 мм, что позволило увеличить жесткость
нижней головки шатуна и улучшить работу вкладышей под-
шипника.
Переход на стальные валы с постановкой на каждой шейке
коленчатого вала противовесов (рис. 2.50, б) обеспечивает пол-
ное уравновешивание сил инерции вращающихся масс, что
уменьшает инерционные нагрузки на коренные подшипники и
повышает надежность их работы.
На запас прочности коленчатого вала оказывают влияние уп-
ругие деформации опор блока, точность (ступенчатость) их рас-
точки, изменения относительного расположения опор из-за не-
5*
131
равномерного изнашивания подшипников и шеек вала. Иссле-
дованиями ВНИИЖТа установлено, что для дизелей типа Д100
при образовании суммарной ступенчатости по смежным опорам
вала равной 0,14 мм, запас прочности снижается на 25%, а при
ступенчатости равной 0,53 мм, примерно в 2 раза. По исследо-
ваниям ПО «Коломенский завод» для промежуточных колен
вала при занижении опор на 0,1 мм в галтелях щек, прилегаю-
щих к заниженной опоре, переменные напряжения увеличивают-
ся на 3O-J-5O МПа. Измерения максимальных напряжений в галте-
лях валов показали, что коэффициенты концентрации напря-
жений К5 = 4ч-5 относительно номинальных значений на шейке
и = 2,5-г-3,5 относительно напряжений на щеке. На рис. 2.51
а)	б) я. МПа
Рис. 2.51. Максимальные расчетные напряжения в галтелях
шатунных шеек в различных коленах вала (по длине):
а — V-образного дизеля 11Д45; б — V-образного дизеля Д49
253,0	254,0
Рис. 2.52. Эпюра распределения
напряжений по окружности галтели
шатунной шейки
показано распределение мак-
симальных переменных из-
гибных напряжений по гал-
телям шатунных шеек.
Эпюра распределения напря-
жений и их значения по ок-
ружности галтелей шатун-
ной шейки приведены на
рис. 2.52.
Для литых чугунных ва-
лов участки пористости, вы-
ходящие на поверхность
галтели шатунной шейки,
снижают их долговечность в
132
3+4 раза. Внутренние дефекты отливок обнаруживают просвечи-
ванием гамма-лучами радиоактивного кобальта с фотографиро-
ванием на пленку.
Большинство поломок коленчатых валов в эксплуатации
происходит вследствие различной степени изнашивания и воз-
никновения ступенчатости вкладышей опор вала, что приводит
к преждевременному усталостному разрушению. Поэтому уста-
лостную прочность валов повышают конструктивными и техно-
логическими методами.
Конструктивные мероприятия сводятся к приданию элемен-
там вала и их сопряжениям более благоприятных геометричес-
ких форм, позволяющих уменьшить коэффициенты концентра-
ции напряжений (увеличение радиуса галтелей, выполнение
галтелей двумя-, тремя сопряженными радиусами, поднутрение
галтелей в шейку, расположение смазывающих отверстий в не-
напряженных местах и т.д.).
Так в процессе доводки дизе-
лей Д49 конструкция вала была
изменена (рис. 2.53). Увеличе-
ние толщины стенок шатунных
шеек (на величину заштрихо-
ванного поля 7), изменение
формы двух полостей в шатун-
ных и коренных шейках позво-
лили повысить усталостную
прочность вала и устранить из-
ломы по шатунным шейкам.
Технологическими меропри-
ятиями могут быть поверхност-
ное упрочнение галтелей обкат-
кой роликом, а также азоти-
рование всех поверхностей ко-
ленчатого вала. Обкатка галтелей роликом повышает предел
усталости при изгибе на 100+120%. Азотирование повышает уста-
лостную прочность валов на 20+25% и износостойкость шеек в
2+3 раза. Внедрение азотирования крупногабаритных чугунных
валов не всегда рационально вследствие значительных деформа-
ций, получающихся при этом процессе и большой его длитель-
ности (до 120 часов). Искривление валов устраняют горячей прав-
кой с выдержкой при температуре 450-520°С в течение 3-5 часов.
Рис. 2.53. Эпюра
распределения напряжений по
окружности частями шатунной
шейки
133
Правка повторяется 3-5 раз, что вызывает процесс вторичной гра-
фитизации и снижения усталостных свойств [1].
Коленчатые валы дизелей типа Д100, работающие во вклады-
шах подшипников с мягкой баббитовой заливкой, упрочняют
только накаткой галтелей роликами. Коленчатые валы дизелей
типа 11Д45, 14Д40, Д49, работающие во вкладышах подшипни-
ков со свинцово-бронзовой заливкой, азотируют для повыше-
ния твердости, а для повышения усталостной прочности галтели
накатывают роликами. При этом слой азотирования перед на-
каткой снимают.
Одним из возможных вариантов упрочнения коленчатых ва-
лов, отлитых из легированного высокопрочного чугуна повы-
шенной твердости, является накатка не только галтелей, но и
всей поверхности шеек с последующим суперфинишированием.
Твердость шеек при этом повышается до НВ 40-60, что позволя-
ет использовать такие валы в сочетании с вкладышами подшип-
ников, имеющих заливку свинцовистой бронзой.
Перспективными методами упрочнения являются также за-
калка шеек токами высокой частоты и хромирование.
Сопротивление усталости можно повысить цементацией и
цианированием. Как показывают опыты с образцами из легиро-
ванных сталей, эффективные коэффициенты концентрации в зоне
отверстий при цементации снижаются на 30-40%.
Технические требования на коленчатые валы кованые или штам-
пованные из углеродистых сталей определены ГОСТ 10158-76,
а на литые из высокопрочного чугуна — ОСТ 24.062.08-83. Эти-
ми стандартами установлены требования к химическому составу
материалов, к механическим свойствам валов, микроструктуре
материала и закаленного слоя, а также допускаемые отклонения
от геометрической формы и нормальных размеров; методы конт-
рольных испытаний; маркировка, упаковка, транспортировка
ит.д.
При расчетах коленчатых валов применяют точные методы
моделирования напряженного состояния с учетом массы, мате-
риала, потребителя энергии, деформации опор подшипников и
блока и другие факторы. Исходные данные для расчетов опреде-
ляют с помощью экспериментальных исследований на двигате-
лях или специальных машинах нагружения. Особое внимание
уделяют работе коренных и шатунных подшипников, определя-
ющих ресурс двигателя до переборки.
134
Шатуны. Шатун передает усилия от поршня коленчатому
валу, испытывая при этом воздействие переменных нагрузок от
давления газов и сил инерции. Конструкция шатуна должна
обладать максимальной жесткостью при минимальной массе и
обеспечивать надежную работу подшипников его верхней и
нижней головок.
В зависимости от типа двигателя и расположения цилиндров
шатуны тепловозных дизелей разделяются на две группы: шату-
ны рядных двигателей (Д50, Д70, Д100, 211Д-2) с тронковым кри-
вошипно-шатунным механизмом; шатуны V-образных двигате-
лей (11Д45, 14Д40, Д49, Д70, М75О и др.) с прицепным шатуном; с
центральным сочленением вильчатого и внутреннего шатунов.
Основными элементами шатуна являются: верхняя (поршне-
вая) головка 1 (рис. 2.54), соединенная с поршневым пальцем 21
через стальную втулку 2; стержень 9 (тело), соединяющий верх-
нюю головку шатуна с нижней (кривошипной) головкой 12;
крышки нижней головки шатуна 18, соединяющей шатун через
вкладыши 13 и шатунные болты с гайками 19 с шатунной шей-
кой коленчатого вала.
К конструированию шатуна приступают после выбора значе-
ния X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (L). Дли-
ной шатуна L, т.е. расстоянием между осями верхней и нижней
головки задаются в функции от радиуса кривошипа R. Величины
X для тепловозных дизелей изменяется в пределах X = 1/3,5-*-1/5.
При уменьшении длины шатуна возрастает нормальное давление
Рис 2.54. Детали шатуна
135
поршня на стенку цилиндровой втулки, уменьшается высота ди-
зеля.
Верхнюю головку шатуна делают обычно неразъемной ци-
линдрической формы. В нее запрессовывают бронзовую втулку
или вставляют тонкостенные стальные, залитые свинцовистой
бронзой, вкладыши, являющиеся подшипниками поршневого
пальца. Масло для смазки подшипника подводят от шатунной
шейки коленчатого вала по каналу в стержне шатуна.
Стержень шатуна испытывает главным образом осевые цикли-
ческие усилия. Однако из-за наличия определенного поперечного
изгиба в плоскости движения шатуна выбирают профили сечения
стержня с преимущественным расположением материала именно
в этой плоскости и с ориентацией в ней наибольшего размера (вы-
соты сечения). Для шатунов рядного двигателя это достигается
при двутавровом профиле стержня, что позволяет осуществить
плавный переход его полок в криволинейные очертания головок.
Этим обеспечивается непрерывная связь силовых поясов состав-
ляющих элементов в конструкции и достигается повышенная же-
сткость шатуна при относительно малой массе. Так как нижняя
головка всегда значительно больше верхней, поперечное сечение
стержня должно постепенно увеличиваться от верхней головки к
нижней. Профили других сечений (круглого, прямоугольного и
др.) в тепловозных дизелях не применяют.
Нижнюю головку шатуна по условиям монтажа делают
разъемной, и она имеет размеры, позволяющие вынимать пор-
шень с шатуном через цилиндр. Жесткость разъемных криво-
шипных головок шатунов неодинакова в радиальных сечениях.
Вместе с тем она должна обеспечивать полное прилегание тон-
костенного вкладыша к постели за счет упругого обжатия и
полную замкнутость взаимных стыковых поверхностей стержня
и крышки шатуна под действием сил давления газов и сил инер-
ции. Несоблюдение этих условий приводит к усталостному вык-
рашиванию заливки вкладышей, истиранию и наклепу на сты-
ках и в конечном счете выходу из строя подшипника из-за
нарушения условий его смазывания.
Крышка шатуна, нижняя часть его головки относительно
верхней может быть зафиксирована шлицами или за счет зубча-
тых поверхностей стыков.
Верхние и нижние шатуны дизелей типа Д100 (рис. 2.55) оди-
наковы по конструкции, но невзаимозаменяемые, так как ниж-
136
ВидА	Вид Б
Рис. 2.55. Шатун дизелей
типа Д100:
1 — крышка шатуна; 2, 3 —
вкладыши; 4 — болт шатуна;
5 — гайка; б — шатун; 7 —
втулка верхней головки шату-
на; 8 — штифт
ний стержень длиннее и отличаются также установкой шатун-
ных болтов. Для уменьшения диаметров шатунных болтов
крышку шатуна во многих случаях крепят не двумя, а четырьмя
болтами меньшего диаметра. В дизелях Д45, Д49 применяют
косые разъемы нижней головки.
В двухрядных V-образных дизелях (Д45, Д70, Д49 и др.) при-
менено прицепное сочленение главного и прицепного шатунов
(рис. 2.56, 2.57). В двигателе 11Д45 шатуны соединены между
собой пальцем 10 (см. рис. 2.56). Палец фиксирован в нижней
головке коническим разводным штифтом 6. Шатуны изготовле-
ны из высококачественной легированной стали 40ХФА или
50ХФА. Стержни шатунов имеют двутавровое сечение с утолще-
нием в средней части для канала подачи масла к верхней голов-
ке. Нижнюю головку главного шатуна крепят к стержню че-
тырьмя шатунными болтами. Плоскости разъема головки
имеют нарезку в виде зубчиков для обеспечения надежной фик-
сации обеих половин от поперечных смещений.
В нижнюю головку главного шатуна установлены с натягом
верхний 9 и нижний 8 стальные вкладыши, залитые тонким сло-
137
втулка; 6 — штифт разводной; 7 — замок; 8 — нижний вкладыш;
9 — верхний вкладыш; 10 — палец; 11 — канал; 12 — втулка верхней
головки; 13 — проушина; 14 — опора; А, Б, В. Г, Д, Е — каналы для
прохода масла
ем свинцовистой бронзы. Трущаяся поверхность свинцовис-
той бронзы покрыта слоем свинцовистого сплава толщиной
0,020-5-0,025 мм, обеспечивающего лучшую приработку вклады-
шей к коленчатому валу. Положение вкладышей в головке фик-
сируют замками 7, входящими в соответствующие углубления в
крышке и в теле головки.
Верхний вкладыш 9 воспринимает наибольшую нагрузку от
сил давления газов и не имеет кольцевых канавок. Нижний
вкладыш 8 менее нагружен, имеет в средней части на внутренней
поверхности широкую кольцевую проточку, которая через ра-
диальные отверстия во вкладыше соединяется с кольцевым кана-
лом в крышке нижней головки.
В нижнюю головку прицепного шатуна запрессован подшип-
ник 15, стальная втулка с тонкослойной заливкой свинцовистой
бронзы и покрытием поверхности трения свинцовистым спла-
вом. На трущейся поверхности подшипника 15 имеются косые
канавки, к которым подводится масло через радиальные каналы
из кольцевого канала нижней головки прицепного шатуна. Под-
138
шипники имеют прорези под промежуточную опору прицепно-
го пальца и для подачи масла в кольцевой канал. Направление
движения масла, поступившего от коренных подшипников, по-
казано на рис. 2.56.
В дизелях типа Д49 для повышения несущей способности под-
шипника прицепного шатуна в главном шатуне применена кон-
струкция с подвижным пальцем, в которой прицепной шатун 75
(см. рис. 2.57) вместо головки имеет цилиндрическую пяту и кре-
Рис. 2.57. Шатунный механизм:
1, 20 — втулки верхних головок шатунов; 2 — шатун главный; 3, 18 — гайки;
4 — кольцо уплотнительное; 5, 12 — втулки; 6 — болт шатунный; 7 — крыш-
ка нижней головки; 8, 10 — штифты; 9 — вкладыш нижний; 11 — вкладыш
верхний; 13 — палец прицепного шатуна; 14 — втулка проставочная; 75 —
шатун прицепной; 16 — болт; 17 — шайба стопорная; 79 — шплинт
139
пится к пальцу болтами 16 со шлицевыми головками, вворачивае-
мыми на резьбе в палец. В таком соединении отпадает необходи-
мость в увеличенной выемке в теле главного шатуна и палец опи-
рается по всей ширине перемычки на запрессованную в расточку
проушин втулку, образующую развитый подшипник скольжения.
Главный шатун изготовлен из стали 18Х2Н4ВА. Для повы-
шения усталостной прочности поверхности шатунов и крышки
обдувают дробью. Внутренняя поверхность нижней головки под
вкладыши упрочнена накаткой роликами для предупреждения
контактной коррозии и создания напряжений сжатия на повер-
хности постели. Организация смазки деталей КШМ как и у
дизеля 11Д45.
Прицепное сочленение обеспечивает наибольшую жесткость
кривошипной головки и благоприятное отношение длины и ди-
аметра шеек коленчатого вала. Однако в этом случае получается
различная кинематика поршней в главном и боковом цилинд-
рах, возникают дополнительные нагрузки на стержень главного
шатуна и на боковую поверхность поршня, возрастают нагруз-
ки на палец прицепного шатуна.
Рис. 2.58. Эпюры динамических
напряжений в кривошипной
головке шатуна:
1-14 — точки расположения тензо-
датчиков
Расчет напряженно-деформи-
рованного состояния шатуна
может быть выполнен с различ-
ной точностью. Методика рас-
чета основных элементов шату-
на на прочность изложена в [2].
Наиболее точный расчет
разъемной головки как упру-
гого замкнутого контура пере-
менной жесткости (по сечени-
ям) проводят по схеме, разра-
ботанной М.А. Салтыковым, с
использованием ЭВМ [3]. На
рис. 2.58 кривыми 1 и 2 показа-
ны эпюры экспериментальных
напряжений от действия сил
инерции и сил давления газа.
Показанные на правой сторо-
не проволочные тензодатчики
были расположены симметрич-
но на другой стороне контура.
140
По результатам исследований, в целях повышения надежно-
сти разъемов и сохранения размеров постелей под вкладыши
нижней головки шатуна (при сохранении массы и габаритов), в
главный шатун дизеля Д49 (рис. 2.59) введены следующие изме-
нения: развита поверхность стыков и утолщены полки двутавра
в месте сопряжения прицепной проушины со стержнем шатуна;
уменьшена высота крышки и разнесены оси шатунных болтов
от центра нижней головки; увеличен диаметр шатунных болтов.
Расчетами и тензометрированием на работающем двигателе
установлено, что изгибная жесткость поверхности стыков увели-
чилась в 2,2 раза, а фактическая площадь контакта — в 1,4 раза,
изгибная жесткость перемычки между расточкой постели и от-
верстием под палец прицепного штыка выросла в 1,2 раза [4].
Исследования позволили установить также, что для резкого сни-
жения уровня дополнительных усилий при затяжке степень при-
легания зубчатых поверхностей стыков (по краске) должна быть
не менее 70% геометрической поверхности контакта при провер-
ке в свободном состоянии (при незатянутых болтах). Это требо-
вание так же необходимо для сохранения исходной точности
отверстия постели при длительной работе и периодических пере-
затяжках разъемного подшипника в эксплуатации.
Рис. 2.59. Главный шатун дизелей типа Д49:
а — до модернизации; б — после модернизации
141
Упрочнения шатунов можно достигнуть улучшением конст-
руктивных форм, направленным на уменьшение концентрации
напряжений. Простым и весьма эффективным средством повы-
шения усталостной прочности является дробеструйный наклеп,
особенно для стержней шатунов, не подвергаемых механичес-
кой обработке, у которых поверхностный слой при штамповке
несколько обезуглерожен. Для особо нагруженных шатунов
применяют азотирование, повышающее усталостную прочность
до 50% [1].
Шатунные болты должны сохранять по всей длине равно-
мерную жесткость. Они стягивают и одновременно центрируют
головки шатуна. Переходы от резьбы центрирующих поясков и
головки к стержню болта делают сопряженными определенными
радиусами, а рабочая поверхность болта номеруется. Резьба
метрическая мелкая, выполняется по первому классу точности и
упрочняется накаткой. Изготав-
ливают болты в комплекте с
гайками. Гайки изготавливают
с градуировкой, что обеспечи-
вает затяжку болтов до опреде-
ленных напряжений. В эксплуа-
тации болты периодически
проверяют методами магнитной
дефектоскопии. Типы шатун-
ных болтов показаны на рис.
2.60, а, б. Конструкция болтов с
внутренним каналом требует
более тщательной обработки
стержня и отверстия под болт в
шатуне, но обеспечивает луч-
шую центровку стягиваемых де-
талей. Шатунный болт не до-
пускает перекоса, так как в этом
Рис. 2.60. Типы шатунных
болтов:
а — с направляющим пояском;
б — с внутренним каналом; 1 —
поясок; 2 — внутренний канал;
3 — гайка
случае к растягивающим напря-
жениям прибавляется изгиб.
Для изготовления шатунных
болтов тепловозных двигате-
лей применяют прочные и вяз-
кие хромоникельмолибденовые
(или вольфрамовые) и хромо-
142
никельмолибденованадиевые стали 40ХН2МА, 28ХНЗМА,
36Х2Н2МФА.
Проведенные исследования и опыт эксплуатации двигателей
показали, что для шатунных болтов с большим усилием затяж-
ки не следует применять легированные стали 18Х2Н4МА,
20ХНЗА и др. с низким содержанием углерода, чтобы при дли-
тельной работе не накапливались пластические деформации (вы-
тяжки) и не ослабевали усилия затяжки [2].
Шатунный болт рассчитывают на растяжение от силы затяжки
и переменной составляющей силы инерции, а также на кручение
от действия момента, нагружающего болт при затяжке [2].
Поршневая группа. Поршневая группа (комплект) состоит из
поршня, поршневых колец, поршневого пальца, деталей для
удержания пальца от осевого перемещения, крепежных деталей
и устройств для охлаждения.
Поршень относится к числу наиболее ответственных и напря-
женных деталей двигателя и выполняет следующие функции:
1.	Обеспечивает цикл преобразования теплоты в механичес-
кую работу;
2.	Воспринимает усилия от давления газов и передает их че-
рез палец на шатун и на коленчатый вал;
3.	Обеспечивает герметичность внутрицилиндрового прост-
ранства от прорыва газов в картер двигателя и утечек свежего
заряда в процессе его сжатия;
4.	В двухтактных двигателях
полностью или частично выпол-
няет функции газораспределения.
На большинстве тепловоз-
ных дизелей применяют состав-
ные поршни. Поршни дизелей
состоят из тронка 1, головки 2,
вставки 3 и пальца 4 (рис. 2.61).
Головка воспринимает давле-
ние газов и несет на себе уплотни-
тельные кольца. Тронковая часть
является направляющей. В ее
приливах (бобышках) установ-
лен поршневой палец. На внеш-
ней поверхности тронка устанав-
ливают маслосъемные кольца.
Рис. 2.61. Схема устройства
поршня двигателя внутреннего
сгорания
143
На поршень действуют механические нагрузки от давления
газов и сил инерции, а также высокие тепловые нагрузки в пе-
риод непосредственного соприкосновения его с горячими газа-
ми при сгорании топлива и расширении продуктов сгорания.
Температура донышка поршня находится в пределах 270-
530°С, при этом 70-80% теплоты отводится в охлаждающую
воду и 20-30% — в охлаждающее масло. Чем выше теплопро-
водность, тем температура поршня будет ниже. При перегреве
поршня понижаются механические свойства его материала, воз-
растают термические напряжения в нем, ухудшается наполнение
цилиндра свежим зарядом, что приводит к снижению мощности
двигателя, возможно заклинивание поршня в цилиндре, ухуд-
шается работа кольцевого уплотнения. Поршни дизелей наряду
с достаточной прочностью и жесткостью должны иметь наимень-
шую массу для уменьшения сил инерции.
Вследствие многообразия функций, выполняемых поршнем,
к материалу для его изготовления предъявляют серьезные тре-
бования. Материал поршня должен быть малой плотности,
иметь низкий коэффициент линейного расширения, обладать
жизнестойкостью, высокой теплопроводностью, иметь хорошую
прирабатываемость. При этом важными являются комплексные
характеристики материала, а не только отдельные его свойст-
ва. Поршни тепловозных дизелей изготавливают из чугунов:
СЧ24-44, СЧ28-48, СЧ32-52; сверхпрочных чугунов ВЧ45-10, ле-
гируемых присадками ванадия, титана, хрома; сплавов алюми-
ния: АЛ1, АЛ10В, АЛ19, ВЗОО, АК2, АК-4 с медью, никелем,
магнием, железом и кремнием. Применение кремнийалюминие-
вых сплавов повышает износостойкость поршневых канавок,
упрощает отливку, сталь применяют редко.
В последние годы поршни форсированных тепловозных дизе-
лей изготавливают составными: головка поршня отштампована
из жаропрочной стали типа 20ХЗМВФ или специального чугуна,
тронк из штампованного высокопрочного алюминиевого сплава.
Ведутся исследовательские работы над поршнями из титана.
Вместе с крышкой цилиндра и втулкой поршень образует
камеру сгорания, поэтому форму днища поршня выбирают из
условий обеспечения наилучшей организации процесса сгора-
ния, размещения клапанов и форсунок.
Форму корпуса поршня и его основные размеры определяют, в
первую очередь, из условий отвода теплоты. Профили боковой по-
144
верхности корпуса поршня выполняют в виде цилиндрических и ко-
нических ступеней. Размер конусности зависит от материала и очер-
таний корпуса поршня в свободном состоянии, чтобы при нормаль-
ной рабочей температуре он имел цилиндрическую форму.
Средние значения зазоров между корпусом поршня и стен-
кой цилиндра:
для чугунных и стальных поршней составляют:
D-D' = (0,0,004+0,008)0;
D-D" = (0,0008+0,0013)0;
для поршней из алюминиевого сплава:
О-О' = (0,008+0,013)0;
О-О" = (0,001+0,003)0,
где О — диаметр цилиндра (номинальный);
О' — диаметр поршня со стороны днища;
О" — диаметр поршня по нижней кромке (см. рис. 2.62).
На нерабочей поверхности поршней имеются выборки для
уменьшения поверхности трения и исключения возможности за-
диров от тепловых и механических деформаций. Фаска в нижней
части поршня предназначена для сброса масла и для уменьше-
ния площади контакта поршня с цилиндровой втулкой в мо-
мент перемены знака нормальной силы N, прижимающей пор-
шень к втулке. Геометрические формы поршней двигателей Д50
и Д100 приведены на рис. 2.62, а, б.
а) и
0314,9-0'15
0280~qi 5
8
0204,7-0'1
в)
0206,6-0'05.
0206,75-0 05
До покрытия
0206,6-0'05'.
До покрытия
8
Рис. 2.62. Геометрическая
форма поршней:
0317,6-0'06
СГ
О"
б) £У
а
о
а — дизеля Д50; б — дизеля типа Д100; в — зависимость температуры газов
в зазоре между поршнем и цилиндровой втулкой над первым поршневым
кольцом от зазора; 1 — зазор 0,05 мм; 2 — зазор 0,5 мм
145
Величина осевого зазора между кольцом и поршневой ка-
навкой зависит от температуры, чем сильнее нагрет участок пор-
шня, тем больше зазоры в кольцах.
При доводке дизеля стремятся уменьшить зазор между наи-
более нагретой верхней частью поршня и цилиндровой втулкой
с целью увеличения дросселирования газа перед первым коль-
цом для улучшения условий его работы (рис. 2.62, в). Условия
работы поршневых колец неодинаковы из-за различия в темпе-
ратурах и силах давления газов в цилиндре. Газ прорывается в
зазор между кольцом и канавкой и разжимает кольцо. На стен-
ки цилиндра действует суммарное усилие от упругости кольца
и давления газа, прижимающего кольцо к стенке. При всех ре-
жимах работы наибольшую нагрузку несет первое верхнее коль-
цо. Как показали исследования, если принять давление в цилин-
дре за 100%, то действующее на верхнее кольцо давление бу-
дет составлять 75%, на второе кольцо - примерно 17%, а на
третье — только 8% (см. рис. 2.71).
Таким образом, три верхних кольца обеспечивают уплотне-
ние рабочей полости цилиндра, остальные кольца являются ре-
зервными.
Поршни тепловозных дизелей работают в тяжелых условиях,
что связано с высоким уровнем Ре и с работой на переменных
и неустановившихся режимах; при этом долговечность поршня,
как и других основных деталей тепловозного дизеля, должна
быть порядка 50 тыс. ч.
Поршни двухтактных тепловых дизелей имеют большое раз-
нообразие конструкций. Например, на протяжении тридцати-
летнего выпуска и эксплуатации дизелей типа ДЮО 10ДН20,7/
(2x25,4) были предложены и поставлены на дизели поршни не-
скольких десятков конструктивных вариантов, отличающихся
формой днища, способом крепления вставки к корпусу поршня,
типом масляного охлаждения, маркой материала и т.д.
Вместо применяемых часто шпилек, которыми вставка 8 кре-
пится к корпусу (рис. 2.63, а, б) поставлено стопорное кольцо 17
(рис. 2.63, в), устанавливаемое в малонапряженной нижней час-
ти юбки. Поршни отливали из серого и легированного чугунов.
Следует отметить, что чугунные поршни различных вариантов с
применением шпилек имели общий дефект в виде трещин в ме-
стах вворачивания шпилек в головку поршня, так называемых
бонках. Отсутствие унификации между поршнями дизелей 2Д100
146
Рис. 2.63. Поршни дизелей типа Д100:
а — дизеля 2Д100 (вариант 14); б — дизеля 1 ОД 100 (вариант За); в — дизеля
1 ОД 100 (вариант 5); 1 — шпилька; 2 — гайка; 3 — маслосъемные поршневые
кольца; 4 — сливной патрубок; 5 — поршневой палец; 6 — скребок; 7 — пру-
жина; 8 — вставка поршня; 9 — уплотнительное кольцо; 10 — регули-
ровочные прокладки; И — поршень; 12— втулка; 13 — выступ; 14—штифт,
фиксирующий нижнюю плиту на вставке; 15 — верхняя плита; 16— нижняя
плита; 17 — стопорное кольцо; А, Б, В — каналы для прохода масла
(рис. 2.63, а) и 10Д100 (рис. 2.52, а, рис. 2.63, 6) предопределило
необходимость введения в серийное производство поршня (ва-
риант 5, рис. 2.63, в), пригодного для обеих модификаций дизе-
лей. Температура днища снижается в основном за счет масляно-
го охлаждения, поэтому расход масла, его марка и температура
в системе охлаждения во многом предопределяют длительную и
надежную работу поршней.
В дизелях типа ДЮО после введения бесканавочных вклады-
шей и коленчатых валов с дополнительными каналами для под-
вода смазки к шатунным шейкам (рис. 2.64) подача масла в
шатунный подшипник производится от правого и левого корен-
ных подшипников на угле в 180° п.к.в.
Поршни двухтактных дизелей 11Д45 и 14Д40 имеют много
общего с поршнями дизелей ДЮО. Головка (рис. 2.65, а) литая
из стали 2X13 с четырьмя канавками для уплотнительных колец.
Опорный бурт 6 передает на юбку и вставку усилия от давления
газов. Юбка отлита из перлитного чугуна с двумя канавками
147
Рис. 2.64. Схема подачи масла на охлаж-
дение поршней дизеля 10Д100 при
бесканавочных вкладышах коленчатого
вала:
1 — бесканавочный вкладыш; 2 — вкладыш с ка-
навкой; 3 — каналы в шатуне; 4 — канал в ша-
тунных вкладышах; 5 — канал в коленчатом валу;
6 — каналы в коренных вкладышах
для маслосъемных колец. Вставка 4 изго-
товлена из алюминиевого сплава АК6.
Положение ее в поршне фиксируется дву-
мя опорными поясами в верхней и ниж-
ней частях. Осевое перемещение ограничи-
вается пружинным стопорным кольцом,
заведенным в кольцевую проточку юбки
снизу. Прокладка 5 предназначена для ре-
гулировки степени сжатия. Поршневой
палец 1 плавающего типа, полый, изготов-
лен из легированной стали, установлен в
стальных втулках, залитых свинцовистой
бронзой. Осевое перемещение пальца ог-
раничивается внутренним поясом юбки.
Поршень охлаждается маслом, поступаю-
щим из верхней головки шатуна.
Поршень дизеля 11Д45 (рис. 2.65,6) —
цельнолитой, с развитым оребрением го-
ловки и охлаждением встряхиванием мас-
ла, имеет более низкую температуру го-
ловки и более высокий срок службы.
Работоспособность поршней двухтактных дизелей зависит не
только от особенностей их конструкции, но и от свойств охлаж-
дающего масла. При эксплуатации дизелей типа ДН23/30 на
масле М14 на внутренней поверхности днища образовывалась
пленка из продуктов разложения масла и присадки, обладаю-
щая низкой теплопроводностью, что приводило к резкому по-
вышению температуры головки, структурным изменениям мате-
риала и интенсифицированию процесса термоусталостного раз-
рушения. При замене масла М14 маслом М14ВИ и М14ВЦ с
148
6
5
4
3
2
а)
8
7
Рис. 2.65. Конструкция
поршней дизеля 11Д45:
а — поршень с отъемной го-
ловкой; б — цельнолитой пор-
шень; 1 — палец; 2 —юбка
поршня (тронк); 3 — втулка;
4 — вставка; 5 — прокладка;
6 — опорный бурт головки;
7 — карман; 8 — головка
поршня
б)
эффективными противонагарными присадками были полностью
устранены появляющиеся ранее термоусталостные трещины в
районе кармана I (рис. 2.65, а, б).
Четырехтактные дизели, в зависимости от уровня форсирова-
ния, имеют как цельнометаллические поршни, выполненные из
чугуна или алюминиевого сплава, так и составные поршни, вы-
полненные с тронком из чугуна или алюминиевого сплава и го-
ловкой, выполненной из жаростойкого материала (из хромистых
сталей или сталей с большим числом легирующих элементов).
Поршни с тронком из алюминиевых сплавов меньше по массе
и применяют при повышенной частоте вращения коленчатого вала
двигателя. Общей является тенденция перехода к поршням состав-
ной конструкции после достижения уровня форсирования по
Ре > 1,5 МПа. При сочетании составной конструкции поршня с
инерционным масляным охлаждением обеспечивается существен-
ное понижение температуры поршня в районе первого компресси-
онного кольца.
Поршневая группа четырехтактного дизеля типа Д50 отлича-
ется большой надежностью. Поршень (рис. 2.66) отлит в кокиль
из алюминиевого сплава. Вогнутое днище поршня образует ка-
149
Рис. 2.66. Поршень с шатуном дизеля типа Д50:
1 — шатунная гайка; 2 — крышка нижней головки шатуна; 3 — шатун;
4 — кольцо маслосъемное; 5 — кольцо уплотнительное; 6 — штифт;
7 — заглушка; 8 — штифт, фиксирующий шатунный болт; 9 — шплинт;
10 — поршень; 11 — втулка верхней головки шатуна; 12 — поршневой палец;
13 — кожух масляной полости поршневого пальца; 14 — шатунный болт:
15 — коленчатый вал
меру сгорания. В положении в.м.т. выступающие кромки го-
ловки поршня почти полностью изолируют охлаждаемую во-
дой втулку от непосредственного соприкосновения со струями
топлива. Это устраняет конденсацию, уменьшает расход топли-
ва и разжижение масла. На выступающих кромках имеются
вырезы, предохраняющие поршень от соприкосновения с клапа-
нами. Поршень имеет две бобышки, в которые вставлен палец
12. Каналы в бобышках и радиальные сверления в канавках
маслосъемных колец служат для отвода масла в картер. Про-
блема теплоотвода от днища поршня и создания благоприятных
условий работы компрессионных колец разрешена за счет изго-
150
товления поршней из алюминиевого сплава марки ПС 12 (ГОСТ
24.062.01) с высокой теплопроводностью, увеличения толщины
днища для обеспечения передачи теплоты к кольцам, которые
отдают ее втулке цилиндра, охлаждаемой водой.
Для обеспечения надежной работы верхнего кольца, несуще-
го наибольшую динамическую и тепловую нагрузки, оно опу-
щено на 75 мм относительно верхней кромки поршня в зону
пониженной температуры.
У поршня дизеля Д49 головка 5 изготовлена из жаропрочной
стали (рис. 2.67) ЭИ415, а тронк из алюминиевого сплава АК6.
Поршень охлаждается маслом, подаваемым через шатун в цент-
ральную часть полости через алюминиевый стаканчик 6, прижи-
маемый к верхней головке шатуна пружиной 7 (см. рис. 2.67, б).
Применявшаяся ранее конструкция поршня дизеля Д49 ха-
рактерна расположением всех колец выше оси пальца (рис.
2.67, а). Для уменьшения расхода масла на угар и снижения
вероятности прорыва газов в картер в конструкцию поршня вне-
сены следующие изменения (рис. 2.67, б): увеличено расстояние
Рис. 2.67. Составные охлаждаемые поршни дизеля 5Д49:
а — до модернизации; б — модернизированный повышенной газоплот-
ности; 1 — тронк; 2 — кольца маслосъемные; 3 — кольцо торсионное;
4 — кольца компрессионные; 5 — головка; 6 — стакан; 7 — пружина
151
от крышки цилиндра до поршня за счет уменьшения высоты
головки поршня; фрезеровки в головке под клапаны выполнены
несквозными; установлены три верхних компрессионных коль-
ца с односторонней трапецией, четвертое — торсионное; второе
маслосъемное кольцо расположено значительно ниже оси паль-
ца и служит дозатором расхода масла; уменьшен зазор между
Троцком и втулкой цилиндра.
Испытания показали, что модернизированный поршень сни-
жает в два раза расход масла на угар, в 1,5 раза повышает срок
службы масла по загрязненности и на 30% снижает вероятность
прорыва газов в картер. Практически ликвидируются отложения
нагара на поршень и крышку цилиндра со стороны камеры сго-
рания. Температура в различных точках головки поршня при
Ре = 1,2 МПа показана на рис. 2.68. Над первым компресси-
онным кольцом температура не превышает 170°С, что обеспе-
чивает хорошую износостойкость ручьев компрессионных ко-
лец.
Тронковую часть поршня дизеля Д49 покрывают дисуль-
фидом молибдена, а чугунные поршни Д100, Д45 покрыва-
ют тонким слоем олова для улучшения их приработки к втулке.
Износостойкость и прирабатываемость тронковой поверхнос-
Рис. 2.68. Температура в
характерных точках головки
поршня дизеля 1А5Д49
ти поршня повышается вибра-
ционным обкатыванием. Изно-
состойкость алюминиевых пор-
шней повышается глубоким
анодированием электролизным
способом, при этом пористая
пленка окиси алюминия тол-
щиной 0,08-0,1 мм обладает
резко пониженной теплопро-
водностью, повышенной мас-
лоемкостью, износостойкостью
и коррозионной стойкостью.
Расчет теплового и напря-
женно-деформированного со-
стояния поршня изложен в [2].
При предварительной оцен-
ке поршень проверяют по
удельной нагрузке на его бо-
ковую стенку.
152
кк	(2.3)
где 7Vmax —максимальное нормальное давление на боковую стенку
поршня;
/ — высота юбки поршня, см.
Например, для дизеля Д100 KN = 0,314 МПа. Рекомендуемые
значения KN для чугунного поршня до 0,35 МПа, алюминиевого
до 0,7 МПа.
Для проверки удельной нагрузки в бобышках пальца в мо-
мент пуска (без учета сил инерции) используют выражение:
max " 2dlx ’
где Рт — максимальное усилие на палец от сил давления газа, Н\
d — диаметр пальца, см;
Z, — длина бобышек, см.
Допустимые значения Ктм для чугуна и стали при закреплен-
ном пальце Ктм < 30,0+40,0 МПа. При плавающем пальце для
алюминия Ктах = 20,0+25,0 МПа. Если значение Ктлх превышает
20,0+25,0 МПа, то в бобышки поршня запрессовывают бронзо-
вые втулки, как это выполнено в поршне дизеля типа ДН23/30
(см. рис. 2.65, б).
Ориентировочные конструктивные соотношения элементов
поршня приведены в таблице 2.4.
Поршневые кольца. Поршневые кольца уплотняют полость
камеры сгорания, передают теплоту от поршня к втулке цилинд-
ра, препятствуют попаданию масла из картера в камеру сгора-
ния. Уплотнение между поршнем и цилиндровой втулкой осуще-
ствляется прижатием колец к втулке цилиндра силами упругости
кольца и силами давления газов, протекающих из камеры сгора-
ния за кольцо через зазоры. Применяют кольца двух видов:
1. Компрессионные (герметизация цилиндра);
2. Маслосъемные (удаление излишков масла с поверхности
цилиндровой втулки, а также герметизация цилиндра).
На работу трения поршневых колец приходится приблизи-
тельно 40-50% всех механических потерь в двигателе.
Задача выбора формы колец, их размеров, упругости, эпю-
ры давления, комплектности не имеет аналитического решения
153
Таблица 2.4. Конструктивные соотношения элементов
поршня тепловозных дизелей
Параметры	Двигатели (дизели)			
	тяжелые (Д50, K6S310DR)	облегченные (11Д45,Д49, Д70)		легкие, повышенной мощности (М756, 2НД1)
Толщина днища поршня, 8; неохлаждаемого чугун- ного или алюминие- вого охлаждаемого чугунно- го или алюминиевого	(0,08+0,2)0 (0,04+0,08)0			(0,1+0,2)0
Расстояние от кромки поршня до верхнего кольца, е	(1+3)8	(0,6+2,0)8		(0,8+1,5)8
Толщина цилиндрической стенки тройка, 5	(0,05+0,08)0			(0,06+0,12)0
Высота поршня четырех- тактного дизеля, Н	(1,5+2,0)0	(1,0+1,7)0		(0,6+1,0)0
Расстояние от нижней кромки до оси пальца Н-РЦ	(0,8+1,2)0	(0,65+0,9)0		(0,35+0,45)Н
Диаметр пальца, d„	(0,35+0,5)0			(0,3+0,5)0
Диаметр бобышек, 46	(1,4+1,74			(1.3+1.64
Диаметр внутреннего от- верстия пальца	(0,4+0,74			(0,6+0,8) d„
Толщина стенки юбки поршня, 5|	(l/3+l/2)S			(0,02+0,03)0
Число компрессионных ко- лец, iK	5+7		4+6	3+4
Толщина кольца (радиаль- ная), t	(1/25+1/35)0			(1/25+1/32)0
Высота компрессионного кольца, а	(0,5+1,ОД			(0,3+0,6)/
Число маслосъемных ко- лец, /м	1-4		1-3	1-3
Ширина перемычки между канавками,	(1,0-1,3)а			>а
Величина /Д = / + a(iK +	+ (zK + zM - 1 )a, + 0,5<76.
154
и для каждого типоразмера дизелей решается эксперимен-
тально.
Верхнее компрессионное кольцо работает в области полусу-
хого трения и высоких температур (356+450°С), температура
других колец не превышает 200-5-250°С.
Под действием повышенной рабочей температуры снижается
прочность материала колец, уменьшается их упругость, проис-
ходит закоксовывание.
Поэтому материал поршневых колец должен обладать следу-
ющими свойствами:
1. Достаточной механической прочностью при высоких тем-
пературах;
2. Износостойкостью и удовлетворительными антифрикцион-
ными качествами.
Согласно ГОСТ 7133-80 поршневые кольца дизелей изготав-
ливают из серых легированных чугунов с пластинчатым графи-
том или из чугунов с шаровидным графитом (высокопрочные
чугуны) марок СЧ18-36, СЧ21-40, СЧ24-44, СЧ28-48, методы
механических испытаний материалов определены ГОСТ 7295-81.
Обычно твердость поршневого кольца должна быть выше
твердости втулки с тем, чтобы обеспечить меньшее его изнаши-
вание, так как удельная работа трения, приходящаяся на едини-
цу поверхности кольца, несравненно больше, чем на единицу
поверхности втулки. Повышения качества и долговечности пор-
шневых колец достигаются конструктивными и технологически-
ми мероприятиями.
В последнее время в качестве материала для колец форсиро-
ванных двигателей стали применять высокопрочный чугун с
глобулярным графитом (дизели Д49, Д100).
Для улучшения работы чугунных колец применяют твердые и
мягкие металлические покрытия. В качестве твердого покрытия
преимущественно используют пористое хромовое покрытие, ко-
торое в зависимости от способа его нанесения имеет канальчатую
или точечную структуру. Толщина слоя хрома 0,15-5-0,20 мм, по-
ристость на глубину 0,04-5-0,07 мм. На хромируемых кольцах вы-
полняют плавные закругления на кромках, так как острые кром-
ки способствуют сосредоточению хрома и дальнейшему его
откалыванию. Покрытое гальваническим способом слоем порис-
того хрома кольцо имеет твердость НВ 1000, примерно в 4 раза
большую, чем чугун.
155
На хромированную поверхность колец дизеля 10Д100 гальва-
ническим способом наносят мягкое приработочное покрытие
медьдисульфид молибдена с мелкодисперсными частицами ди-
оксида кремния, которое повышает износостойкость прирабо-
танного покрытия в абразивной среде. У дизелей Д49 хромиро-
ванные кольца покрывают слоем меди толщиной 0,01-5-0,015 мм.
Износостойкость таких колец примерно в два раза выше чугун-
ных. Получает применение сталемолибденовое напыление колец
методом двухпроволочной дуговой металлизации до толщины
0,8 мм с последующей механической обработкой покрытия до
0,5 мм. Способность к задирам таких колец в три раза меньше
хромированных, износостойкость при работе в условиях запы-
ленного абразивом масла несколько меньше, но с учетом тол-
щины покрытия близка к хромированным.
На западе (фирма MAN BGW) устойчивость компрессион-
ных колец повышают благодаря хромокерамическому покры-
тию первого кольца и хромовому покрытию второго и третьего
колец.
Скорость изнашивания и, следовательно, темпы роста угара мас-
ла в эксплуатации являются функцией антиизносных свойств пар
«кольцо-зеркало втулки цилиндра» и «кольцо-ручей поршня».
Рабочая боковая поверхность кольца должна плотно приле-
гать к поверхности втулки, что обеспечивается: силой упругости
кольца, силой газов (рис. 2.69).
Рг
Рис. 2.69. Рабочее положение компрессионного кольца
156
Силы упругости сравнительно небольшие. Газ прижимает
кольца к поверхности втулки с силой, которая превосходит силу
упругости примерно в 40 раз. В нижних кольцах на первый
план выступает сила упругости.
Уплотнительные свойства колец определяются материалом,
конструкцией и технологией обработки (см. табл. 2.6). У дизе-
лей кольца обычно по ширине t больше высоты b (рис. 2.70, а).
Следует отметить, что большая ширина уменьшает удельную
нагрузку его на канавку поршня. Экономичность дизелей по
расходу масла может изменяться в 5+10 и более раз в зависимо-
сти от конструктивно-технологических особенностей и состоя-
ния поршневых колец в эксплуатации.
Как показали исследования, неприлегание кольца к цилинд-
ру на дуге 30-60° увеличивает угар масла на 40%. Небольшое
увеличение фасок компрессионных колец вызывает рост угара в
3-4 раза. Неперпендикулярность ручья относительно образую-
щей поршня на 0,2 мм на длине 20 мм увеличивает угар масла
на 60% и т.д.
Увеличенный зазор в канавке поршня и отклонение формы
втулки от цилиндрической могут увеличить насосное действие
колец, заключающееся в том, что кольцо, имея зазор по высоте,
Рис. 2.70. Уплотнительное кольцо и его установка в поршне:
а — основные размеры; б — движение масла в зазорах колец (насосное
действие); 1 — зазор заполненный маслом при движении поршня вниз;
2 — масло, вытесненное в зазор над кольцом при движении поршня вверх;
3 — движение к следующему кольцу
157
при работе поршня попеременно прижимается то к низу, то к
верху канавки (см. рис. 2.70, б). При этом масло перекачивается
в пояс над кольцом с давлением, достигающим 0,50 МПа.
Насосное действие колец очень важно для обеспечения подво-
да масла к верхнему поясу цилиндровой втулки. Но с другой
стороны оно может увеличить расход масла и привести к нага-
рообразованию, пригоранию колец, в результате чего теряются
их уплотнительные свойства.
Чтобы уменьшить поступление масла к верхней части порш-
ня устанавливают маслосъемные кольца.
Диаграмма, приведенная на рис. 2.71 показывает, что для обес-
печения достаточной герметизации цилиндра необходимо не ме-
нее двух-трех колец, на поршне тепловозных дизелей устанавли-
вают обычно 3-5 компрессионных и 2-3 маслосъемных кольца.
Многообразие конструктивных форм компрессионных колец
объясняется стремлением максимально приспособить их к вы-
полняемым функциям в различных условиях работы.
Прямоугольное сечение колец простейшее и часто встречаю-
щееся. Основной недостаток их — возможность образования
приработочного пояска посередине или в верхней части боко-
вой поверхности кольца, что резко уменьшает экономичность
дизеля по расходу масла.
Рис. 2.71. Диаграмма потери давления газа в уплотнении
158
Широкое распространение в дизелестроении получили кони-
ческие кольца с опорным цилиндрическим пояском (см. табл.
2.5, а) и трапециевидного несимметричного сечения с цилиндри-
ческой или конической образующей (см. рис. 2.72, а, б). Эти коль-
ца могут обеспечить хороший контакт и повышенную удельную
нагрузку за счет узкой цилиндрической поверхности и дополни-
тельной силы от давления газов. Эта сила поворачивает кольцо и
прижимает его к зеркалу цилиндра и канавке поршня не по по-
верхностям, а по кромкам. Конические кольца уменьшают рас-
ход масла в два раза и снижают вероятность прорыва газов. Тех-
нология их изготовления значительно проще, чем трапецие-
видных. Недостатком конических колец является то, что при их
деформации нарушается контакт между ним и стенкой цилиндра.
Трапециевидные кольца рекомендуется применять как верх-
ние для наиболее нагруженных двигателей. Они способствуют
усилению перемычки между кольцевыми канавками, уменьше-
нию нагара в канавках за счет самоочистки и его более интен-
сивного вымывания. При этом следует учитывать, что порш-
невые кольца с осевым зазором (рис. 2.72), уменьшенным на
внутреннем диаметре (контакт по задней кромке), снижают рас-
ход масла больше, чем поршневые кольца с осевым зазором,
уменьшенным на наружном диаметре кольца (контакт по пере-
дней кромке).
Кольцо (см. табл. 2.5, г) имеет запрессованную в его чугун-
ную основу вставку из антифрикционного сплава фосфористо-
Рис. 2.72. Трапециевидные кольца с различным контактом с
канавкой поршня:
а — задний контакт; б — передний контакт
159
оловянистой бронзы ОФ 6,5-0,15. Бронзовая вставка кольца дол-
жна выступать на 0,02-0,05 мм, чтобы улучшить первоначальную
приработку кольца к поверхности цилиндровой втулки, после
чего в контакт входит вся поверхность кольца. Бронзовая вставка
при работе двигателя изнашивается быстрее чугунного кольца,
образуя на стенке цилиндра металлическую пленку, которая пре-
дохраняет стенку от задиров, уменьшает возможность прорыва
газа, увеличивает теплоотдачу. Конусность и закругления по
внешней поверхности чугунной основы колец образуют бочко-
образную форму, что снижает расход масла и предотвращает за-
диры при нарушении целостности масляной пленки.
За последние годы все большее распространение в дизелях
находят торсионные поршневые кольца. Торсионность колец до-
стигается путем создания (см. табл. 2.5, в) несимметричного по-
перечного сечения (односторонняя выточка во внутреннем вер-
хнем углу сечения). При установке такого кольца в цилиндре
оно принимает слегка тарельчатую форму, так, что нижняя
кромка выступает наружу и приходит в соприкосновение с зер-
калом втулки цилиндра, причем наклон рабочей поверхности
кольца не одинаков по периметру кольца, а плавно меняется от
минимума у концов кольца до максимума в сечении напротив
замка. В рабочем состоянии грань кольца к зеркалу втулки ци-
линдра наклонена под углом 20-40°. Торсионные кольца обла-
дают высоким маслосъемным действием. При скручивании
кольца несколько перекашиваются торцовые поверхности,
уменьшается осевой зазор в поршневой канавке, что дополни-
тельно приводит к снижению угара масла (уменьшается «насос-
ный эффект» кольца).
Маслосъемные кольца удаляют излишки масла в холодной
части втулки цилиндра и регулируют поступление масла к вер-
хней, более горячей его части. Кольца должны иметь узкую
опорную поверхность и большую упругость для получения вы-
сокой удельной нагрузки на стенку цилиндра. Плоский верхний
торец кольца уменьшает утечку масла между кольцом и верх-
ней стенкой поршневой канавки при ходе поршня вниз. Зазоры
маслосъемных колец в канавках должны быть минимальными.
Достаточная ширина радиальных прорезей в маслосъемных
кольцах предупреждает их от засорения. Число прорезей долж-
но быть четным, чтобы максимальный изгибающий момент не
приходился на ослабленное прорезью сечение кольца. Эластич-
160
Таблица 2.5. Эскизы и технические характеристики
компрессионных и маслосъемных поршневых
колец
Эскиз
Техническая характеристика
Компрессионные кольца
Коническое с узким опорным цилиндрическим
пояском. Конус на наружной поверхности со-
храняется в течение длительного времени рабо-
ты. Ширина опорного пояска при износе изме-
няется незначительно. Может применяться и в
качестве маслосъемного (дизели Д50, Д70)
Трапециевидное коническое с узким опорным
цилиндрическим пояском. Конус на наружной
поверхности сохраняется в течение длительно-
го времени работы. Применяется с уменьшен-
ными зазорами в канавках поршня для устра-
нения пригорания и увеличения прочности
перегородок между канавками (дизели Д50,
М750, Д49)
Торсионное уплотнительное кольцо со ско-
шенной торцовой поверхностью (дизели Д70,
Д49)_______________________________________
Биметаллическое с узкой вставкой из анти-
фрикционного металла. Двойной конус на на-
ружной поверхности сохраняется в течение
длительного времени работы. Применяется в
тяжелых условиях работы в двухтактных ди-
зелях (Д100, 11Д45)
Прямоугольное кольцо с кольцевыми масло-
распределительными канавками на рабочей по-
верхности. Применяется в тяжелых условиях
работы в двухтактных дизелях (Д100, 11Д45)
Маслосъемные кольца
Конические с узким опорным цилиндрическим
пояском. Ставится в прямом или перевернутом
положении (нижней части поршня). Конструк-
тивно отличается от кольца типа а только уг-
лом конуса (дизели 1Д12, 1Д6, Д49)
6 Зак. 75
161
Окончание таблицы 2.5
Эскиз
№
Техническая характеристика
С выточкой на нижней наружной грани, со
скошенной верхней гранью и цилиндрической
наружной образующей. На нижней торцовой
поверхности могут быть выемки для прохода
масла, а также прорези в теле кольца (дизели
Д100, 11Д45, Д49)
Кольцо маслосбрасывающее с выточкой на
нижней и наружной грани, со скошенной вер-
хней гранью и нецилиндрической наружной
образующей. На нижней торцовой поверхнос-
ти могут быть выемки для прохода масла
(Д100, 11Д45)_____________________________
С центральным расширителем, который обес-
печивает постоянство давления кольца на
втулку цилиндра и увеличивает его мас-
лосъемные свойства (Д49)
С окнами и повышенным съемным действием
благодаря двойной нецилиндрической наруж-
ной скребковой грани (дизели Д50)
ность колец позволяет им приспосабливаться к изменяющейся в
эксплуатации форме втулки цилиндра.
Простейшее коническое с узким опорным цилиндрическим по-
яском маслосъемное кольцо (см. табл. 2.5, е) обладает также мас-
лораспределительным свойством. Наиболее эффективны коль-
ца коробчатого типа, имеющие радиальные прорези (см. табл.
2.5, ж). Их иногда устанавливают по два в одном ручье поршня.
Коробчатые кольца (см. табл. 2.5, к) с двойной скребковой
поверхностью технологически более сложны и требуют высокой
точности изготовления. Они не могут равномерно (двумя кром-
ками) прилегать к поверхности втулки по всему ходу поршня.
Эффект лабиринта при этом падает и пропуски масла увеличи-
ваются. Повышение радиальной нагрузки, эластичности и эф-
фективности маслосъемных колец осуществляют с помощью до-
полнительных пружинных элементов (расширителей или эспан-
деров). Применяют расширители нескольких конструктивных
162
форм: плоские, многоугольные, рессорные, витые, тангенциаль-
ные и др. В современных дизелях получила применение трех-
кольцевая комбинация поршневых колец. Нижнее кольцо мас-
лосъемное с расширителем (см. табл. 2.5, и).
В двухтактных дизелях маслосъемные кольца, имеющие сквоз-
ные пазы, не применяют, так как в канавках поршня нельзя делать
отверстия во внутреннюю его полость, поскольку кольцо, постав-
ленное ниже пальца, должно выполнять уплотнительные функции,
изолируя картер от продувочных и выпускных окон. Исключение
может быть допущено только для самых нижних колец, уже не
выполняющих функций уплотнения (см. табл. 2.5, ж, з).
Поршневые кольца обычно не стопорят, что уменьшает их изна-
шивание и нагарообразование. С другой стороны при неправиль-
ной форме втулки (эластичность и др.) фиксирование колец от вра-
щения облегчает их приработку. Замки колец обычно бывают косые
под углом 45°С и в некоторых случаях прямые (хромированные
кольца). Замки внахлестку применяют в маслосъемных кольцах ди-
зелей типа ДЮО. В быстроходных дизелях замки внахлестку не
применяют, так как они ослабляют кольцо и изготовление их слож-
нее. Косые замки даже при их совпадении в какой-то мере сохраня-
ют уплотнение, образуя лабиринт, в то время как при совпадении
прямых замков получается как бы прямой канал для прорыва газа.
Зазор в замке кольца в рабочем состоянии 0,5-1,5 мм.
Для увеличения срока службы колец их изготавливают с не-
равномерным давлением по окружности, но для двухтактных
дизелей такая эпюра неблагоприятна, так как может вызвать
поломки концов колец при прохождении ими окон в цилиндро-
вых втулках. Для тепловозных дизелей не задается эпюра давле-
ния кольца, так как она зависит от установленной технологии
производства и контролировать ее необязательно.
При работе поршневых колец величину зазора в замке кольца
в свободном состоянии выбирают в пределах А + 8 = (34-3,5) t с
зазором в замке после установки в цилиндр S' = (0,0044-0,006) D.
Расчет поршневых колец сводится к тому, чтобы не допустить
поломок от напряжений изгиба в рабочем состоянии в сечении
противоположном замку, а также при надевании на поршень и
обеспечить соответствующее давление кольца на стенки цилин-
дра. Удельная нагрузка от колец на стенку цилиндра для тепло-
возных дизелей приведена в табл. 2.6. Правильно выбранные
параметры поршневых колец должны обеспечивать стабиль-
6*
163
g Таблица 2.6. Геометрические размеры и напряжения, действующие в уплотнительных
устройствах тепловозных дизелей
Параметры	Дизели					
	Д50	Д100	Д45	Д70	1Д12	Д49
Диаметр цилиндра D, мм	318	207	230	250	150	260
Радиальная ширина кольца t, мм	10	7,25	8	8	5,1	8
Зазор в замке в свобод- ном состоянии (Л+S), мм (см. рис. 2.70)	38	27	28	32	22	30
Высота кольца, мм	4,8	8	8	3,9	2,43	5
Зазоры по высоте в ручьях поршня для колец, мм: уплотнительных 1 и 2 уплотнительных 3 и 4	0,23-0,27 0,18-0,22	0,18-0,27 0,10-0,19	0,13-0,19 0,13-0,19	0,12-0,20 0,12-0,20	0,10-0,14 0,07-0,10	0,12-0,17 0,12-0,17
Маслосъемных	0,13-0,17	0,04-0,13	0,10-0,16	-	0,03-0,07	0,10-0,17
Упругость кольца Q, Н (до затвора в замке)	35-50	57-72	80-95	25-40	14-27	33
Напряжение в рабочем состоянии о, МПа	148	180	205	160	180	—
Напряжение при нагре- вании o', МПа	134	140	190	170	136	—
Средняя удельная нагруз- ка на стенку Ро, МПа	0,049	0,08	0,088	0,06	0,075	—
ность их качественных показателей и позволять максимально
унифицировать производство на специализированных заводах.
Методика расчета теплового и напряженно-деформированного
состояния колец изложена в [2].
Поршневые пальцы. Поршневой палец шарнирно соединяет
поршень с шатуном в тронковом кривошипно-шатунном меха-
низме. Палец совершает вместе с поршнем возвратно-поступа-
тельное движение, вращательное движение вокруг своей оси, что
в совокупности с высокой температурой пальца обуславливает
полужидкостное трение и повышенный износ.
В четырехтактных двигателях на поршневой палец действуют
знакопеременные нагрузки, в двухтактных — нагрузки, близкие
к пульсирующим. Палец испытывает тепловую нагрузку вслед-
ствие передачи теплоты от головки поршня и теплоты, выделяю-
щейся при трении пальца о головку шатуна и бобышки поршня.
В конструктивном исполнении они просты, но работают в
весьма сложных условиях. Палец должен иметь значительную
твердость трущихся поверхностей при мягкой сердцевине.
Поршневой палец изготавливают из углеродистых сталей 15
и 20, легированных сталей 15ХМ, 38ХА, 12ХНЗА, 18Х2Н4МА и
др. Поверхность пальцев цементируют на глубину 0,5-1,8 мм с
последующей закалкой и отпуском до твердости HRC 58-62;
иногда применяют азотирование рабочей поверхности. При из-
готовлении пальца из углеродистой стали 45 поверхность паль-
ца закаливают током высокой частоты на глубину 1-1,5 мм.
Этот способ термической обработки имеет более низкую сто-
имость, чем цементация, позволяет повысить качество деталей и
снизить брак. Шероховатость наружной поверхности пальца не
ниже 10-го класса, овальность и конусность не должны превы-
шать половины допуска на диаметр.
В тепловозных дизелях применяют два способа установки
поршневого пальца: с жестким закреплением пальца в бобыш-
ках и с плавающим пальцем.
Соединение по первому способу обеспечивает натяг пальца в
поршне, исключается возможность деформации юбки и задиров
в бобышках поршня. В качестве примера может служить конст-
рукция поршня дизеля 2Д100, где палец закреплен в бобышках
вставки с натягом, создаваемым шпильками крепления вставки
к поршню (см. рис 2.63, а). Шпильки фиксируют палец от про-
ворачивания и осевого перемещения.
165
Соединение при помощи плавающего пальца имеет ряд пре-
имуществ перед соединением по первому способу:
1.	Относительная скорость трения пальца в подшипнике
уменьшается примерно вдвое;
2.	Изнашивание пальца и вкладыша головного подшипника
шатуна уменьшается и распределяется равномерно по окружно-
сти пальца;
3.	Напряжения в пальце распределяются равномернее, что
улучшает его усталостные характеристики (см. рис. 2.74).
В двигателях Д50, Д49, Д70, 10Д100, Д45 палец плавающего
типа. Смещение пальца в осевом направлении фиксируют заг-
лушками 1 (рис. 2.73, а); в двигателях Д49, Д70 — стопорными
кольцами 1 (рис. 2.73, б); в двигателях 10Д100, 11Д45 палец ус-
тановлен свободно в бронзовых втулках 1, запрессованных во
вставку 2. От осевого перемещения палец ограничен специаль-
ными приливами 3 на внутренней поверхности юбки поршня
(рис. 2.73, в, г).
Палец изготавливают полым, это способствует уменьшению
его массы и позволяет использовать внутреннюю полость в ка-
честве резервуара для смазки.
Силы, действующие на палец, подвергают его переменному
изгибу и овализации, материал пальца работает на усталость.
Рис. 2.73. Способы закрепления поршневого пальца
166
Для современных тепловозных ди-
зелей относительные размеры паль-
цев приведены в табл. 2.3. Относи-
тельная деформация пальца должна
быть не более 0,002 мм/см. Техничес-
кие требования к материалам паль-
цев, их термической обработке, чисто-
те поверхностей, допускам на гео-
метрические размеры, правилам кон-
троля и приемки предусмотрены
ГОСТ 24.169.06-80.
Палец на изгиб рассчитывают как
балку, лежащую на двух опорах, на-
груженную равномерно-распределен-
ной нагрузкой по длине /ш втулки
шатуна (рис. 2.74).
Напряжение изгиба в опасном се-
чении (середина пальца)
О = 0,25Рг(/-0,5/ш)ЛУ =
_25(/-0,5/ш)
’ ^(1-а4)
(2.5)
где / — расстояние между серединами
опор пальца;
W — момент сопротивления сечения.
В выражении (2.5) — а - dmldn.
Схема нагружения, показанная на
рис. 2.74, б, наиболее точно соответст-
вует действительной схеме, схема на
рис. 2.74, в, приближена к действи-
тельной. Результаты расчетов по при-
А-А
Рис. 2.74. Схема
нагружения поршневого
пальца:
а — равномерно распреде-
ленного по длине; б, в —
приближенного к действи-
тельному; 1-4 — наиболее
нагруженные точки сече-
ний пальца
веденным схемам хорошо совпадают
с результатами эксперимента. Напряжения, полученные в резуль-
тате расчета по схеме 2.74, б, немного превышают результаты
расчетов по схеме 2.74, в, что позволяет определять напряжения
изгиба по более простой схеме 2,74, в.
Напряжение в середине пальца
167
<3=pz(l„ +211 -1,5/ш)/[1Х(1-а4)] =
»Pz(/„+0^y[l,2d„3(l-a4)],	(2’6)
где ln — полная длина пальца;
lx — расстояние между бобышками.
Допускаемые напряжения при расчете по формуле (2.6) для
поршневых пальцев из углеродистой стали 15 и 20 составляют 120—
150 МПа, а для пальцев из легированной стали — 300-500 МПа.
Под действием максимальной срезывающей силы, действую-
щей в сечениях пальца между бобышкой и головкой шатуна
(сечения I и II и II—IT) возникают касательные напряжения:
ттах =0,85P.(l + a + a2)/[d2(l-a4)].	(2.7)
Допускаемые напряжения т для пальцев из углеродистой ста-
ли составляют 50 МПа, из легированной 120-250 МПа.
Наиболее распространенными неисправностями поршневых
пальцев являются поперечные и продольные изломы. Изломы
поперек пальца наблюдаются чаще в толстостенных пальцах
(точка 4, рис. 2.74) под упрочненным слоем после цементации
или азотирования вследствие высоких напряжений изгиба, опре-
деляемых по формуле (2.6).
Трещины вдоль пальца возникают от касательных напряже-
ний и напряжений, вызванных изменением поперечного сечения
пальца, и развиваются, чаще всего, с внутренней поверхности
пальца. Трещины вдоль пальца появляются в средней его части
(точка 7), на внутренней (точка 2) или на внешней поверхности
(точка 3) как для тонкостенных, так и толстостенных пальцев.
Вероятность появления трещин увеличивается, если в материале
имеются пороки в виде волосовин, направленных вдоль пальца.
Трещина в средней части (точка 7) возникает от напряжения
овализации, являющегося напряжением растяжения.
С достаточной степенью точности напряжение оо может быть
найдено по формуле:
о0 = ^-f0,174	1 [1 5 _ 15(а- 0,4)3].	(2.8)
l,,d\	(1-а) а 1-а
168
В форсированных дизелях оц = 130-250 МПа.
Линейное увеличение горизонтального внешнего диаметра
пальца в направлении, перпендикулярном оси цилиндра, на ве-
личину 8 определяют по формуле:
§=(^1[|,5_ |5(а_о,4)^!±£^ ,
EL	J 1- a
(2.9)
где Е — модуль упругости, для стали 2,2-105 МПа.
Для пальцев форсированных дизелей 8 = 0,02-0,05 мм.
При определении размеров пальца целесообразно придержи-
ваться нижнего предела.
Ориентировочные соотношения длин пальца и втулки шату-
на:
для плавающего пальца ея = (0,8-0,87)2), /ш = (0,33-0,45)2);
для закрепленного в бобышках I = (0,88-0,93)2), I = (0,4-
0,6)2).
Вкладыши подшипников коленчатого вала. Надежность ра-
боты вкладышей коленчатого вала в значительной степени опре-
деляет надежность и моторесурс дизеля и зависит от конструк-
ции вкладышей (толстостенные или тонкостенные); свойств
материалов вкладышей и слоя их заливки; условий циркуляции
масла в подшипнике; зазоров и шероховатости трущихся по-
верхностей; жесткости коленчатого вала и постелей под вклады-
ши; качества масла и присадок к маслу; нагрузки на подшип-
ник; комплекса технологических факторов (соосности расточки
постелей подшипников, площади контакта между вкладышем и
постелью биения шеек вала).
Условия работы подшипников коленчатого вала определяют-
ся многими факторами, которые являются общими для любых
двигателей внутреннего сгорания. Тепловозные дизели имеют
ряд особенностей, определяющих специфику работы подшипни-
ков, а именно:
1)	ограничение по габаритам, что отражается как на общей
компоновке дизеля, так и на условиях работы подшипников;
2)	работа на переменных режимах;
3)	работа в различных климатических зонах и зонах с повы-
шенной запыленностью.
169
Эти особенности оказывают влияние на условия работы под-
шипников и их надежность.
В современных быстроходных форсированных дизелях под-
шипники с толстостенными вкладышами уступили место под-
шипникам с тонкостенными вкладышами (толщиной 0,025-i-0,05
наружного диаметра вкладыша). Недостаточно плотный контакт
толстостенного вкладыша с постелью подшипника повышает
усталостную нагрузку на баббитовую заливку, ухудшает тепло-
отвод с его несущей поверхности.
Тонкостенные вкладыши, имеющие меньшие габаритные раз-
меры и массу, более благоприятны для крупносерийного произ-
водства и позволяют обеспечивать взаимозаменяемость при
сборке и ремонте без шабровки и пригонки.
Надежная работа вкладышей в значительной мере зависит от
определяющих геометрических параметров вкладышей: натяга
в свободном состоянии, прямолинейности образующей наруж-
ной поверхности. Необходимо отметить, что диаметр и форма
тонкостенных вкладышей не вполне совпадают с диаметром и
формой постели, поэтому после постановки их обжимают
(рис. 2.75, а).
Основные размеры вкладышей, номинальный наружный диа-
метр £>(), внутренний диаметр £>в, толщина стенки /в, ширина В и
Рис. 2.75. Вкладыши:
а — шатунного подшипника дизеля 1 ОД 100 без канавки; б — коренного
подшипника дизеля 2Д100; в — схема замера выступания вкладыша над
постелью
170
Таблица 2.7. Параметры, характеризующие работу подшипниковых узлов тепловозных
дизелей и их геометрические размеры
Показатели
Значения показателен для тепловозных дизелей
		2Д100	10Д100	2Д70	11Д45	1А-5Д49	2А-5Д49	ПД1 М	М756	PA4V 185	РА6 V28O	AGO "240"	16LV А24	645ЕЗ
1		2	3	4	5	6	7	8	9	10	И	12	13	14
Цилиндровая мощность, кВт		147	220	138	138	138	184	147	61	110	257	184	184	138
Среднее эффективное давление, МПа		0,618	0,922	1,35	0,899	1,197	1,599	0,885	0,942	1,560	1,648	1,609	1.647	0,971
Номинальная частота вращения коленчатого вала, с*1		14,2	14,2	16,7	12,5	16.7	16,7	12,5	25,0	25,0	17,5	22,5	18,3	15,0
Диаметр шеек ко- ленчатого вала, мм	К ш	204 172	204 172	231 191	250 165	220 200	220 200	240 210	104 95	160 126	230 210	180 165	210 195	190 165
Линейная скорость поверхности шейки вала, м/с	к ш	9,12 7,7	9,12 7,7	12,1 10,0	9,8 6,5	11,5 10,5	11,5 10,5	12,6 11,0	8,2 7,4	12,6 10,1	12,6 11,5	12,7 11,6	12,1 ИД	8,9 7,8
Рабочая ширина подшипников, мм	к ш	27’2* 37'2*	69 87	101/71*** 114	108/78*** 94	92 108	92 138	602* 85 2*** 138	46 86*** 62	70 60Д**	70 802**	ПО 120	90 702**	104/76*** 132
Отношение ширины подшипников к диаметру шеек вала	к ш	0,13'2 0,2 Г2	0,34 0,50	0,44/0,31 0,60	0,43/0,31 0,57	0,42 0,54	0,42 0,54	0,252 0,36'2 0,66	0,44 83*** 0,65	0,44 0,482	0,30 0,382	0,61 0,73	0,43 0,362	0,55/0,40 0,80
Установочные зазоры в подшипниках, мм	к ш	0,15- 0,23 0,12- ОД 1	0,15- 0,23 0,12- ОД!	0,23-0,30 0,14-0,20	0,25-0,38 0,20-0,31	0,16-0,25 0,14-0,25	0,16-0,25 0,14-0,25	0,12-0,18 0,10-0,16	0,075- 0,13 0,07- 0,106	0,18-0,22 0,18-0,22	0,19-0,28 0,20-0,29	0,22-0,25 0,20-0,23	0,18-0,32 0,18-0,28	0,18-0,28 0,18-0,28
1			2	3	4	5	6	7
Номинальная толщина вкладышей		К Ш	18,98 9,49	18,98 9,49	5,4 5,4	7,39 3,39	4,92 4,92	4,92 4,92
Превышение торцов вкладышей, мм		К Ш	0,08- ОЛ 1 0,04- 0,06	0,08- 0Л1 0,04- 0,06	0,06-0,13 0,06-0,13	0,19-0,23 0,14-0.18	0,22-0,26 0,18-0,22	0,22-0,26 0,18-0,22
Давление подачи смазки на номинальной мощности, МПа			0,49	0,49	0,59	0,44	0,44	0,44
Температура смазки на входе в дизель, °C	рекомендуе- мая максималь- ная		50-65 73	50-65 73	57-68 77	60-70 73	60-75 85	65-75 88
Кинематическая вязкость применяемой смазки, 1(Г м7с при 100°С			12,0	14,0	14,0	14,0	14,0	14,0
* Подшипники с кольцевой канавкой.
** Подшипники с рядом стоящими шатунами.
*** Широкие и узкие подшипники.
*»»* ** *** yja выходе из дизеля.
К — коренные.
Ш — шатунные.
Окончание таблицы 2.7
8	9	10	11	12	13	14
7,5	6,0	-	-	-	9,93	9,35
7,5	4.0	-	-	4,25	7,45	14,2
0,19-0,23	0,08-0,12	-	-	-	-	-
0,19-0,23	0,08-0,12	-	—	-	-	-
0,34	0,88	0,54	0.59	0,49	0,44	0,17+0,86
65	55-60	85****	85	-	-	-
80	75	90****	90	80	92	110
12,0	20,0	Н,4	13,9	13,9	14,0	13,9
элементы конструкции должны соответствовать ОСТ 24.067.40-84.
Основные технические данные, характеризующие работу подшип-
никовых узлов современных отечественных и зарубежных тепло-
возных дизелей, представлены в табл. 2.7.
Условиями, необходимыми и достаточными для создания жидко-
стного трения, являются: наличие масла, которое обладает способ-
ностью прилипания к твердым поверхностям; относительное пере-
мещение поверхностей вала и подшипника; наличие щели, вначале
сужающейся, а затем расширяющейся в направлении вращения.
Совместное действие данных условий приводит к тому, что внут-
ри масляного слоя возникают гидродинамические давления, кото-
рые воспринимают нагрузку. При вращении вала масло прилипает
к его поверхности, вовлекается в зазор, где давление масла повыша-
ется. При смещении центра вала под действием импульсной нагруз-
ки давление в смазочном слое становится переменным по окружно-
сти и достигает максимума в зоне, предшествующей максимальному
сближению вала и подшипника. Давление, развиваемое в масляном
слое, воспринимающем внешнюю нагрузку, предотвращает непо-
средственное соприкосновение трущихся поверхностей, образуя
угол 0 с линией центров в сторону вращения (рис. 2.76).
Условия работы подшипника по всем основным параметрам,
влияющим на его работу, характеризуются коэффициентом на-
груженное™
S = -^-
ld \|/2
(2.Ю)
где Р — внешняя нагрузка;
I и d — длина и диаметр шейки вала (подшипника);
р — коэффициент динамической вязкости масла;
со — угловая скорость коленчатого вала;
у = z/Д — относительный зазор;
Д — радиальный зазор.
Реакция масляного слоя при постоянной температуре обрат-
но-пропорциональна квадрату радиального зазора, а несущая
способность подшипника, оцениваемая минимальной толщиной
масляного слоя, обратно-пропорциональна коэффициенту на-
груженное™.
В подшипниках дизеля, внешняя нагрузка на которые пере-
менна по значению и направлению (рис. 2.76) каждая точка оси
173
Рис. 2.76. Эпюры гидродинамического давления в масляном слое
подшипника:
а — в поперечном сечении: б — в продольном сечении; в — при овальной
форме поперечного сечения; г — при перекосе шейки вала в подшипнике;
д — при гиперболической расточке вкладышей; е — при наличии кольцевой
канавки во вкладыше и без нее; х — эпюра давлений внутри масляного
слоя; у — область разрежения; Р — местные радиусы шейки и вкладышей;
1 — давление при искривленной шейке; 2 — давление при гиперболической
расточке вкладышей; 3 — потери давления при перекосе шейки вала; 4 —
потери давления при кольцевой канавке во вкладыше
вала движется в пределах диаметрального зазора по некоторой
замкнутой траектории (рис. 2.77). При движении в зазоре реак-
ция масляного слоя меняется (меняется как зона несущей спо-
собности, так и ее границы) и возможна потеря смазочным сло-
ем несущей способности, несмотря на постоянство частоты
вращения коленчатого вала. Поэтому действительную несущую
способность динамически нагруженного подшипника оценивают
минимальной толщиной масляного слоя, изменяющегося на
протяжении каждого цикла (рис. 2.78) по углу поворота колен-
174
Рис. 2.77. Распределение давления в масляном слое шатунного
подшипника дизеля 1 ОД 100:
а — в направлении вращения вала; б — по ширине подшипника; в —
изменение минимальной толщины масляного слоя шатунного подшипника
по углу поворота коленчатого вала; 1 — подшипник с канавкой: 2 —
бесканавочный подшипник
чатого вала. Минимальные значения толщины масляного слоя
(мкм) для дизелей ДЮО, 11Д45 и Д49 (до модернизации со сталь-
ным валом) приведены на рис. 2.78 и имеют численные значения
для дизелей 10Д100, шатунные - 9,7, коренные - 7,3; 11Д45, ша-
тунные — 7,9, коренные — 7,3; 2-5Д49, шатунные — 6,2, корен-
ные — 7,1 [5].
Максимальное давление внутри масляного слоя в 2,5+3 раза
больше средней удельной нагрузки на подшипник и достигает в
месте минимального зазора 50 МПа.
При гидродинамических расчетах принимают, что поверхно-
сти вала и подшипника идеально гладкие. При их сближении на
величину, соизмеримую с шероховатостью поверхностей, гид-
родинамическое трение может перейти в граничное.
Для обеспечения жидкостного трения необходимо, чтобы в не-
сущей части масляного слоя как в поперечном, так и продольном
направлениях развивались такие гидродинамические давления,
175
Рис. 2.78.
Изменение
минимальной
толщины
масляного слоя
по углу поворота
коленчатого вала
в шатунных (а),
и коренных (5)
подшипниках
различных
тепловозных
дизелей:
1 — 11Д45; 2 —
1 ОД 100; 3 — 5Д49
при которых результирующая сила обеспечивала бы поднятие
вала относительно подшипника на определенный минимальный
размер, зависящий от деформаций вала иподшипника и от шеро-
ховатости их поверхностей. Считают [25], что жидкостное трение
в подшипнике будет обеспечено, если минимальное расстояние
между валом и подшипником в наиболее узкой части
Н . = h .	+ h ,	(2.11)
min min. кр p’	47
где ^minKp — критическая толщина масляного слоя, определяемая ше-
роховатостью трущихся поверхностей 4-5 мкм (согласно
ГОСТ 9340-71);
йр— рабочая минимальная толщина масляного слоя, которую
рекомендуется принимать ~ 2 мкм.
Шероховатость вкладышей должна быть не ниже 7-го класса, а
шеек коленчатых валов не ниже 8-го класса (ГОСТ 24.062.08-83).
176
Надежность работы тепловозных подшипников оценивают
коэффициентом запаса несущей способности подшипников
* = UW	(2-12)
При проектировании новых подшипниковых узлов должно
выполняться условие X > 1,7.
Наличие смазывающих канавок или неоптимальное располо-
жение смазывающих отверстий уменьшает несущую способ-
ность подшипника (см. рис. 2.76, е) за счет уменьшения давле-
ния внутри масляного слоя (показано разреженной штрихов-
кой). Если при изготовлении или изнашивании в процессе экс-
плуатации формы сечений шейки и вкладышей изменяются, то
возможно нарушение клинового эффекта, снижение несущей
способности масляного слоя (см. рис. 2.75, в, г).
Динамические нагрузки и деформации шейки и щеки колен-
чатого вала могут вызвать мгновенные местные сближения тру-
щихся поверхностей, что уменьшает несущую способность под-
шипника (см. рис. 2.75, б), повышает местные кромочные дав-
ления, мгновенные силы трения, образуют перегретые зоны.
Для предотвращения локальных контактов в некоторых слу-
чаях необходимо изменить форму рабочих поверхностей вкла-
дышей (по технологическим соображениям шейки вала оставля-
ют цилиндрическими), приняв ее в виде цилиндра, располо-
женного в центральной части, и двух усеченных конусов по кра-
ям или в виде однополого гиперболоида (см. рис. 2.76, д). Фор-
ма поперечного сечения вкладышей приближается к эллипсу
(см. рис. 2.74, а, б), большая ось которого лежит в плоскости их
стыка. Это компенсирует деформацию вкладышей из-за неоди-
наковых коэффициентов их линейного расширения с постелью.
При повышении температуры до 220°С минеральные масла
теряют свою вязкость, 85+90% выделяющейся в подшипнике теп-
лоты отводится маслом, остальное — металлом стенок.
Изотермические температурные кривые коренных подшип-
ников дизелей 2Д100 при работе на номинальном режиме
(70+100°С) подтверждают правильность выбранной формы рас-
точки [5].
С уменьшением нагрузки до холостого хода температура
вкладышей снижается на 40+45%. С увеличением зазоров в пре-
делах допустимых норм температура вкладышей падает. При
177
неудовлетворительном монтаже, низком качестве изготовления
деталей, при искажении форм вследствие изнашивания целесо-
образно увеличивать зазор. При очень малых зазорах разница
температур входящего и выходящего из подшипника масла до-
стигает 110°С вместо 45-s-50°C, что может привести к выплавле-
нию или заеданию подшипника. Чем меньше начальный зазор,
тем ниже динамическая ударная нагрузка и тем больший срок
службы подшипника до достижения предельного эксплуатаци-
онного значения зазора.
Рабочую поверхность вкладышей подшипников быстроход-
ных тепловозных дизелей покрывают слоем металла, имеющего
хорошие антифрикционные свойства. Данные сопротивляемости
задирам, усталостной прочности, способности поглощать ино-
родные твердые частицы и антикоррозионной стойкости различ-
ных подшипниковых сплавов в сравнении с подшипниками из
свинцовистой бронзы в процентах приведены в табл. 2.8.
Баббит БК2 ( ГОСТ 1203-78 ) обладает высокой усталостной
прочностью, лучшей прирабатываемостью и сцеплением с кор-
пусом вкладыша, более высокой температурой плавления, луч-
шей способностью противодействовать попадающим в масло
механическим примесям и др. Долговечность тонкостенных
вкладышей с заливкой БК2 в два раза выше, чем с заливкой Б83
и почти в 15 раз дешевле, однако он чувствительнее к местным
Таблица 2.8. Физические свойства подшипниковых сплавов
Материал подшипника	Сравнительная характеристика физических свойств подшипниковых сплавов, %			
	Усталостная прочность	Антикорро- зионная стойкость	Сопротивляе- мость задирам	Поглощающая способность
Свинцовистая бронза	100	100	100	100
Оловянистый баббит (Б83)	22	300	210	185
Свинцовистый баббит (БК2)	34	300	210	225
Алюминиевый сплав	240	300	210	90
Медносетч атый вкладыш	250	300	155	185
178
перегрузкам, возникновение которых возможно при работе дви-
гателя, и подвержен выкрашиванию вследствие коррозионной
усталости. Баббитом БК2 заливают вкладыши подшипников
дизелей типов Д50, ДЮО и Д70. Для более нагруженных под-
шипников дизелей 11Д45, 14Д40, Д49, М753, М756 и 1Д12 приме-
няют свинцовистую бронзу (ГОСТ 493-79).
При многих положительных свойствах применение алюми-
ниевых подшипников затруднено из-за высокой твердости
(НВ 70-80), что ведет к плохой прирабатываемости и повыше-
нию скорости изнашивания шеек коленчатого вала. Успешно
применяют в дизелях стальную ленту, покрытую тонким слоем
сплава алюминия А020-1 (20% олова, 1% меди), биметалличес-
кую ленту используют при нагрузках до 30 МПа и окружной
скорости до 20 м/с.
Материалом для корпусов вкладышей служит сталь по ГОСТ
1050-74, бронза ОЦС 3-12-5 (ГОСТ 613-79), дюралюминий. При
выборе материала корпусов подшипников следует учитывать,
что различие в коэффициентах линейного расширения баббита и
материала корпуса приводит к возникновению в слое заливки
остаточных напряжений растяжения, которые при стальных кор-
пусах составляют 40,25 МПа, латунных 18,9 и алюминиевых
0,07 МПа. Поэтому изготовление корпуса подшипника из дюра-
люминия или бронзы предпочтительнее, чем из стали.
Лужение, кадмирование, индигирование применяют на вкла-
дышах в качестве приработочного покрытия.
Ведутся работы по использованию в качестве заливки вкла-
дышей материалов, полученных спеканием. Поверхность такого
вкладыша, имеющая сетчатую структуру, заливают оловом или
композитным составом на основе синтетических материалов.
Такие подшипники повышают надежность конструкции и позво-
ляют экономить цветные металлы.
В дизелях типа ДЮО толщина бронзовых коренных вкладышей
равна 19 мм при толщине заливки 0,7±0,2 мм (см. рис. 2.75, б). По-
стели под вкладыши верхнего коленчатого вала на блоке имеют
вырезы для прохода цилиндровой втулки, что значительно умень-
шает их опорную поверхность. В этих условиях только толсто-
стенные вкладыши обеспечивают необходимую жесткость опоры,
для обеспечения взаимозаменяемости вкладыши нижнего вала вы-
полняют также толстостенными. Для коренных вкладышей дизеля
ДЮО натяг составляет 0,025 мм, а нагрузка Р на торец вкладыша
179
при контроле 25000 Н. По максимальной толщине изготовляют
вкладыши двух групп: первая С = 192о,об и вторая С = 19Zoos мм.
Высота вкладыша Н = 121^’о мм (см. рис. 2.75, б, в).
У стыков вкладышей по бокам делают неглубокие холодиль-
ники А (см. рис. 2.75, а, б), предназначенные для обеспечения за-
клинивания масла при вращении. Холодильники А не должны
доходить до краев вкладыша во избежание утечки масла. Как
показали исследования, проведенные на дизелях Д100, ИД45 и
Д50, отказ от глубоких холодильников позволяет уменьшить
расход масла через подшипник на 30+40% и увеличить насосный
эффект шейки вала.
Вкладыши упорного подшипника имеют торцовые упорные
поверхности. Стопорный винт для фиксации установлен в крыш-
ке с тем, чтобы был возможен демонтаж обоих подшипников.
При тонком слое заливки вкладышей пригонка шабровкой не-
допустима. Внутреннюю поверхность вкладышей (антифрикци-
онный слой) обрабатывают алмазной расточкой.
Выработанная практикой норма высоты выступания ЛЯ сты-
ковой кромки вкладышей над постелями для их обжатия состав-
ляет (0,0008+0,0012)г/ш. Высоту определяют по ГОСТ 9340-75
(см. рис. 2.76, в) в приспособлении под нагрузкой Р.
Вкладыши при изготовлении проверяют на равномерное при-
легание к соответствующему калибру по краске, прилегание
должно быть не менее 70% поверхности. Шатунные вкладыши
дизеля Д100 тонкостенные (С = 9,5 мм), бронзовые имеют тол-
щину баббитовой заливки 0,5+0,75 мм.
Переход на бесканавочные вкладыши с гиперболической рас-
точкой позволил снизить удельные нагрузки на шейки дизелей
типа Д100 на 10+20%. Устранение кольцевой канавки в шатунном
подшипнике на дуге 70° увеличило толщину масляного слоя на
75% и коэффициент запаса надежности подшипника в 2 раза. Мак-
симальное давление в масляном слое уменьшилось примерно в
1,5 раза, а минимальная толщина масляного слоя в подшипниках
без канавок увеличивается примерно в два раза на всех режимах
тепловозной характеристики (см. рис. 2.77, а, б, в).
У дизелей Д49 вкладыши стальные, залиты свинцовистой
бронзой. Верхний и нижний коренные вкладыши невзаимозаме-
няемые. Положение вкладышей фиксируется штифтом. Для за-
щиты от контактной коррозии наружная поверхность вкладыша
180
покрыта слоем бронзы толщиной 0,01 мм. Для повышения ста-
бильности размеров вкладыши в процессе изготовления подвер-
гают пластическому обжатию по окружности.
Как видно из табл. 2.7 в подшипниках дизелей 2-5Д49 вслед-
ствие недостаточной относительной ширины подшипника, боль-
ших диаметральных зазоров толщина масляного слоя Hmio (рис.
2.79) оказалась меньше, а работа трения а больше, чем в других
тепловозных дизелях. При переходе на стальной вал названные
недостатки были устранены (см. рис. 2.79). С внедрением блока
цилиндров повышенной жесткости и увеличением суммарного
усилия затяжки болтов коренной опоры появилась возможность
увеличить толщину вкладыша коренного подшипника до 7,5 мм
за счет увеличения диаметра постели при толщине антифрикцион-
ного слоя свинцовистой бронзы Z = (0,3+1,0 мм). Это позволило
Рис. 2.79. Вкладыши шатунного подшипника дизеля Д49:
а — до модернизации; б — после модернизации
181
обеспечить отношение толщины стальной основы вкладыша /стдо
значений tjt^ > 5, что повысило стабильность геометрии вклады-
ша (прямолинейности образующей, натяга, свободного разме-
ра). Повышение износостойкости приработочного покрытия до-
стигнуто применением трехкомпонентного (олово 8+13%, медь
2+3,5%, свинец остальное) гальванического покрытия толщиной
21+30 мкм с подслоем никеля толщиной 1+2 мкм.
Тонкостенные профилированные вкладыши применяют в ди-
зелях 11Д45, 14Д40, Д70, М756, Д50 и др.
Работоспособность подшипников зависит не только от их
конструкции, но также от технологии и качества изготовления.
Производство вкладышей подшипников скольжения для каждо-
го типа дизеля методом индивидуальной заливки не отвечает
современным требованиям, в виду чего подшипники скольже-
ния оказались в числе деталей, ограничивающих надежность и
долговечность дизеля.
Совершенные непрерывные способы изготовления биметал-
лических лент сталеалюминиевых или дюралюминиевых с анти-
фрикционным слоем алюминия заданной толщины должны по-
лучить применение в тепловозном дизелестроении. Из ленты
подшипники изготовляют штамповкой при минимальной пос-
ледующей механической обработке.
Опыт эксплуатации сталеалюминиевых подшипников колен-
чатых валов на дизелях ЗА-6Д49, 10Д100, К68310ДИ с 1970 г., на
которых работают около 4000 дизелей, позволяет объективно
оценить результаты их применения, выявить преимущества и
особенности в сравнении с серийно выпускаемыми. К преиму-
ществам следует отнести высокую износостойкость, усталостную
прочность, сопротивляемость коррозии, увеличение срока служ-
бы в 4+5 раз в сравнении с бронзобаббитовыми [6].
Более высокие антифрикционные свойства и коррозионная стой-
кость сплава А020-1 в сравнении со свинцовистой бронзой обеспе-
чивают увеличение срока службы сталеалюминиевых подшипни-
ков в два раза по сравнению со сталебронзовыми. Кроме того,
применение более совершенной технологии при изготовлении ста-
леалюминиевых деталей приводит к снижению их стоимости на
30+50% по сравнению со сталебронзовыми. Зазор на масло таких
подшипников должен быть несколько большим (не менее 0,01 от
диаметра вала), чем у бронзобаббитовых и сталебронзовых, необ-
ходима высокая точность изготовления подшипников (в соответ-
182
ствии с технологическими требованиями чертежей) и сопряженных
деталей: коленчатых валов, постелей в блоках цилиндров и шату-
нах, т.е. требуется более высокий уровень производства.
Накопленный опыт эксплуатации сталеалюминиевых под-
шипников позволяет расширить их применение вплоть до заме-
ны бронзобаббитовых и сталебронзовых деталей на дизелях
10Д100, Д49, 12VFE17/24, К68310ДИ [6].
2.S.	Системы топаивопоаачи
Топливная система дизеля состоит из систем низкого и высоко-
го давлений. Система низкого давления предназначена для хране-
ния запаса топлива, его фильтрации, подогрева (при низких тем-
пературах окружающего воздуха) и подачи к насосам высокого
давления. Система высокого давления обеспечивает подачу топ-
лива к форсунке и впрыскивание его в цилиндр и состоит из топ-
ливного насоса высокого давления (ТНВД) и форсунки, соединен-
ных между собой нагнетательным трубопроводом.
Несмотря на разнообразие конструкций, топливные системы
тепловозных двигателей имеют много общего в принципах ра-
боты и в схемах их компоновки.
Все оборудование топливной системы соединено топливоп-
роводами в единую систему (на тепловозах окрашена в желтый
цвет), которую можно разделить на шесть основных групп:
1)	баки для хранения запаса топлива (800-8000 кг);
2)	топливоподкачивающие устройства и устройства аварий-
ной подачи топлива;
3)	устройства для фильтрации топлива, подогрева и сбора
утечек, регулирующие клапаны, краны;
4)	контрольно-измерительная аппаратура и приборы для за-
мера температуры, давления, расхода топлива, а также устрой-
ства для диагностики топливной аппаратуры;
5)	топливные насосы высокого давления, топливопроводы и
форсунки;
6)	устройства и механизмы управления работой ТНВД.
Топливо из бака 7 (рис. 2.80) закачивается топливоподкачи-
вающим насосом 5. По пути из бака 1 в насос топливо проходит
через фильтр грубой очистки 4, после насоса — через фильтр
тонкой очистки 6 и далее поступает в топливный коллектор
183
8
Рис. 2.80. Схема
топливной системы
дизеля:
1 — бак топлива;
2 — перепускной кла-
пан; 3 — шариковый
клапан; 4 — фильтр грубой очистки; 5 — топливоподкачивающий агре-
гат; 6 — фильтр тонкой очистки; 7 — топливный насос; 8 — форсунка;
9 — слив от форсунок; 10 — разгрузочный клапан; 11, 13, 14 — вентили;
12 — топливоподогреватель
двигателя, откуда ТНВД 7 направляет его к форсункам 8, через
которые оно впрыскивается в цилиндр дизеля.
Хорошее наполнение топливных насосов 7 достигается за
счет избыточного давления топлива в топливном коллекторе.
Поэтому производительность топливоподкачивающего насоса
выбирают в 2+5 раз больше, чем необходимо для реализации
полной мощности дизеля. Благодаря этому и установке разгру-
зочного клапана 10, отрегулированного на давление 0,15 МПа,
поддерживается избыточное давление в топливном коллекторе
(0,1+0,25 МПа).
Излишки топлива проходят через клапан 10, топливоподог-
реватель 12 и сливаются через вентиль 13 или 14 в бак 1. Вен-
тиль 14 должен быть открыт тогда, когда требуется питание дви-
гателя подогретым топливом (при низкой температуре окру-
жающей среды). Для надежной работы системы топливоподачи
температура топлива в баке должна быть в пределах 30-40°С, в
противном случае должен быть открыт вентиль 13.
Перепускной клапан 2, отрегулированный на давление 0,30+
+0,35 МПа открывается в случае повышения давления перед филь-
184
трами тонкой очистки и топливо сбрасывается через перепускной
клапан на слив в бак. Повышение давления возможно в результа-
те чрезмерного загрязнения фильтров тонкой очистки 6 или повы-
шения давления в топливном коллекторе. Шариковый клапан 3
служит для аварийного питания двигателя топливом при отказе в
работе топливоподкачивающего агрегата. В этом случае топливо
поступает в двигатель за счет разрежения, создаваемого насосами
7, и проходит из бака 1 через клапан 3, фильтр 6 и далее в топлив-
ный коллектор. В таком режиме дизель может работать непро-
должительное время с ограниченной мощностью.
На некоторых сериях тепловозов устанавливают два таких аг-
регата, один из которых резервный. Например, на тепловозах
2ТЭ116 (последних выпусков) один топливоподкачивающий на-
сос с электроприводом используют при пуске дизеля, а второй -
с механическим приводом от вала дизеля обеспечивает питание
его топливом во время работы.
Топливо, просочившееся из форсунок 8, собирается в емкость
9, откуда сливается в бак. Вентиль 77 служит для удаления воз-
духа из нагнетательной магистрали, скапливающегося в системе
после длительной остановки двигателя. Для этих же целей могут
быть установлены вентили и краны в других местах нагнета-
тельной магистрали, например, на фильтрах тонкой очистки,
топливоподогревателе и т.д.
В эксплуатации большое внимание уделяют фильтрации топ-
лива от механических примесей, количество и размер которых
существенно влияют на износ и надежную работу прецизион-
ных деталей топливоподающей аппаратуры. В фильтрах грубой
очистки в качестве фильтрующих элементов применяют сетки с
размером ячеек или зазоров, измеряемых сотыми долями мил-
лиметра. Для тонкой очистки топлива применяют фильтрующие
элементы из фильтровальной бумаги или фильтромиткаля. При-
менение этих материалов обеспечивает задержание механичес-
ких примесей, размер которых превышает 2-*-5 МКм.
Принцип работы топливной системы высокого давления
Топливная система высокого давления дизеля предназначена
Для сжатия точно дозированной цикловой подачи топлива в
ТНВД, впрыскивания ее в цилиндр по заданной характеристике
топливоподачи.
185
На тепловозных дизелях наибольшее распространение полу-
чили топливные насосы золотникового типа с механическим
приводом плунжера от распределительного вала и форсунки
закрытого типа с гидравлически управляемой иглой. Принципи-
альная схема топливной системы высокого давления с такими
ТНВД и форсункой приведена на рис. 2.81.
Принцип действия системы заключается в том, что возвратно-
поступательное движение плунжера 10, осуществляемое посред-
ством толкателя б, приводимого в движение роликом 3 при на-
бегании на него кулачка 1 вращающегося распределительного
вала, попеременно наполняет надплунжерный объем топливом,
а затем подает его через нагнетательный клапан 15 и топливоп-
ровод высокого давления 20 к распылителю форсунки.
Главными частями ТНВД являются корпус 8, в котором рас-
положены плунжерная пара, состоящая из плунжера 10 и гиль-
зы 11, а также нагнетательный клапан 75, зубчатая рейка 79 с
шестерней 9 и возвратная пружина 7.
Форсунка состоит из корпуса 23, в котором расположена
игла 24, прижатая к седлу распылителя (соплового наконечника)
пружиной 21 через шток 22.
При движении плунжера вниз, когда верхняя кромка его откроет
наполнительное окно гильзы (положение 7), топливо из системы
низкого давления поступает через наполнительное окно гильзы 7 7 в
полость А (рис. 2.82). При движении плунжера вверх топливо, нахо-
дящееся в надплунжерной полости А, в начальный момент будет
вытесняться через наполнительное окно, а когда кромка 14 перекро-
ет наполнительное окно гильзы 7 7 (положение 77, соответствующее
геометрическому началу подачи топлива), давление в полости А
начнет повышаться. Когда усилие от давления топлива, действую-
щего на нагнетательный клапан, преодолеет усилие пружины 16 (а
при наличии остаточного давления в отсечном трубопроводе и уси-
лие от давления топлива в нем), клапан 75 открывается и топливо по
трубоповоду 20 поступает в полость 28 форсунки (положение 777).
Когда сила от давления топлива, действующего снизу па иглу фор-
сунки, преодолеет усилие пружины 21
л(£>2 -rf!) _
л—-—>г.р
к	7
игла
приподнимается от седла и происходит впрыск топлива через распы-
ливающие отверстия 26 в цилиндр дизеля.
186
1 — распределительный вал; 2 — кулачок;
3 — ролик толкателя; 4, 7, 16, 21 — пру-
жины; 5 — корпус толкателя; 6 — толкатель; 8 — корпус топливного на-
соса; 9 — поворотная шестерка; 10 — плунжер; // — гильза плунжера;
12 — отсечная кромка плунжера; 13 — отсечное окно гильзы; 14 — на-
гнетательная кромка плунжера; 15 — нагнетательный клапан; 17 — на-
полнительное окно гильзы; 18 — осевое сверление, соединяющее
нагнетательную полость А с отсечной Z>; 19 — зубчатая рейка; 20 — топ-
ливопровод высокого давления; 22 — шток; 23 — корпус форсунки;
24 — игла; 25 — штуцер подвода топлива; 26 — распыливающие отверстия;
27 — запорный конус; 28 — подигольное пространство; 29 — штуцер
отвода утечек топлива
187
Рис. 2.82. Схема работы топливного насоса золотникового типа:
I — наполнение надплунжерной полости топливом; II — геометрическое
начало подачи топлива; III — подача (активный ход плунжера); IV —
геометрический конец подачи (отсечка); V — вытеснение топлива в кол-
лектор насоса (обозначения те же, что на рис. 2.81)
При дальнейшем движении плунжера вверх (положение IV,
соответствующее геометрическому концу подачи топлива) от-
сечная кромка плунжера 12 откроет отсечное окно 13 гильзы -
произойдет отсечка топлива и давление топлива в надплунжер-
ной полости А резко уменьшится, клапан 15 под действием пру-
жины 16 и усилия от давления топлива сверху сядет на седло.
Ход плунжера от положения 2 до положения 4 называют полез-
ным (активным) ходом плунжера. После отсечки давление топ-
лива под иглой в полости распылителя форсунки 28 резко упа-
дет и игла под действием пружины 21 сядет в седло, тем самым
прекратив впрыскивание топлива в цилиндр.
При дальнейшем движении плунжера вверх до положения V
топливо из полости А через вертикальный канал 18 плунжера и
отсечную полость Б на золотниковой части плунжера вытесня-
ется в полость отсечного коллектора.
При движении плунжера из положения 5 вниз, когда верхняя
кромка откроет всасывающее окно, топливо начнет поступать в
полость А. Цикл работы топливного насоса повторяется при
каждом обороте коленчатого вала двухтактных дизелей и один
раз - за два оборота коленчатого вала четырехтактных дизелей.
Количество топлива, подаваемого в цилиндр за один ход
плунжера (цикловая подача — </ц), изменяют поворотом плунже-
188
ра вокруг его оси (т.е. изменением его активного хода) зубчатой
рейкой 19, входящей в зацепление с шестерней 9.
Параметры и конструкция топливной аппаратуры оказывают
существенное влияние на протекание рабочего процесса дизеля.
Зависимость топливоподачи, показывающая количество топ-
лива впрыскиваемого в цилиндр дизеля за каждый угол порота
коленчатого вала, называют дифференциальной (рис. 2.83, а).
Зависимость топливоподачи, показывающая суммарное ко-
личество топлива впрыскиваемого в цилиндр за период от нача-
ла впрыскивания до данного момента, называют интегральной
(рис. 2.83, 6). Подинтегральная площадь зависимости равна цик-
ловой подаче (заштрихованная).
Зависимость цикловой подачи топлива от положения регули-
рующей рейки при постоянной частоте вращения кулачкового
вала насоса называют характеристикой топливоподачи.
Скоростную характеристику топливной аппаратуры оценива-
ют полем кривых цикловых подач в зависимости от частоты
вращения кулачкового вала насоса при неизменном положении
рейки.
Цикловую подачу топлива на номинальном режиме опреде-
ляют из условия обеспечения заданной цилиндровой мощности
дизеля
Рис. 2.83.
Дифференциальный
(а) и интеграль-
ный (б) законы
подачи топлива
189
Ne Se
e =___HS!_
ц 60nK ’
где NeUHn — номинальная эффективная цилиндровая мощность дизеля,
кВт;
ge — удельный эффективный расход топлива дизелем, г/кВт-ч;
пк — частота вращения кулачкового вала топливного насоса,
мин *.
Для обеспечения допускаемой перегрузки дизеля и компенса-
ции утечек топлива через прецизионные пары топливной аппа-
ратуры при их износе в процессе эксплуатации максимально
возможная цикловая подача примерно в l,3-s-l,4 раза больше
номинальной
gmax = (1;ЗЯ
Для устойчивой работы дизеля на режиме холостого хода
минимальная цикловая подача топлива обычно составляет
С‘" = (0>0,25)gu.
Неравномерность распределения топлива по цилиндрам мно-
гоцилиндрового дизеля оценивают коэффициентом неравномер-
ности, %
2Отах - а™”')
G = —100.
_тах , тт
+#ц
Допускаемый коэффициент неравномерности в зависимости
от числа секций насосов находится в пределах: на номинальном
режиме 6-8%; на режимах холостого хода 25-75%. Большая не-
равномерность соответствует большему числу секций.
Топливные насосы высокого давления
Топливные насосы высокого давления предназначены для
подачи топлива к форсункам. В процессе работы дизеля ТНВД
выполняют следующие функции:
— создают высокое давление топлива в форсунке, необходи-
мое для качественного распиливания его в камере сгора-
ния цилиндра;
190
—	дозируют количество топлива, подаваемого в цилиндр за
цикл, в зависимости от нагрузочного и скоростного режи-
мов работы дизеля;
—	подают топливо к форсунке в определенный момент рабо-
чего процесса дизеля за сравнительно небольшой проме-
жуток времени;
—	подают отмеренную порцию топлива в соответствии с ха-
рактеристикой подачи, наиболее оптимальной для созда-
ния условий качественного процесса сгорания;
—	изменяют моменты начала и конца подачи топлива в зави-
симости от нагрузочного и скоростного режимов работы
двигателя;
—	обеспечивают сохранение высоких давлений подачи топ-
лива при снижении нагрузки и уменьшении частоты вра-
щения коленчатого вала дизеля;
—	обеспечивают подачу топлива к форсункам многоцилинд-
рового дизеля по заданному закону и в последовательнос-
ти, соответствующей принятому порядку работы цилинд-
ров;
—	разъединяют трубопровод высокого давления от надплун-
жерной полости насоса для создания необходимой вели-
чины остаточного давления, обеспечивающего наилучшую
характеристику топливоподачи.
Топливные насосы золотникового типа относительно просты
по конструкции и в обслуживании. Количество движущихся де-
талей в них сведено к минимуму. Конструкция хорошо приспо-
соблена к условиям массового производства, детали, требую-
щие высокой точности изготовления, имеют простую форму.
Плунжерная пара, скомпонованная из плунжера и гильзы,
представляет собой прецизионную пару, не подлежащую разу-
комплектованию (рис. 2.84).
Геометрические параметры плунжерных пар ТНВД тепловоз-
ных дизелей приведены в табл. 2.9.
У ТНВД дизелей типа Д100 в гильзе имеется одно окно, вы-
полняющее функции наполнения и отсечки. Уплотняющая спо-
собность такой плунжерной пары велика, однако для нее харак-
терна высокая цикловая неравномерность подачи топлива в виду
наличия в насосе встречных потоков топлива при следующих
Друг за другом процессах отсечки и наполнения надплунжерной
полости топливом.
191
Рис. 2.84. Плунжерная пара золотникового типа:
D2, I — диаметр и длина золотниковой части гильзы; L — длина гильзы;
Z>! — диаметр компрессионной части гильзы; dL — диаметр плунжера;
dg.d^— диаметры отсечного и всасывающего окон гильзы; а — расстояние
между окнами гильзы
В конструкции ТНВД некоторых дизелей гильза имеет два
окна, расположенных на одном (дизели Д50, Д70) или разных
(дизели 11Д45, Д49, ЧН21/21) уровнях. Верхнее окно выполняет
функцию наполнения надплунжерного пространства топливом,
а нижнее — отсечки. Наилучшие условия наполнения надплун-
жерного пространства топливом обеспечиваются в насосах, у
которых гильза имеет всасывающее и отсечное окна, а всасыва-
ющая и отсечная полости в корпусе насоса разделены (дизели
11Д45, 14Д40).
Для уменьшения утечки топлива плунжерные пары изготав-
ливают с высокой точностью путем взаимной притирки плунже-
ра и гильзы или селективной сборки с минимальным зазором
(1-5-3 мкм).
Золотниковая часть плунжера имеет сложную конфигурацию,
обеспечивающую регулирование цикловой подачи топлива
(рис. 2.85).
Отсечные кромки золотниковой части плунжера чаще всего
выполняют винтовыми, обеспечивающими линейный закон из-
менения активного хода плунжера от угла его поворота или
перемещения рейки ТНВД. В ТНВД золотникового типа с пере-
пуском топлива в период его нагнетания (постоянным ходом
плунжера) регулирование фаз топливоподачи осуществляют в
основном по концу подачи (см. рис. 2.85, а), в некоторых насо-
сах — по началу и концу подачи (см. рис. 2.85, б).
В первом случае, когда золотниковая часть плунжера имеет
192
Таблица 2.9. Параметры плунжерных пар топливных
насосов и форсунок тепловозных двигателей
Параметры	Дизель
	Д100 | Д50 | 211Д-1 | Д49 | 11Д45 | Д70 | М756
Параметры плунжерных пар топливных насосов
Диаметр плунжера du, мм	13	20	16	17	17	16	13
Ход плунжера Л||; мм	16	20	12	22	16	22	12
Диаметр золотниковой части гильзы D2, мм	32	40	32	38	38	38	24
Общая длина гильзы L, мм	76	140	75	96	161		85
D\ компрессионной части гильзы, мм	26	34	24	28	28	28	19,7
Длина золотниковой части гильзы /, мм	22	34	30	42	40	37	40
Диаметр наполнительного окна d„, мм	3,1*	6,0	3,0	3,0	2,5	5,5	3,5
Диаметр отсечного окна гильзы do, мм	3,1*	6,0	3.0	3,0		5,5	3.5
Расстояние между окнами гильзы а, мм	0	0	5,0	4,0		6	22,5
Способ регулирования подачи топлива * *	К	К	К	НиК	НиК	К	К
Параметры форсунок
Давление начала подъема иглы форсунки Рф, МПа	21,0	27,0	25,4	31,4	31,4	28,0	20,0
Диаметр иглы d, мм	7,0	8,0	6,0	8,0	7,0	8,0	6,0
Ход иглы It, мм	0,45	0,45	0,45	0,75	0,75	0,45	0,45
Количество рас пыли ваю- щих отверстий - - п, шт.	3	9	9	9,10	8	8	8
Диаметр распиливающих отверстий dn, мм	0,56	0,35	0,40	0,35 0,40	0,40	0,40	0.35
* Наполнительное окно гильзы является одновременно и отсечным;
** Н - регулирование началом подачи; К - регулирование концом подачи.
цилиндрическую верхнюю и винтовую нижнюю (отсечную)
кромки, обеспечивается одинаковый момент (угол) начала пода-
чи топлива независимо от его количества (активного рабочего
хода плунжера). Такое регулирование выполнено в ТНВД дизе-
лей Д100, ПД1М, Д70 и др. (см. табл. 2.9). Во втором случае,
7 Зак. 75
193
Рис. 2.85. Способы выполнения распределительных кромок на
золотниковой части плунжера:
а — регулирование концом подачи; б — смешанное регулирование; в —
регулирование концом подачи со спиральными симметричными кромками
и центральным сверлением; 1 — всасывающая кромка; 2 — отсечная
кромка; 3 — продольный паз; 4 — осевой канал; 5 — радиальное сверление
когда золотниковая часть плунжера имеет винтовые наполни-
тельную и отсечную кромки (дизели типа Д49, 11Д45), при изме-
нении цикловой подачи топлива изменяется и начало подачи.
Преимущество этих насосов состоит в следующем. Дополни-
тельная регулировка по началу подачи изменяет опережение
впрыскивания топлива в цилиндр таким образом, что при рабо-
те ограничивается рост максимального давления сгорания Р_,
насос разгружен от односторонних боковых давлений плунжера
на втулку благодаря двустороннему подводу и отсечке топлива.
В конструкциях некоторых плунжерных пар вместо продоль-
ного паза на золотниковой части плунжера выполняется осевое
сверление (канал 4, рис. 2.85, в) и радиальное — канал 5.
На рис. 2.86 представлена развертка золотниковой части плун-
жера, имеющего вертикальный паз, с нанесенными на нее окнами
гильзы. Максимальная подача насоса обеспечивается при таком
положении окна 4, когда активный ход плунжера равен Атах (см.
рис. 2.86), подача на режиме холостого хода будет обеспечивать-
ся при рабочем ходе А (положение 2), на номинальном режиме
Апом (положение 3). При положении 7, когда окно совмещено с
вертикальным пазом — нулевая подача.
Угол наклона винтовой (отсечной кромки) находится в пре-
делах р = 15+53°. Малое р обеспечивает наибольшую точность
регулировки и равномерности подачи топлива по цилиндрам,
194
Рис. 2.86. Развертка золотниковой части плунжера:
1-4 — положение окна гильзы в начале подачи (перекрытие окна верхней
кромкой плунжера); 2’-4' — положение окна в момент начала отсечки
(открытие окна винтовой кромкой плунжера); h — рабочий (полезный)
ход плунжера
но при этом требуется большой ход рейки, что ухудшает пока-
затели работы автоматического регулятора.
Материалы, используемые для изготовления плунжерных
пар, должны обладать высокой износостойкостью и твердостью,
сохранять длительное время размеры и геометрическую форму,
иметь малый коэффициент линейного расширения, хорошо об-
рабатываться (легированные стали ШХ15, ХВГ) с последующей
термообработкой.
Высокие технические требования предъявляют к качеству
механической обработки деталей плунжерных пар. Корсетность,
бочкообразность и овальность прецизионных поверхностей дол-
жна быть не более 0,0005 мм.
Секция насоса дизеля типа Д50 состоит из литого чугунного
корпуса 16 (рис. 2.87, а), двух прецизионных пар (плунжера с
гильзой 24 и нагнетательного клапана 32 с седлом), пружины
плунжера 28 с тарелками 29 и 27, пружины нагнетательного кла-
пана 23, нажимного штуцера 22, регулировочной рейки 20 и дру-
гих деталей (см. рис. 2.87). Секции насоса в целом и отдельные
сопряженные детали (прецизионные детали) взаимозаменяемы.
У каждого цилиндра дизеля типа ДЮО установлено по два
индивидуальных насоса (рис. 2.88, а). В полой регулирующей
7*
195
Рис. 2.87. Топливный насос;
I — секция топливного насоса дизеля Д50; II — плунжер; III — нагнетатель-
ный клапан; I — штифт; 2 — плунжер; 3 — втулка; 4 — зубчатая рейка (связана
с регулятором); 5 — винтовой вырез на плунжере; в — впускные отверстия;
7 — гильза; 8 — нагнетательный клапан; 9 — пружина; 10 — нагнетательный
топливопровод; II — фланец; 12 — смотровой лючок; 13 — стопорный винт;
14 — регулирующая рейка; 15 — указатель выхода рейки; 16 — корпус секции
топливного насоса; 17 — штуцер подвода топлива; 18 — патрубок топливного
коллектора; 19 — заглушка для выпуска воздуха; 20 — регулирующая рейка;
21 — контрольный хомутик; 22 — нажимной штуцер; 23 — пружина нагнета-
тельного клапана; 24 — плунжер с гильзой; 25 — зубчатый венец; 26 — вы-
ступы плунжера; 27 — нижняя тарелка пружины; 28 — пружина плунжера;
29— верхняя тарелка пружины; 30— поворотная гильза; 31 — корпус нагне-
тательного клапана; 32 — нагнетательный клапан; 33 — разгрузочный поясок
клапана; а — рабочая кромка головки плунжера; б — отсечная кромка головки
плунжера; в — вертикальная кромка; г — нагнетательный канал; d — окно
гильзы плунжера; е — прорезь поворотной втулки
196
Рис. 2.88. Топливные насосы:
а — насос дизеля типа ДЮО; б — насос дизеля типа Д49; 1 — фланец; 2 —
пружина клапана; 3 — нажимной штуцер; 4 — прокладка седла клапана;
5 — седло клапана; б — нагнетательный клапан; 7 — гильза плунжера;
8, 37 — плунжеры; 9 — шестерни плунжера; 10, 25 — корпуса насосов;
11 — опорное кольцо: 12 — пружина плунжера; 13 — тарелка пружины;
14 — стопорное кольцо; 15, 34 — прокладки; 16, 35 — стопорные винты;
17 — пружина регулирующей рейки; 18 — рейка регулирующая; 19 — по-
водок; 20 — регулировочный болт; 21, 45 — втулки; 22 — втулка направ-
ляющая; 23, 41 — тарелки; 14 — тарелка нижняя; 26 — венец зубчатый;
27— пружина; 28 — тарелка верхняя; 29 — болт; 30, 38, 40 — кольца уплот-
нительные; 31 — седло клапана; 32 — клапан; 33 — штуцер нажимной;
36 — втулка плунжера; 39 — прокладки регулировочные; 42 — упор;
43 — толкатель; 44 — ось ролика; 46 — ролик; 47, 48 — крышки; 49 — винты;
50 — рейка; 51 — колпак
197
рейке насоса помещена пружина 17, которая позволяет системе
тяг, связанной с регулятором и всеми топливными насосами,
перемещаться даже в том случае, когда на одном из насосов
произошло заедание плунжерной пары. Насосы расположены в
специальном отсеке блока в максимальной близости от форсу-
нок и прикреплены к корпусам толкателей болтами.
Топливной насос дизелей типа Д49 (рис. 2.88, б) состоит из кор-
пуса 25, плунжерной пары, нагнетательного клапана 32, поворот-
ного механизма плунжера, пружины плунжера 27 и тарелок 23,
28, 41 пружин. Насос установлен на направляющей втулке 22 и
приводится в действие толкателем 43 через ролик 46 от кулачка
распределительного вала. На плунжере имеются верхняя и ниж-
няя отсечные кромки, обеспечивающие регулирование количе-
ства топлива, подаваемого в цилиндры. Максимальный выход
рейки 50, замеряемый от торца рейки до болта 29, ограничен вин-
том 49. Прокладками 39 в пределах ±0,5 мм регулируют угол опе-
режения подачи топлива, по цилиндрам. При этом необходимо,
чтобы зазор между плунжером и седлом нагнетательного клапа-
на при верхнем положении плунжера был одинаковым у всех на-
сосов и равным 2±0,1мм. Регулирование насоса по подаче топли-
ва производят на специальном стенде с эталонными форсункой и
форсуночной трубкой. Необходимую исходную толщину набо-
ра прокладок 39 выбивают на поверхности корпуса насоса.
По способу компоновки топливные насосы разделяют на
блочные и индивидуальные. Блочные — многосекционные насо-
сы обслуживают группу цилиндров дизеля (дизели Д50, М750,
11Д45, 14Д40, 1Д12). Индивидуальные односекционные располо-
жены по фронту остова и обслуживают каждый свой цилиндр
(дизели типов Д100, Д49, Д70).
В многоцилиндровых дизелях, имеющих большие размеры,
индивидуальное расположение топливных насосов имеет суще-
ственные преимущества, так как позволяет обеспечить мини-
мальную длину топливопроводов высокого давления, одинако-
вую для всех цилиндров, а также создает удобства располо-
жения большого числа насосов по фронту дизеля.
Недостатком индивидуальной компоновки является необхо-
димость соединения с помощью тяг управления механизмов ре-
гулирования подачи топливных насосов, что увеличивает число
сопряженных деталей, трение между которыми понижает сте-
пень чувствительности регулятора частоты вращения.
198
Блочные насосы компактны, удобны в обслуживании — они
обеспечивают возможность регулирования агрегатов вне самого
двигателя на специальном стенде. Число секций в блочном на-
сосе обычно не превышает 12. Это ограничение связано с сооб-
ражениями унификации производства универсальных (рассчи-
танных на установку на многих типах дизелей) топливных
насосов.
В топливных насосах с золотниковым управлением возмож-
но применение нагнетательных клапанов 32 с разгрузочным по-
яском 33 (см. рис. 2.87, в), понижающим остаточное давление в
нагнетательном трубопроводе, что способствует более четкой
посадке иглы форсунки на ее седло и уменьшает подтекание
топлива. Последнее особо необходимо при длинных трубопро-
водах высокого давления, в которых возможно возникновение
волновых колебательных процессов в подаваемом топливе.
Одним из недостатков ТНВД золотникового типа с регули-
ровкой по концу подачи топлива является резкое снижение дав-
ления впрыскивания и нестабильность работы на режимах ма-
лых (подач) нагрузок и холостого хода дизеля. В этих случаях
отсечка подачи происходит раньше, чем успевает повыситься
давление в надплунжерной полости насоса. Это явление тем
ощутимее, чем больше диаметр плунжера и форсировка цилин-
дра по Ре.
Для повышения надежности плунжерных пар и уменьшения
случаев зависания плунжеров применяют стабилизацию разме-
ров прецизионных (деталей) пар из сталей ШХ15 и ХВГ обра-
боткой холодом, противозадирные покрытия плунжеров ди-
сульфидом молибдена.
При централизованном восстановлении прецизионных пар
перспективным является электролитическое хромирование плун-
жеров для наращивания изношенных поверхностей.
Форсунки. Форсунки предназначены для впрыскивания топли-
ва в цилиндры дизеля в мелкораспыленном виде и равномерного
распределения по всему объему камеры сгорания. Форсунка дол-
жна иметь минимальные размеры для возможности ее размеще-
ния в цилиндровой крышке, а также минимальную массу движу-
щихся частей для обеспечения ее быстродействия и надежности.
В тепловозных дизелях применяют форсунки закрытого типа
с запорной гидравлически управляемой иглой, у которых на-
гнетательная полость, находящаяся под избыточным давлением,
199
в период между впрысками отделена от камеры сгорания иглой,
прижатой к корпусу распылителя пружиной 21 (см. рис. 2.81).
Уплотнение распылителя в нижней части обеспечивается ко-
нически подвижным соединением. Уплотнение происходит по
узкой (менее 0,5 мм) притертой фаске, образующейся за счет
разности углов конуса иглы и корпуса распылителя в 1-2°. При
такой узкой фаске, получаемой взаимной притиркой контакти-
рующих поверхностей, обеспечивается значительное удельное
давление в месте контакта, создаваемое пружиной форсунки. На-
дежное запирание обеспечивает создание высокого остаточного
давления топлива в форсунке, что позволяет управлять законом
впрыскивания.
Уплотнение в верхней части распылителя (по направляющей)
обеспечивается малой величиной зазора (1-3 мкм) между иглой,
совершающей возвратно-поступательные движения, и неподвиж-
ным корпусом распылителя. Прецизионное соединение по на-
правляющей части распылителя подвержено изнашиванию и
обуславливает возможность зависания иглы.
Игла, преграждая топливу путь к распыливающим отверсти-
ям, открывает их при подъеме, когда усилие от давления топлива
действующее на нее снизу (на дифференциальную площадку), пре-
одолевает усилие пружины форсунки. То есть, начало впрыскива-
ния топлива происходит при определенном давлении 7’т, которое
требуется для подъема иглы, что создает благоприятные условия
для качественного распыливания топлива. Качественное распы-
ливание топлива и дальнобойность топливной струи обеспечива-
ются малым сечением распиливающих отверстий распылителя
(соплового наконечника) и перепадом давлений.
Число и диаметр их должны быть выбраны в зависимости от
формы камеры сгорания, размеров и быстроходности двигателя.
Обычно делают 3+10 отверстий диаметром 0,15+0,55 мм (опреде-
ляют опытным путем).
Начальное давление впрыскивания устанавливают для каж-
дого типа двигателя силой затяжки пружины, и оно равно
Рф = 20-i-30 МПа. Затем давление увеличивается в зависимости от
закона подачи топлива насосом до 50,0-5-75,0 МПа. При исполь-
зовании воздушных вихрей для образования топливно-воздуш-
ной смеси (двухкамерное смесеобразование) можно ограничи-
ваться давлением около Р. = 8,0+12,0 МПа и одним отверстием
форсунки диаметром 1,5+3,0 мм.
200
Технические условия на изготовление форсунок, гарантия
завода-поставщика на качество работы форсунок в эксплуата-
ции, а также правила приемки, использования, маркировки и
упаковки установлены ГОСТ 10579-81.
Малая величина подъема иглы распылителя в пределах 0,4-
0,6 мм объясняется необходимостью обеспечить кратковремен-
ность процесса впрыскивания (твпр = 0,003-0,005 с). В то же вре-
мя подъем иглы должен быть достаточным, чтобы обеспечить
эффективное проходное сечение под конусом иглы, превышаю-
щее в несколько раз суммарное эффективное проходное сечение
распыливающих отверстий распылителя. Посадка иглы на седло
корпуса происходит в момент, когда усилие пружины будет
больше усилия от давления топлива.
Подачу топлива в форсунку осуществляют, как правило, че-
рез щелевые фильтры, исключающие засорение распыливающих
отверстий, повреждение запирающего конуса и износ прецизи-
онных поверхностей распылителя.
Форсунки тепловозных дизелей различаются главным обра-
зом конструкцией распылителя, размерами проходных сечений,
количеством и размерами сопловых отверстий, габаритными и
установочными размерами.
Конструкции распылителей форсунок разнообразны и в наи-
большей степени определяются условиями смесеобразования.
В табл. 2.9 приведены конструктивные и рабочие параметры
форсунок тепловозных двигателей.
Наибольшее распространение получили многоструйные рас-
пылители, обеспечивающие качественное смесеобразование в ка-
мере сгорания.
При центральном расположении форсунки в камере сгорания
отверстия в распылителе расположены симметрично по окружнос-
ти и их размеры одинаковы. Если форсунка смещена, то отверстия
могут быть расположены несимметрично (дизели Д100, Д49).
Закрытая форсунка, типичным примером которой является
форсунка дизеля Д49 (рис. 2.89, а), имеет нагруженную пружи-
ной 8 иглу 3, закрывающую доступ топлива, нагнетаемого на-
сосом к отверстиям сопла 1. Топливо подходит к отверстию рас-
пылителя когда усилие от давления топлива в камере 18,
действующее на поясок в нижней части иглы, будет достаточным
Для сжатия пружины. Поэтому в начале и в конце впрыскивания
топливо поступает в цилиндр со значительной скоростью, что
201
исключает возможность прилипания его к соплу в конце впрыс-
кивания и загорания форсунки. Небольшое подтекание топлива
возможно при закрытой форсунке при неплотной посадке кону-
са иглы на седло и при наличии упругих колебаний в нагнета-
тельном трубопроводе. Подтекание может быть устранено при
быстром падении давления в нагнетательном трубопроводе при-
менением разгрузочного пояска в нагнетательном клапане (см.
рис. 2.87, в).
В форсунке дизеля Д49 все детали смонтированы в стальном
корпусе 7, к которому гайкой 4 присоединены распылитель и
сопло. Торцовые поверхности корпуса форсунки и корпуса рас-
пылителя тщательно шлифуют и притирают друг к другу, чем
достигается надежное уплотнение. Деформация деталей ограни-
чена фиксированной затяжной накидной гайкой 4 на 5-6 делений
шкалы насечки.
В верхней части корпуса форсунки расположен топливопод-
водящий корпус фильтра 14 со щелевым фильтром 75, штуцер
13 служит для отвода топлива, просочившегося через зазор меж-
ду иглой и корпусом распылителя. Пружину 8 затягивают пово-
ротом регулировочного винта 77, положение которого фиксиру-
ют гайкой 16. Между винтом 77 и пружиной 8 установлена
тарелка 10. При работе под действием пружины штанга 6, пру-
жина и тарелка поворачиваются вокруг своих осей, что исклю-
чает местную выработку деталей и увеличивает срок их службы.
Корпус распылителя 2 и игла 3 из-за высокой точности изго-
товления цилиндрических и корпусных уплотняющих поверхно-
стей комплектуют подбором с зазором в пределах 0,003±0,0005
мм (по цилиндрическим поверхностям). При этом взаимная при-
тирка деталей исключена. Герметичность распылителя обеспечи-
вается узким уплотнительным пояском, расположенным у осно-
вания запорного конуса на игле и несколько ниже в корпусе.
Число и диаметр распыливающих отверстий для дизелей типа
Д49 с различной цилиндровой мощностью различны. Для наи-
более форсированных модификаций применяют сопловые нако-
нечники с отверстиями 10x0,4 мм, для средней форсировки —
9x0,4 мм, для малой форсировки 9x0,35 мм.
Площадь сечения распыливающих отверстий контролируют
на стенде пропуском топлива под давлением 1,0 МПа. Допускает-
ся разница пропускной способности между соплами и между от-
дельными отверстиями не более 10%. В эксплуатации допускается
202
Рис. 2.89. Форсунка:
а — дизеля типа Д49;
б — дизеля типа Д100;
1 — сопло; 2 — корпус
распылителя; 3—игла;
4 — гайка; 5, 9 — коль-
ца уплотнительные;
б — штанга; 7 — кор-
пус форсунки; 8 —
пружина; 10 — тарелка; 11 — винт регулировочный; 12 — прокладки; 13 —
штуцер; 14 — корпус фильтра; 15 — щелевой фильтр; 16 — гайка; 17 — канал
подвода топлива; 18 — кольцевая камера распылителя; 19 — уплотнительная
поверхность газового стыка; 20 — стакан пружины; 21 — защитные
колпачки
износ распыливающих отверстий не более 0,02 мм и увеличение
суммарной эффективной площади сечения не более 10%. Опыт
эксплуатации показывает, что в основном износ отверстий сопло-
вых наконечников не превышает этих значений за 10+15 тыс. ча-
сов работы.
Форсунку устанавливают в крышку под углом 30° к оси ци-
линдра, что позволяет расположить вне крышки наружную
часть форсунки, облегчить ее обслуживание и замену трубок
высокого давления.
203
Для равномерного распределения струй топлива в камере
сгорания нижняя часть сопла имеет шаровую форму со шлифо-
ванным пояском шириной 2-2,3 мм в зоне распыливающих от-
верстий, который сделан под углом 30° относительно централь-
ной оси сопла. Чтобы правильно установить сопло в форсунке,
на его цилиндрической поверхности выполнена лыска, которая
точно определяет положение распыливающих отверстий.
Щелевой фильтр высокого давления представляет собой
стальной цилиндрический стержень с шестью продольными па-
зами, в три из которых подводится топливо, а из трех осталь-
ных отводится в корпус форсунки. Фильтрация осуществляется
через зазор 0,02 мм между цилиндрическим стержнем и корпу-
сом в местах, где нет пазов при перетекании топлива из подво-
дящих пазов в отводящие.
Корпус иглодержателя и сопло имеют азотированные повер-
хности, повышающие износостойкость и термостойкость. Игла,
штанга, пружина, регулировочный винт изготовлены из легиро-
ванной стали и закалены на высокую твердость.
На рис 2.89, б показана форсунка дизеля типа ДЮО принци-
пиально не отличающаяся от форсунки дизеля типа Д49. Фор-
сунка имеет значительно меньшие размеры, что определено
меньшей высотой гнезд, в которые устанавливают форсунку, по
сравнению с высотой крышки дизеля типа Д49.
Отдельный распылитель и отдельный иглодержатель у форсу-
нок дизелей типов Д49 и ДЮО позволяют обеспечить лучшие
условия для работы иглы, так как в этом случае она отодвинута
от камеры сгорания в более холодную зону, охлаждается про-
текающим топливом и меньше подвержена пригоранию.
Монтаж форсунок на дизеле и уплотнение из газового стыка
осуществляют затяжкой двух шпилек приложением осевого уси-
лия 5-10 кН. При этом у форсунок дизелей 11Д45 и Д49 уплотне-
ние газового стыка выполнено с помощью неширокого конусно-
го пояска, а у дизелей ДЮО, Д70, М750 — медной прокладкой.
Иглу после каждой переборки прирабатывают заново, поэто-
му без необходимости снимать форсунки для проверки их со-
стояния не следует.
Одним из перспективных направлений по совершенствова-
нию систем впрыскивания топлива является разработка аккуму-
ляторной системы, питающей форсунки с электрогидравличес-
ким управлением.
204
Современные электронные схемы
позволяют обеспечить оптимальные
для данного дизеля давление впрыс-
кивания, продолжительность фазы и
закон топливоподачи в зависимости
от частоты вращения коленчатого
вала дизеля, его нагрузки и тепло-
вого состояния, параметров надду-
ва, дымности выхлопа, максималь-
ного давления сгорания и т.п. Ана-
лиз работы дизеля и управление
процессом топливоподачи выполня-
ет специальный микропроцессор.
Система топливоподачи состоит из
серийных топливных насосов высо-
кого давления, нагнетающих топ-
ливо под давлением 50-100 МПа в
аккумулятор большого объема, ус-
тройств управления топливоподачей
и форсунок с электрогидроуправле-
нием. Из аккумулятора топливо по-
ступает в аккумуляторы малой ем-
кости, установленные на входе
каждой из форсунок. Основной ис-
полнительный элемент электрогид-
равлической форсунки (рис. 2.90)
отличается от серийной форсунки
наличием дроссельного блока 13 и
электромагнитного клапана 3, уста-
новленного на сливе из управляю-
щих камер 11 и 15, которые образу-
Рис. 2.90. Электрогидравлическая форсунка дизеля типа Д49:
1 — корпус клапана; 2 — пружина; 3 — электромагнитный клапан; 4 —
втулка клапана (якорь электромагнита); 5 — катушка; 6 — корпус электро-
магнита; 7 — сердечник неподвижный; 8 — разъем подсоединения; 9 —
винт; 10 — корпус ЭГФ; И — камера управления над иглой форсунки; 12,
14 — дросселирующие отверстия на входе в распылитель и камеру управ-
ления; 13 — дроссель; 15 — камера под иглой форсунки; 16 — распылитель;
17 — сопло
205
ют систему с гидроусилительным приводом иглы. В таких си-
стемах за электромагнитом остается только функция управле-
ния, а перестановочное усилие иглы создается гидравлической
энергией сжатого топлива. Форсунка работает следующим об-
разом. В исходном состоянии, когда клапан 4 закрыт, давле-
ния в камерах 11 тл 15 равны и соответствуют давлению топли-
ва в аккумуляторе, игла распылителя плотно прижата к седлу
за счет разности суммарных усилий сверху и снизу. При пода-
че электрического управляющего импульса на электромагнит
Рис. 2.91. Форсунка с
электромагнитным
управлением:
1 — пружина; 2 — элект-
ромагнит; 3 — корпус;
4—направляющая иглы;
5 — игла
втулка клапана 4, поднимаясь вверх до
упора, открывает слив топлива из каме-
ры 11. При этом из-за дросселирования
потока топлива в дросселе 13 давление в
камере, а следовательно, и усилие, дей-
ствующие на иглу сверху, уменьшается.
При отключении электрического сигна-
ла втулка возвращается в исходное по-
ложение пружиной 2. Давление в камере
начинает расти до давления на входе в
ЭГФ, а в камере 15 под действием дрос-
селя 13 остается меньшим, поэтому игла
сядет на седло.
Изменением среднего давления впры-
скиваемого топлива (7,7+36,0 МПа), про-
должительности впрыска (1+30° п.к.в.),
угла опережения (от 5 до 25° п.к.в.) до-
стигается оптимизация расхода топлива
во всем диапазоне режимов работы по
тепловозной характеристике и на холос-
том ходу.
Системам с электроуправляемыми
форсунками присущи следующие недо-
статки; сложность, высокая стоимость,
большое число полостей и арматуры, на-
ходящихся под высоким давлением, а сле-
довательно, и пониженная надежность.
В последние годы ведутся работы по
электромагнитному управлению движе-
нием иглы форсунки [1]. Принципиальная
схема электромагнитной форсунки пред-
206
ставлена на рис. 2.91. Игла 5 с направляющей 4 размещена в кор-
пусе 3 форсунки и прижимается к седлу пружиной 1. Топливо по-
ступает через штуцер и заполняет все пространство форсунки
вплоть до корпуса иглы. В верхней части корпуса форсунки вок-
руг стержня иглы размещен электромагнит 2, состоящий из набо-
ра чередующихся пластин железа и диэлектрика. В момент впрыс-
ка электромагнит втягивает стержень иглы, открывая доступ
топливу в камеру сгорания.
Применение электромагнитного управления открытием иглы
позволяет осуществлять заданный закон впрыска путем посте-
пенного открытия иглы и продолжительностью впрыскивания
корректировать скоростную характеристику подачи, применить
аккумуляторный способ подачи топлива со всеми его положи-
тельными свойствами.
Однако создание электромагнита, обеспечивающего надеж-
ную работу форсунки при большой цикличности и больших
усилиях сжатия пружины, прижимающей иглу к гнезду, пред-
ставляет сложную задачу. Работы по созданию надежно работа-
ющей форсунки с электромагнитным управлением ведутся во
многих странах.
Соединительная арматура. Трубопроводы высокого давления
являются важным элементом топливной системы дизеля, так как
оказывают заметное влияние на протекание его рабочего про-
цесса и являются источником целого ряда эксплуатационных не-
исправностей.
Наличие длинного трубопровода приводит к значительному
искажению закона подачи топлива, задаваемого профилем ку-
лачка, обуславливает развитие колебательных явления в системе
после окончания впрыскивания и дополнительного подвпрыска.
Для сохранения взаимозаменяемости трубопроводов, устанав-
ливаемых на один дизель, они должны иметь одинаковую длину
и минимальное отклонение по гидравлическому сопротивлению
(пропускной способности).
В процессе эксплуатации нагнетательные трубопроводы под-
вергаются интенсивным вибрациям и значительным нагрузкам,
поэтому они должны быть достаточно прочными в условиях
ударных нагрузок и вибраций, а также обладать достаточной
жесткостью. Нагнетательные трубопроводы должны обеспечи-
вать надежное и абсолютно герметичное соединение насоса
высокого давления с форсункой. Крепление топливопровода к
207
ТНВД и форсунке должно осуществляться с одинаковым момен-
том затяжки накидных гаек.
По конструкции трубопровод высокого давления представля-
ет собой толстостенную бесшовную цельнотянутую трубку с ус-
тройством для соединения
Рис. 2.92. Соединения
нагнетательных
трубопроводов:
а и б — с высаженными нако-
нечниками; виг — с при-
паянными наконечниками;
7 — трубопровод; 2 — гайка;
3 — кольцо; 4 — штуцер
с насосом и форсункой. Материал
трубок — углеродистая сталь 20А.
Наружный диаметр выбирают из
условия получения необходимой
прочности и минимальной дефор-
мации при высоких давлениях.
Внутренний диаметр трубопровода
в выполненных конструкциях;
d = 1,5-5-2,0 мм при d =6 мм;
d = 1,6+2,0 мм при d = 7 мм; d =
= 2,1+2,5 мм при а = 7,5 мм;
d = 2,6+3,0 мм при d =8 мм; d ~
= 3,1+3,5 мм при d = 10 мм и т.д.,
d до 10 мм в зависимости от диа-
метра плунжера или скорости топ-
лива, которая в современных систе-
мах достигает 60-80 м/с.
Типы соединений и их разме-
ры стандартизированы. «Высажен-
ный» наконечник применяют обыч-
но на трубопроводах с наружным
диаметром до 10 мм. При диаметре
более 10 мм наконечник припаива-
ют или приваривают. Припайку
осуществляют припоем ПМЦ-54
или латунью Л62. Предпочтение
отдают приварке, так как припаян-
ные наконечники работают нена-
дежно. Для закрепления наконеч-
ников применяют как накидные,
так и упорные гайки. В месте стыка
соединение уплотняют по конусу
или сфере (рис. 2.92).
Собранные трубопроводы дол-
ны удовлетворять следующим тре-
бованиям:
208
—	длины трубопроводов должны быть выдержаны с допус-
ком 3-5 мм;
—	внутренний объем трубок и проходные сечения топливо-
проводов с приваренными наконечниками в местах сварки
не должны отличаться более чем на 5%;
—	собранные топливопроводы при опрессовке дизельным топ-
ливом должны обеспечивать герметичность при давлениях,
превышающих рабочие в 1,5 раза.
В процессе эксплуатации топливных систем тепловозных дизе-
лей часто возникает обрыв нагнетательных трубок или разгерме-
тизация соединений трубок с форсункой или ТНВД. В последние
годы на зарубежных транспортных дизелях находят применение
защитные системы. В этих системах нагнетательную трубку охва-
тывает гибкий рукав, прикрепленный к корпусу насоса или фор-
сунки, образующий герметичную полость, соединенную с бачком,
в котором имеется поплавок или мембрана с сигнализатором.
В случае подтекания штуцеров насоса или форсунки, а также при
обрыве нагнетательного трубопровода топливо попадает в по-
лость гибкого рукава и стекает в бачок. При этом срабатывает сиг-
нализатор и оповещает локомотивную бригаду о неисправности.
2.6. Системы автоматического регулирования
частоты орошения коленчатого вала
и нагрузки двигателя
На тепловозных дизелях Д50, ПД1М, 2Д100, М753, М756 и др.
применяют регуляторы частоты вращения (и ) коленчатого вала.
На дизелях более позднего выпуска 1 ОД 100, 11Д45, 14Д40,
Д70, Д49, Д56 применяют объединенные регуляторы, которые
помимо контроля за па поддерживают постоянной мощность ди-
зеля N на каждой позиции контролера машиниста, т.е. дизель и
передача (тяговый генератор, гидропередача) работают по жес-
ткой характеристике.
Основной закон динамики вращательного движения вала как
твердого тела относительно неподвижной оси записывают:
=	(2.14)
at
где	J— приведенный к оси вала момент инерции движу-
щихся масс, кг м2;
209
co — угловая скорость вала, рад/с;
t — время, с;
Mt, Л/м, Л/вн, Ме — соответственно, моменты, создаваемые сидами
давления газов, механическими сопротивления-
ми, вспомогательными нагрузками и потребите-
лем энергии Н-м.
Момент, создаваемый силами давления газов (М), определя-
ется главным образом цикловой подачей топлива — (g) и коэф-
фициентом избытка воздуха — (ац).
Момент от механических сопротивлений (Л/м) определяется
частотой вращения коленчатого вала дизеля нд.
Момент от вспомогательных нагрузок (Л/вн) определяется в
основном нд и потребителями силовой установки и локомотива
(работа водяного, масляного насосов, вентилятора холодильни-
ка, тормозного компрессора и др.).
Эффективный момент (Ме) преобразуется передачей в силу
тяги локомотива и определяется типом и работой передачи.
Из уравнения (2.14) следует, что, если правая часть положи-
тельная, т.е. больше нуля, то угловая скорость вала увеличива-
ется, и наоборот. Угловая скорость прямопропорциональна
частоте вращения коленчатого вала дизеля.
Автоматические регуляторы на современных тепловозах под-
держивают заданную частоту вращения коленчатого вала нд при
изменении составляющих моментов правой части уравнения
(2.14). Кроме того регуляторы выполняют дополнительные фун-
кции по защите двигателя от аварийных режимов (например,
падение давления масла в системе смазки, тепловых и механи-
ческих перегрузок и др.).
Регулятор частоты вращения выполняет только функцию под-
держания заданной частоты вращения коленчатого вала. Регу-
лирование производится за счет изменения момента газовых сил
цикловой подачей топлива. Этот способ позволяет восста-
навливать заданную частоту вращения в короткий промежуток
времени. Регулирование эффективного момента М при этом не
производится, так как процессы в силовой передаче, например,
электрической, происходят сравнительно медленно. Объединен-
ный регулятор выполняет обе указанные выше функции, его
называют регулятором частоты вращения и мощности. Регули-
рование достигается за счет изменения моментов М. и М.
210
Рассмотрим структурные схемы автоматического регулиро-
ания локомотивных двигателей. Основным узлом регулятора
вляется измеритель частоты вращения или чувствительный эле-
ент, к которому поступают два сигнала — сигнал настройки
(Н) и значение угловой скорости со двигателя 5 (рис. 2.93) [2,14].
Сигнал настройки задается машинистом и является программой
работы: регулятор должен поддерживать заданную частоту вра-
щения коленчатого вала. Если сигнал угловой скорости не со-
ответствует заданной настройке, то измеритель
щения вырабатывает сигнал регулирования Az,
ствует — сигнал не вырабатывается.
частоты вра-
если соответ-
Рис. 2.93. Структурная схема регулятора
частоты вращения:
1 — двигатель; 2 — топливный насос; 3 — из-
меритель частоты вращения; 4 — серводви-
гатель; 5 — обратная связь; 6 — генератор
В тепловозных дизелях применяют регуляторы непрямого
действия с обратной связью. В таких регуляторах сигнал регу-
лирования Az усиливается серводвигателем 4 до АУ и переда-
ется на регулирующий орган — рейку топливного насоса 2.
В регуляторах прямого действия сигнал регулирования Az пере-
дается непосредственно на регулирующий орган без усиления.
Обратная связь 5 предназначена для корректировки входного
сигнала в серводвигатель Az в зависимости от величины выход-
ного сигнала АУ. Применение обратной связи обеспечивает ус-
тойчивость процесса регулирования и устраняет автоколебания.
По сигналу АУ цикловая подача топлива изменяется топливным
насосом на \ge так, чтобы частота вращения коленчатого вала
двигателя 1 соответствовала заданной настройке (Н) измерителя
частоты вращения 3.
В объединенном регуляторе (рис. 2.94) содержатся все основ-
ные элементы регулятора частоты вращения (измеритель часто-
211
4 5
6 7
____
Ди, 2-
!Д/'в
Aw
ДЛ
Рис. 2.94.
Структурная схема
объединенного
регулятора:
I — двигатель; 2 — топливный насос; 3 —
измеритель частоты вращения; 4 — серво-
двигатель; 5 — обратная связь; 6 — золот-
ник серводвигателя нагрузки; 7 — обрат-
ная связь; 8 — серводвигатель нагрузки;
9 — индуктивный датчик; 10 — генератор
ты 3, серводвигатель 4, обратная связь 5) и добавлен регулятор
мощности с золотником нагрузки 6, обратной связью 7 и сер-
водвигателем нагрузки 8. К золотнику нагрузки 6 поступают 2
сигнала, один из которых пропорционален сигналу настройки
(Н) измерителя частоты вращения, а другой пропорционален
сигналу ДУ, вырабатываемому серводвигателем для регулиро-
вания подачи топлива. На входе в золотник нагрузки оба сиг-
нала суммируются с противоположными знаками. В зависимо-
сти от знака и величины суммы, золотник нагрузки выраба-
тывает сигнал Дщ, который усиливается серводвигателем до ве-
личины Д/г, и передается его индуктивному датчику 9. Датчик
изменяет возбуждение тягового генератора 10 на Л/в, благодаря
чему изменяется мощность тягового генератора.
2.6.1. Основы работы и устройства регулятора
В системах автоматического регулирования частоты вращения
коленчатого вала и нагрузки двигателя для измерения частоты вра-
щения коленчатого вала применяют механические регуляторы
с центробежным чувствительным элементом. Прообразом такого
регулятора является известный регулятор прямого действия, пред-
ложенный Д. Уаттом в 1784 году.
Принципиальная схема всережимного регулятора прямого
действия приведена на рис. 2.95. Так как чувствительный элемент
регулятора кинематически связан с органом управления двига-
телем (топливоподачей), поэтому его и называют регулятором
прямого действия.
Крестовина 1 через зубчатое
зацепление кинематически связа-
на с коленчатым валом дизеля и
вращается пропорционально ча-
стоте его вращения. К ней с по-
мощью подвижных рычагов 3
крепят грузы 2. Рычаги 3 сво-
бодным концом через подшип-
ник 4 упираются в подвижную
муфту 5, которая тягой 8 соеди-
нена с рейкой или дозирующим
органом топливных насосов. Рис. 2.95. Схема всережимного
На муфту 5 воздействуют так- регулятора прямого действия
же всережимная пружина 6,
силу затяжки которой регули-
руют рукояткой контроллера машиниста через упор 7. Равно-
действующую сил тяжести муфты, пружины и грузов, приведен-
ную к оси движения муфты при отсутствии вращения грузов
(со, = 0), называют восстанавливающей силой Е. Под воздействи-
ем силы Е муфта 5 занимает крайнее нижнее положение. При
вращении крестовины 1 с грузами 2 появляется центробежная
сила С = тХ(п21р, где mr, X и со|;) — масса грузов, расстояние их
от оси муфты и скорость вращения. Сила С противодействует
восстанавливающей силе Е и поддерживает муфту в промежу-
точном положении равновесия:
Е - тгХ(а\р - 0.
(2.15)
Таким образом, для заданной частоты вращения коленчатого
вала двигателя сор частота вращения крестовины с грузами будет
равна
<°1Р =
где Z — передаточное отношение зубчатого зацепления.
Муфта 5 займет определенное положение, что через систему
рычагов и тяг 8 обеспечивает определенную подачу топлива в
двигатель.
Увеличение нагрузки на двигатель приведет к снижению со,, и
следовательно, и со1;/ Равенство (2.15) будет нарушено и муфта 5
213
начнет перемещаться вниз, перемещая рейку на увеличение пода-
чи топлива до тех пор, пока вращающий момент двигателя М не
сравняется с моментом нагрузки Ме. Равновесие муфты 5 будет
восстановлено, хотя она займет новое положение при частоте
вращения как грузов так и вала двигателя со.,. Следовательно,
такой регулятор не может обеспечить постоянство частоты враще-
ния коленчатого вала двигателя независимо от нагрузки М. За-
висимость нагрузки от частоты вращения коленчатого вала при
заданной настройке регулятора называют регуляторной характе-
ристикой двигателя (N = f (со)), т.е. регуляторная характеристика
показывает как изменяется сод с изменением нагрузки. Отход регу-
ляторной характеристики от нагрузочной в режиме холостого
хода при работе дизеля на <onom называют степенью неравномер-
ности регулятора (рис. 2.96).
g___ ®/>max ®/>min
(2-16)
где comax =	K/Z —максимальная частота вращения вала регулято-
ра (или коленчатого вала двигателя на холостом
ходу), соответствующая крайнему верхнему по-
ложению муфты при заданной предварительной
затяжке пружины регулятора;
wmin =	— минимальная частота вращения вала регулятора
(или коленчатого вала двигателя на полной на-
грузке), соответствующая крайнему нижнему по-
ложению муфты при той же затяжке пружины ре-
Рис. 2.96. Регуляторные характеристики двигателей:
/ — с изодромной обратной связью; 2 — с жесткой обратной связью;
3 — зона нечувствительности
214
Предварительную затяжку пружины 6 можно изменять поло-
жением упора 7. Это позволяет менять скоростной режим рабо-
ты двигателя. Такой регулятор называют всережимным.
Регулятор, у которого 8 > 0 называют статическим, степень
неравномерности называют статической ошибкой или статиз-
мом.
Следует отметить, что если приведенная к оси муфты жест-
кость пружины б имеет линейную зависимость от перемещения
муфты, то при уменьшении скоростного режима работы двига-
теля (путем уменьшения предварительной затяжки пружины 6)
степень неравномерности 8 увеличивается, т.е. увеличивается на-
клон регуляторных характеристик. Чтобы обеспечить постоян-
ство 8 в широком диапазоне рабочих частот вращения коленча-
того вала двигателя, применяют пружины переменной жест-
кости, чтобы ее характеристика, приведенная к оси муфты, име-
ла вид квадратичной параболы.
Кроме того, в реальных регуляторах при взаимодействии
отдельных элементов в их соединениях имеются силы трения,
направленные всегда в сторону противоположную движению
элементов. С учетом их, уравнение (2.15) примет вид:
Е - тХ(й]р ± R = 0,	(2.17)
где R — сила трения, приведенная к оси муфты.
Это приводит к тому, что в интервале со'' - со' =
=	+R)/(mrX) -^(Е- R)/(mrX) регулятор не реагирует на из-
менение частоты вращения.
Интервал со''- со' называют зоной нечувствительности регуля-
тора; отношение зоны нечувствительности к средней частоте вра-
щения этой зоны называют степенью нечувствительности — е ,
р
®/>ср
(2.18)
С учетом е полная или действительная степень неравномер-
ности регулятора будет:
А = 8 + е .
р
(2.19)
215

Масло
на слив
Рис. 2.97. Схема регулятора,
с сервомотором с жесткой
обратной связью
Основным недостатком такого регулятора является невоз-
можность получения больших перестановочных усилий при
изменении режима работы двигателя. Кроме того, чувствитель-
ность такого регулятора низка, поэтому регуляторы прямого
действия на тепловозных дизелях не применяют.
Попытки увеличить перестановочное усилие регулятора за
счет увеличения массы грузов и частоты их вращения со не дали
желательных результатов, поэтому применяют систему непря-
мого регулирования путем установки между регулятором и топ-
ливными насосами высокого давления специального вспомога-
тельного механизма — серводвигателя (гидравлического). В ре-
зультате от регулятора требуется небольшое усилие, достаточ-
ное для включения в работу серводвигателя — сервомотора.
Принципиальная схема ре-
гулятора с сервомотором с же-
сткой обратной связью приве-
дена на рис. 2.97.
Роль усилителя в нем выпол-
няет масляный серводвигатель,
состоящий из золотника с втул-
кой 9 и силового гидроцилинд-
ра 12 с поршнем 13. В качестве
посторонней энергии использу-
ется масло, подаваемое шесте-
ренчатым насосом регулятора
под давлением 0,3-е-0,4 МПа в
серводвигатель (см. рис. 2.97).
Диаметр силового цилиндра
d » d.m и составляет примерно
0,4 £)ц двигателя. Соединив
шток поршня силового цилинд-
ра с рычагом 10 АС, получим
регулятор с жесткой обратной связью.
Обратная связь связывает перемещение штока поршня 13,
являющееся выходной величиной серводвигателя, с перемеще-
нием золотника 9, являющимся входной величиной того же сер-
водвигателя.
Характерной особенностью жесткой обратной связи является
изменение положения золотника при изменении нагрузки при
постоянной настройке всережимной пружины регулятора. Втул-
216
ка следует за золотником, обеспечивает возможность перекры-
тия средних окон втулки диском золотника при изменившемся
положении силового поршня. Благодаря такому «слежению» до-
стигается новое установившееся положение силового поршня.
Из этого следует, что при изменении нагрузки, но не изменен-
ной настройке всережимной пружины регулятора, будет изме-
няться частота вращения вала двигателя, т.е. регулятор работает
по регуляторной характеристике (см. рис. 2.96).
Так как в механической обратной связи регулятора включены
твердые тела, не изменяющие свои геометрические размеры,
регулятор называют с жесткой обратной связью. Регулятор, вы-
полненный по такой схеме, обеспечивает устойчивое регулиро-
вание частоты вращения коленчатого вала двигателя со стати-
ческой ошибкой 8 * 0. В тепловозных дизелях при электрической
передаче и вспомогательных электрических машинах такая ре-
гуляторная характеристика вызывает ряд недостатков, поэтому
регуляторы с жесткой обратной связью на тепловозных двигате-
лях не применяют.
Чтобы обеспечить астатическое регулирование (8 = 0), в схе-
му регулятора вводят гибкую
обратную связь, называемую
изодромной (рис. 2.98). В та-
ком регуляторе помимо пере-
численных выше элементов,
включен изодром — эластич-
ный элемент, позволяющий
одному из звеньев выключа-
теля изменять свою длину в
процессе регулирования.
Изодром представляет со-
бой цилиндр 19 с поршнем
18, обе полости которого за-
полнены маслом, корпус со-
единен с компенсационной
пружиной 17, а поршень 18 со
штоком силового цилиндра.
Масляные полости изодрома
(над и под поршнем) соедине-
ны каналом, проходное сече-
ние которого регулируется
Рис. 2.98. Схема регулятора
с сервомотором с гибкой
обратной связью
217
игольчатым дросселем 20. Такой цилиндр называют катарактом.
Работа регулятора осуществляется следующим образом.
Пусть при заданной настройке уменьшился М, что приведет
к увеличению со. Грузы датчика расходятся, поднимая муфту
вверх. Рычаг А С поворачивается относительно шарнирно-непод-
вижной точки С, перемещая при этом золотник 9 вверх, откры-
вая канал а для поступления масла в полость над силовым пор-
шнем. Нижняя полость силового цилиндра через канал б от-
крывается на слив. Силовой поршень, перемещаясь вниз (ско-
рость его перемещения регулируется скоростью перетечки мас-
ла, в рассматриваемом случае из нижней подпоршневой поло-
сти катаракты через регулируемое сечение 20 канала, соединяю-
щего ее с верхней — надпоршневой полостью), уменьшает по-
дачу топлива. Точка С перемещается вверх, поворачивая рычаг
обратной связи. В результате золотник возвращается в исходное
положение, перекрывая каналы а и б, и останавливает силовой
поршень. Наступает равновесие М. = М', но со2 > со, (рис. 2.99)
точка 2, т.е. процесс регулирования идет по регуляторной ха-
рактеристике, как и у регулятора с жесткой обратной связью.
Под воздействием поджатой в результате смещения точки С
вверх компенсационной пружины, точка С перемещается вниз,
рычаг обратной связи дополнительно поворачивается, подни-
мая вторично золотник вверх и перемещая силовой поршень в
том же направлении, что приводит к дополнительному умень-
шению подачи топлива. Момент М. в точке 2 становится не-
сколько меньше момента Ме, в результате чего режим работы
Рис. 2.99. Процесс регулирования регулятором с гибкой обратной
связью
218
двигателя смещается в точку 3 (см. рис. 2.99). Система приходит
в равновесие когда шарнир С приходит в исходное положение,
рычаг А С занимает положение первоначального режима, что
соответствует установленной угловой скорости со.
Закон регулирования, положенный в основу действия регулято-
ра с изодромной обратной связью 8, оказывается значительно слож-
нее законов регулирования рассмотренных ранее регуляторов.
Такой регулятор имеет два параметра настройки: время изод-
рома Тнз и коэффициент усиления (передачи) К.
Под временем изодрома понимают время, в течение которого
поршень 18 изодрома перемещается из одного крайнего поло-
жения в другое. Оно регулируется дросселем 20, изменяющим
проходное сечение канала, соединяющего масляные полости ка-
таракта. Коэффициент усиления К изменяется путем перемеще-
ния точки С по рычагу АВ. С помощью этих настроечных пара-
метров получается требуемый переходный процесс в САР
частоты вращения коленчатого вала двигателя.
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. 2.100, а, б. Частота вращения
выражена в процентах по отношению к ее значению при номи-
нальной мощности.
Для регулятора с изодромной обратной связью установлен-
ная частота вращения вала п0 сохраняется постоянной, независи-
мо от нагрузки двигателя в диапазоне от холостого хода до
номинальной мощности. При изменении нагрузки происходит
скачек частоты вращения Anv частота уменьшается при наборе
нагрузки и увеличивается при сбросе нагрузки. Значительное
уменьшение частоты вращения вала может вызвать остановку
двигателя, а увеличение — срабатывание предельного регулято-
ра скорости.
Переходный процесс при наборе и сбросе нагрузки происхо-
дит в течение интервала времени А?п между двумя последова-
тельными установившимися частотами вращения вала. Время
переходного процесса должно удовлетворять условиям тяги по-
езда. На установившемся режиме могут наблюдаться колебания
частоты вращения (нестабильность регулирования) частоты, из-
219
a)
t, c
а — регулятор с изодромной обратной связью; б — регулятор с жесткой
обратной связью; в — регуляторные характеристики двигателей; 1 — с
жесткой обратной связью; 2 — с изодромной обратной связью
Рис. 2.100.
Процесс
регулирования
при наборе и
сбросе полной
нагрузки:
меряемые размахом колебаний Лпу. Повышенное значение не-
стабильности частоты вращения оказывает отрицательное влия-
ние на долговечность и надежность работы двигателя.
Для регулятора с жесткой обратной связью качество процесса
регулирования характеризуется скачком частоты вращения Дл3,
временем переходного процесса Дгя, нестабильностью частоты
вращения Ди,. Кроме этого, вследствие ранее рассмотренных
особенностей работы жесткой обратной связи, частота вращения
при заданной настройке зависит от нагрузки двигателя (рис.
2.100, в). Характеристикой этих свойств регулятора является сте-
пень неравномерности Дли, которая измеряется величиной отно-
сительного изменения частоты вращения л0 - пх при наборе или
сбросе нагрузки.
2.6.2. Объединенный регулятор мощности
В объединенном регуляторе мощности использован принцип
работы регулятора с сервомотором с мягкой обратной связью и
с дополнительным узлом воздействия на возбуждение тягового
генератора.
220
Регулятор мощности (рис. 2.101) состоит из серводвигателя и
управляющего им золотникового устройства. Золотник 6 имеет
два диска, которые управляют перекрытием крайних окон во
втулке 7 золотника. Окна втулки сообщаются каналами с поло-
стями цилиндра серводвигателя, расположенными по обеим сто-
ронам силового поршня 2. Масло поступает от шестеренного
насоса регулятора к среднему окну втулки золотника и в по-
лость между дисками. С обеих сторон на втулку действуют пру-
жины 1. Концевые полости корпуса золотникового устройства
сообщаются через дроссели 8 с масляной ванной регулятора.
Пружины 7 и дроссели 8 выполняют роль обратной связи. Шток
золотника соединен тягой 5 с коромыслом 4, один конец кото-
рого связан со штоком серводвигателя регулятора и получает
сигнал ДУ, а другой со штоком поршня, осуществляющего на-
стройку (затяжку) всережимной пружины регулятора и получа-
ет сигнал ДЯ.
На установившемся
режиме золотник 6 сво-
ими дисками перекры-
вает окна во втулке зо-
лотника. Концы коро-
мысла 4 неподвижны и
их положение определя-
ет соответствие между
Рис. 2.101. Схема
регулятора мощности:
1 — пружина; 2 — си-
ловой поршень; 3 — ин-
дуктивный датчик; 4 — ко-
ромысло; 5 — тяга; 6 — зо-
лотник; 7 — втулка зо-
лотника; 8 — дроссельная
игла
221
частотой вращения вала двигателя и подачей топлива, т.е. на-
грузкой двигателя. Изменение плеч коромысла позволяет полу-
чить различные зависимости мощности от скорости вращения
вала двигателя. Это свойство используют для настройки генера-
торной характеристики двигателя. Золотник вступает в работу в
случае появления сигналов ДУ или ДЯ на концах коромысла.
При уменьшении нагрузки на двигатель, например при от-
ключении вентилятора холодильника тепловоза, регулятор час-
тоты вращения уменьшает подачу топлива, появляется сигнал
ДУ, который вызывает перемещение соответствующего конца
коромысла вниз, в результате чего золотник 6 переместится вниз,
откроет окна втулки 7 золотника и масло под давлением посту-
пит в нижнюю полость серводвигателя, перемещая силовой пор-
шень 2 вверх, а в месте с ним и якорь индуктивного датчика 3
в сторону увеличения возбуждения и мощности генератора.
Масло из верхней полости серводвигателя удаляется в верх-
нюю полость над втулкой золотника и частично перетекает в
ванну через игольчатый дроссель. Под давлением масла втулка
7 золотника перемещается вниз, сжимая нижнюю пружину 1 и
закрывая питающие отверстия во втулке золотника. Вследствие
увеличения нагрузки на двигатель, регулятор частоты вращения
увеличит подачу топлива до уровня, предшествующего началу
изменения нагрузки, а золотник 6 и втулка золотника возвра-
тятся в среднее положение. В конце процесса регулирования на-
грузка двигателя восстановится до прежнего уровня за счет уве-
личения мощности генератора, при этом силовой поршень 2
будет занимать новое положение.
Изменение настройки всережимной пружины регулятора вы-
зывает появление сигнала ДЯ, действие которого на работу ре-
гулятора мощности аналогично сигналу ДУ.
На современных тепловозных дизелях 10Д100, ПД45, 14Д40,
Д70, Д49 устанавливают объединенные изодромные регуляторы
с сервомотором, на Д50, ПД1М, 2Д100 — без регулятора мощ-
ности.
При мгновенном изменении нагрузки от полной до нуля и на-
оборот регуляторы обеспечивают наибольшую динамическую
погрешность регулирования не более 5-8%, а длительность пере-
ходного процесса (процесса регулирования) при переходе с пер-
вой позиции контроллера на 15-ю составляет 25+30 с. На устано-
вившемся режиме при постоянной нагрузке кратковременное
222
отклонение частоты вращения при изменении момента сопро-
тивления за счет включения и выключения вспомогательного
оборудования (тормозной компрессор, вентилятор холодиль-
ной камеры и др.) не превышает на холостом ходу 2,5%, а под
нагрузкой — 1,5%. Минимально устойчивая частота вращения
коленчатого вала дизеля обеспечивается в 2-3 раза быстрее но-
минальной. Эти требования оговорены ГОСТ 10511-83.
Принципиальная схема объединенного регулятора дизеля
10Д100 (11Д45) с корректором ограничения нагрузки и пода-
чи топлива в зависимости от давления наддува приведена на
рис. 2.102.
Регулятор мощности состоит из золотника нагрузки (измери-
тельный орган), обратной связи и серводвигателя 6 с индуктив-
ным датчиком. Нагрузка регулируется путем воздействия на
индуктивный датчик 5, включенный в цепь управления возбуж-
дением тягового генератора. Шток 10 поршня 3 серводвигателя
соединен с механизмом управления частотой вращения вала
рычагом 13, связанным через тягу с плунжером золотника на-
грузки 75, установленным в золотниковой втулке 16. Втулка
фиксируется в среднем положении пружинами 77. Золотник на-
грузки управляет подачей масла в поршневой гидравлический
серводвигатель 6, соединенный с индуктивным датчиком 5. Вер-
хняя и нижняя полости золотника нагрузки соединены канала-
ми с масляной ванной, проходное сечение которых регулирует-
ся игольчатыми клапанами 9, изменяющими скорость переме-
щения поршня серводвигателя.
Действие элементов регулятора мощности заключается в сле-
дующем. На установившемся режиме плунжер золотника 75 сво-
ими дисками перекрывает отверстия в золотниковой втулке 76 и
поршневой серводвигатель 6 находится в положении, соответ-
ствующем определенной нагрузке при данной частоте вращения
коленчатого вала дизеля. При уменьшении нагрузки регулятор
частоты вращения уменьшает подачу топлива, при этом шток 10
серводвигателя движется вниз. Тем самым левое плечо рычага 13
опускается и перемещает вниз плунжер 75, перепуская масло в
полость В поршневого серводвигателя и открывая слив масла из
полости Г. При этом поршень серводвигателя воздействует на
индуктивный датчик, увеличивая нагрузку генератора. Частота
вращения коленчатого вала дизеля уменьшается (так как увели-
чивается нагрузка на генератор) и регулятор, увеличивая подачу
223
Рис. 2.102. Принципиальная схема объединенного регулятора
дизеля 1 ОД 100:
I — игла изодрома; 2 — поршень буфера; 3 — поршень серводвигателя;
4 — золотник остановки; 5 — индуктивный датчик; 6 — серводвигатель индук-
тивного датчика; 7 — корпус серводвигателя: 8, 17, 34, 39, 42 — пружины;
9— игольчатые клапаны; 10 — шток; И — корпус золотника; 12 — выключающее
устройство; 13, 20, 30, 45, 46, 51 — рычаги; 14, 40 — клапаны; 15, 27, 32 —
плунжеры золотников; 16, 28, 33 — втулки золотниковые; 18 — серводвигатель
управления; 19 — поршень серводвигателя; 21 — гайка; 22 — упор минимальной
частоты вращения; 23, 47, 48 — тяги; 24 — пружина всережимная; 25 — грузы;
26 — шестерня; 29 — масляный насос; 31 — треугольная пластина; 35 — акку-
мулятор; 36 — масляная ванна; 37 — винт; 38 — сильфон; 41 — поршень;
43, 49 — винты регулировочные; 44 — кулачок; 51 — траверса; 52 — струна
224
топлива, возвратит плунжер 15 в исходное положение — положе-
ние перекрытия. Серводвигатель индуктивного датчика займет
новое положение, при котором увеличится нагрузка на генера-
тор, что приведет к восстановлению нагрузки на дизель. Так как
быстродействие регулятора частоты вращения выше, чем регуля-
тора мощности, частота вращения вала дизеля стабилизируется,
движение поршня серводвигателя, управляющего подачей топли-
ва, прекратится. При увеличении нагрузки действия элементов ре-
гулятора мощности будут противоположны описанному.
Увеличение затяжки всережимной пружины (увеличение час-
тоты вращения вала дизеля) вызывает такое же действие регуля-
тора мощности, как и уменьшение нагрузки, поршень 19 сер-
водвигателя 18 опускается, что вызывает движение плунжера
золотника нагрузки 15 вниз. Дальнейшие процессы, происходя-
щие в регуляторе, аналогичны выше описанным. Таким обра-
зом, каждому скоростному режиму работы дизеля будет соот-
ветствовать строго определенная мощность.
Для обеспечения устойчивости процесса регулирования на-
грузки введена изодромная обратная связь, осуществляемая зо-
лотниковой втулкой 16, пружинами 17 и игольчатыми клапана-
ми 9. Смещение точки подвески плунжера 15 па коромысле 13 в
одну или другую сторону (соотношение плеч) изменяет мощ-
ность дизеля по позициям, а именно, смещение точки подвески
в сторону всережимной пружины уменьшает мощность по пози-
циям и наоборот. От выбора точки подвески золотника зависит
настройка дизеля на наиболее экономичный режим.
При увеличении нагрузки па двигатель плунжер золотника
27 под действием всережимной пружины перемещается вниз, и
масло из аккумулятора 35 поступает в полость А буфера. Под
действием давления масла поршень 2 буфера смещается в сторо-
ну серводвигателя, а поршень 3 серводвигателя — вверх, увели-
чивая подачу топлива в цилиндры двигателя, при этом затяжка
левой буферной пружины увеличивается, а правой уменьшает-
ся, что создает перепад давлений масла в полостях А и Б буфера,
определяемых характеристиками буферных пружин и смещени-
ем поршня 2. В данном случает давление масла в полости А
будет выше, чем в полости Б. Так как полость буфера А соеди-
нена с нижней полостью компенсирующего пояска Д золотника
измерительного элемента, а полость Б — с верхней полостью
пояска Д, то перепад давлений масла в полостях буфера переда-
8 Зак 75
225
ется и па плунжер золотника 27 измерительного элемента, осу-
ществляя таким образом отрицательную силовую обратную
связь. В данном случае компенсирующее воздействие обратной
связи на золотник направлено вверх. При этом плунжер золот-
ника 27 поднимается вверх до перекрытия окна в золотниковой
втулке 28, а поршень 3 серводвигателя останавливается в поло-
жении увеличенной подачи топлива. Возврат поршня 2 буфера
в среднее положение, а следовательно, выравнивание давлений
масла в полостях буфера А и Б и в полостях компенсирующего
пояска Д золотника измерительного элемента происходит вслед-
ствие перетока масла через регулируемое иглой 1 изодромное
отверстие под действием усилия, создаваемого более сжатой бу-
ферной пружиной. Процесс выравнивания давлений масла в по-
лостях регулятора должен быть приведен в соответствие со ско-
ростью восстановления частоты вращения коленчатого вала
дизеля, что обеспечивается соответствующим выбором характе-
ристик буферных пружин и открытием иглы 1 изодрома.
Характерным для этой схемы обратной связи является то, что
полости буфера А и Б могут соединяться между собой двумя пу-
тями: при малых смещениях поршня буфера — через перепуск-
ное отверстие игольчатого клапана (изодромный дроссель); при
больших смещениях поршня буфера, кроме перепускного отвер-
стия игольчатого клапана, открываются дополнительные отвер-
стия, непосредственно соединяющие полости буфера. Такая кон-
струкция обратной связи регулятора дает возможность ослабить
ее действие при значительных изменениях нагрузки па двигатель
и тем самым улучшить динамические показатели системы авто-
матического регулирования частоты вращения вала дизеля. Дей-
ствие элементов регулятора частоты вращения при уменьшении
нагрузки на двигатель противоположно описанному. Регулиру-
ющий поясок плунжера золотника 27 перекрывает подвод масла
к поршню буфера 2, находящемуся в среднем положении под дей-
ствием своих пружин, при неизменной нагрузке дизеля.
Для возможности автоматической установки индуктивного
датчика 5 в положение минимального возбуждения при пуске
дизеля, а также при трогании тепловоза с места и при его бок-
совании в регуляторе мощности предусмотрено выключающее
устройство 12, которое управляется электромагнитом МРБ.
После прекращения боксования устройство обеспечивает плав-
ное увеличение возбуждения тягового генератора.
226
Корректор ограничения подачи топлива устанавливают па
дизелях с газотурбинным наддувом. Необходимость его приме-
нения заключается в том, что при резком увеличении нагрузки
двигателя регулятор частоты вращения, благодаря своему быс-
тродействию, резко увеличивает подачу топлива, а подача воз-
духа из-за инерционности ротора турбокомпрессора отстает от
подачи топлива. Коэффициент избытка воздуха при этом снижа-
ется, что приводит к ухудшению экономичности дизеля за счет
падения индикаторного к.п.д. — (т|.) и к увеличению дымности
и токсичности отработавших газов.
В регуляторах частоты вращения используют несколько типов
ограничителей (корректоров) подачи топлива в зависимости от
давления в ресивере наддувочного воздуха. Корректоры регуля-
тора дизеля 1 ОД 100 состоят из датчика давления и системы рыча-
гов, связанных с плунжерами золотников регулятора частоты
вращения и регулятора нагрузки. Датчик давления наддувочного
воздуха состоит из измерителя давления — сильфона 38 сервод-
вигателя, поршень 41 которого под воздействием измерителя дав-
ления изменяет свое положение, дроссельного клапана 40, обес-
печивающего определенный перепад давлений масла между
полостями над и под поршнем 41. Давление наддувочного возду-
ха уравновешивается усилием от деформации сильфона 38 и ко-
нической пружины 42. В полость цилиндра серводвигателя над
поршнем 41 через специальный фильтр из аккумулятора поступа-
ет масло под постоянным давлением Р, = Рлк. Под поршень масло
поступает через дроссель, представляющий собой набор шайб с
калиброванными отверстиями. Давление масла под поршнем
снижается на величину, потерянную в дросселе — Рг < Р(. Если
давление наддувочного воздуха Ps не изменяется, то клапан 40 на-
ходится в равновесном (подвешенном) состоянии и непрерывно
пропускает масло па слив. При увеличении давления воздуха
сильфон разжимается, клапан 40 открывается на большую высо-
ту, сток масла увеличивается и давление под поршнем серводви-
гателя падает. Под давлением масла поршень 41 смещается вниз,
увеличивая затяжку пружины 42 до появления равновесия с уси-
лием от сильфона 38. Клапан 40 при этом возвращается в равно-
весное состояние, а поршень 41 занимает повое положение.
При уменьшении давления наддувочного воздуха усилия со
стороны сильфона уменьшаются и пружина 42 прижимает кла-
пан 40 к седлу. Давление под поршнем Р? увеличивается и вызы-
8*
227
вает перемещение поршня 41 вверх. Пружина 42 разжимается, ее
усилие на сильфон уменьшается, клапан 40 возвращается в рав-
новесное состояние. Поршень устанавливается в новом положе-
нии, соответствующем изменившемуся давлению наддувочного
воздуха. Таким образом, каждому давлению наддувочного воз-
духа соответствует определенное положение поршня датчика 41.
Корректор ограничения нагрузки по давлению наддува дей-
ствует от датчика давления наддувочного воздуха. Между тягой
47 и роликом установлен зазор 8 « 0,05 мм. При уменьшении
давления наддува, когда поршень датчика 41 перемещается
вверх, рычаг 46 поворачивается и поднимает тягу 47, отрывая ее
от ролика. При этом тяга 47 рычагом 13 поднимает плунжер
золотника 75 регулятора нагрузки вверх от положения перекры-
тия, что уменьшает возбуждение тягового генератора и, следо-
вательно, нагрузку на дизель. Поскольку при этом растет часто-
та вращения вала дизеля, то регулятор частоты вращения
уменьшает подачу топлива. Шток 10 поршня силового серво-
двигателя займет положение несколько ниже прежнего, рычаг 13
опустится (с сохранением зазора 8) и возвратит плунжер золот-
ника регулятора нагрузки 75 в положение перекрытия канала.
Соответственно уменьшению давления наддувочного воздуха
уменьшится подача топлива. При повышении давления наддува
поршень датчика 41 перемещается вниз, рычаг 46 опускает тягу
47 до контакта с роликом. Между торцом штока поршня 41 и
регулировочном винтом 43 появится зазор. В этом случае поло-
жение золотника регулятора нагрузки определяется только по-
ложением штока поршня силового серводвигателя 18 и поршня
серводвигателя управления 19, как в регуляторе без корректора.
Корректор ограничения подачи топлива действует от датчика
давления наддувочного воздуха независимо от корректора огра-
ничения нагрузки. Рычаг 45 находится в постоянном контакте с
кулачком 44, а через тягу 48 и рычаг 57 соединен со штоком 10
силового серводвигателя и плунжером золотника 27 через стру-
ну 52 и рычаг 57 с регулировочным винтом 49. При неизменном
давлении наддувочного воздуха и неизменной нагрузке пор-
шень 41 занимает определенное положение, система рычагов не-
подвижна, между винтом 49 и рычагом 57 сохраняется зазор а.
На переходном режиме при увеличении скоростного режима
(переводом рукоятки контроллера) поршень серводвигателя уп-
равления опускается вниз, увеличивая затяжку всережимной
228
пружины, грузы измерителя частоты вращения сходятся. Плун-
жер золотника 27 опускается и открывает окно на подвод масла
к силовому серводвигателю. Золотник 27 и связанная с ним
струна 52 опустятся вниз только на величину зазора а между
рычагом 51 и регулировочным винтом 49. Поршень силового
серводвигателя перемещается вверх на увеличение подачи топ-
лива и поднимает рычаг 51. Увеличение подачи топлива проис-
ходит до тех пор, пока рычаг 51, упираясь в винт 49, закреплен-
ный на траверсе 50, не поднимет через струну 52 плунжер
золотника 27 в положение перекрытия.
Увеличение подачи топлива и скоростного режима приводит
к увеличению давления наддувочного воздуха. Поршень датчи-
ка 41 опускается вниз, рычаг 45 поворачивается по часовой
стрелке (так отрегулирован кулачек 44), тяга 48 и рычаг 51 опус-
каются, восстанавливая зазор а. Этот процесс продолжается до
установления заданного скоростного режима и зазора а между
рычагом 57 и винтом 49.
При увеличении давления наддувочного воздуха поршень дат-
чика давления 41 смещается вниз, рычаг 45 поворачивается по ча-
совой стрелке, тяга 48 и рычаг 57 опускаются, зазор а увеличива-
ется. При уменьшении давления наддува зазор а уменьшается.
При пуске дизеля поршень серводвигателя 19 установлен в поло-
жение минимальной затяжки всережимной пружины, соответ-
ствующей минимальной частоте вращения холостого хода дизе-
ля. Поршень силового серводвигателя 3 находится в крайнем
нижнем положении. Поршень датчика давления наддувочного
воздуха 41 находится в крайнем верхнем положении. Между ры-
чагом 57 и винтом 49 создается зазор, больший а.
В момент пуска поршень силового серводвигателя 3 подни-
мается вверх на увеличение подачи топлива до тех пор, пока
рычаг 57, соприкоснувшись с винтом 49, не вернет золотник 27
в положение перекрытия. Дизель запускается и поршень силово-
го серводвигателя устанавливается в положение подачи топлива,
соответствующее холостому ходу. Между рычагом 57 и винтом
49 восстанавливается зазор а. Таким образом происходит огра-
ничение подачи топлива, что снижает дымность. Пуск дизеля с
корректором ограничения подачи топлива производится па всех
20 топливных насосах.
Для улучшения пуска на дизелях типа Д100 применяют уско-
ритель пуска, встроенный в схему регуляторов частоты враще-
229
ния коленчатого вала. Он обеспечивает ускоренный пуск сильно
прогретого дизеля, когда масло во всережимном регуляторе
имеет высокую температуру. При горячем масле насоса регуля-
тора (рис. 2.103) на малой частоте вращения (100-110 мин) вала
Рис. 2.103. Регулятор дизелей Д50, 2Д100:
а — схема; б — пусковой серводвигатель; 1 — масляная вапиа регулятора;
2 — упругая муфта и ведущая шестерня; 3 — масляный шестеренный насос
(показан условно в двух местах); 4 — пружина золотника; 5 — изодромный
дроссель; 6 — шток серводвигателя; 7 — компенсирующий поршень серво-
двигателя; 8. 9, 22, 23. 26 — каналы; 10 — поршень серводвигателя; 11 — пру-
жина серводвигателя; 12 — корпус серводвигателя; 13 — шарикоподшип-
ник; 14 — тарелка пружины; 15 — зубчатый сектор; 16 — зубчатая втулка;
17 — пружина; 18 — груз; 19 — ось регулятора; 20 — золотниковая втулка;
21 — плунжер золотника; 24 — пусковой серводвигатель; 25 — аккумуля-
торы; 27. 29 — обратные шариковые клапаны; 28 — стакан; 30 — масляный
поршень; 31 — сальник; 32 — шток; 33 — корпус; 34 — возвратная пружина;
35 — воздушный поршень; 36 — крышка; Л. Б, В —масляные и воздушные
полости; Г — атмосферное отверстие; Д — масляный канал
230
дизеля он не обеспечивает достаточной подачи и не создает дав-
ления, необходимого для перемещения штока регулятора в по-
ложение подачи топлива. Пуск затягивается, аккумуляторная
батарея излишне разряжается.
Пусковой серводвигатель представляет собой цилиндр, имею-
щий две смежные полости — масляную и воздушную. В поло-
сти Б большого диаметра перемещается воздушный поршень
плавающего типа (т.е. самоустанавливающийся в цилиндре воз-
душной полости), не соединенный со штоком масляного порш-
ня. Такая конструкция облегчает сборку серводвигателя, исклю-
чает заедание поршней Масляная полость стакана каналом в
корпусе сообщается с м,к 1яной ванной регулятора. Отверстие Г
соединяет полость с атмосферой и служит для устранения ком-
прессии при рабочем ходе воздушного поршня и отвода утечек
воздуха. На корпусе со стороны воздушного поршня установ-
лена крышка и электроппевматический вентиль, управляющий
пусковым серводвигателем. Поршневая пара возвращается в
исходное положение пружиной.
На нагнетательной магистрали пускового серводвигателя в
корпусе регулятора установлен обратный клапан, а в масляном
поршне — шариковый клапан. Пусковой серводвигатель соеди-
нен со всережимпым регулятором и работает с ним совместно.
В момент пуска дизеля под действием всережимной пружины
грузы 18 золотниковой части регулятора сдвинуты. Рабочий
поясок плунжера опущен ниже отверстий золотниковой втулки.
Полость под силовым серводвигателем регулятора сообщается с
аккумулятором и нагнетательной частью масляного насоса, а
также с масляной полостью пускового серводвигателя.
При нажатии па кнопку «Пуск дизеля» электроппевматичес-
кий вентиль впускает воздух в серводвигатель, который подает
Масло в аккумулятор регулятора, а оттуда — под силовой пор-
шень. Благодаря этому быстро возрастает давление масла под
силовым поршнем, что обеспечивает ускоренную перестановку
его штока вверх в положение подачи топлива.
Пусковой серводвигатель работает при давлении воздуха не ме-
нее 0,35 МПа. За один ход поршня в регулятор подается 160 см3
масла, что обеспечивает подъем поршня серводвигателя от крайне-
го нижнего положения не менее 15 мм. Установка пускового сер-
водвигателя такого типа на дизелях Д50 и др. также целесообразна.
Известно, что дизели Д50 очень чувствительны к перегреву.
231
Объединенный регулятор типа 4-7РС2. На дизелях типа Д49
устанавливают несколько отличный от описанных выше всере-
жимный гидромеханический регулятор непрерывного действия.
Особенностью регулятора (рис. 2.104) является наличие вто-
рого серводвигателя Д, предназначенного для обеспечения изод-
ромного характера работы. Динамические качества такого изод-
рома определяются геометрическими размерами поясков на
золотнике 34 и неподвижной втулке 33. Такой изодром имеет
большие переустановочные усилия, что практически исключает
чувствительность регулятора к изменению вязкости и загрязнен-
ности масла, а также повышает надежность работы регулятора.
Принцип действия регулятора проследим при сбросе нагруз-
ки. При сбросе нагрузки увеличивается частота вращения грузов
38, в связи с чем золотпик 34 переместится вверх. Нижняя полость
серводвигателя Д окажется соединенной на слив с масляной ван-
ной 1, при этом поршень серводвигателя будет перемещаться
вниз. Одновременно в нижнюю полость силового серводвигателя
масло поступает под напором масляного насоса и поршень сер-
водвигателя перемещается вверх в сторону выключения подачи
топлива валом 3. Таким образом, точка рычага N опускается, а
точка М — поднимается. Разность этих перемещений через точку
L передается подвижной втулке 36. Так как перемещение точки М
больше перемещения точки N, втулка 36 поднимется вверх и пе-
рекроет канал подвода масла высокого давления в нижнюю по-
лость Д серводвигателя. Движение поршня силового серводвига-
теля прекратиться. Передачей движения точки L втулки 36
обеспечивается в регуляторе жесткая обратная связь.
Однако процесс регулирования на этом не прекратится. До-
полнительный поршень серводвигателя продолжает движение
вниз (полость Д), что через точки N и М приведет к смещению
подвижной втулки 36 вниз и, следовательно, к дополнительному
перемещению поршня серводвигателя — в сторону уменьшения
подачи топлива, что обеспечит уменьшение угловой скорости
грузов и золотник 34 под действием пружины 37 переместится
вниз. Процесс регулирования прекращается в том случае, когда
при новой нагрузке (режиме) канал подвода масла высокого
давления в нижнюю полость серводвигателя окажется перекры-
тым пояском золотника 34. Это возможно только при восста-
новлении первоначальной изодромной скорости грузов, т.е. при
изодромном режиме работы регулятора.
232
В процессе совершенствования регулятора в цилиндр серво-
двигателя под дополнительный следящий поршень (полость Д)
был введен буферный поршень, который выполняет роль демпфе-
ра при резких изменениях нагрузки. Например, па сбросе нагруз-
ки полость Д окажется связанной со сливом, в результате чего
буферный поршень опустится, сжимая нижнюю пружину и осво-
бождая объем под буферным поршнем. Однако в последующем
масло через дроссельное отверстие буферного поршня выходит, в
связи с чем перемещение дополнительного поршня будет более
плавным. Такая работа регулятора предохраняет от резких уве-
личений угловой скорости в переходных процессах [3]. Регулятор
со следящим поршнем имеет значительную степень неравномер-
ности, которая в процессе регулирования компенсируется порш-
нем положительной обратной связи. Благодаря этому в регуля-
торе 7РС отпала необходимость в традиционных органах на-
стройки изодрома в эксплуатации — дроссельных иглах и регу-
лируемых пружинах, как это имеет место в регуляторах дизеля
10Д100. На каждой из позиций контроллера машиниста основ-
ную долю нагрузки задает электрическая схема тепловоза и регу-
лятор мощности объединенного регулятора догружает дизель-ге-
нератор, обеспечивая стабилизацию отдаваемой мощности в
широком диапазоне изменения параметров нагрузки.
Механизм регулирования нагрузки состоит из золотниковой
части и блока серводвигатель — индуктивный датчик. Измери-
тельным элементом регулятора мощности является система диф-
ференциальных рычагов, соединяющих в единую кинематичес-
кую цепь: вал управления подачей топлива 3, поршень затяжки
всережимной пружины 11 и золотник 9, являющийся суммиру-
ющим элементом. Смещение золотника 9, управляющего поло-
жением поршня 5 серводвигателя индуктивного датчика 6, про-
изводится при изменении заданной частоты вращения вала
дизеля и вращающего момента. При установившемся движении
поршень управления частотой вращения 7/ и вал силового сер-
водвигателя 3 неподвижны. Как только тепловоз начнет движе-
ние па подъем, ток тяговых электродвигателей и соответственно
тягового генератора повышается. В результате увеличится элек-
трическая мощность тягового генератора, частота вращения
вала дизеля уменьшится и регулятор будет работать, как описа-
но ниже в случае увеличения затяжки всережимной пружины,
увеличивая подачу топлива. Вал силового серводвигателя 3 в
233
u
Рис. 2.104. Схема объединенного регулятора частоты и мощности 4-7РС2:
этом случае переместит золотник 9 вниз. Поясок золотника 9
откроет окно во втулке 8 и сообщит полость над поршнем сер-
водвигателя индуктивного датчика 5 со сливом. Так как в по-
лость под поршнем 5 постоянно подается масло из аккумулято-
ров, то поршень 5 переместится вверх и введет сердечник в
катушку индуктивного датчика 6. Полное сопротивление катуш-
ки индуктивного датчика увеличится, а напряжение уменьшится.
Поршень 5 создает в полости а, канале д и полости г разреже-
ние, под действием которого втулка 8 последует вслед за золот-
ником, совместит свое окно с его пояском и перекроет его, пор-
шень 5 остановится. В полости а через иглу 4 разрежение
уменьшается и втулка 8 под действием пружины 10 перемещает-
ся вверх. Так как напряжение тягового генератора и его мощ-
ность уменьшились, то в силу наличия избыточного вращающе-
о момента на валу двигателя увеличивается частота вращения
и регулятор начнет уменьшать подачу топлива. Вал силового
серводвигателя переместит золотник 9 вверх. Движение золотни-
а 9 и втулки 8 вверх осуществляется одновременно с перекры-
ем окна, а поршень 5 индуктивного датчика неподвижен. Вал
илового серводвигателя, золотник и втулка возвращаются в
вое исходное положение. Мощность тягового генератора воз-
Продолжение рисунка 2.104
1 — масляная ванна; 2, 7 — рычажные передачи к подвижной втулке и зо-
отнику; 3 — вал; 4 — игла; 5 — поршень серводвигателя индуктивного
тчика; 6 — индуктивный датчик; 8 — втулка регулирования нагрузки;
9 — золотник регулирования нагрузки; 10, 19, 45 — пружины; 11 — пор-
ень управления; 12 — регулировочный винт; 13 — профильный кулачок;
14— ограничительный винт; 15 — винт; 16 — пробка; 17 — рычаг с роли-
ком; 18 — стакан; 20 — микровыключатель; 21 — тарелка; 22 — мемб-
анный блок; 23, 46 — втулки; 24, 25 — золотники блока защиты и ме-
ханизма управления; 26 — шестерня; 27. 28 — золотники выключения и
тключения регулятора мощности; 29 — аккумулятор масла; 30 — мас-
ляный насос; 31 — механизм; 32 — клапан; 33 — втулка; 34, 47 — золотни-
и; 35 — сектор согласования поршней; 36 — подвижная втулка; 37 — все-
жимная пружина; 38 — грузы; 39 — шток; 40 — поршень; 41, 42 — пру-
жины обратной связи; 43 — упор; 44 — мембранный блок; а, г — изо-
дромные полости серводвигателя датчика и золотника регулирования
нагрузкой; б — канал: «, Д — полости поршнями серводвигателя; БЗ —
блок защиты; ГУ — гидроусилитель; А и Б — зазоры на выключение
регулятора; М, N. L — шарнирные сочленения
235
растает до исходного значения. Так как ток тяговых двигателей
увеличился, а напряжение уменьшилось, то тепловоз увеличит
силу тяги и снизит скорость движения.
При движении тепловоза под уклон ток тяговых двигателей
уменьшается и вал силового серводвигателя поворачивается в
сторону уменьшения подачи топлива. Растет напряжение возбуж-
дения тягового генератора и тяговых электродвигателей, си-
ла тяги тепловоза уменьшается, скорость возрастает. Нижняя
кромка пояска втулки 8 имеет большую перекрышу до отверстия
слива масла в ванну регулятора и при значительном перемеще-
нии поршня 5 в сторону увеличения напряжения возбуждения
открывает окно позже, чем при движении поршня 5 вверх. Время
переходного процесса при этом возрастает. При затяжном боксо-
вании тепловоза па магнит МР5 поступает электропитание и он
перемещает золотник 28 вниз. Верхний рабочий поясок золотни-
ка перекроет подачу масла из аккумулятора и соединит капал с
ванной регулятора. Масло из полости под поршнем серводвига-
теля 5 сливается и поршень вводит сердечник в катушку. Двига-
тель разгружается и тепловоз прекращает боксование. Механизм
остановки состоит из электромагнита МР5 и золотника 27, кото-
рые при обесточивании магнита соединяют полость над поршнем
11 с масляной ванной, в результате чего дизель останавливается.
У регулятора 4 — 7РС2 гидроусилитель (ГУ) и рычажная
система (от вала управления подачи топлива 3 к тарелке 21
штока золотника регулятора 34 к штоку 39 ГУ) представляют
собой механизм ограничения подачи топлива в зависимости от
давления наддува. Чувствительным элементом ГУ является мем-
бранный блок 44, в который подается воздух под давлением из
воздушного ресивера дизеля. В блок упирается золотник 47.
поджимаемый влево давлением масла из масляной системы ре-
гулятора. Силовой поршень 40 ГУ управляется золотником 47.
На установившемся режиме работы дизеля ГУ не воздействует
на регулятор благодаря наличию зазоров А и Б в системе ры-
чажных связей. При слишком быстром наборе нагрузки зазоры
А и Б исчезают. Возникает кинематическая связь между валом 3,
золотником 34 и штоком 39 ГУ, что приводит к перемещению
силового поршня вверх на уменьшение подачи топлива до мо-
мента возврата золотника 34 в среднее положение. По мере ро-
ста давления наддувочного воздуха шток 39 ГУ будет выводить-
ся влево и каждому давлению наддувочного воздуха будет со-
236
ответствовать своя предельная подача топлива. По мере выхода
па установившийся режим появятся зазоры А и Б, и система
ограничения подачи топлива, а затем и мощности, отключается.
2.6.3. Регулирование частоты вращения
а нагрузка аизеля на тепловозах
с гидропередачей
На дизели типа Д49 для тепловозов с гидропередачей уста-
навливают регулятор 1-М7РС2. По принципу действия, схеме и
конструкции узлов масляной системы и регулятора частоты вра-
щения он аналогичен описанному регулятору типа 7РС. От ре-
гулятора требуется, чтобы при работе гидропередачи на пуско-
вом и маршевом гидротрансформаторах он работал как обыч-
ный всережимпый регулятор частоты вращения, а при переходе
на гидромуфту автоматически переключался в режим предель-
ного регулятора, настроенного на номинальную частоту враще-
ния коленчатого вала дизеля и одновременно обеспечивал уп-
равление непосредственно тягами топливных насосов от того же
контроллера машиниста. Это связано с тем, что при переключе-
нии передачи на высшую ступень — гидромуфту, между колеса-
ми и валом дизеля устанавливается почти жесткая связь, так как
номинальная величина скольжения гидромуфты 5 не превышает
2-3%. Ввиду этого малейшее замедление тепловоза под действи-
ем возросшего сопротивления приводит к мгновенному выходу
реек на упор подачи, если на дизеле установлен обычный цен-
тробежный регулятор частоты вращения с малой или нулевой
степенью неравномерности. В случае снятия сопротивления и
разгона локомотива выше скорости, соответствующей частоте
вращения вала дизеля, регулятор выключает подачу топлива,
снижая скорость локомотива дизелем. Схема регулятора и опи-
сание особенностей работы его узлов приведены в [2,16].
2.7. Системы прааохранитеаьных устройств
автоматической зашиты дизеля
Неисправности в системе топливоподачи, в регуляторах час-
тоты вращения коленчатого вала, поломки или повреждения в
237
ряде других деталей и узлов приводят к чрезмерному повыше-
нию частоты вращения коленчатого вала и возрастанию инерци-
онных сил, опасных для прочности деталей кривошипно-шатун-
ного механизма.
Для устранения недопустимых режимов работы двигатели
оборудуют устройствами автоматической защиты, которые либо
останавливают дизель, либо снимают с него нагрузку.
Автоматическая защита двигателя состоит из следующих ус-
тройств:
1)	предельный регулятор частоты вращения коленчатого
вала дизеля;
2)	защита от падения давления в системе смазки дизеля;
3)	термореле, контролирующее температуру воды в системе
охлаждения;
4)	устройство для автоматического контроля и защиты от
взрыва паров масла в картере дизеля.
Предельный регулятор (регулятор безопасности) осуществ-
ляет контроль за частотой вращения коленчатого вала дизеля
и его остановку. Если она превышает предельно допустимую
оп = (Ь1’5-1,2)/7ном, то регулятор:
1)	переводит топливные насосы высокого давления (ТНВД)
на нулевую подачу топлива (дизели типа Д100, Д49, Д70);
2)	останавливает плунжеры топливных насосов высокого
давления (дизели типа Д50, 6ч Н 21/21 — с блочной систе-
мой насосов);
3)	перекрывает доступ воздуха в цилиндры дизеля (дизели
типа М753, М756, 1Д12, 10Д100, Д49).
На дизелях типа Д100 и Д49 применены два способа защиты
от разноса. Это вызвано тем, что при отключенных ТНВД дви-
гатель идет вразнос в результате попадания масла в цилиндры
из системы воздухоспабжеиия. Регулятор размещают на одном
из кулачковых распределительных валов и действие его основа-
но на использовании центробежной силы массы груза.
На дизелях типа Д49 всех модификаций предельный выклю-
чатель центробежного типа установлен на приводе распредели-
тельного вала и приводится во вращение от одной из его шес-
терен через шлицевой валик (рис. 2.105).
Регуляторы имеют чувствительные элементы, реагирующие
на изменение частоты вращения коленчатых валов и кнопку
аварийной ручной остановки. Отличие состоит в том, что вслед-
238
Рис. 2.105. Выключатель предельный:
1 — роликоподшипник; 2 — втулка шлицевая; 3 — валик приводной; 4 — обойма; 5 — штифт; 6, 8. 17, 24,
29, 31 — пружины; 7 — корпус; 9 — валик; 10 — рычаг; 11 — упор; 12 — валик; 13 — скоба; 14 — упор;
15 — корпус; 16 — прокладка регулировочная; 18, 26 — крышки; 19 — груз; 20 — вал; 21 — стакан; 22 —
шестерня; 23 — электропневматический вентиль; 25 — шток; 27 — кнопка; 28 — кольцо уплотнительное;
30 — пластина замочная; 32 — рукоятка; 33 — муфта; 34 — валик; а — отверстие для входа масла; б —
у отверстие для слива масла; в — полость воздушная
ствие различия номинальной частоты вращения коленчатых ва-
лов различных дизелей различаются пределыюдопустимые час-
тоты вращения их валов, что вызывает необходимость различ-
ных пределов тарировки предельных выключателей. Некоторые
модификации дизелей имеют дистанционное управление аварий-
ной остановки с использованием электромагнитного или элект-
роппевматического привода. Напряжение в цепях управления
может быть 24, 75 и НО В.
В алюминиевом корпусе 75 предельного выключателя разме-
щен чувствительный элемент, состоящий из стального груза 19,
упора 14, пружины 77, уравновешивающей центробежную силу
груза, скобы 13 и регулировочных прокладок 16. Вал 20 вместе
с грузом вращается в роликоподшипниках, установленных с
одной стороны в обойме 4, с другой стороны в крышке 18.
Сверху на корпусе закреплен автомат выключения. Для дистан-
ционного управления аварийной остановкой дизеля на предель-
ном выключателе установлен электропневматический вентиль 23,
электрически связанный с цепью управления дизелем и при по-
мощи трубопровода с воздушной системой тепловоза. Возмо-
жен предельный выключатель без электропневматического вен-
тиля.
Автоматическое действие выключателя состоит в том, что при
достижении предельно допустимой частоты вращения коленча-
того вала груз 19 под действием центробежных сил преодолева-
ет усилие пружины 17, и переместившись до упора 14, воздей-
ствует на рычаг 10. Рычаг своим концом с выступом освобож-
дает стакан 27 автомата выключения. Стакан под действием пру-
жин 6 и 8 перемещает тяги системы управления топливными
насосами в положение прекращения подачи топлива в цилинд-
ры дизеля.
Для приведения предельного выключателя в рабочее состо-
яние необходимо рукоятку 32 повернуть вверх. При этом валик
34 через муфту 33 и шестерню 22 переместит стакан 27 вниз до
зацепления выступа рычага 10 вырезом в стакане.
При ручной аварийной остановке необходимо нажать на
кнопку 27. В случае дистанционной аварийной остановки дизеля
сигналом, поступившем из цепи управления тепловозом или от
кнопки дистанционной аварийной остановки дизеля, в катушку
электропневматического вентиля поступает ток. Электромагнит
вентиля открывает воздушный клапан и воздух из воздушной ма-
240
гистрали управления дизелем поступает в полость в. Под давле-
нием воздуха шток 25 перемещается и своим концом воздейству-
ет на рычаг 10, который, поворачиваясь на своей оси, освобожда-
ет плечом стакан 21. Стакан под усилием пружины перемещается
вверх и, воздействуя на рычаги управления, устанавливает насо-
сы в положение прекращения подачи топлива в цилиндры.
Регулятор предельной частоты вращения, устанавливаемый
на дизелях типа Д70, Д100, приведен на рис. 2.106. Перед поста-
новкой на дизель регулятор настраивают на срабатывание на
специальном стенде при помощи набора прокладок 1, 2 и 3.
Прокладки изменяют силу затяжки пружины 4, что ведет к пе-
ремещению точки равновесия между центробежной силой груза
и силой пружины. Величина хода груза составляет 6,74-7,7 мм.
Тарировка предельных выключателей тепловозных дизелей
приведена в табл. 2.10.
В случае, когда при выключенной подаче топлива дизель не
останавливается и идет в разнос, необходимо перекрыть подачу
воздуха, если это возможно, дать нагрузку на двигатель.
Рис. 2.106. Регулятор предельной частоты вращения:
1, 2, 3 — регулировочные прокладки; 4 — пружина регулятора; 5 — скоба-
груз; б — груз предельного регулятора; 7 — фланец крепления предельного
регулятора к кулачковому валу; 8 — гайка скобы
241
Таблица 2.10. Тарировка предельных выключателей
тепловозных дизелей
Дизели	об/мин	"прс.-м.™. об/мин	Дизели	и,„„„ об/мин	^прсл-доп» об/МИН
20ДГ	1100	1250+1300	10Д 100	850	980
2Л-5Д49	1000	1115-1155	НД45, 14Д40	750	870
2Л-2Д49	1000	1150-1200	K6S310DR	750	835+10
ЗЛ-6Д49	1000	1150-1200	Д50,ПД1М	750	840+870
2Д70	1000	1120+1160	1Д12	1500	2000
Защита от падения давления в системе смазки дизеля. Сигна-
лом о недостаточности или отсутствии смазки трущихся деталей
двигателя может служить давление в системе смазки, при кото-
ром реле давления масла снимает нагрузку с дизеля или его
останавливает при падении давления ниже установленных зна-
чений, приведенных в табл. 2.11.
Реле (рис. 2.107) состоит из трех основных узлов: датчика,
исполнительного механизма и микропереключателя. Датчик
представляет собой сильфон 1, па нижнем донышке которого
Таблица 2.11. Предельные значения давления масла
тепловозных дизелей
Параметр	Значение параметров дизелей							
	2Д100, 10Д10	14Д40	НД45	5Д49	2Д70	Д50, ПД1М	М753	K6S310DR
Р масла, МПа,<	Остановка дизеля							
	0,05	0,16	0,14	0,06	0,04	0,15	0,15	0,10
Давление в картере выше Мпа х х 10“3	0,35	0,30	0,10	0,60	0,60			
Р масла, Мпа,<	Снятие нагрузки							
	0,10	0,22	0,20	0,28	0,30			—	—
/воды, °с,>	90,95	95	95	96	96	88	—	93
t масла, °с,>	0,85	75	75	88	86	—	—	—
242
укреплен шток 2. Верхний
борт сильфона закреплен на
фланце корпуса 3 датчика.
Полость корпуса соединена с
системой смазки двигателя.
Исполнительный меха-
низм состоит из рычага 4,
вращающегося на неподвиж-
ной оси. На одно плечо ры-
чага действует пружина 5,
натяжение которой регули-
руют винтом 7. На другое
плечо действует шток 2 дат-
чика и шток микропереклю-
чателя 8.
При давлении масла в по-
Рис. 2.107. Реле давления масла:
1 — сильфон; 2 — шток; 3 — корпус;
4 — двуплечий рычаг; 5 — пружина;
6, 7 — головки с винтом; 8 — микро-
переключатель
лости датчика ниже установ-
ленного винтом 7 пружина 5
преодолевает усилие на плечо рычага 4 от давления штока силь-
фона и пружипы подвижных контактов микропереключателя. В
этом случае рычаг 4 повернут в положение, когда микроперек-
лючатель замыкает цепь питания через контакты К, и Ку Если
Давление масла превысит установленное, то шток 2 повернет
рычаг против часовой стрелки, в результате чего микропереклю-
чатель замыкает цепь па контакты К, и Л",.
Если реле предназначено для остановки двигателя, то через
контакты и К} осуществляется питание соленоида блок-маг-
нита золотника остановки объединенного регулятора дизеля (см.
рис. 2.101).
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 и К3 осуществляется питание системы возбуж-
дения тягового генератора.
Термореле (рис. 2.108) предназначено для защиты двигателя от
повышения температуры воды или масла выше установленных
значений. Такая защита обычно предусматривает сброс нагрузки
с двигателя. Термосистему составляют термобаллон 1, сильфон 3
и соединяющий их капилляр 2. Термосистема герметична и за-
243
полнена жидкостью, имеющей боль-
шой коэффициент объемного расши-
рения. Термобаллон помещают в
жидкость, температуру которой не-
обходимо контролировать. На до-
нышко сильфона воздействует пру-
жина 4, затяжку которой регулируют
стаканом 5, который ввернут в кор-
пус реле и зафиксирован контргай-
кой. Между донышком сильфона 3
и микропереключателем размещен
шток 6. Жидкость в термосистеме
расширяется при нагревании ее в тер-
мобаллоне 1, благодаря чему во
внутренней полости создается давле-
ние, величина которого прямо про-
порциональна температуре. Если это
давление недостаточно для преодоле-
ния усилия предварительной затяжки
пружины 4, то в микропереключате-
ле 7 замкнута цепь питания через
контакты К, и Ку В противном слу-
чае замыкается цепь через контакты
к2 и ку
Таким образом, если контакты Кх
и К3 находятся в цепи возбуждения
тягового генератора, то при повы-
шении температуры выше той, на
которую отрегулирована затяжка пружины 4, эта цепь разрыва-
ется и нагрузка с двигателя снимается.
Манометр давления газов в картере предназначен для защиты
двигателя от прорыва газов из цилиндра в картер, что может
служить причиной воспламенения паров масла. Для устранения
концентрации паров обычно производят вентиляцию картера
через систему отсоса в компрессор турбокомпрессора. Благода-
ря этому в картере создается разряежение. Наличие давления в
картере указывает на поступление в него газа или наличие дру-
гих неплотностей, через которые поступает воздух Для такой
защиты используют дифференциальный манометр (рис. 2.109),
на одном из концов которого размещены два контакта 1. Они
Рис. 2.108. Термореле:
I — термобаллон; 2 — ка-
пилляр; 3 — сильфон; 4 —
пружина; 5 — стакан; 6 —
шток; 7 — микропереклю-
чатель
244
находятся под напряжением и
включены в цепь реле управления.
Другой конец манометра соеди-
нен с полостью картера. Мано-
метр заполнен водой с добавлени-
ем хромпика для подкрашивания
и соли для понижения температу-
ры замерзания.
При повышении давления выше
допустимого вода замыкает кон-
такты и в цепи реле управления
появляется ток. Реле срабатывает
и разрывает электрическую цепь
питания соленоида блок-магнита
золотника остановки объединен-
ного регулятора дизеля, что при-
водит к остановке дизеля.
Для защиты дизеля от взрыва
масляных паров устанавливают
предохранительные пружинные
клапаны па крышке люков карте-
ра и на люках впускных коллек-
торов. Клапаны срабатывают при
повышении давления в картере
или в коллекторе выше установ-
ленной нормы.
давления газов в
картере:
1 — контакты; 2 — трубка
2.7. Системы охлаждения энергетических
установок
Система охлаждения представляет собой совокупность уст-
ройств, обеспечивающих принудительный отвод теплоты от де-
талей дизеля (втулка, крышка цилиндра и др.). Система должна
обеспечивать надежную работу дизеля в диапазоне температур
окружающей среды ±45°С, минимум затрат мощности иа при-
вод в действие агрегатов системы (насосы, холодильники, тер-
морегуляторы, контрольные приборы и т.п.), простоту и удоб-
ство обслуживания, автоматическое поддержание оптимального
уровня температуры узлов дизеля на всех режимах его работы.
245
Системы охлаждения дизеля, наддувочного воздуха и масла на
тепловозе выполняют обычно раздельными.
На тепловозе выполняют только замкнутые системы охлажде-
ния. Основные ее преимущества: высокий температурный режим
работы (до 90°С и выше), что повышает экономичность двигателя
и позволяет уменьшить изнашивание деталей цилиндропоршне-
вой группы, уменьшить поверхность холодильников-радиато-
ров; позволяет выполнять специальную подготовку охлаждаю-
щей воды для уменьшения накипеобразования и коррозии.
Охлаждение тепловозных дизелей обычно осуществляют во-
дой. Количество воды, необходимое для отвода теплоты от на-
гретых узлов и деталей двигателя, определяют:
<2-20)
где Q — количество теплоты, отводимой в воду, мДж/ч;
/2 - ц— разность температур воды иа выходе и па входе в двигатель
(температурный перепад), °C;
С— теплоемкость воды, кДж/(кг °С).
Из формулы (2.20) видно, что количество воды, циркули-
рующей в системе охлаждения, зависит от температурного пере-
пада.
Желательно иметь такую систему охлаждения, в которой бы
обеспечивались постоянная скорость воды и минимум темпера-
турного перепада (Л/ = 5ч-7°С), постоянство температуры воды
на выходе из дизеля (?в = 75-г-85°С) независимо от нагрузки дви-
гателя и других внешних факторов.
Большую подачу при малом напоре в системах охлаждения
обеспечивают водяными насосами центробежного типа, размер-
ный унифицированный ряд которых приведен в таблице 2.12.
Объем воды в системе охлаждения дизелей установлен из расче-
та 1,1-s-l ,35 л/кВт, что дает возможность кратковременного форси-
рования дизеля аккумулированием тепла в водяную систему. Мас-
са охлаждающих устройств дизеля составляет 4,75ч-5,5 кг/кВт.
Развитие систем охлаждения современных тепловозных дизе-
лей характеризуется стремлением повысить температурный ре-
жим охлаждения, уменьшить размеры охлаждающих устройств
и затраты мощности на приведение в действие вентиляторов и
246
Таблица 2.12. Параметры элементов водяной и масляной систем тепловозных дизелей
Параметр	Значения параметров для дизелей										
	Д50	2Д100	10Д100	Д70	5Д49		14Д40		11Д45	М756	1Д12
Подача, м'/ч	73,5 */24	100/95	150/120	100/75.0	80/115		-/50.0		100/80	45/7,5	30/4.0
Давление, МПа	0,21/0,53	0,18/0.50	0,30/0,50	0.20/0,60	0,30/0,70		-/0,60		0,30/0,60	-/0,90	0.56/-
Удельная по- дача, л/кВтч	84/32.6	68//64,5	68/54,5	46/34,2	36//50		-/27.2		46/36,6	61/9,8	83/17,7
Тип фильтра	П ластин чато - теле в о й				Сетчатый					Проволочно- щелевой	
Рабочее се- чение фильт- ра, СМ'	190	804	804	—	—	5162		10560		—	302
Размер ячейки или шел», мм	0,095- 0.15	0,15	0,15	—	—	0,1-0,14		0.1-0.14		—	
Средняя ско- рость фильт- рации, м/с	26,3	33	40	—	-	2.64		2,08		—	3.6
Рекомендуе- мое масло	М12Б2	М12Вз	М14В:	-	М14П	М14В,		М14В2		МС20	МС20
* Числитель — водяного насоса, знаменатель — масляного насоса.
насосов системы охлаждения, повысить экономичность работы
и уменьшить изнашивание цилиндровой группы.
Повышение температуры охлаждающей воды на выходе из
дизеля с 85 до 125°С позволяет уменьшить размеры водяного
холодильника в 3+5 раз и мощность на привод вентиляторов в
1,3+1,4 раза. При этом давление в закрытой системе охлаждения
должно исключать парообразование при температуре в системе
> 100°С. Ориентировочно зависимость температуры кипения во-
ды от давления определяют по формуле:
Твык =273 + 560VP,
где Р — абсолютное давление в системе, МПа, которое при высоко-
температурном охлаждении повышают до 0,12+0,35 МПа.
Безопасность работы системы обеспечивается паровоздуш-
ным клапаном, автоматически поддерживающим избыточное
давление в системе (на ТГ102 избыточное давление составляет
0,05+0,075 МПа), при понижении же давления в системе по срав-
нению с атмосферным на 0,004+0,008 МПа открывается воздуш-
ный клапан того же паровоздушного клапана.
Результаты экспериментов на дизеле Д50 показали, что на
каждые 10°С повышения температуры воды растет температура
цилиндровой втулки на 8-9°С и поршня на 5-6°С (зависимость
линейная), потери теплоты в систему охлаждения уменьшаются
на 4+5%, при этом снижаются механические потери на 3,55 кВт.
При увеличении температуры воды с 80 до 120°С снижается
максимальное давление цикла на 0,3+0,35 МПа и повышается
температура цикла на 40+43°С.
Результатами повышения механического и индикаторного
к.п.д. являются снижение удельного эффективного расхода топ-
лива па 1,75+1,35 г/(кВт ч) на каждые 10°С повышения темпера-
туры охлаждающей воды и значительное уменьшение объема,
массы и стоимости охлаждающих устройств на тепловозе. Од-
нако существенным препятствием на пути применения высоко-
температурного охлаждения являются высокие температуры де-
талей цилиндропоршневой группы. Это может вызвать повы-
шенное окисление и потерю вязкости масла, что недопустимо.
Полости двигателя, контактирующие с охлаждающей водой,
подвергаются коррозии и кавитационной эрозии.
248
Коррозией называют разрушение металлов или сплавов, про-
исходящее при химическом взаимодействии их с окружающей
средой. В результате коррозии изменяются состав и свойства
металла.
Коррозия начинается на поверхности металла и постепенно
распространяется в более глубокие его слои. Различают два вида
коррозии: химическую, которая типична для действия па металл
газов и жидких сред, не способных проводить электрический ток
(сюда относят также действия различных газов на металл при
высокой температуре); электрохимическую (электролиз), кото-
рая вызывается действием растворов электролитов на металл и
обуславливается наличием местных электрических токов.
Процессы коррозии дополняются явлениями кавитации, иду-
щими параллельно. Кавитацией называют явление парообразо-
вания и выделения воздуха, обусловленное понижением давле-
ния в жидкости при нормальной температуре. В текущей жид-
кости в точках наибольшей скорости, где давление наименьшее,
возникают кавитационные полости (пузырьки), которые затем
попадая в области потока с низкими скоростями и высокими дав-
лениями, лопаются. При разрушении пузырька, происходящем в
течение микросекунд, внутри его возникают высокие давления.
Непрерывный процесс образования и разрушения пузырьков
может вызвать ударные волны (до 400 МПа) в жидкости, окружа-
ющей пузырьки. Опи-то и являются причиной разрушения (эро-
зии) соприкасающихся поверхностей деталей (втулок, рубашек,
блока). Повышенная газопасыщенность воды способствует воз-
никновению и усилению эрозии. Кавитационная эрозия вызыва-
ется также высокочастотными вибрациями втулки цилиндра
вследствие ударов поршня по втулке при изменении направления
сил его бокового давления (о чем упоминалось выше).
К преимуществам воды как теплоносителя, наряду с широкой
доступностью, относят: высокую удельную теплоемкость и теп-
лопроводность, пожарную безопасность и отсутствие токсич-
ности.
Основными недостатками воды являются: способность образо-
вывать накипь и шлам в системах охлаждения; агрессивное воздей-
ствие на металл; высокая температура замерзания и увеличение
объема (~ на 10%), образующегося при этом льда, по сравнению с
объемом жидкости, что увеличивает давление на стенки до 250 МПа
и вызывает разрушение элементов системы охлаждения.
249
Различают временную (или устранимую), постоянную и об-
щую жесткость воды. Обязательная водоподготовка перед за-
ливкой воды в тепловозный дизель требует удаления солей вре-
менной жесткости путем кипячения, последующего отстоя и
фильтрации воды. Соли, определяющие постоянную жесткость,
не выпадают в осадок при кипячении и могут быть удалены при
испарении воды. Поэтому тепловозные дизели рекомендуется,
по возможности, охлаждать дистиллированной водой.
Общей жестокостью называют сумму временной и постоян-
ной жесткостей. Воду считают мягкой, если она содержит мень-
ше 4 мг-экв/л, средней, если 4-8 и жесткой более 8 мг-экв/л
солей. Для дизелей типа Д49, к примеру, жесткость воды до-
пускают не более 2,15 мг-экв/л.
Накипь состоит из выделившихся из воды солей кальция и
магния, взвешенных продуктов коррозии и механических заг-
рязнений. Шлам представляет собой илоподобпые частицы и
продукты разрушенной накипи, каогулирующие и оседающие в
застойных зонах системы охлаждения [1].
Исследования показали, что присадка ВНИИ НП-117/Д в
количестве 0,1+0,3% от объема воды обеспечивает достаточно
надежную защиту чугуна, стали и алюминиевых сплавов от
коррозионных разрушений, однако при высоких концентрациях
присадки (более 0,5%), зашламлепности системы охлаждения,
доливе в пути следования жесткой воды и нарушении инструк-
ций по использованию исходной воды определенной жесткости
имеет место выпадения присадки [I].
Большое влияние па процесс изнашивания зеркала цилинд-
ровой втулки, колец и поршня оказывает электрохимическая
(влажная или мокрая) коррозия, происходящая при температу-
ре корродирующей поверхности ниже так называемой критичес-
кой (Г — это граница, ниже которой возможно образование
пленки электролита). Составные части электролита — серная,
сернистая и другие кислоты — осаждаются на поверхности дета-
лей цилипдропоршневой группы при конденсации продуктов
сгорания (рис. 2.110, а).
Поэтому наиболее интенсивное изнашивание дизелей проис-
ходит па режимах холостого хода и малых нагрузках при низ-
кой температуре охлаждающей воды. Испытаниями установле-
но, что при средней температуре охлаждающей воды 75°С
продуктов износа в масле содержится примерно в два раза мень-
250
Рис. 2.110. Характер изменения интенсивности электрохимической
коррозии и изнашивания деталей:
а — от температуры поверхности; б — от температуры охлаждающей
воды; 1 — четырехтактные; 2 — двухтактные
ше, чем при 50°С (рис. 2.110, б). Получение минимальных изно-
сов деталей и тепловых потерь достигают за счет автоматическо-
го регулирования температуры воды в системе охлаждения.
Основным способом борьбы с эрозией является правильная
конструкция блока и охлаждающих полостей, обеспечивающих
плавное изменение скорости воды при достаточно высоком ее
давлении (0,08ч-0,15 МПа). Необходимо также уменьшать виб-
рацию втулки за счет уменьшения диаметрального зазора меж-
ду поршнем и втулкой. Применение замкнутой системы охлаж-
дения с фильтрацией воды без расширительного бака уменьшает
газонасыщенность воды и опасность эрозии. При обнаружении
эрозийных повреждений принимают следующие меры: зачища-
ют участки, подвергшиеся эрозии, что уменьшает дальнейшее
разрушение; применяют эластичные покрытия (бакелитовый
лак, резина, пластик, нейлон, полиэтилен), демпфирующие ко-
лебания и защищающие поверхность от коррозии; наносят слой
защитного сплава на участке, подвергшемся разрушению (мо-
лочное хромирование, наплавка).
Совместное действие кавитации и коррозии ускоряет разруше-
ние, так как продукты коррозии (защитная окисная плепка в этом
случае удаляется быстрее, чем в статических условиях, и все новые
поверхности подвергаются действию агрессивной среды, создавая
идеальные условия для коррозии. Поэтому необходимо тормозить
доступными способами химическую коррозию и очень важно
обеспечить строгое соблюдение инструкции водоподготовки.
251
В качестве охлаждающих жидкостей, замерзающих при низ-
кой температуре, возможно применение водных растворов эти-
ленгликоля, представляющего собой жидкость, температура ки-
пения которой равна 198°С, а температура застывания -11,5°С.
Теплоемкость ее составляет 2,93 кДж/(кг °С). Этиленгликоль хо-
рошо смешивается с водой, при этом температура застывания
смеси резко понижается и может достигать -75°С при смеси из
66,7% этиленгликоля и 33,3% воды. В настоящее время выпуска-
ют четыре марки антифризов, представляющих собой смеси эти-
ленгликоля, воды и антикоррозионной присадки: например, низ-
козамерзающие жидкости марок 40 и 65 «Тосол А-40» и «Тосол
А-65». Числа в марках соответствуют температурам их застыва-
ния в °C. При использовании антифриза практически никакого
переоборудования в системе охлаждения не требуется. Понижен-
ные теплоемкость и теплопроводность антифризов снижают эф-
фективность охлаждения.
Антифризы обладают высокой подвижностью и проницаемо-
стью, агрессивно действуют на резиновые уплотнения, токсич-
ны, имеют низкую температуру вспышки (122°С), что ограничи-
вает возможность их применения при повышенных требованиях
к герметичности системы охлаждения.
2.8. Системы смазки, требования к ним
а смазочным маслам
Система смазки должна обеспечивать минимальный износ уз-
лов трения при минимальном расходе масла и длительной его ра-
боте, а также надежность и моторесурс, установленные технически-
ми условиями. Для удовлетворения этих требований в каждом
конкретном случае необходимо решение комплекса вопросов:
выбор наиболее эффективного сорта масла с соответствующи-
ми присадками, исходя из уровня форсирования и условий эк-
сплуатации для поддержания жидкостного трения, отвода тепло-
ты, промывки трущихся поверхностей и уплотнения неко-
торых стыков дизеля;
рациональное распределение масла по узлам трения в масля-
ной системе с минимальной потерей его на угар и слив;
поддержание на всех режимах работы дизеля оптимальных
температур циркулирующего в нем масла;
252
эффективную очистку (частичную регенерацию) масла в про-
цессе эксплуатации с учетом физико-химических свойств выб-
ранного масла.
Кроме того, масло должно обеспечивать: защиту рабочих
поверхностей от коррозионного воздействия продуктов окисле-
ния и топлива как в работе, так и при длительных стоянках;
высокую стабильность в работе при окислении, механическом
воздействии и обводнении; отсутствие загрязнения окружающей
среды токсичными выделениями; надежный пуск дизеля при
низких температурах.
В каждом двигателе применяют масло установленного сорта,
удовлетворяющее регламентированным показателям по вязкос-
ти, температуре вспышки, содержанию механических примесей
и воды, щелочности и др.
В основу классификации моторных масел по ГОСТ 17479-72
положено деление их по пригодности к использованию в двига-
телях с различной напряженностью рабочего процесса и различ-
ными условиями эксплуатации. Смазочные масла подразделяют
по вязкости на 7 групп от 6 до 20 сСт и по эффективности при-
садок на 6 групп (от А до Е). С увеличением напряженности
двигателя (повышение наддува, температурного режима, увели-
чение содержания серы в топливе) рекомендуется использовать
более вязкие масла с более эффективными присадками.
В тепловозных дизелях применяют масла 12 и 14 классов вяз-
кости, а по эксплуатационным свойствам групп Б2, В„ Г, по ГОСТ
17479-72 (М12В2, М14В2, М14Г2). Масла группы Б содержат не-
большое количество (2-5%) моющих, антиокислительных и анти-
коррозийных присадок (масла М12Б2, М14Б2). Масла группы В
получили наиболее широкое применение в современных двигате-
лях. Они содержат моющие, антиокислительные, противокорро-
зионные и противопенные присадки в количестве 4-8% (М14В2,
М14ВН). Масла группы Г предназначены для работы при высо-
ких давлениях и относительных скоростях трущихся пар. Масла
этой группы содержат тот же комплекс, присадок, что и в группе
В, но в больших концентрациях (7^-12%, М14Г2).
Вязкость — основной эксплуатационный параметр, по кото-
рому выбирают масло. Принципиальная вязкость - температур-
ная характеристика масла представлена на рис. 2.111, а. В диапа-
зоне температур 0-ь100°С вязкость некоторых масел увеличи-
вается в 300 раз. Вязкость масла по нижнему пределу ограниче-
253
Максимальная вязкость для пуска
£
g
1
р
ф
Максимальная
вязкость для распыливания |
£
Желательные
пределы
вязкости
В.
Минимальная вязкое гь****—--
для предотвращения утечек
Минимальная вязкость'
для обеспечения жидкостной смазки
б) с,%
20
15
10
5
О

з
Температура 10	20	30	40	50 Кф
Рис. 2.111. Вязкостно-температурная характеристика моторных
масел:
a — качественная характеристика зависимости вязкости масла от
температуры; б — выбор группы масла
на снижением несущей способности масляного слоя и эласнос-
тыо нарушения смазки на переходных режимах по верхнему
пределу — увеличением потерь на трение и сопротивление в
каналах подачи масла к поверхностям трения. Рис. 2.111, б ил-
люстрирует требования к вязкостно-температурным свойствам и
выбору класса вязкости масла [1]. Вязкость масла увеличива-
ется при повышении давления. Благодаря этому в сближенных
участках (масляном клине) появляется промежуточное тело —
как бы затвердевшая смазка с тем большей несущей способ-
ностью, чем меньше зазор между трущимися поверхностями.
Однако при температурах выше допустимых это качество теря-
ется.
Группу эксплуатационных свойств и количество вводимой
присадки С, %, определяют исходя из содержания серы в топли-
ве S и критерия форсирования дизеля К^.
К. = ЮР С i,
ф	ем’
где । — коэффициент тактности, i = 0,5 для четырехтактных и i = 1 для
двухтактных дизелей.
В первом приближении это можно сделать по графику рис.
2.111, б.
Общее устройство внутренней системы смазки рассмотрим па
примере дизеля 1А-9ДГ (рис. 2.112). Резервуаром для масла слу-
жит масляная ванна 2, выполненная в поддизельной раме, уро-
254
вень масла в ванне контролируют щупом. Из ванны через сетча-
тый маслозаборник 3 и размещенный в нем невозвратный кла-
пан масло поступает во всасывающую полость масляного насо-
са. Под давлением, создаваемым насосом, масло по каналу б по-
дается через фильтр грубой очистки в полпопоточный фильтр
тонкой очистки и по трубопроводу 5 — в охладитель. На выходе
из охладителя поток разделяется на три части. Одна — направ-
ляется к центробежным фильтрам 6 и оттуда сливается в ванну,
другая поступает через фильтр грубой очистки по каналу 8
в дизель и распределяется по всем цилиндрам. По третьему кана-
лу масло через редукционный клапан подводится к продольному
каналу лотка. От трубопровода подачи масла к дизелю имеется
отвод на турбокомпрессор. Из полости подшипников турбоком-
прессоров масло сливается в привод насосов. Система каналов в
блоке, коленчатом вале, приводах, шатунах и поршнях обеспе-
чивает раздачу масла по всем трущимся элементам дизеля.
Напорная магистраль дизеля соединена с реле давления и пре-
дохранительным клапаном, перепускающим масло в картер при
превышении давления его выше 0,6 МПа. В случае повышения
перепада давления в фильтре топкой очистки выше 0,18 МПа сра-
батывает клапан, перепускающий масло мимо фильтра. Ограни-
чение верхнего предела по давлению масла (0,9 МПа) обеспечи-
вается перепускным клапаном, встроенным в корпус насоса.
Перед пуском дизеля и после его остановки включаются масло-
прокачивающие насосы, которые забирают масло из поддизель-
ной рамы и под давлением через невозвратный клапан подают
его в систему дизеля.
Для циркуляции масла в системе применяют в основном ше-
стеренные насосы, обеспечивающие высокую надежность и рав-
номерность подачи. Располагают их на дизеле как можно ниже,
чтобы при пуске его обеспечить быструю подачу масла и умень-
шить разрежение на всасывании. Рассматривая масло как ох-
лаждающую жидкость, необходимо учитывать, что теплоемкость
масла в 2 раза, теплопроводность в 3 раза, а скрытая теплота
парообразования примерно в 10 раз меньше, чем воды. Поэто-
му для успешного применения масла, как охлаждающей жидко-
сти, необходимо увеличить скорость его движения. При расходе
масла равном 2-3% от количества сжигаемого топлива через
дизель прокачивают большой его объем (см. табл. 2.12). Расход
масла в дизелях складывают из расходов на угар и слив. Расхо-
255
а) к к
4 3 2 1	5
Рис. 2.112. Схемы смазки внутренней масляной системы дизеля;
ды на угар учитывают масло, попадающее в камеру сгорания,
главным образом, через цилиндропоршневую группу, через вса-
сывающий тракт, клапанный механизм и др., а также в резуль-
тате испарения. С увеличением износа деталей цилиндропорш-
невой группы расход масла на угар возрастает.
Благодаря совершенствованию конструкции и технологии
изготовления цилиидропоршневой группы дизелей значительно
снижен расход масла на угар. По дизелю 16ЧН 26/26, например,
расход снижен с 3,4 г/(кВт-ч) в 1976 г. до 2,2 в 1980, до 1,75 в 1985
и до 0,75 г/(кВт ч) в 2000 г. В этих условиях доля расхода масла
на замену возросла, достигла 50-70% от общего расхода масла
и является существенным резервом в снижении расхода масла в
дизелях [2].
Процесс старения работающего масла в дизелях заключается
в накоплении в масле коррозионно-активпых продуктов и за-
грязнений, определяемых как нерастворимые в бензине механи-
ческие примеси, а также срабатывании присадок. В процессе
старения в масле образуются кислоты (муравьиная, уксусная,
пропионовая, серная и др.), способные непосредственно всту-
пать в химическую реакцию, особенно с металлом подшипнико-
вых сплавов, вызывая их коррозию. Эффективность действия
Продолжение рисунка 2.112
а — коленчатых валов; б — привода; в — компрессора и водяного насоса;
г — шатунно-поршневой группы и крышек; / — труба отвода от охла-
дителя к фильтру грубой очистки; 2 — масляная ванна; 3 — маслозаборник;
4 — труба подвода масла к насосу (через канал «); 5 — труба подвода масла
от полнопоточного фильтра к охладителю; 6 — фильтры центробежные;
7 — трубопровод масла к центробежным фильтрам; а, б. г — каналы;
в — канал отвода масла от насоса к полнопоточному фильтру; д — капал
подвода масла к шлицевому валу привода насосов; е — канал подвода масла
к валу водяного насоса; ж — канал подвода масла к шестерне привода
насоса; з — центральный канал подвода масла к узлам движения; к — капал
подвода масла к турбокомпрессору; л — каналы подвода масла к осям
рычагов и гидротолкатслям; н — канал подвода масла к распределительному
валу; о — слив масла из поршней; р — канал подвода масла к коренным под-
шипникам; г — капал подвода масла к вентилятору; у, ф. ш. ч — каналы
подвода масла к подшипникам и шестерням привода распределительного
вала; 1ц — капал подвода масла из лотка к корпусу привода распреде-
лительного вала; х — капал в лотке; ю — полость охлаждения и смазки
поршневого пальца; я — каналы коленчатого вала
9 Зак. 75
257
антикоррозийных присадок связана с защитными пленками, со-
здаваемыми присадками на смазываемых деталях, и нейтрали-
зующих свойствах за счет повышенной щелочности.
Современный форсированный дизель мощностью 1470-2200 кВт
за 1000 ч работы расходует 400+500 т топлива, в это время обра-
зуется более 6 т сажи. В зависимости от технического состояния ди-
зеля от 1 до 20% этого количества сажи попадает в масло. Соприкос-
новение частичек масла в процессе барботажа (разбрызгивание в
картере) с деталями дизеля и охлаждение сильно нагретых деталей
цилиндропоршпевой группы ведет к испарению, окислению масла и
лаконагарообразованию па деталях дизеля и в масляной системе.
Моющее действие присадок основано па адсорбции присадки
на частицах отложений, ограничивающей их дальнейший рост,
и создании па металлических поверхностях адсорбированных
пленок, препятствующих отложению лаков.
Масляные системы мощпых тепловозных дизелей по количе-
ству масла, приходящемуся на единицу развиваемой мощности
(0,147-0,736 л/кВт), относят к системам с малой удельной емко-
стью, а по удельной подаче (25-65 л/(кВт ч)) — с интенсивной
циркуляцией.
Значительное влияние на состояние циркуляционного масла
и его расход па слив оказывают средства его очистки. В системе
ставят фильтры, которые подразделяют на две основные группы:
механические и гидродинамические (центробежные). Наиболь-
шее распространение в двигателях получили механические филь-
тры, которые в зависимости от фильтрующего материала могут
быть: сетчатые, пластинчатые, ленточные, матерчатые, войлоч-
ные, бумажные. Фильтры бывают грубой и тонкой очистки. Их
могут устанавливать как на самом двигателе, так и впе его в
масляной системе тепловоза.
Для грубой очистки масла в тепловозных дизелях приме-
няют пластинчато-щелевые, проволочно-щелевые и сетчатые
фильтры.
Конструкция сетчатых фильтров, применяемая на дизелях ти-
пов Д49, Д45, М750, представлена на рис. 2.113. Фильтрующий
элемент состоит из гофрированной диафрагмы 6 с отверстиями,
на которую наложены в два слоя сетки (внутренняя и наружная
фильтрующая), обжатые ободками: наружным 4 и внутренним
5. Масло поступает в корпус фильтра, продавливается через
сетки фильтрующих элементов, в которых задерживаются ме-
258
ханические примеси, и через
полость трубы попадает в
магистраль.
Сетчатые фильтрующие эле-
менты отличаются малыми га-
баритными размерами при
большой поверхности фильт-
рации, отсутствием пайки
(применяют в проволочно-ще-
левых фильтрах), что позволя-
ет обходиться без применения
олова и исключает разрушение
спая от кислотных остатков в
эксплуатации. Все работы по
изготовлению элементов вы-
полняются в штампах, чем
обеспечивается необходимая
стыковая плотность элементов
между собой. Затраты ручного
труда на обслуживание этих
фильтров минимальны. Фильт-
рующая сетка из латуни име-
ет размеры ячеек в свету
0,1-;-0,14 мм. Конструкция, раз-
меры и технические требо-
вания к сетчатым фильтрую-
щим элементам грубой очист-
ки масла определены ГОСТ
24.062.05-72. Требования к
очистке масла одинаковы для
всех дизелей, поэтому тип мас-
ляного фильтра может быть
унифицирован.
Для тонкой очистки масла в дизелях широкое распростране-
ние получили центробежные фильтры или центрифуги, которые
приводятся в действие гидроактивным моментом и имеют высо-
кую эффективность фильтрации (в несколько раз выше, чем на-
бивные фильтры). В таких фильтрах не нужно заменять фильт-
рующие элементы, а фильтрующие свойства его и пропускная
способность не зависят от количества отложений.
Рис. 2.113. Сетчатый фильтр
дизелей 11Д45, 14Д40, Д49:
1 — элемент фильтрующий; 2 —
корпус; 3 — игольчатый клапан;
4 — ободок наружный; 5 — ободок
внутренний; 6 — диафрагма
9*
259
Для оценки интенсивности фильтрации центрифуги пользу-
ются фактором разделения, представляющим собой отношение
напряженностей центробежного и гравитационного полей:
F = E/q, (2.21)
Рис. 2.114. Центробежный
масляный фильтр дизеля типа
Д100:
I — фланец; 2 — маслоподводящая
труба; 3 — корпус; 4 — нижняя втул-
ка; 5 — сопло; 6 — корпус ротора;
7 — центральная втулка; 8 — вер-
тикальная трубка; 9 — ось ротора;
10 — крышка фильтра; 11 — короб-
ка; 12 — верхняя втулка; 13 — крыш-
ка ротора; 14 — пята; 15 — смотро-
вое окно
где Е — напряженность центро-
бежного поля (ускоре-
ние центробежной си-
лы, Е = и2г, м/с2);
q — напряженность грави-
тационного поля (уско-
рение свободного паде-
ния, м/с2).
Процесс, протекающий в
роторе центрифуги, зависит от
разности плотностей примеси
и жидкости, размера частиц
примесей, вязкости жидкостей
и др.
Шестеренный масляный на-
сос с подачей 10 м’/ч под давле-
нием 0,85-0,1 МПа подает мас-
ло к фильтру (рис. 2.114) по
трубе 2. Масло через три окна
в оси 9 заполняет корпус 6 ро-
тора, проходит в коробку 11 и
по вертикальным трубкам 8
попадает к соплам 5. Вытекая
из сопел 5 с большой скорос-
тью, масло создает реактив-
ный момент, который вращает
корпус б ротора с частотой
около 6000 мин4 на номиналь-
ном режиме. При вращении
возникает усилие, направлен-
ное вверх, так как площадь
крышки 13 ротора больше
площади поршня днища кор-
пуса 6 ротора. Под давлением
260
масла (более 0,5 МПа) это усилие превышает массу корпуса 6,
вследствие чего он всплывает и прижимается к пяте 14. Пропуск-
ная способность фильтра примерно 5 м’/ч при температуре масла
55-56°С. Установка такого фильтра увеличила срок службы мас-
ла в 1,5 раза и уменьшила износ коленчатых валов на 30-50%.
За последние годы на дизелях 14Д40, Д49 и 211-Д1 внедрены
фильтры тонкой очистки масла (ФТОМ) с фильтрующим элемен-
том «Нарва-6» (рис. 2.115). Типоразмерный ряд, разработанный
ЦНИДИ, рассчитан на подачу
3-120 м//ч масла и удовлетворя-
ет потребностям дизелей мощ-
ностью от 110-3000 кВт. Фильт-
рующий элемент состоит из
шторы 3, центральной стальной
перфорированной трубки 4, на-
ружной картонной обечайки 5 и
двух металлических крышек.
Форма шторы (рис. 2.115,6) —
многолучевая звезда с попереч-
ными складками для увеличения
жесткости. Материал фильтрую-
щей шторы — нетканое синтети-
ческое волокно обладает высо-
кой пористостью и стойкостью
при фильтрации масла. Тон-
кость очистки масла 20-40 мкм.
По мере отложения накоплений
на шторе загрязнений тонкость
очистки улучшается. До 95% за-
держиваемых частиц имеют раз-
меры 5 мкм и меньше. Сопро-
тивление фильтра при этом по-
вышается до 0,5 МПа.
Как показали испытания,
срок службы масел при исполь-
зовании ФТОМ увеличивается
на 200-300 ч. При достижении
Давления 0,15+0,18 МПа, равно-
го началу открытия перепуск-
ного клапана, фильтрующие
Рис. 2.115. Фильтр тонкой
очистки масла:
а — фильтрующий элемент в кор-
пусе фильтра «Нарва-6»; б — мно-
голучевая штора с поперечными
складками; 1 — перепускной кла-
пан; 2 — корпус фильтра; 3 —
фильтрующая штора; 4 — цент-
ральная стальная перфорирован-
ная трубка: 5 — наружная кар-
тонная обечайка
261
элементы должны быть заменены при первой остановке, так как
масло при этом идет, минуя фильтры.
Масляные полнопоточные, самоочищающегося фильтры
“Moatti” (Франция) предназначены для тепловозных дизелей
(рис. 2.116).
Они не требуют смены фильтрующих элементов по данным
фирмы в течение 24 тыс. ч. Корпус фильтра состоит из трех частей:
головки из литого алюминия, к которой подсоединен гидравли-
ческий двигатель 19; головки отводного отсека 9 со сливным кра-
ном 11; литого алюминиевого цилиндрического корпуса 4, сочле-
ненного с головками. Фильтр разделен проставками 5, 6 на два
отсека. В большем отсеке осуществляется фильтрация масла, цир-
кулирующего в дизеле. В меньшем отсеке задерживаются и накап-
ливаются продукты фильтрации. Сетчатые фильтрующие элемен-
ты блоков 12, 14 из нержавеющей стали насажаны на полую
перфорированную ось 3 и благодаря вертикальным перегород-
кам (в каждом элементе) образуют 8 независимых вертикальных
секторов. В семь из них масло поступает через отверстие А, сетку
Рис. 2.116. Полнопоточный, самоочищающийся фильтр масла
«Moatti» (Франция):
1 — головка; 2 — распределитель: 3 — центральная перфорированная ось;
4 — цилиндрический корпус; 5, 6 — проставки; 7 — пружины; 8, 17 —
фланцы; 9— головка отводного отсека; 10— ручное управление поворотом
фильтрующего блока; 11 — сливной кран; 12 — фильтрующий блок
отводного участка; 13, 16 — направляющие штифты; 14 — фильтрующий
блок основной; 15 — стержень; 18 — сетка; 19 — гидравлический двигатель
262
18 и возвращается в дизель. В то же время одни из секторов очи-
щается противотоком уже отфильтрованного масла. Грязное мас-
ло отводится в полость С, откуда оно поступает на очистку в
фильтрующие элементы блока 12 и по каналам Н и У возвраща-
ется в картер дизеля. Отвод масла через канал У составляет 3-5%
общего расхода масла через фильтр. Продукты фильтрации, на-
капливающиеся в емкости, удаляются примерно через 500 ч с по-
мощью сливного крана 11. Максимально допустимое давление
масла на входе в фильтр 0,1-0,12 МПа, нормальный перепад дав-
ления в фильтре 0,03-г-0,05 МПа, предельно допустимый 0,08 МПа.
Тонкость фильтрации зависит от выбора сетки — в пределах
10-40 мкм при коэффициенте фильтрации 85%. Пропускная спо-
собность фильтров в зависимости от размеров и типа лежит в пре-
делах от 1,2 до 180 м3/ч.
Срок смены масла в дизеле зависит от многих факторов, глав-
ные из которых: изношенность деталей цилиндропоршневой
группы; условия эксплуатации и режимы работы; состояние
фильтров; количество и качество масла; попадание воды в масло
и разжижение масла топливом и др.
В последние годы, как в отечественной, так и в зарубежной
практике все большее распространение находит метод замены
по браковочным показателям.
Одним из главных методов предотвращения взрывов и выб-
роса масла из картера служит его вентиляция. Система газовен-
тиляции состоит из газоотборного устройства с сетчатым филь-
тром и горловины, соединяющей полость картера с атмосферой
для отвода паров и других газов. В дизелях с наддувом венти-
ляция осуществляется отсосом газа из картера в нагнетатель.
При этом для улавливания частиц масла во взвешенном состо-
янии и предотвращения повышенного его расхода на трубке
отсоса газа устанавливают сетчатые маслоотделители циклонно-
го или другого типа.
263
Змк 3.Основы теории
двигателей
3.1.	Обшие положения о рабочем иикае
Определение. Термодинамическим циклом поршневого дви-
гателя называется незамкнутый необратимый цикл, который
осуществляется в цилиндре рабочим телом переменного состава
для преобразования химической энергии топлива в механичес-
кую работу.
Основные особенности термодинамического цикла следующие:
— рабочим телом является смесь реальных газов (воздух,
топливо и продукты сгорания), которая постоянно смеши-
вается в процессе преобразования химической энергии
топлива в механическую работу;
—	полное сгорание топлива условно происходит или при по-
стоянном объеме цилиндра (и = const), или постоянном
давлении (Р = const), или смешанно;
—	процессы сжатия и расширения рабочего тела в цилиндре
протекают по адиабатическому процессу;
—	процесс очистки цилиндра от отработавших газов заменя-
ется выпуском газов при постоянном объеме в конце рас-
ширения.
3	.1.1. Рабочий иикл с поавоаом теплоты
при V= const
Идеальный цикл с подводом теплоты при V = const приведен
на рис. 3.1. Газ от точки а до точки с сжимается по адиабате
264
Рис. 3.1. Цикл подвода
тепла при И = const
РР = const. Далее по изохоре cz подводится теплота Q}, в ре-
зультате чего увеличивается температура и давление рабочего
тела.
От точки z до точки b происходит расширение газа по адиа-
бате PV''= const и по линии Ьа передается теплота 2, в окружа-
ющую среду или утилизатор.
Термический к.п.д. цикла определяется по формуле:
к ,	1
О-1)
К,
где Е=у — степень сжатия рабочего тела в цилиндре;
к — показатель адиабатического процесса.
Рассматриваемый цикл может применяться для двигателей с
воспламенением от постороннего источника.
3.7.2. Рабочий иикп с подводом теплоты
при Р= const
Идеальный цикл с подводом теплоты при Р = const приведен
на рис. 3.2.
Газ от точки а до точки с сжимается по адиабате PVk= const.
Далее по изобаре cz подводится теплота Q} в результате чего
265
Рис. 3.2. Цикл подвода
тепла при Р = const
увеличивается температура рабочего тела при сохранении по-
стоянного давления.
От точки z до точки b происходит расширение газа по адиа-
бате PVk' = const и по линии Ьа передается теплота Qz в окружа-
ющую среду или утилизатор.
Термический КПД цикла определяется по формуле:
пР =1___!________L
е^' /Др-1)’
(3-2)
К
где Р=~ — степень предварительного расширения.
Из сопоставления выражений (3.1) и (3.2) видно, что они от-
р^ — 1
личаются па величину-2----->1. Следовательно, для одной и
Цр-1)
той же степени сжатия величина т))' будет выше, чем т)^.
В отличие от цикла при V = const, рассматриваемый цикл
может применяется для двигателей с воспламенением от сжатия.
Для этих двигателей возможно увеличение е > 10-12 с целью
достижения в цилиндре температуры достаточной для самовос-
пламенения топлива, подаваемого форсункой в цилиндр двига-
теля. Поэтому, при больших е величина T|f может иметь боль-
шее значение, чем г,).
266
3.1.3. Смешанный иикп
Схема смешанного цикла представлена на рис. 3.3.
Газ от точки а до точки с сжимается по адиабате РР = const.
Далее, от точки с до точки z' теплота Qx подводится по изохоре
сг' и от точки z' по изобаре z'z в количестве Q". От точки z до
точки b происходит расширение газа по адиабате РР = const и
по линии Ьа теплота передается в окружающую среду или
утилизатор.
Термический КПД цикла определяется по формуле:
1 рЧ-1
£*-1 Vl+H(p-1)’
(3.3)
где Х = — — степень повышения давления.
?с
Из формулы (3.3) видно, что при увеличении е, уменьшении
р и повышении Z, можно получить максимальное значение т)“’ в
отличие от д1 и т]/’.
Рассмотренный идеальный смешанный цикл лежит в основе
работы всех двигателей с воспламенением от сжатия.
Рис. 3.3. Смешанный цикл
267
3.7.4. Действительный иикл двигателя
Действительный рабочий цикл двигателя каждый раз совер-
шается повой порцией рабочего тела, поступающей в цилиндр
извне и выбрасываемой из цилиндра после расширения, т.е. яв-
ляется разомкнутым.
Кроме того, в действительном цикле в процессе сжатия воз-
духа и сгорания топлива меняются давление и температура ра-
бочего тела в цилиндре, меняется его теплоемкость, что вызыва-
ет процесс теплообмена между рабочим телом и стенками
цилиндра. Наконец, в действительном цикле имеют место гид-
родинамические потери по неплотностям в цилиндропоршпевой
группе и газораспределительном механизме.
Основоположниками теплового расчета действительных про-
цессов двигателей внутреннего сгорания являются русские
ученые. Расчет был создан профессором В.И. Гриневецким и в
дальнейшем усовершенствован профессорами Е.К. Мазингом,
Н.Р. Брилингом и Б.С. Стечкиным.
3.7.5. Приниип действия двигателей
В двигателе внутреннего сгорания поступательное движение
поршня в каждом цилиндре преобразуется при помощи криво-
шипно-шатунного механизма в механическую работу в виде
вращения коленчатого вала двигателя. Крайние положения пор-
шня называются внутренней (верхней) и наружной (нижней)
мертвыми точками. Обозначаются: ВМТ — внутренняя мертвая
точка; НМТ — наружняя мертвая точка.
Основными геометрическими размерами цилиндра двигателя
(рис. 3.4) являются диаметр цилиндра D и ход поршня S —
путь, пройденный поршнем от ВМТ до НМТ. Ход поршня ра-
вен двум радиусам кривошипа S = 2R.
Объемом камеры сжатия К называют объем цилиндра над
поршнем при его положении в ВМТ.
Рабочим объемом цилиндра Vs называют объем, который
описывает поршень при движении от ВМТ до НМТ:
(3.4)
268
Рис 3.4. Геометрические характеристики 4-тактного двигателя
При положении поршня в НМТ объем цилиндра, который
образуется над поршнем, называют полным объемом:
к = vc + vs.	(3.5)
Отношение полного объема цилиндра к объему камеры сжа-
тия называют теоретической (геометрической) степенью сжатия:
К
(3.6)
Для 2-тактных двигателей (рис. 3.5) отношение объема над пор-
шнем в момент начала фактического сжатия в цилиндре к объему
камеры сжатия называют действительной степенью сжатия:
с^. + И5(1-у„)
(3.7)
V,.
где — доля потерянного хода (характеризует часть хода поршня,
когда он движется от НМТ до момента перекрытия впуск-
ных или выпускных окон цилиндра).
Для 4-тактного двигателя у, = 0.
269
Рис. 3.5. Геометрические характеристики 2-тактпого двигателя
З.1.5.1. Приниап действия 4-тактного двигателя
Рассмотрим принцип действия 4-тактного двигателя на приме-
ре анализа зависимостей Р =f(V) (рис. 3.6) и Р = /(ср) (рис. 3.7).
Графическое изображение зависимости давления в цилиндре
от его объема Р = f(V) называется свернутой индикаторной ди-
аграммой.
Графическое изображение зависимости давления в цилиндре
от угла поворота коленчатого вала Р = /(ср) называется развер-
нутой индикаторной диаграммой.
Первый такт (I) — наполнение (впуск). Поршень движется от
ВМТ к НМТ. Давление воздуха на впуске Ps = 0,13-0,3 МПа.
Температура воздуха на впуске Ts= 310-340 К.
Второй такт (II) — сжатие. Поршень движется от НМТ к ВМТ.
Давление воздуха в конце сжатия Р = 4-10 МПа. Температура
воздуха в конце сжатия / = 800-1000 К, что на 160-220 К превы-
шает температуру самовоспламенения топлива. В конце такта по-
дается топливо в цилиндр двигателя.
270
Рис. 3.6.
Рабочий
процесс
4-тактного
двигателя
2 оборота коленчатого вала
Рис. 3.7.
Свернутая
индикаторная
диаграмма
4-тактпого
двигателя
271
Третий такт (III) — сгорание и расширение. Максимальное
давление газов в цилиндре Р = 5,5-14 МПа. Максимальная
температура газов в цилиндре ТП1Х = 1700-2000 К. Поршень дви-
жется от ВМТ к НМТ. В течение этого такта совершается поло-
жительная работа.
Четвертый такт (IV) — выпуск. Поршень движется от НМТ
к ВМТ. Давление газов в конце выпуска Рв = 0,4 МПа. Темпера-
тура газов в конце выпуска Т = 700-800 К.
3.1.5.2. Принцип действия 2-тактного двигателя
Рабочий процесс 2-тактного двигателя изображен на рис. 3.8
и рис. 3.9.
Первый такт — впуск, сжатие и сгорание. Поршень движется
от НМТ к ВМТ. В конце такта подается топливо в цилиндр
двигателя для сгорания.
Второй такт - сгорание, расширение, выпуск. Поршень дви-
жется от ВМТ к НМТ. В конце такта происходит выпуск отра-
Рис. 3.8. Рабочий
процесс 2-тактного
двигателя
272
Рабочий цикл в 2-тактиом двигателе происходит в отличие от
четырехтактного за два хода поршня. Если четырехтактный дви-
гатель только половину времени, затраченного на рабочий
цикл, работает как тепловой двигатель (такты сжатия и расши-
рения), то двухтактный работает как тепловой двигатель практи-
чески все время.
Основным недостатком двухтактных двигателей является
малое время, отводимое на процессы газообмена, которые
происходят только при движении поршня вблизи НМТ. В ре-
зультате чего в цилиндре образуются зоны, в которых остают-
ся отработавшие газы, участвующие затем в новом рабочем
цикле.
Для ликвидации этого явления стремятся увеличить время
продувки, т.е. время одновременного открытия продувочных и
выпускных органов, и обеспечить лучшую организацию воз-
душных потоков. Как правило, применяется прямоточно-щеле-
вая схема организации воздушных потоков (дизель типа ДЮО)
и прямоточная клапанно-щелевая схема (продувочные окна и
выпускные клапана) в дизелях типа 11Д45 и 14Д40.
273
3.2.	Рабочие телег действительных циклов
3.2.1.	Заря а цилиндра а продукты сгорания
В процессе сжатия рабочим телом является заряд цилиндра,
состоящий из остаточных газов и свежего воздуха. В процессах
сгорания и расширения рабочее тело представляет собой пере-
менную по составу смесь продуктов сгорания и воздуха.
Сгорание топлива представляет собой процесс окисления его
элементов кислородом воздуха, который сопровождается вы-
делением тепла. Содержание различных элементов в топливе
оценивается элементарным химическим составом, показываю-
щим долевое содержание основных химических элементов в
топливе:
углерод С = 0,84-0,87; водород Н = 0,10-0,14; кислород
О = 0,001-0,05; сера S = 0,0001-0,05.
Обычно в расчетах принимают: С = 0,87; Н = 0,126;
О = 0,004.
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания
1 кг топлива, кмоль/кг:
' rC Н S СИ
v12 + 4 +32 32 J’	(3'8)
Числовой коэффициент 0,21 представляет собой объемную
долю кислорода в составе воздуха. Тогда для дизельного топ-
лива среднего элементарного состава (С = 0,87; Н = 0,126;
О = 0,004) теоретически необходимое количество воздуха равно:
Lo = 0,495 кмоль/кг или L' = pL(| = 28,97-0,495 = 14,3 кг/кг.
В реальных двигателях воздух для сгорания топлива подает-
ся с избытком, что позволяет за очень короткий промежуток
времени обеспечить необходимую полноту сгорания топлива в
рабочем объеме цилиндра.
Коэффициентом избытка воздуха называется отношение дей-
ствительного количества воздуха, находящегося в цилиндре пе-
ред началом сгорания топлива, к теоретически необходимому:
L
“V	О-9)
Lo= —
0.21
274
Согласно опытным данным коэффициент избытка воздуха на
номинальном режиме работы составляет: для малооборотных
двигателей — 1,8-2,2; среднеоборотных — 1,6-2,0 и высокообо-
ротных — 1,5-1,8.
Сформированный заряд к началу сжатия представляет собой
смесь воздуха и некоторого количества газов, остающихся в
цилиндре вследствие несовершенства системы очистки.
Относительное количество остаточных газов в составе свеже-
го заряда оценивается коэффициентом остаточных газов:
(3.10)
Значения коэффициента остаточных газов для современных
дизелей находятся в следующих пределах: четырехтактных —
0,01-0,04; двухтактных — 0,04-0,09.
При полном сгорании топлива приращение газообразных
продуктов на 1 кг топлива составляет:
NM = М - L =М- aL0
(З.Н)
или
1^12 4 32 32 J
= 7+32-<ЗЛ1)
Это приращение оценивается с помощью теоретического ко-
эффициента молекулярного изменения:
(3.12)
Для топлива элементарного состава: С = 0,87; Н = 0,126;
О = 0,004:
Если учитывать количество остаточных газов в составе свеже-
го заряда, то расчетный коэффициент молекулярного изменения
определяется по следующей зависимости:
275
M + Mr
L + Mr ’
Разделив числитель и знаменатель на а и имея в виду Ро -—
М.	L
и уг =—получим:
(3.13)
Для существующих типов дизелей значения расчетного ко-
эффициента молекулярного изменения находятся в пределах
Р = 1,03-1,04.
3.2.2.	Теплоемкость, внутренняя энергия
заряда а продуктов сгорания
Для расчета рабочего цикла двигателя внутреннего сгорания
необходимо знание средних мольных теплоемкостей при посто-
янном объеме Су (изохорная теплоемкость) и при постоянном
давлении С, (изобарная теплоемкость) в зависимости от темпе-
ратуры, кДж/кмоль-К:
Ср + Cv = 8,315.	(3.15)
Действительный характер изменения теплоемкостей от темпе-
ратуры аппроксимируется линейной зависимостью вида:
С = а + ЬТ,	(3.16)
где а и b — эмпирические коэффициенты.
Средняя мольная изохорная теплоемкость воздуха:
Су = 19,26 + 0,0025 Г.	(3.17)
Средняя мольная изохорная теплоемкость продуктов сгора-
ния:
Су = 20,47 + 0,0036 Т.	(3.18)
276
Погрешности в расчетах теплоемкостей по этим зависимос-
тям 1%.
Для более точных расчетов используют:
СИсм 2^СИк’
(3.19)
где г.
Vi-
— относительное количество каждого компонента в смеси газа
и воздуха (СО,, Н2О, О2 и N,);
— теплоемкость /<-ой компоненты смеси.
Внутренняя энергия газов определяется по выражению:
и = С"смГ.	(3.20)
Для отдельных компонентов смеси внутренняя энергия может
быть найдена по справочным таблицам.
3.3.	Процессы газообмена
3.3.1.	Фазы газораспределения
Для осуществления рабочего цикла необходимо удалить из
цилиндра продукты сгорания после завершения процесса рас-
ширения и заполнить ци-
линдр свежим воздухом
для обеспечения сгорания
топлива в очередном цик-
ле. Очистка и наполнение
цилиндра являются про-
цессами газообмена, про-
должительность которых
определяется фазами га-
зораспределения, т.е. мо-
ментами открытия и за-
крытия выпускных и
впускных органов (окон
или клапанов).
На рис. 3.10 изображе-
на диаграмма фаз газо-
газораспределения 4-тактного дизеля
Рис. 3.10. Диаграмма фаз
277
распределения 4-тактного дизеля. Период газообмена включает
в себя: свободный выпуск 5-7, выпуск 7-8, наполнение 8-7 и
дозарядку 7-2. В период перекрытия клапанов, когда одновре-
менно открыты впускной и выпускной клапаны, на фазы выпус-
ка и наполнения накладывается фаза продувки 1-6.
Продолжительность периода газообмена превышает длитель-
ность тактов впуска и выпуска, так как выпускные клапаны от-
крываются раньше НМТ на угол <р4, а впускные клапаны закры-
ваются на угол ф3 позже НМТ.
Общая продолжительность газообмена соответствует 400-
520° угла поворота коленчатого вала.
Процесс выпуска разделяется на два периода: 5-7 — период
свободного или надкритического выпуска; 7-8 — период при-
нужденного или подкритического выпуска.
В период перекрытия клапанов 1-6 в цилиндре могут проис-
ходить процессы продувки, двойного выпуска и двойного на-
полнения, в зависимости от соотношения давлений в наддувоч-
ном ресивере Ps, в цилиндре Ри и в выпускном коллекторе Р.
При Р$ > Рц > Рг происходит продувка цилиндра. Избыток
продувочного воздуха в расчетах оценивают коэффициентом
продувки, который представляет собой отношение массы возду-
ха, поступающего в цилиндр за цикл, к массе воздуха, остающе-
гося в цилиндре в составе заряда к началу сжатия:
Gs
^а=~-	(3.21)
Коэффициент продувки 4-тактных дизелей с наддувом нахо-
дится в пределах, фя = 1,05-1,35.
При Ps< Р:.> Рг происходит двойной выпуск: выпуск газов в
выпускной коллектор и заброс газов в ресивер через впускной
клапан. Двойной выпуск наблюдается в начале периода пере-
крытия клапанов па участке 1-8 при повышенных давлениях в
цилиндре.
При Р%> Рц< Рг происходит двойное наполнение: поступление
воздуха из ресивера в цилиндр и заброс газов в цилиндр из вы-
пускного коллектора. Это явление наблюдается в конце периода
перекрытия клапанов при пониженном давлении в цилиндре.
В период запаздывания закрытия впускных клапанов на уча-
стке 7-2 происходит дозарядка цилиндра воздухом, так как дав-
278
ление в цилиндре в этот период оказывается ниже, чем в реси-
вере.
В табл. 3.1 приведены фазы газораспределения для 4-тактных
дизелей, которые подбираются исходя из достижения наиболь-
шей экономичности на наиболее длительном режиме работы.
Таблица 3.1. Фазы газораспределения 4-тактпых дизелей
Дизель	Выпускной клапан		Впускной клапан		Угол перекрытия клапанов
	Открытие до НМТ	Закрытие за ВМТ	Открытие до ВМТ	Закрытие за НМТ	
Без наддува	20-50	15-25	15-20	20-50	30-40
С над- дувом	40-50	50-60	50-80	40-50	100-140
На рис. 3.11 изображена диаграмма фаз газораспределения
2-тактиого дизеля.
ВМТ
НМТ
Рис. 3.11. Диаграмма фаз газораспределения 2-тактного дизеля
279
В двухтактном двигателе процессы газообмена протекают за
120-150° поворота коленчатого вала, занимая часть процесса вы-
пуска газов и часть хода сжатия. Свободный выпуск протекает
от момента открытия выпускных окон до момента открытия
впускных окон (4-5).
По сравнению с 4-тактными дизелями процесс газообмена
имеет ряд принципиальных отличий:
—	время газообмена в 2,5-3,5 раза меньше, чем для 4-такт-
ных дизелей;
—	нет насосных ходов поршня, которые облегчают органи-
зацию качественного газообмена;
—	значительная часть процессов выпуска и наполнения про-
текает одновременно, что способствует перемешиванию
отработавших газов с воздухом.
В результате указанных отличий качество протекания про-
цессов газообмена у 2-тактиых дизелей значительно ниже, о чем
свидетельствуют более высокие значения коэффициента остаточ-
ных газов (уг = 0,04-0,09).
Таблица 3.2. Фазы газораспределения 2-тактпых дизелей
Тип дизеля	Выпускные органы		Впускные органы	
	Открытие до НМТ	Закрытие за НМТ	Открытие до НМТ	Закрытие за НМТ
14Д40	90	44	44	52
1 ОД 100	56	56	40	64
3.3.2.	Показатели качества газообмена
Для наглядности представим процесс газообмена в цилинд-
ре па примере 2-тактпого дизеля в виде схемы баланса газов
(рис. 3.12).
Масса воздуха Gs, поступающего в цилиндр через впускпые
окна, разделяется па две части: избыточный продувочный воз-
дух G и основной состав воздуха для формирования рабочего
тела ц.
Продувочный воздух G^ предназначен для более качествен-
ной очистки цилиндра и удаляется из пего вместе с отработав-
280
шими газами Gr, a G/ остает-
ся в цилиндре и участвует в
процессе сгорания поданной
порции топлива Ьк. Из-за не-
совершенства процесса га-
зообмена в цилиндре к нача-
лу сжатия в смеси с возду-
хом остается часть отрабо-
танных газов Gr.
Таким образом, заряд ци-
линдра представляет собой
смесь воздуха и остаточных
газов:
Ga = GL+ Gr- О-22)
В конце сжатия в эту смесь
впрыскивается цикловая пор-
ция топлива b Масса про-
дуктов сгорания составляет
Рис. 3.12. Схема баланса газов
в цилиндре 2-тактного дизеля
Gm = G, +	(3.23)
В процессе газообмена
продукты сгорания разделя-
ются на две части: большая
из них Gr удаляется из ци-
линдра; остальная часть Gr
остается в цилиндре и в смеси с новой порцией воздуха G, об-
разует заряд очередного цикла. Выпускные газы, выходящие из
цилиндра, представляют собой смесь отработавших газов Gr и
избыточного продувочного воздуха G
GT=Gr+G*	(3.24)
При проектировании и эксплуатации дизелей используют сле-
дующие показатели качества газообмена:
коэффициент остаточных газов представляет собой отношение
массы остаточных газов к массе воздуха в составе заряда ци-
линдра:
Gr М,
(3.25)
281
Коэффициент наполнения — это отношение массы воздуха,
остающегося в цилиндре в составе свежего заряда, к массе воз-
духа, которая могла бы поместиться в рабочем объеме цилин-
дра при параметрах Ps и Т:
<3'26)
где ys - плотность воздуха перед цилиндром.
PS
Y'S=7~F'	<3’27)
'YS’Cs
Коэффициент избытка продувочного воздуха - отношение
массы воздуха, поступающего в цилиндр за рабочий цикл, к
массе воздуха, которая могла бы поместиться в рабочем объеме
цилиндра при параметрах Ps и Ts:
Gs
(3.28)
Коэффициент продувки — отношение массы воздуха, посту-
пающего в цилиндр за рабочий цикл, к массе воздуха, остающе-
гося в цилиндре в составе свежего заряда к началу сжатия:
Gs
Фа=~•	(3.29)
Суммарный коэффициент избытка воздуха — отношение мас-
сы воздуха, поступающего в цилиндр за цикл, к массе воздуха,
теоретически необходимого для сгорания цикловой порции топ-
лива Z> :
Gs
28,97ЛД	(3-30)
или
282
„ - Gl^
(Ху —---------
28,97 LQha
= афа-
(3-31)
Величина ау для дизельных двигателей находится в пределах
as = 2,8-3,6.
3.3.3.	Теоретически необходимое
и располагаемое «время-сечение»
Для оценки соответствия размеров окон и клапанов заданно-
му режиму работы дизеля используется комплексный показа-
тель «время-сечение». Этим показателем учитывается частота
вращения коленчатого вала дизеля и значения проходных сече-
ний окон и клапанов.
Теоретически необходимое «время-сечение» определяется в
зависимости от расхода газа и воздуха через органы газорасп-
ределения за период газообмена:
=	(3.32)
где ц — коэффициент расхода;
V» — функция истечения;
Р — давление газа, Па;
V — удельный объем газа, м3/кг;
f — площадь проходного сечения в рассматриваемый момент вре-
мени, м2;
т — время, с.
Из уравнения (3.32) определяется выражение для теоретичес-
ки необходимого «время-сечения», м2-с
/fZx = _(3.33)
Теоретически необходимое «время-сечение» свободного вы-
пуска определяют в результате интегрирования уравнения (3.33).
283
При этом считают, что в начале свободного выпуска процесс
истечения носит надкритический характер, функция истечения не
зависит от перепада давлений и определяется из уравнения:
V 1/в	V max
' 2
Jc + 1
J2 — ,
N /с + l
(3.34)
где /с — показатель адиабаты расширения.
При — >(Зкр (подкритический выпуск) функция истечения
определяется из уравнения:
(3.35)
Процесс принужденного выпуска осуществляется под дей-
ствием поступающего в цилиндр воздуха из системы наддува.
Теоретически необходимое «время-сечение» принужденного
выпуска определяют также в результате интегрирования уравне-
ния (3.33).
Рт
В процессе принужденного выпуска отношение давлений ~
‘ц
сохраняется выше критического и функция истечения определя-
ется по уравнению:
V«B
(3.36)
Процесс продувки происходит одновременно с процессом
принужденного выпуска, когда давление в цилиндре понижается
до величины Р «Время-сечение» продувочных органов должно
быть достаточным для обеспечения качественной очистки цилин-
дров от продуктов сгорания.
284
Теоретически необходимое «время-сечеиие» продувки опреде-
ляют в результате интегрирования уравнения (3.33). При этом
функция истечения определяется по уравнению:
V1(.v
(3.37)
Для обеспечения качественного газообмена значение распо-
лагаемого «время-сечение» основных периодов газообмена не
должно быть ниже теоретически необходимого.
На рисунке 3.13 представлены диаграммы изменения проход-
ных сечений органов газораспределения 4-тактпых и 2-тактных
дизелей.
Смещение мертвых точек
Рис. 3.13. Диаграммы изменения проходных сечений органов
газораспределения 4-тактных (я) и 2-тактных (б) дизелей
285
Располагаемое «время-сечение» определяют путем планиметри-
рования площадей диаграммы проходных сечений органов га-
зораспределения, построенных в зависимости от угла поворота
коленчатого вала.
Вначале вычерчивается развертка цилиндра по углу поворота
коленчатого вала с нанесением на нее контуров окон (левая
часть рис. 3.14).
В этом же масштабе рядом строится бицентровая диаграмма
Брикса с центром в точке О. Окружность строится радиусом
соответствующим радиусу кривошипа в принятом масштабе.
Внутренняя полуокружность проводится из точки О', отстоящей
от центра О на величину поправки Брикса:
ОО' = ~,
2L
(3.38)
где R — радиус кривошипа;
L — длина шатуна.
Расстояние от кромки поршня до точки пересечения луча,
проведенного из центра О' с внешней полуокружностью, равно
в принятом масштабе перемещению поршня от НМТ при рас-
сматриваемом угле поворота кривошипа. Проведя серию про-
межуточных построений для каждого угла поворота кривошипа
в диапазоне открытия и закрытия окон, можно построить зави-
симость f = 8(<р). Диаграмма симметрична относительно НМТ.
Площадь под кривой соответствует величине «время-сечение».
Рис. 3.14. Определение располагаемого «время-сечение»
286
3.4.	Проиесс наполнения
3.4.1.	Коэффициент наполнения
В результате осуществления процессов газообмена цилиндр
очищается от продуктов сгорания и наполняется воздухом,
который используется в качестве окислителя при сгорании топ-
лива в очередном цикле. При оценке качества газообмена ко-
личество воздуха, которое могло бы поместиться в рабочем
объеме цилиндра К при параметрах, характеризующих состоя-
ние воздуха перед цилиндром Pf и Г, принимают за теоретичес-
кое.
В действительности количество воздуха, остающееся в цилин-
дре к началу сжатия оказывается меньше теоретического, так как
на процесс наполнения влияют следующие факторы: аэродина-
мические потери во впускном патрубке, впускных клапанах или
в продувочных окнах; подогрев воздуха от соприкосновения со
стенками цилиндра, днищем поршня, клапанами или продувоч-
ными окнами; неполная очистка цилиндра от продуктов сгора-
ния; подогрев воздуха в результате перемешивания с остаточны-
ми газами.
В результате влияния перечисленных факторов действитель-
ное количество воздуха, остающееся в цилиндре к началу сжа-
тия при давлении р и температуре Т, оказывается меньше того
теоретического количества воздуха, которое могло бы помес-
титься в рабочем объеме цилиндра при параметрах и 7\
В качестве критерия количественной оценки качества напол-
нения цилиндра воздухом служит коэффициент наполнения.
Коэффициент наполнения — это отношение количества воз-
духа, остающегося в цилиндре к началу сжатия, к тому количе-
ству его, которое могло бы поместиться рабочем объеме цилин-
дра при параметрах, характеризующих состояние воздуха перед
цилиндром
G, V
Пи=-^ = —>
vs1s vs
(3.39)
где V — объем, который занимал бы оставшийся в цилиндре воздух
при параметрах, характеризующих его состояние перед ци-
линдром, ps и Г, м3;
287
I, _<K
(3.40)
где Vs — рабочий объем цилиндра в начале сжатия;
Gl — масса воздуха в составе заряда цилиндра, кг;
ys — плотность воздуха перед цилиндром, кг/м3.
Величина коэффициента наполнения зависит от давления ра и
температуры заряда Г в начале сжатия, коэффициента остаточ-
ных газов уг и температуры остаточных газов Тг.
Для вывода математической зависимости коэффициента на-
полнения от перечисленных факторов предполагают что: про-
цесс наполнения заканчивается в точке а индикаторной диаграм-
мы; отсутствует дозарядка цилиндра; абсолютная работа,
совершаемая газами за ход наполнения, а также кинетическая
энергия газов в цилиндре после наполнения равны нулю; тепло-
емкости воздуха и остаточных газов при температуре заряда в
начале сжатия одинаковы.
Количество заряда в начале сжатия равно сумме количеств
воздуха и остаточных газов
М и = L + Mr = L(1 + уг),	(3.41)
где L — количество воздуха в составе заряда, кмоль;
М — количество остаточных газов, кмоль.
Величины Ма и L могут быть выражены через соответствую-
щие параметры состояния, согласно характеристическому урав-
нению газа:
М“ ~ 8,3157; ’	(3 42)
т P^V
8,315г/	(3'43)
где ри и Та — давление и температура заряда в начале сжатия соответ-
ственно, кПа и К;
Уа — объем цилиндра в начале сжатия, м3;
ps и Ts — давление и температуре! воздуха перед цилиндром соот-
ветственно, кПа и К.
288
Согласно (3.39):
	v = К5п„.	(3.44)
Тогда	г _ />5^Пн 8,3157; ’	(3'45)
Подставив выражения (3.42) и (3.45) в уравнение (3.41) полу-
чим:
	8,3157], 8,3157;	'
откуда	n	Zk_l_ V р Т 1 + Y	(3.47) ' S Р S 1 а 1 + 1г
Отношение объемов V/Vs в уравнении (3.47) может быть вы-
ражено в зависимости от степени сжатия. С учетом степени сжа-
тия имеем:	К = ЕК;	(3.48) rs= l-V. 	<3-4”
тогда	П"=е U Т 1 + 7 (1-Ч'“)'	<3'50’
Формула (3.50) справедлива для двух- и четырехтактных дви-
гателей.
Коэффициент наполнения, отнесенный к полезной части ра-
бочего объема Vs может быть выражен уравнением:
Пн = П„ (НЛ
(3.51)
10 )ак. 75
289
Влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на
коэффициент наполнения оценивается с помощью формулы
(3.50).
Увеличение е приводит к снижению коэффициента наполне-
ния, так как снижается объем камеры сжатия, а значит и снижа-
ется доля заряда, которая помещается в этом объеме.
Отношение — характеризует аэродинамические потери во
Ps
и «	р“
впускных органах. Чем больше потери, тем ниже величина —,
а значит и ниже коэффициент наполнения. В эксплуатации про-
исходит увеличение аэродинамических потерь вследствие загряз-
нения впускных органов, что понижает т|и и требует периодичес-
кой очистки этих органов. Подогрев воздуха от стенок цилиндра
7V
— понижает коэффициент наполнения.
* а
Отношение
1 + уг
характеризует качество очистки цилиндра от
отработавших газов. Чем лучше качество очистки, тем ниже уг и
тем выше отношение
-----, а значит больше Т|в. Кроме того, уве-
I + уг
личение уг способствует более интенсивному прогреву поступаю-
щего воздуха в цилиндр, т.е. дополнительному снижению коэф-
фициента наполнения. Чем ниже доля потерянного хода \|/я, тем
большая величина рабочего объема цилиндра заполняется све-
жим воздухом, тем больше величина коэффициента наполнения.
При увеличении частоты вращения двигателя увеличиваются
аэродинамические потери во впускных органах и коэффициент
наполнения понижается. При снижении частоты вращения дви-
гателя увеличивается время прогрева свежего заряда от стенок
цилиндра и коэффициент наполнения понижается. Поэтому при
проектировании двигателя фазы газораспределения подбирают
из условия обеспечения максимального значения коэффициента
наполнения и лучшей экономичности двигателя.
290
3.4.2.	Давление а температура заряда в начале
сжатия (коние наполнения)
Характер изменения давления и температуры в цилиндре в про-
цессе газообмена и значения параметров заряда в начале сжатия за-
висят от интенсивности теплообмена со стенками, характера измене-
ния объема цилиндра, состава и массы рабочего тела в процессе
газообмена. Состав и масса рабочего тела зависят от характера исте-
чения газов и воздуха в клапанах или окнах за период газообмена.
При теоретическом исследовании рабочих процессов дизелей
изменения значений основных параметров смеси газов в цилин-
дре за время di в процессе газообмена определяют в результате
решения системы уравнений, включающей в себя уравнения
энергетического баланса, массового баланса и состояния газа.
Уравнение энергетического баланса
dQ = d(MCyT) + pdV-	(3.52)
уравнения массового баланса
dM' = dMs-----dMB;	(3.53)
dM" = -——dMB;	(3.54)
м
dM = dM' + dM";	(3.55)
уравнение состояния газа
pV = 8,315Л/72	(3.56)
Уравнение (3.52) представляет одну из форм математического
описания первого закона термодинамики, в котором:
Q — количество теплоты, сообщенное газам в результате теплооб-
мена со стенками цилиндра, кДж;
М — количество газов в цилиндре, кмоль;
Су — средняя молярная изохорная теплоемкость газов в цилиндре,
кДж/(кмоль-К);
Т — температура газов в цилиндре, К;
р — давление газов в цилиндре, кПа;
V — объем цилиндра, м3.
10*
291
Уравнения (3.53)—(3.55) описывают закон сохранения массы
газов в цилиндре, в которых:
М' — количество воздуха в составе смеси газов в цилиндре, кмоль;
М" — количество продуктов сгорания в смеси газов в цилиндре, кмоль;
Ms — количество поступающего в цилиндр воздуха, кмоль;
Мв — количество выходящих из цилиндров газов, кмоль.
При решении системы уравнений (3.52) - (3.56) значения dQ
определяют по уравнениям теплообмена между газами и стенка-
ми цилиндра, значения dV — по уравнениям кинематики движе-
ния поршня, а значения dMs и dMB — по уравнениям расхода
газов при истечении воздуха или газов через клапаны или окна.
Уточненный метод расчета позволяет определить характер
изменения давления и температуры в цилиндре в период газооб-
мена, проанализировать влияние на качество газообмена и па-
раметры рабочей смеси целого ряда факторов: параметров над-
дувочного воздуха, размеров клапанов и окоп, фаз газораспре-
деления и частоты вращения двигателя.
При выполнении теплового расчета по методу Гриневецкого-
Мазинга давление заряда в начале сжатия определяют ориен-
тировочно на основании экспериментальных данных о соотно-
шениях между давлением заряда в начале сжатия и давлени-
ем воздуха перед цилиндром: четырехтактные с наддувом —
ри = (0,90-0,96)р5; двухтактные с прямоточно-клапанной и щеле-
вой схемой газообмена — ра = (0,96- 1,04)рг
Температура заряда в начале сжатия может быть определена
из уравнения теплового баланса заряда в начале сжатия
LC^TS + AT0 + MrC'^Tr = (L + M)CvTu, (3.57)
где —подогрев воздуха от стенок цилиндра, К;
Т — температура остаточных газов, К.
Предполагая C'f, = Су = Су и разделив обе части уравнения
(3.57) на L получим: *
Ts+ A7S+ yrTr= (1 + yr)Ta,	(3.58)
откуда
292
Подогрев воздуха от стенок цилиндра у двухтактных дизелей
составляет ATS = 5-10 К, у четырехтактных Д7\. = 10-20 К.
Температура остаточных газов составляет обычно &Тг = 700-
800 К. С повышением давления наддува и уменьшением коэффици-
ента избытка воздуха температура остаточных газов повышается.
3.5.	Процесс сжатия
3.5.1.	Теплообмен в процессе сжатия
Задачей процесса сжатия в действительном цикле является по-
вышение температуры заряда до значения, достаточного для
обеспечения надежного самовоспламенения впрыскиваемого в
камеру сжатия топлива.
При отсутствии утечек заряда и теплообмена со стенками ци-
линдра процесс сжатия подчинялся бы закону адиабатического
сжатия и описывался бы уравнением
= const,	(3.60)
где кх — показатель адиабаты сжатия.
Действительный процесс сжатия сопровождается переменным по
закону и интенсивности теплообменом между зарядом и стенками
цилиндра. Кроме того, в действительном процессе сжатия имеют ме-
сто утечки заряда через неплотности в клапанах и поршневых коль-
цах. Поэтому действительный процесс сжатия является политро-
пическим процессом с переменным показателем политропы (/г',).
В начале сжатия, когда Та температура заряда оказывается
ниже температуры стенок, теплота подводится к заряду. При
этом показатель политропы сжатия оказывается выше показате-
ля адиабаты и политропа сжатия проходит круче адиабаты
(«' > к^). По мере сжатия заряда и повышения его температуры
теплоотдача от стенок к заряду уменьшается и наступает момент
(точка О,), когда температура заряда становится равной средней
температуре стенок. В этот момент имеет место мгновенный ади-
абатический процесс (п\ = кх).
При дальнейшем сжатии температура заряда становится выше
средней температуры стенок и теплота отводится от заряда к стен-
кам. При этом показатель политропы сжатия оказывается ниже по-
казателя адиабаты (п'х < кх) и политропа сжатия идет более полого
293
Рис. 3.15. Теоретический
и действительный
процессы сжатия заряда
в цилиндре двигателя
по сравнению с адиабатой. В резуль-
тате этого давление в конце сжатия в
действительном цикле (точка С)
оказывается ниже давления конца
адиабатического сжатия (точка С).
В расчетах рабочего цикла с це-
лью упрощения полагают, что про-
цесс сжатия происходит по политро-
пе с условным средним постоян-
ным показателем и,, при котором
работа сжатия на линии ас равна ра-
боте сжатия при переменном показа-
теле на линии ас' (рис. 3.15).
Величина показателя политропы
сжатия зависит от частоты вращения
двигателя, размера цилиндра, на-
грузки двигателя, интенсивности
охлаждения поршня, плотности
поршневых колец.
При увеличении частоты враще-
ния показатель политропы сжатия
увеличивается, так как снижается
продолжительность теплообмена
со стенками цилиндра за цикл.
Особенно резко понижается по-
казатель политропы сжатия на по-
ниженных частотах вращения у дви-
гателей с небольшими размерами
цилиндра (Z) и S) из-за увеличитель-
ной относительной поверхности ци-
линдра (поверхность, приходящая-
ся на единицу объема цилиндра, F/V). Это приводит к увеличению
теплоотдачи от заряда к стенкам цилиндра при сжатии.
С увеличением нагрузки показатель политропы сжатия повы-
шается, так как при этом температура стенок становится более
высокой. Следовательно, в начале сжатия к рабочей смеси теп-
лоты подводится больше, а в конце сжатия ее отводится меньше,
чем при пониженной нагрузке.
Мероприятия по интенсивности охлаждения поршня и ци-
линдра приводят к понижению показателя политропы сжатия.
294
Утечки заряда в процессе сжатия через неплотности уплотни-
тельных поршневых колец и клапанов в крышке цилиндра при-
водят к снижению показателя политропы сжатия.
Средний показатель политропы сжатия определяется в ре-
зультате решения уравнения баланса теплоты в процессе сжа-
тия.
Согласно первому закону термодинамики теплота, подведен-
ная к рабочему телу, расходуется на изменение внутренней энер-
гии и совершение внешней работы:
dQ — dU + L.	(3.61)
В конечных разностях для процесса сжатия имеем:
^Qm=^ac+L)e,	(3.62)
где Д(2„( — количество теплоты, подведенное к заряду цилиндра в
процессе сжатия в результате теплообмена со стенками
цилиндра, кДж;
Д£/— изменение внутренней энергии заряда в процессе сжатия,
кДж;
L — количество теплоты, эквивалентное абсолютной работе
политропического сжатия заряда па участке ас, кДж.
При выводе уравнения показателя политропы сжатия, с це-
лью упрощения этого вывода, принимаем допущение о том, что
количество теплоты, сообщенное заряду в процессе сжатия рав-
но нулю AQ = 0, т.е. процесс сжатия рассматривается как псев-
доадиабатический.
Вывод уравнения проводим в расчете на 1 кмоль заряда.
Изменение внутренней энергии заряда в процессе сжатия опре-
деляется как разность внутренних энергий конечной и началь-
ной точек процесса:
= С, - Ч, = С’ГТГ - СуТ, =
= <‘Ч +	~	+ V.K,.	<3‘63)
где Су, Су — средняя молярная изохорная теплоемкость заряда соот-
“ встственпо в конце и в начале сжатия, кДж/(кмоль-К).
В выражении (3.63) теплоемкости аппроксимируются прямо-
линейными функциями вида:
295
CVc ~ aVa +
- aVa + ЬаГа'
(3.64)
После преобразования (3.63), имеем:
ЛЦ,,. = (Л - Л,)[»и„ + л„<Л + г,)].	(3.65)
Количество теплоты, эквивалентное работе политропическо-
го процесса сжатия равно:
Lac = \P(V)dV	(3.66)
К
или
д„.=-!-(РЛ-^Л)-	(3-67)
/7,-1
С учетом уравнений состояния газа в точках а и с процесса
сжатия, имеем:
о т 1 $
Lm.=^-(Ta-Tc).	(3.68)
«1-1
В результате подстановки выражений (3.65) и (3.68) в уравне-
ние (3.62) и принимая допущение &Q - 0, получим:
8,315
П' ~ a^+bJ^-'+iy	<369)
Уравнение (3.69) может быть решено графически или анали-
тически одним из приближенных способов.
При графическом способе задаются и, = 1,2-1,4 и строят зави-
симости у, = /(«,) и у2 = f(nt)
yl=ni- 1;	(3.70)
8,315
(е"'-1+1)’
(3-71)
296
Точка пересечения указанных зависимостей соответствует ис-
комому значению и,. При расчетах на ЭВМ используют метод
последовательных приближений. В первом приближении при-
нимают п = 1,2.
3.5.2.	Параметры заряда в копие сжатия
Давление и температура заряда в конце сжатия определяются
в результате преобразования уравнений политроп сжатия для
начальной и конечной точек процесса
или
(3.72)
где е — действительная степень сжатия.
Для существующих типов дизелей давление конца сжатия
находится в пределах Р - 0,45-1,0 МПа. Температура заряда в
конце сжатия определяется в результате совместного решения
уравнений состояния газа для начальной и конечной точек про-
цесса:
= 8,31ШТ,,
Р V = 8,315Л/ Т.
с с ’	а с
(3.73)
(3.74)
Разделив почленно (3.73) и (3.74)
р V	Т
л Г г	* г
или
297
с учетом (3.72) имеем
Тс = ТагпЛ	(3.75)
Температура заряда в конце сжатия для существующих типов
дизелей находится в пределах Т = 700-1000 К.
3.5.3.	Выбор степени сжатая
Выбор степени сжатия для тепловозного дизеля зависит от
типа локомотива, быстроходности двигателя, давления наддува,
условий эксплуатации (температура наружного воздуха). Для
устойчивого самовоспламенения топлива, впрыснутого в конце
сжатия, необходимо превышение температуры конца сжатия над
температурой самовоспламенения топлива на 150-250 К.
У малооборотных дизелей типа ПД1М и K6S310DR степень
сжатия не должна быть ниже е = 11-12,5, у среднеоборотных
дизелей е = 14—15 и у дизелей повышенной быстроходности
е = 15-18.
Повышение степени сжатия выбирается исходя из следующих
предпосылок.
Первая. Повышение степени сжатия обеспечивает хорошие
пусковые качества двигателя, способствует повышению терми-
ческого КПД рабочего цикла, продляет срок службы аккумуля-
торных батарей.
Вторая. Повышение степени сжатия связано с увеличением Р,
а следовательно, и максимального давления сгорания, что при-
водит к необходимости усиления цилиндропоршневой группы,
повышению удельной металлоемкости двигателя, снижению ме-
ханического КПД двигателя. Поэтому степень сжатия стремятся
выбирать ближе к наименьшему пределу, обеспечивающему до-
статочные пусковые качества в соответствующих условиях эксп-
луатации.
Выбор оптимальной степени сжатия, в конечном итоге, сле-
дует производить с учетом продолжительности работы дизеля
на режимах малых нагрузок, что требует некоторого повыше-
ния е с целью получения достаточной среднеэксплуатациониой
экономичности.
298
3.6.	Проиесс сгорания
3.6.1.	Коэффициенты выделения
и использования теплоты
На рис. 3.16 совмещена индикаторная диаграмма дизеля и
характеристики выделения и использования тепла.
Действительная индикаторная диаграмма (пунктирная линия)
отличается от теоретической.
При термодинамическом описа-
нии рабочего цикла действитель-
ный процесс выгорания топлива в
цилиндре заменяют теоретическим,
условным, состоящим из изохор-
ного (cz') и изобарного (zz') про-
цессов подвода теплоты.
Точку с принимают (фактически
в точке с происходит начало теп-
ловыделения) за начало видимого
сгорания, а точку z за условный
конец. Участок расчетного цикла
c—z'—z принято называть периодом
видимого сгорания топлива.
Под характеристикой выделе-
ния понимают зависимость коэф-
фициента выделения теплоты от
объема цилиндра / = f(V), угла
поворота коленчатого вала или
от времени. В действительном
цикле при объеме цилиндра, со-
ответствующем точке z расчет-
ного цикла, только часть теп-
лоты выделяется от сгорания топ-
лива (точка 1). Остальная часть
топлива догорает на линии расши-
рения.
Критерием оценки количества
выделившейся теплоты при сгора-
нии топлива служит коэффициент
Рис. 3.16. Выделение
и использование тепла при
сгорании топлива
выделения теплоты:
299
Q^(Qnc±Q^
л,
й,
(3.76)
где Qu — низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;
Q — потери теплоты от неполноты сгорания топлива;
бдис — потери теплоты на диссоциацию молекул топлива.
Введем понятие коэффициента использования теплоты как
доли теплоты, израсходованной на повышение внутренней энер-
гии рабочего тела и совершение полезной работы до рассматри-
ваемого момента рабочего процесса:
, й.-сенс+бдис+й,)
5 =--------g----------•	(3.77)
где Qw — потери теплоты на теплообмен со стенками цилиндра.
В расчетах рабочих процессов применяют значения коэффи-
циента использования теплоты, соответствующие точкам z и b
расчетного цикла.
Согласно опытным данным для дизелей:
мало- и среднеоборотных = 0,75-0,85,
£ = 0,86-0,95,
высокооборотных £ = 0,70-0,80,
£ = 0,85-0,90.
3.6.2.	Термодинамическое уравнение сгорания
Задачей термодинамического описания процесса подвода теп-
лоты на участке c-z'-z расчетного цикла является определение
максимального давления в цилиндре Л, температуры рабочего
тела в конце видимого сгорания Т. и объема цилиндра в конце
видимого сгорания V..
Введем понятие степень повышения давления
Рс'
(3.78)
300
Для дизелей значение X находится по опытным данным:
малооборотных X = 1,10-1,35,
средне- и высокооборотных X - 1,35-1,55.
Причем выбор X в каждом конкретном случае зависит от дав-
ления Р, степени сжатия е, запаса механической прочности дета-
лей дизеля и цикловой подачи топлива.
Повышение X приводит к повышению нагрузок на детали
цилиндропоршиевой группы, вызывает рост механической на-
пряженности дизеля, но обеспечивает относительно высокую
экономичность рабочего цикла.
Температуру рабочего тела в конце видимого сгорания Т_
определяют в результате решения термодинамического уравне-
ния сгорания, составленного на основе первого закона термоди-
намики для участка c-z'-z:
\Qcz,z = \Ucz.z +	(3.79)
где At/..,. —изменение внутренней энергии рабочего тела на линии
c-z'-z;
L.,. — работа изобарного процесса расширения газов на линии
Д2 — количество теплоты, выделившееся в конце видимого
сгорания.
Для упрощения уравнений рассмотрим сгорание 1 кг топли-
ва. Количество теплоты выделившееся при сгорании 1 кг топли-
ва равно:
(3.80)
где QH — низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг,
Q = 41868-42500.
^-н
Изменение внутренней энергии рабочего тела определяем как
разность значений внутренней энергии в конечной и начальной
точках процесса c-z'-z:
AU, = U_ - и = М.С" Г - МС' Т, (3.81)
4--	-	4	- гсм -	“ 4 см 4
где Л/. — количество продуктов сгорания в точке z расчетного
цикла, кмоль/кг;
Ма — количество заряда в точке с расчетного цикла, кмоль/кг;
Су , Су — мольные изохорные теплоемкости продуктов сгорания и
рабочего заряда, кДж/(кмоль К).
301
Значение М_ определяют с учетом расчетного коэффициента
молекулярного изменения и доли сгоревшего топлива:
	М_ =	[З.М = ₽.£(1	+ Yr)	(3.82)
ИЛИ	М. =	₽о+1 1+, Z- 1 1+T J	ма,	(3.83)
	M:=L	1 1+Yf /	i+yJ-	(3.84)
С учетом		х.-=К Si		(3.85)
имеем	M.=L	(1 + YrXz, ?	<i+yJ	(3.86)
По опытным	данным			
М , 0,0639
— = 1 +-------
(3.87)
Средние мольные изохорные теплоемкости продуктов сгора-
ния определяются из выражений:
_Сг+(а-1)Сг_	,
сКм --------------йг,,+^см7г’	(3.88)
а
СКм = 20,47 + 0,003671,	(3-89)
302
—'	Cv + у,. Cv
Ск„ =-	--y-; "'- = av +baTc	(3.90)
1 + y,.
или
Сим = 19,26 + 0,00257;..	(3.91)
Теплоту, эквивалентную работе изобарного процесса расши-
рения на участке zz', определяем из уравнения:
L^ = P-V: -PZ4Q.	(3.92)
Учитывая, что Р_. = Р_ = 'кРс. и К' - Vc, а также
ЛТ, = 8,31547.72;	(3.93)
PCVC = 8,315Л/Й7)„	(3.94)
имеем
= 8,315(Л7г7; -M7„7).).	(3.95)
Подставив полученные выражения в исходное термодинами-
ческое уравнение и выполнив преобразования с учетом L = aL()
и Ср"к - Cv"„ +8,315, получим:
+8,315Х)Г,+Y,(C,i+8.315ВД =
aL’	_	(3.96)
= P.(1 + Y, )Cr;.T:.
Для определения Т_ уравнение (3.96) представляют в виде:
аТ^+ЬТ. + С = 0	(3.97)
и далее решают (3.97) как обычное квадратное уравнение от-
носительно Т_.
303
Для дизелей значения температуры в конце видимого сгора-
ния находятся в пределах:
малооборотные Т. = 1700-1800 К,
среднеоборотные Г = 1800-1900 К,
высокооборотпые Т_= 1900-2000 К.
Введем понятие степени предварительного расширения:
К
Р = 7Г-	(3.98)
г с
Значение р определяем в результате совместного решения
уравнений состояния газа в точках с и z:
В.Т.
Р = ТГ	(3.99)
Степень предварительного расширения зависит от быстро-
ходности двигателя и степени его форсировки.
По опытным данным р = 1,2-1,6.
3.7.	Проиесс расширения
3.7.7.	Теплообмен в процессе расширения
Расширение продуктов сгорания в цилиндре происходит при
движении поршня от ВМТ к НМТ в течение такта, называемого
рабочим ходом (рис. 3.17).
На участке z-z' расчетного цикла увеличение объема рабоче-
го тела сопровождается подводом к нему теплоты при постоян-
ном давлении.
При термодинамическом описании расчетного цикла условно
допускают, что процесс расширения начинается в конце видимо-
го сгорания — в точке z расчетного цикла, начиная от которой
происходит политропическое понижение давления и температу-
ры газов в зависимости от объема цилиндра.
Конец расширения относят к точке Ь, расположенной в НМТ.
В действительном цикле характер изменения основных парамет-
ров рабочего тела при расширении зависит от целого ряда фак-
торов, таких как:
304
— подвод теплоты, выде-
ляющейся при догора-
нии топлива и в резуль-
тате частичного восста-
новления продуктов дис-
социации;
— интенсивный теплооб-
мен с охлажденными
стенками цилиндра;
— утечка газа через не-
плотности поршневых
колец.
В результате перечислен-
ных факторов процесс расши-
рения представляет собой по-
литропический процесс с
переменным показателем.
Количество топлива, дого-
рающего на линии расшире-
ния, и продолжительность
тепловыделения зависят от
частоты вращения вала, каче-
ства распыливания топлива,
температуры заряда, коэффи-
циента избытка воздуха, физи-
ческих свойств топлива.
Рис. 3.17. Теоретический и
действительный процессы
расширения в цилиндре
двигателя
В целях упрощения расчетов рабочих процессов действитель-
ный процесс расширения заменяют условным политропическим
процессом со средним показателем политропы ??,, величину ко-
торого определяют из условий равенства работы расчетного
процесса расширения со средним показателем /г, работе действи-
тельного процесса расширения.
3.7.2.	Параметры газов в коние процесса
расширения
При известном значении показателя политропы расширения
п2 параметры газа в конце процесса расширения (в точке h рас-
305
четного цикла) определяют из равенства уравнений политропы
расширения в точках z и />:
Р.Х'2=рЛ'12>	(3.99)
Рь =
(3.100)
где 5 — степень последующего расширения,
6 = ^-
(3.101)
Температура продуктов сгорания в конце расширения опре-
деляется в результате совместного решения уравнений состоя-
ния газа для точек z и h расчетного цикла:
р.К = 8,315МгГ,	(3.102)
phVb = 8,315MfcT().	(3.103)
Так как к началу расширения основная масса цикловой пор-
ции топлива успевает сгореть, а в процессе расширения догорает
лишь незначительная ее доля, в расчетах принимают допущение
о том, что в процессе расширения количество продуктов сгора-
ния остается неизменным:
М._ = Mh = М.	(3.104)
Тогда в результате совместного решения (3.102), (3.103) имеем
' J	(З.Ю5)
Степень последующего расширения газов в цилиндре зависит
от степени сжатия е и степени предварительного расширения р
с учетом е = VJV;, Va = Vh; р = VJVj.
v« _e
(3.106)
306
3.7.3.	Определение среднего
показателя политропы расширения
Среднее значение показателя политропы расширения в расче-
тах рабочих процессов определяют из уравнения первого зако-
на термодинамики. Для процесса расширения уравнение перво-
го закона термодинамики может быть выражено в конечных
разностях в следующей форме:
AQzb = AUzh + L:b,	(3.107)
где Д2-* — количество теплоты, подведенное к рабочему телу в про-
цессе расширения;
&.U_h— изменение внутренней энергии рабочего тела в процессе
расширения;
Lh— количество теплоты, эквивалентное работе расширения га-
зов на линии z-b.
В период расширения в цилиндре одновременно происходят
процессы подвода теплоты к рабочему телу вследствие догора-
ния топлива и отвода ее от рабочего тела в результате теплооб-
мена со стенками цилиндра. К концу процесса расширения про-
цесс догорания топлива в двигателях заканчивается. Резуль-
тирующее количество теплоты, сообщенное рабочему телу в
процессе расширения и отнесенное к 1 кг подведенного топлива,
может быть выражено уравнением:
А2.-,= 2П(^- <-),	(3-108)
где — коэффициенты использования теплоты в точках b и z,
соответственно.
Выражение (£Л- £.) представляет собой долю теплоты, выде-
лившуюся при догорании топлива и израсходованную на изме-
нение внутренней энергии рабочего тела и совершение работы в
процессе расширения. Потери теплоты на теплообмен со стенка-
ми цилиндра за период расширения учитываются коэффициен-
том использования теплоты
Изменение внутренней энергии рабочего тела в процессе рас-
ширения определяется как разность значений внутренней энер-
гии в конечной и начальной точках процесса:
307
^:b=Ub-U.=MhCvJh~M.CvJz, (3.109)
где Mb — количество продуктов сгорания в конце расширения,
кмоль/кг;
С", — средняя молярная изохорная теплоемкость продуктов сгора-
ния в конце расширения, кДж/(кмоль-К).
При допущении о сохранении неизменным количества про-
дуктов сгорания на линии расширения z-b, т.е., М_ = Mh = М,
могут быть приняты неизменными также значения коэффициен-
тов молекулярного изменения (0. = 0;i = 0) и значения коэффици-
ентов в уравнениях теплоемкостей (ay = ay - ay ; b.= bh = bcu).
Тогда с учетом
Су	+Ь т_. (з.ио)
Г «М	г см	** ~
м, = 0ЖЙ = 0.L(1 + уД	(3.111)
уравнение (3.109) примет вид:
= -0Ц1 + ТГ)(Г -	+ V4 + т;)]. (3.112)
Количество теплоты, эквивалентное работе расширения, мо-
жет быть выражено уравнением
4* = —Ц-(р.-4 - Phvh).	(3.113)
«2 - 1
С учетом уравнений состояния газа
p.V, = 8,3154/.. Г.; pbVh = 8,3154^7),,	(3.114)
выражения (3.111) и принятых допущений, уравнение (3.114) пре-
образуется к виду
О О 1 С
4/, =-^-4₽Д1 + уг )(Т: - Ть).	(3.115)
п2 -1
В результате подстановки выражений (3.108), (3.112) и (3.115)
в уравнение (3.107), преобразований с учетом:
308
L = aL0, Tb=Tz/^-'
и решения равенства относительно (п2 - 1)
получим
п2 -1 =
8,315
'	1	\ *см
РоЗД + Ь)^ 1-—-
о - 1 У
+ b<MTZ 1
(3.116)
Решение уравнения (3.116) может быть выполнено графически
или аналитически одним из приближенных методов.
При графическом способе задаются /г, = 1,2-1,4 и строят зави-
симости у3 = /(л2) и у4 = /(п2):
Точка пересечения указанных зависимостей соответствует ис-
комому значению п2. При расчетах на ЭВМ используют метод
последовательных приближений. В первом приближении при-
нимают л, = 1, 2.
С повышением частоты вращения коленчатого вала дизеля
показатель политропы расширения понижается, так как умень-
шается время теплообмена газов с цилиндром и увеличивается
период догорания топлива на линии расширения. С увеличением
нагрузки двигателя значение п2 возрастает, так как увеличивают-
ся давление и температура газов в цилиндре и, как следствие, ин-
тенсифицируется теплообмен газов со стенками цилиндра. С дру-
гой стороны, при увеличении цикловой подачи топлива увели-
чивается период догорания топлива на линии расширения,
что понижает величину п2. При значительном увеличении цик-
309
ловой подачи топлива ее влияние на п2 становится преобладаю-
щим и в итоге при увеличении нагрузки п2 понижается.
При использовании топлив расширенного фракционного со-
става возможно затягивание процесса сгорания и переноса его
значительной доли на линию расширения, что может привести к
понижению показателя политропы расширения п2. Ухудшение
воздухоснабжения цилиндра, снижение давления наддува при-
водят к уменьшению величины воздушного заряда цилиндра и,
как следствие, к растягиванию процесса сгорания на линии рас-
ширения и снижению показателя п2.
3.8.	Индикаторные а эффективные показатели
работы дизелей
3.8.1.	Индикаторная диаграмма
Индикаторная диаграмма изображается в координатах P-V
или P-V. и представляет собой зависимость давления газов в ци-
линдре от его объема или угла поворота коленчатого вала.
Расчетная индикаторная диаграмма строится по значениям
давлений и объемов в характерных точках расчетного цикла (а,
с, z', z, Ь, г) и значениям показателей политроп сжатия и расши-
рения (?7р 7?2).
Диаграмму расчетного цикла строят следующим образом.
В начале заполняют табл. 3.3.
Принимают масштаб по оси объемов т,, таким, чтобы длина
отрезка /гбыла равна 150-200 мм и была кратна величине Va.
Масштаб по оси давлений т выбирают из условия, чтобы дли-
на оси ординат была в 1,5 раза больше, чем длина оси абсцисс.
Давления Ра и Рг определяют из соотношений:
Ра = (0,90-0,96)7^.,	(3.119)
Рг = (0,85-0,94)7^	(3.120)
Диаграммы расчетного цикла двух- и четырехтактных дизе-
лей строят идентично. Различие заключается лишь в том, что
точки а и b для двухтактного дизеля относятся к полезному
объему цилиндра Va = Г + К (1 -у), а для четырехтактного
310
Таблица 3.3. Расчетные значения параметров рабочего цикла
Процессы рабочего цикла	Термодинамическая характеристика процесса	Конечная точка процесса	Параметры рабочего тела в характерных точках процесса
Наполнение г-а	Изобара	а	V Р Т * а» 1 а> 1 а
Сжатие а-с	Политропа с показателем п ।	с	v„ Pc, Т
Изохорическое сгорание c-z	Изохора	z'	у.’= к, Р,- = ХР(
Изобарическое сгорание z'-z	Изобара	Z	к=рК, л= Т
Расширение z-h	Политропа с показателем л2	ь	Vb= V№ Ph, Th
Выпуск Ь-г	Изобара	г	Vr = V„ P„ Tr
к полному объему цилиндра Vu = Vu + И. На рис. 3.18 изобра-
жена построенная по данным табл. 3.3 индикаторная диаграмма
двухтактного дизеля.
Важным свойством индикаторной диаграммы является то,
что ее площадь F оказывается пропорциональной работе, совер-
шаемой газами в цилиндре за цикл L. Эта работа называется
индикаторной.
По диаграмме Р- V можно графически построить развернутую
диаграмму Р = /(а). Для чего на базе отрезка I (рис. 3.18) стро-
ится полуокружность с центром О. От точки О в сторону НМТ
откладывается поправка Брикса:
R2 _ SX
2L~ 4 ’
(3.122)
где S — ход поршня;
А,' — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна L.
Из нового центра О' через 10° (для 2-тактных дизелей) и через
20° (для 4-тактных дизелей) проводятся лучи до пересечения с
полуокружностью, которые маркируются соответственно через
360° и 720°.
311
Рис. 3.18.
Индикаторная
диаграмма
двухтактного
дизеля
Проецирование угловых градусов на соответствующую кривую
индикаторной диаграммы (см. рис. 3.18) позволяет по искомой ор-
динате определить значение давления Р для данного углового по-
ложения коленчатого вала. Совокупность значений Р(а) позволя-
ет построить развернутую индикаторную диаграмму Р - /(а).
3.8.2.	Среднее андокаторное давление
Средним индикаторным давлением называется условное по-
стоянное давление в цилиндре Р, которое, действуя па поршень
за время одного рабочего хода, совершает работу, эквивалент-
ную индикаторной работе действительного замкнутого цикла.
Геометрический смысл среднего индикаторного давления на-
312
глядно показан на рис. 3.18. Это величина постоянного давле-
ния условной прямоугольной диаграммы, равной длине и рав-
новеликой по площади индикаторной диаграмме F.
Полезная индикаторная работа цикла может быть представ-
лена в виде алгебраической суммы индикаторных работ отдель-
ных процессов:
Л =	(3.122)
где L..,— работа процесса подвода теплоты при Р = const;
L.h— работа политропического процесса расширения;
L— работа политропического процесса сжатия.
Выражая работу каждого процесса через параметры состоя-
ния газа, получим:
е-1	'К.	и2-1 -V.. hVc
L у ( у 2 V £	‘7
—— I Рс-Ра^-
"Н 11 Ус
.(3.123)
Подставляя в (3.123) соотношения
PZ=XPC; Рь= —
Z С "
El-
К-’
Е=Л-
V,-
V
Е = р6,
К.
р =Л
6"2 ’ " е"1
Р =
имеем:
Графически среднее индикаторное давление определяется
с помощью планиметрирования индикаторной диаграммы
(см. рис. 3.18):

(3.125)
где F — площадь индикаторной диаграммы, мм2;
/ — длина индикаторной диаграммы, мм;
т— масштаб давлений, мм/МПа.
313
3.8.3. Индикаторная мощность
Индикаторной мощностью называется мощность, соответ-
ствующая индикаторной работе замкнутого цикла.
Индикаторная работа цикла равна
L,.=	(3.126)
где — рабочий объем цилиндра, м3;
А — среднее индикаторное давление, кПа.
Рабочий объем цилиндра
TlD2
5,	(3.127)
где D — диаметр цилиндра, м;
.8' — ход поршня, м.
Тогда
(ЗЛ28)
С учетом частоты вращения коленчатого вала и тактности
дизеля цилиндровая индикаторная мощность равна
тс!)2
Nin =-----Sk^n,	(3.129)
,ц 4-60
где п — частота вращения вала дизеля, об/мин;
кх — коэффициент тактности (для 2-тактных кх = 1, 4-тактных
кх = 0,5).
Для многоцилипдрового дизеля:
N. = zNin = 0,0131D2SA:tP,7?z(	(3.130)
где z — число цилиндров двигателя.
314
3.8А	. Индикаторный КПП
Индикаторный КПД представляет отношение количества теп-
лоты, преобразованной в индикаторную работу газов в цилин-
дре, к количеству теплоты, подведенной в цилиндр с топливом,
Li _3600Лг,-
(3.131)
!епод
где 3600— термический эквивалент единицы работы (1 кВт ч),
кДж/(кВтч);
Вч — часовой расход топлива, кг/ч;
QH — низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг.
Обозначим
(3.132)
где Ь: — удельный индикаторный расход топлива, кг/(кВт-ч).
Тогда
3600
п'=вд?	<3133’
Для серийных типов дизелей:
двухтактных д. = 0,42-0,48; Ь. = 0,177-0,204 кг/(кВт-ч);
четырехтактных Т].= 0,45-0,50; Ь. = 0,170-0,190 кг/(кВт-ч).
3.8.5.	Эффективная мошность
Эффективной мощностью называется полезная мощность,
передаваемая потребителю с коленчатого вала дизеля.
Эффективная мощность дизеля меньше индикаторной иа ве-
личину мощности механических потерь:
Ne=Ni-NM-	О-134)
315
К механическим потерям относят: потери на трение в движу-
щихся деталях двигателя; потери на привод вспомогательных
агрегатов; насосные потери, создаваемые движением поршня.
Эффективную мощность дизель-генераторпой установки, кВт,
нагруженной на водяной реостат, определяют по результатам
измерений:
<3-135’
где Т)г — к.п.д. генератора;
1Г — ток тягового генератора, А;
Uv— напряжение тягового генератора, В.
Эффективную мощность дизеля, работающего на гидравли-
ческую передачу, определяют по результатам стендовых испыта-
ний:
N	ПМЧ’П
с 30
(3.136)
где М — крутящий момент, определяемый по результатам стендовых
испытаний, кНм;
п— частота вращения, мин '.
3.8.6.	Механический KfUI
Передача мощности к потребителю сопровождается рядом
перечисленных выше механических потерь. В качестве показате-
ля, позволяющего оцепить уровень механических потерь, ис-
пользуется механический КПД:

(3.137)
Согласно опытным данным, механический КПД дизелей с
наддувом при работе па номинальной мощности находится в
пределах:
316
малооборотные — Т]м= 0,88-0,91;
среднеоборотные — Т]м - 0,89-0,91;
высокооборотные — т|м = 0,80-0,85.
3.8.7.	Среднее эффективное давление
Среднее эффективное давление Ре характеризует собой сред-
нюю удельную работу цилиндра за цикл, отнесенную к валу
отбора мощности дизеля.
По аналогии с Р., величину Р определяют из отношения
(3.138)
где L, — средняя эффективная работа одного цилиндра дизеля за цикл,
кДж.
Если
60ЛГ,
kxnz ’
(3.139)
то в результате преобразований (3.138), имеем
0,013\D2Skxnz
(3.140)
Значения среднего эффективного давления Р, при номиналь-
ной мощности дизеля, находятся в пределах:
четырехтактные — Рс = 1,2-2,5 МПа;
двухтактные — Р = 0,75-1,2 МПа.
Величина Ре используется для оценки уровня форсировки
Двигателя, его тепловой и динамической напряженности.
3.8.8.	Эффективный к.п.д.
Эффективным КПД называется отношение количества тепло-
ты, преобразованной в эффективную работу, к количеству теп-
лоты, подведенной в цилиндр с топливом:
317
Le	3600
Q	BQ	(3.141)
Обозначим
h
(3-142)
e
где b — удельный эффективный расход топлива, кг/(кВтч).
Тогда
3600
П'=Г5“'	(3.143)
Для серийных дизелей эффективный к.п.д. находится в следу-
ющих пределах:
малооборотные — Ь(, = 0,204-0,207 кг/(кВт-ч); Т]с = 0,40-0,42;
среднеоборотные — Ье = 0,204-0,211 кг/(кВт-ч); т|с = 0,41-0,42;
высокооборотные — Ье = 0,211-0,245 кг/(кВт-ч); т]с= 0,35-0,41.
3.8.9.	Влияние различных факторов ни
иникаторные а эффективные показатели
Выразим индикаторные и эффективные показатели дизеля
через параметры рабочего процесса. Выразим часовой расход
воздуха в виде двух уравнений:
GB = 28,97aL0B4,	(3.144)
где В,. — часовой расход топлива,
GB=^-SKxnzlsr\K,	(3.145)
где — плотность воздуха.
^s~ RSTS~	(3.146)
318
Приравняв правые части уравнений (3.144) и (3.145) и решив
равенство относительно Вч, получим:
4	4-8,315aL07's
(3.147)
Подставляя (3.147) в формулу для определения индикаторно-
го КПД и индикаторного удельного расхода топлива, имеем;
п =8>315^о?И;
(3.148)
	v 433 «да/
Тогда в результате совместного решения уравнений для 7V., р,
Т|м получим:

(3.150)
Ne =0>0167Ks^z^y5tiht1m.	(3.151)
Уравнения (3.149), (3.150), (3.151) позволяют оценить главные
факторы, влияющие на эффективные и индикаторные показатели
работы дизеля, и определить пути их повышения.
Влияние сорта топлива. При изменении фракционного соста-
ва топлива и сохранении а индикаторные показатели могут как
улучшаться, так и ухудшаться. Ухудшение может быть в случае
Использования легких сортов топлива, при которых увеличива-
ется сжимаемость топлива, уменьшается длина распыливания
струи топлива, увеличивается угол рассеивания топливных
струй. Улучшение индикаторных показателей может иметь мес-
то при использовании топлив с пониженным содержанием лег-
ких фракций, воспламенение которых носит резкий взрывооб-
разный характер.
319
Нагрузка дизеля. При увеличении а снижаются потери от
неполноты сгорания, увеличивается термический и индикатор-
ный КПД. При падении нагрузки уменьшается давление впрыс-
ка топлива и увеличивается относительное количество тепло-
ты, передаваемой системе охлаждения. В результате чего т|. по-
нижается несмотря на то, что при (т]./а)тах получается (Р)шах
и дизель регулируется на режим работы, при котором наимень-
шие дымность отработавших газов и теплонапряженность де-
талей.
Условия охлаждения. Применение специальных материалов
узлов цилиндропоршневой группы и их покрытие теплоизоли-
рующими материалами позволяет снизить потери с охлаждаю-
щей жидкостью и повысить Т|.
Степень сжатия. Увеличение степени сжатия благоприятно
сказывается па самовоспламеняемость топлива, обеспечивает бо-
лее качественное сгорание и, как следствие, повышение Т| Одна-
ко при высоких е резко увеличивается давление газов в цилин-
дре, которое сопровождается дополнительными механическими
потерями и ростом динамической напряженности деталей. По-
этому стремятся устанавливать е ближе к нижнему пределу,
обеспечивающему достаточный пуск двигателя в зимнее время.
Параметры впрыска топлива. Угол опережения впрыска топ-
лива, качество распыливания топлива и распределение его по
камере сгорания должны быть подобраны таким образом, что-
бы тепловыделение завершалось через 35-40° после ВМТ. Нали-
чие растянутого горения, подвпрыски топлива, низкая дисперс-
ность капель распыленного топлива приводят к повышенному
дымлению и снижению т].
За оптимальный угол опережения впрыска топлива принима-
ют значение, при котором достигаются (Р)шах и (ft.)min.
Наполнение цилиндров. При неизменной цикловой подаче
топлива увеличение Т]и и у$. ведет к пропорциональному росту а
Это способствует увеличению Т]. и Р.. При увеличении цикловой
подачи топлива пропорционально росту т|п и у?, величина а
остается неизменной.
Параметры окружающей среды. При увеличении Ts и сниже-
нии Ps уменьшается массовое наполнение цилиндра воздухом.
При неизменной цикловой подаче топлива это приведет к сни-
жению а и т].. Следует отметить, что каждому дизелю свойствен-
на своя зависимость т|. = /(а), поэтому степень влияния парамет-
320
ров окружающей среды на мощностные и экономические пока-
затели различных дизелей неодинакова.
Частота вращения. С ростом частоты вращения улучшается
качество распиливания топлива, снижается теплоотдача с ох-
лаждающей жидкостью и т|. увеличивается. Однако при увеличе-
нии п увеличиваются механические потери и Nc снижается.
Поэтому в зоне малых и должен обеспечиваться хороший
распыл топлива и достаточный а для надежной, экономичной и
бездымной работы дизеля.
Количество цилиндров. С увеличением количества цилиндров
и сохранением их размерности мощность дизеля увеличивается.
Увеличение цилиндров z > 20 для тепловозных дизелей нежела-
тельно, так как это приводит к усложнению конструкции дизеля,
увеличению массы и снижению его надежности.
Тактпость. Исходя из (3.151), двухтактные дизели более пред-
почтительны при прочих равных условиях. Однако вследствие
ухудшения качества очистки цилиндров от отработавших газов
и наполнения цилиндров свежим воздухом не удается достичь у
этих дизелей высоких значений Т|.. Кроме того, выполнение ра-
бочего хода поршня при каждом повороте коленчатого вала
дизеля увеличивают У и снижают У
Поэтому четырехтактные дизели наиболее предпочтительны и
обладают более высокими технико-экономическими показателями.
3.9.	Топлива, применяемые в дизелях
3.9.1.	Требования, предъявляемые
к топливам
Для обеспечения падежного пуска, экономичной и безотказ-
ной работы двигателя топлива должны отвечать следующим
требованиям:
—	иметь оптимальные значения плотности, вязкости, сжимаемо-
сти, прокачиваемости, обеспечивающие качественную подачу
топлива в цилиндры двигателя на всех режимах его работы;
—	обладать высокими экологическими качествами;
—	обеспечивать падежный пуск и полноту сгорания топлива;
—	иметь минимальную склонность к образованию нагара и
агрессивных продуктов;
I 1 1.N-
321
— иметь хорошую моющую способность;
— сохранять свои свойства при транспортировке и хранении;
— не содержать механических примесей и воды.
3.9.2.	Нормируемые физико-химические
свойства топаиви
Фракционный состав. Фракцией топлива называют его часть,
выкипающую в определенном диапазоне температур. Фракци-
онный состав топлива характеризуется количеством отдельных
фракций, выраженных в процентах к общему объему.
Фракционный состав оказывает влияние на расход топлива,
дымность отработавших газов, пуск двигателя, износ трущихся
деталей, нагарообразование и закоксовывание форсунок, приго-
рание поршневых колец. Чувствительность рабочего процесса
дизеля к фракционному составу топлива во многом зависит от
типа смесеобразования в двигателе. Чем выше давление, темпе-
ратура и интенсивность движения заряда в камере сгорания дви-
гателя, тем меньше сказывается влияние фракционного состава
топлива на процесс сгорания.
Применение дизельного топлива с тяжелым фракционным
составом приводит к увеличению расхода топлива, ухудшению
пуска двигателя, повышению нагарообразования и закоксовы-
ванию форсунок, повышенному износу деталей, увеличению
дымности отработавших газов.
С облегчением фракционного состава топлива снижается це-
тановое число, уменьшается вязкость топлива, возрастает износ
топливоподающей аппаратуры, увеличивается жесткость работы
дизеля, улучшаются пусковые свойства дизеля.
Фракционный состав топлива характеризует его испаряе-
мость, т.е. способность топлива переходить из жидкого состоя-
ния в газообразное. Наиболее важными точками фракционного
состава являются температуры выкипания 10, 50, 90 и 96% топ-
лива. Температура выкипания 10% топлива характеризует нали-
чие легких фракций, которые определяют его пусковые свойства.
За температуру начала кипения (/нк) принимают температуру
пара, соответствующую падению в холодильник стандартного
прибора первой капли конденсата. Для нормального запуска
322
холодного двигателя необходимо, чтобы температура выкипа-
ния 10% топлива была не выше 140-160°С. Температура выкипа-
ния 50% топлива (средняя испаряемость) характеризует рабочие
фракции топлива, которые обеспечивают прогрев, приемистость
и устойчивость работы двигателя, а также плавность перехода с
одного режима на другой. Для обеспечения нормальной работы
двигателя эта точка должна лежать в пределах 250-280°С. Пол-
нота испарения топлива в двигателе характеризуется температу-
рой выкипания 90% топлива. При слишком высоких значени-
ях этой температуры хвостовые фракции не успевают испарять-
ся, остаются в жидкой фазе в виде капель и пленки, которые,
стекая по стенкам цилиндра, приводят к повышенному иагаро-
образованию, разжижению масла и форсированному износу.
Температура выкипания 90% топлива должна быть в пределах
300-320°С. Температура отгона 96% топлива практически соот-
ветствует концу разгонки и для дизельных топлив находится в
пределах 330-360°С.
За температуру конца кипения (/кк) для дизельных топлив
Принимают температуру выкипания 96% топлива.
Групповой химический состав показывает содержание в про-
центах различных групп углеводородов в составе топлива. Ди-
стиллятные топлива содержат около 30-55% предельных, 5-15%
Нафтеновых, 30-50% ароматических углеводородов.
Групповой химический состав топлива позволяет качествен-
но оценить способность топлива к самовоспламенению.
Теплота сгорания. Это количество теплоты, которое выделя-
ется при сгорании 1 кг топлива. Теплота сгорания углеводород-
ных топлив лежит в пределах QH = 39800-44000 кДж/кг.
Плотность. Под плотностью топлива рт подразумевают отно-
шение массы топлива к занимаемому объему. В международ-
ной системе единиц (СИ) плотность выражается в кг/м3.
Плотность нефтепродуктов определяют при температуре 20°С
и относят к плотности воды при 4°С. Поэтому плотность нефте-
продуктов принято обозначать через рт20, которая является нор-
мируемой безразмерной величиной.
Экспериментальное определение плотности часто выполняют
при температуре, отличающейся от 20°С. Пересчет плотности в
Диапазоне температур 0-50°С может быть выполнен по форму-
ле, предложенной Д.И. Менделеевым:
п*
323
Рт20 = Р'т + К/-20),	(3.152)
где р'т — плотность при температуре испытания, г/см3;
у — средняя температурная поправка плотности на ГС (табл. 3.4);
1 — температура, при которой проводится опыт, °C.
Плотность используется для перевода объемного расхода
нефтепродуктов в массовый расход. Изменение плотности от
изменения температуры вызывает изменение цикловой подачи
топлива и, как следствие, приводит к изменению мощности ди-
зеля.
Вязкость. В любой жидкости под влиянием внешней силы
происходит перемещение молекул вещества относительно друг
друга. Возникающее при этом трение между молекулами, т.е.
внутреннее сопротивление этому перемещению, называется
внутренним трением или вязкостью.
Вязкость является важнейшей физической константой топлив,
характеризующей степень их текучести по трубопроводам.
Для оценки вязкостных свойств топлив пользуются единицами
динамической, кинематической, удельной и условной вязкости.
Таблица 3.4. Таблица средних температурных поправок
плотности нефтепродуктов
Плотность, г/см’	Температурная поправка на 1°С	Плотность, г/см’	Температурная поправка на 1 °C
0,6900-0,6999	0,000910	0.8500-0,8599	0,000699
0,7000-0,7099	0,000897	0,8600-0.8699	0,000686
0,7100-0,7199	0,000884	0,8700-0,8799	0,000673
0,7200-0,7299	0,000870	0,8800-0.8899	0,000660
0,7300-0,7399	0,000857	0,8900-0,8999	0.000647
0,7400-0,7499	0,000844	0,9000-0,9099	0.000633
0,7500-0,7599	0,000831	0,9100-0,9199	0,000620
0,7600-0,7699	0,000818	0,9200-0,9299	0,000607
0,7700-0,7799	0,000808	0,9300-0,9399	0,000594
0,7800-0,7899	0,000792	0,9400-0,9499	0,000581
0,7900-0,7999	0,000778	0,9500-0,9599	0,000567
0,8000-0,8099	0,000765	0,9600-0,9699	0,000554
0,8100-0,8199	0.000752	0.9700-0,9799	0.000541
0,8200-0,8299	0,000738	0,9800-0,9899	0,000528
0,8300-0,8399	0,000725	0,9900-1,0000	0,000515
0,8400-0,8499	0.000712		
324
Динамическая (абсолютная) вязкость т| — это сила сопротив-
ления, которая возникает при перемещении со скоростью 1 см/с
двух слоев жидкости площадью в см2, находящихся друг от друга
на расстоянии 1 см. Если эта сила будет равна 1 дин, то динами-
ческая вязкость в единицах CGS выразится в г/(см/с) и соответ-
ствует 1 пуазу (П). Сотая часть пуаза составляет саптипуаз (сП).
В единицах СИ динамическая вязкость выражается в Па-с;
1 П = 0,1 Па с; 1 сП = 0,001Па-с. Для сравнения — динамическая
вязкость дистиллированной воды при 20,2°С равна 1 сП.
Кинематическая вязкость v есть отношение динамической
вязкости топлива к его плотности при той же температуре. Еди-
ницей кинематической вязкости является Стокс (Ст), выра-
жаемый в системе GGS в см2/с. Сотая доля Стокса есть санти-
стокс (сСт): 1сСт = 0,01 см2/с. В единицах СИ 1 Ст = 104м2/с;
1 сСт = 106м2/с. В стандартах на дизельное топливо кинемати-
ческая вязкость нормируется в мм2/с (1 сСт = 1 м2/с).
Вязкость нефтепродуктов существенно зависит от температу-
ры, поэтому получаемое значение вязкости должно обязательно
сопровождаться указанием температуры, при которой определя-
лась вязкость. С повышением температуры вязкость топлива по-
нижается. Для обеспечения качественного распыливания утяже-
ленных топлив необходим их подогрев до температуры 45-110°С.
Приборы для определения вязкости называются вискозимет-
рами. Чаще всего для определения кинематической вязкости по
ГОСТ 33-82 пользуются стеклянными вискозиметрами типа
ВПЖ-2 и типа Пинкевича, с помощью которых измеряют вяз-
кость прозрачных нефтепродуктов при положительной и отри-
цательной температурах.
В основе метода лежит известная формула Пуазейля для ди-
намической вязкости:
т| = itpiAxl(%LV),	(3.153)
где р — давление, при котором происходит истечение жидкости из ка-
пилляра;
г — радиус капилляра.
Температурой вспышки называется температура, при которой
пары нефтепродукта, нагреваемого в стандартных условиях,
образуют с окружающим воздухом смесь, вспыхивающую при
поднесении к ней пламени.
325
Температура вспышки в известной степени характеризует
пожароопасность нефтепродукта.
По температуре вспышки можно составить представление о
характере углеводородов, входящих в состав топлива, а также о
наличии примесей легкоиспаряющихся компонентов. Высококи-
пящие углеводороды повышают температуру вспышки.
На температуру вспышки некоторое влияние оказывают ат-
мосферное давление и влажность воздуха. Чем выше атмосфер-
ное давление, тем выше температура вспышки. Изменение дав-
ления на 1 мм рт. ст. вызывает в среднем изменение температуры
вспышки на 0,0345°С.
Повышенная влажность воздуха увеличивает температуру
вспышки, так как при этом в паровоздушной смеси парциаль-
ное давление воздуха будет уменьшено за счет присутствия во-
дяных паров.
Применяемые стандартные дизельные топлива имеют темпе-
ратуру вспышки не ниже 61 °C.
Содержание воды и механических примесей. Чистоту топлива
оценивают коэффициентом фильтруемости (по ГОСТ 19006-73),
который представляет собой отношение времени фильтрования
через фильтр из бумаги БФДТ при атмосферном давлении деся-
той порции фильтруемого топлива к первой.
Этот показатель определяет эффективность и надежность ра-
боты двигателя, особенно его топливной аппаратуры. Для плун-
жеров и гильз топливных насосов высокого давления (ТНВД)
зазоры составляют 1,5-4,0 мкм. Частицы загрязнений, попадаю-
щие в топливо из атмосферной пыли и других источников, име-
ющие размеры более 4,0 мкм, вызывают повышенный износ де-
талей и прецизионных (точных) пар ТНВД, что предопределяет
и соответствующие требования к очистке топлива.
На фильтруемость топлив влияет наличие воды, механичес-
ких примесей, смолистых веществ, мыл нафтеновых кислот.
В товарных дизельных топливах содержится в основном раство-
ренная вода от 0,002 до 0,008% (гидрид-кальциевый метод опре-
деления), которая не влияет на коэффициент фильтруемости.
Нерастворенная в топливе вода — 001 и более процентов —
приводит к повышению коэффициента фильтруемости, однако
влияние этого фактора неоднозначно. Присутствие в топливе по-
верхностно-активных веществ — мыл нафтеновых кислот, смо-
листых и сероорганических соединений — усугубляет отрица-
326
тельное влияние эмульсионной воды на фильтруемость топлив.
Достаточно (15-20)10^% мыл нафтеновых кислот, образующих-
ся при защелачивании топлив, чтобы коэффициент фильтруемо-
сти повысился с 2 до 4-5.
Содержание механических примесей в товарных топливах,
выпускаемых на НПЗ, составляет 0,002-0,004% (отсутствие по
ГОСТ 6370-89).
Это качество не отражается на коэффициенте фильтруемости
при исключении других отрицательных факторов. Обычно коэф-
фициент фильтруемости дизельных топлив находится в пределах
1,5-2,5.
Для дизельного топлива по ГОСТ 305-82 марок «Л»,»3»,»А»
значение коэффициента фильтруемости не должно быть более 3.
Содержание серы в топливе. Коррозионная активность ди-
зельных топлив зависит только от наличия активных гетероа-
томных соединений топлива. К таким активным соединениям
относятся элементарная сера, сероводород, меркаптаны, карбо-
новые кислоты.
Элементарная сера взаимодействует с металлами, образуя
сульфиды по реакции:
n(S) + Me -> McSn.	(3.154)
Особенно подвержены коррозийному воздействию элемент-
ной серы медь и сплавы на ее основе.
Сероводород также образует сульфиды, взаимодействуя с
железом, свинцом, свинцовистыми сплавами, сурьмой, медью и
медными сплавами по реакции:
n(H2S) + Me -> MeS,+ пН2?.	(3.155)
Меркаптаны при контакте с металлами образуют меркаптиды:
n(RSH) + Me -> (RS)„Me + 0,5иН/Г.	(3.156)
Коррозионная активность меркаптанов проявляется в отно-
шении никеля, свинца, свинцовистых сплавов, меди, медных
сплавов и черных металлов.
Коррозионная активность меркаптановой серы в дизельном
топливе существенно зависит от присутствия в нем свободной
воды и растворенного кислорода, которые ускоряют процесс
образования меркаптанов за счет реакции между гидроксидами
металла и меркаптанами, например по реакции:
327
Fe + H2O + 0,5O2 —» Fc(OH)2; (3.157)
Fc(OH), + 2RSH (RS2)Fc + 2H2O.	(3.158)
Свободная вода в топливе, содержащем меркаптаны, приво-
дит к увеличению коррозийного воздействия на образцы раз-
личных сталей в несколько раз.
В дизельном топливе содержание серы составляет не более
0,2%. В результате соединения серпого ангидрида с парами воды
образуются пары агрессивной серной кислоты H2SO4. Темпера-
тура конденсации паров серной кислоты зависит от парциально-
го давления ее паров в цилиндре. Парциальное давление зависит
от содержания серы в топливе. Чем выше содержание серы, тем
выше точка росы паров серной кислоты. Для нейтрализации
вредного влияния серы применяются высокощелочные масла.
Зольность. Характеризуется величиной твердого остатка после
сгорания топлива. Зола, образующаяся после сгорания топлива в
цилиндре, способствует абразивному износу ЦПГ, выпускных
клапанов, соплового и лопаточного аппарата турбокомпрес-
сора. Зольность топлива оценивается в процентах к его массе.
В дизельных топливах зольность не должна превышать 0,01%.
Цетановое число представляет собой процентное по объему
содержание цетана в смеси с а-метилнафталином. Цетан (С]6Н34)
является представителем предельных углеводородов и обла-
дает высокой способностью к самовоспламенению. Его цета-
новое число условно принято равным 100. а-метилпафта-
лии (СШН7СН3) является представителем ароматических углево-
дородов и обладает низкой способностью к самовоспламенению.
Его цетановое число условно принято равным пулю.
Чем выше содержание предельных углеводородов в составе
топлива и ниже содержание ароматических, тем выше цетановое
число топлива. Для дизельных топлив цетановое число должно
быть не ниже 45-50.
3.9.3.	Сорта то паи в а их характеристики
В табл. 3.5 приведены основные характеристики стандартных
дизельных топлив (летнее, зимнее и арктическое). Топливо УФС
соответствует дизельному топливу с повышенным содержанием
легких фракций. Опыт примепениея УФС показывает, что его
328
Таблица 3.5. Основные характеристики дизельного топлива
для транспортных дизелей
Показатель	Л	3	А	УФС
Цетановое число не менее	45	45	45	45
Фракционный состав, С нс выше: 50% (об.) 96% (об.)	280 360	280 340	255 330	290
Вязкость кинематическая при 20°С, мм2/с	3,0-6,0	1,8-5,0	1,5-4,0	.3,0-6,5
Температура, °C, не выше: застывания помутнения	-10 -5	-3/-45 -2/-35	-55	0 5
Температура вспышки в закрытом тигле, °C, не ниже: для тепловозных и судовых дизелей для дизелей общего назначения	62 40	40 35	35 30	61 40
Содержание меркапта- новой серы, %, не более:	0,01	0,01	0,01	0,01
Содержание серы, %, нс более:				0,2-0,5
Испытания на медной пластинке	Выдерживает			
Содержание фактических смол, мг/100 см3, не более	40	30	30	
Кислотность, мг КОН/ЮО см3, не более	5	5	5	5
Иодное число, г /100 г, ие более	6	6	6	6
Зольность, %, нс более	0,01	0,01	0,01	0,01
Коксуемость 10%-ного остатка, нс более	0,30	0,30	0,30	0,30
Коэффициент фильтруе- мости, нс более	3	3	3	3
Плотность при 20°С, кг/м3, не более	860	840	830	860
329
использование для среднеоборотных тепловозных дизелей вы-
зывает повышенное дымление и снижение технико-экономичес-
ких показателей в среднем на 5%.
Топливо с пониженным содержанием легких фракций относи-
тельно стандартного наиболее перспективно, так как улучшает
свойства двигателя и позволяет увеличить технико-экономичес-
кие показатели в среднем до 5%. Наиболее целесообразно при-
менять указанное топливо на режимах малых нагрузок и хо-
лостого хода. Основные характеристики топлива с пониженным
содержанием легких фракций (ДТПЛФ) приведены в табл. 3.6.
С целью дополнительного улучшения процессов сгорания,
уменьшения вредных выбросов, снижения нагароотложения на
узлах цилипдропоршневой группы и распылителях форсунок
применяются топливные присадки: СП-2, НТ-204У, ВНИИНП-
101 (Россия), F-11 (Франция), Перолин-622ДЕ, Dodiflow 3905
Таблица 3.6. Основные показатели топлив с пониженным
содержанием легких фракций
Наименование показателя	Содержание серы, %	
	0,2	1,0
Цетановое число, не менее	45	40
Вязкость кинематическая при 20 °C, мм2/с, не более	10,0	12,0
Температура застывания, °C, не ниже	+5	+5
Температура вспышки, определяемая в закрытом тигле, °C, не ниже	40	40
Массовая доля серы в топливе, %, не более	0,2	0,5
Содержание сероводорода	Отсутствует	
Испытание на медной пластинке	Выдерживает	
Содержание водорастворимых кислот и щелочей	Отсутствует	
Кислотность, мгКОН на 100 см 'топлива, не более	5	5
Зольность, %, не более	0,01	0,05
Коксуемость 10% остатка, %, не более	0,30	1,0
Цвет в единицах ЦНТ, не более	2,0	Не норм.
Содержание механических примесей	Отсутствует	
Содержание воды	Отсутствует	
Плотность при 20 °C, кг/м3, не более	860	
330
(ФРГ), Dipetane (Ирландия), Адизоль Т-4 (Россия, Финляндия)
и другие.
Опыт их использования показывает, что добавление до 1%
присадки в топливо позволяет достичь экономии дизельного
топлива до 10%, снизить выброс окислов углерода на 20% и
окислов азота на 10-15%.
3.10.	Смесеобразование а сгорание в дизоаях
3.10.1.	Проиесс подача топлива
Для эффективного сгорания топлива процесс подачи должен
удовлетворять следующим требованиям:
—	осуществлять подачу топлива в цилиндр до ВМТ (за
5-*-30°п.к.в.);
—	обеспечивать продолжительность впрыска в пределах
20-!-45оп.к.в.;
—	впрыскивать топливо в мелкодисперсной фазе со скорос-
тью, достаточной для распределения капель топлива по
камере сгорания;
—	обеспечивать подачу топлива в количестве, соответствую-
щем скоростному и нагрузочному режимам работы дизеля.
Для оценки параметров процесса впрыска топлива пользуют-
ся дифференциальными и интегральными характеристиками
впрыскивания (рис. 3.19).
Дифференциальная характеристика (кривая 1) — это зависи-
мость объемной скорости подачи топлива из распылителя фор-
сунки от угла поворота (р коленчатого вала дизеля.
Интегральная характеристика (кривая 2) — это зависимость
количества (объема) поступившего топлива к рассматриваемо-
му углу поворота коленчатого вала дизеля.
При известной плотности рт цикловую подачу топлива мож-
но определить по формуле:
*ц=РЛВп>	(3-159)
где 1/вп — объем впрыснутого топлива.
Струя распыленного топлива характеризуется следующими
показателями: длиной £.т, шириной В.т, углом конуса распы-
331
Рис. 3.19.
Дифференциальная (1)
и интегральная (2)
характеристики
впрыска
лепного топлива фст и средним диаметром капли (d^) распылен-
ного топлива (рис 3.20)
В поперечных сечениях струи скорость движения капель и их
количество возрастают по мере приближения к оси струи.
Мелкодисперсность и однородность распиливания зависят от
конструктивных параметров топливной аппаратуры (диаметра
плунжера, профиля топливного кулачка, суммарной площади
распыливающих отверстий), регулировки топливной аппарату-
ры и режима работы дизеля.
332
3.10.2.	Проиесс смесеобразования
В дизелях смесеобразование происходит внутри цилиндра. В
газодизелях основная часть топлива — газ — подается через
наддувочный коллектор, а небольшая порция дизельного топ-
лива (запальная порция) впрыскивается в цилиндр и обеспечи-
вает воспламенение и сгорание газа.
Процессы смесеобразования в дизелях включают в себя рас-
пыливаиие топлива и развитие топливного факела, прогрев, ис-
парение, перегрев топливных паров и смешение их с воздухом.
Смесеобразование начинается практически в момент начала
впрыскивания топлива и заканчивается одновременно с концом
его сгорания. Развитие и совершенство смесеобразования опре-
деляются характеристиками впрыскивания и распиливания, ско-
ростями движения заряда в камере сгорания, свойствами топли-
ва и заряда, формой, размерами и температурами поверхнос-
тей камеры сгорания, взаимным направлением движения топ-
ливных струй и заряда. Степень влияния отдельных факторов
зависит от типа камеры сгорания.
Если топливо распыливается в камере сгорания, то смесеоб-
разование называют объемным. Оно осуществляется в одпопо-
лостпых (неразделенных) камерах сгорания, имеющих малую
глубину и большой диаметр, характеризуемый безразмерной
величиной - отношением диаметра камеры сгорания к диаметру
цилиндра: с/кс/.Р = 0,75...0,85.
При объемном способе смесеобразования существует не-
сколько группы форм камер сгорания (рис. 3.21)
При объемном способе смесеобразования прогрев и испаре-
ние топлива происходят в основном за счет высокой температу-
ры рабочего тела, охваченного струями топлива. Скорость ис-
парения зависит от упругости паров топлива и распределения
капель топлива в объеме камеры сгорания. Угол рассеивания
топливных струй находится в пределах уст = 20°.
Величина проходного сечения определяется типом и раз-
мерами дизеля, величиной наддува. Средний диаметр капли рас-
пыленного топлива зависит от \if и величины давления впрыска
топлива, которое обеспечивается в пределах 20-40 МПа.
Объемно-пленочный способ и разделенные формы камер сго-
рания в локомотивных энергетических установках не использу-
ются.
333
a — камера сгорания с выемкой в поршне; б - камера сгорания с
выемкой в крышке цилиндров; в — камера сгорания между поршнями
3.10.3.	Факторы, ваияюшие но качество
распиливания топлива
Дисперсность распиливания зависит, главным образом, от ско-
рости истечения струи топлива из сопла, диаметра сопла, поверхно-
стного натяжения топлива и плотности рабочей смеси в цилиндре.
Распиливание струи топлива на мельчайшие капли происхо-
дит под действием внутренних и внешних по отношению к струе
факторов. Первичный распад струи на выходе из сопла происхо-
дит под влиянием продольных и поперечных возмущений, воз-
334
пикающих в струе вследствие турбулентности потока и сжима-
емости топлива. При выходе струи из сопла па нее оказывают
действие внешние факторы - аэродинамические силы сопротив-
ления рабочей смеси, которые стремятся воспрепятствовать про-
никновению струи в камеру сгорания. Эти силы способству-
ют отрыву частиц топлива с неровностей на поверхности струи
и элементов ее распада и дроблению последних па мельчай-
шие капли. С повышением плотности рабочей смеси эффект дей-
ствия аэродинамических сил на распыливание топлива возрас-
тает. Этим силам противодействуют силы поверхностного на-
тяжения и силы внутреннего сцепления молекул топлива, ко-
торые стремятся сохранить целостность струи. Понижение вяз-
кости топлива, например, путем подогрева ослабляет эффект
действия этих сил и способствует улучшению качества распили-
вания.
С повышением скорости истечения топлива из сопла эффект
действия внутренних возмущений на распад струи возрастает.
При этом возрастает также эффект действия аэродинамических
сил на дробление струи. Таким образом, с повышением скоро-
сти истечения топлива из сопла качество распиливания улучша-
ется. Дисперсность распиливания, необходимая для обеспечения
качественного сгорания топлива в дизелях, достигается при ско-
рости истечения топлива из сопла (О = 250-400 м/с.
Одним из главных факторов, влияющих на скорость истече-
ния топлива, является давление впрыскивания. Для обычных
цилиндрических сопел зависимость скорости истечения от давле-
ния впрыскивания выражается формулой, (м/с):
со=ф к -4’.......ю\	(3.160)
V Рт
где <рг — коэффициент истечения;
Р. — давление впрыскивания, кПа;
Р — давление газов в цилиндре, кПа;
рт — плотность топлива, кг/м3.
Коэффициент истечения <рг зависит от состояния поверхности
сопла. Для цилиндрических сопел с гладкой поверхностью и
335
закругленными кромками на входе его значения лежат в преде-
лах ф( - 0,7-5-0,8.
Величина давления впрыскивания зависит от конструктивных
параметров системы топливоподачи и физических свойств топ-
лива. Эта зависимость может быть определена из выражений
объемного расхода топлива форсункой и объемной подачи топ-
лива топливным насосом. Если принять допущение об отсут-
ствии утечек топлива через неплотности в топливном насосе и
форсунке и пренебречь вязкостью, сжимаемостью топлива и
упругостью трубопровода, то можно полагать, что объемный
расход топлива форсункой равен объемной подаче топливного
насоса:
Q. = Q .
(3.161)
Объемный секундный расход топлива форсункой (м’/с) мо-
жет быть выражен с помощью уравнения расхода:
бф =
(3.162)
где / — суммарное проходное сечение сопел, м2;
со — скорость истечения топлива из сопла, м/с.
С учетом выражения (3.160) уравнение (3.162) преобразуется
к следующему виду:
Объемная секундная подача топливного насоса (м’/с) выра-
жается уравнением:
' = t с ,
н •'пл пл’
(3.164)
где / — площадь поперечного сечения плунжера, м2;
с — скорость плунжера, м/с.
Скорость плунжера может быть определена из выражения
336
^пл ^пл ^ф
dx dip dx ’
(3.165)
где —— — скорость подъема плунжера по углу поворота колепчато-
d<? го вала;
<7<р
— — угловая скорость вращения коленчатого вала.
<7т
При постоянной частоте вращения п угловая скорость (с ')оп-
ределяется из выражения
с/ф КП	(-L
со = —- =—.	(3.166)
dx 30
С учетом выражений (3.165) и (3.166) уравнение объемной
подачи топливного насоса приобретает следующий вид:
__пл_2_
</<р 30
(3.167)
Приравняв правые части уравнений (3.163) и (3.167) па осно-
вании исходного положения (3.161) и решив равенство относи-
тельно Р , получим:
Р — Р+ f 1	,?2	/1 14,04
Н|> ~ 7 + 77Г770 —Т	~7~ п 	(3.168)
1810	)
Анализ уравнения (3.168) показывает, что давление впрыски-
вания Рф зависит от плотности топлива ут, отношения площади
плунжера топливного насоса к эффективному проходному сече-
нию сопел форсунки ~^п— -, скорости подъема плунжера в рас-
ФсЛ
dh
сматриваемыи момент впрыска — и частоты вращения вала
<7ф
двигателя п. Каждый из этих параметров в эксплуатации изме-
337
няется. Следовательно, меняется и характер изменения давления
в процессе впрыскивания.
В процессе эксплуатации двигателя сопла подвергаются изно-
су от трения с топливом. Их проходное сечение увеличивается,
и давление впрыскивания понижается. Вследствие этого ухудша-
ется качество распыливания и снижается экономичность двига-
теля.
Скорость подъема плунжера — зависит от профиля кулач-
<7(р
ковой шайбы топливного насоса.
В начале и конце хода скорость плунжера равна пулю. Наи-
большие значения скорости плунжера достигаются в период,
когда его подъем осуществляется средней, наиболее крутой ча-
стью профиля кулачковой шайбы. Подача топлива в цилиндр в
этот период происходит при высоких значениях давления впрыс-
кивания и, следовательно, обеспечивается наилучшее при
прочих равных условиях качество распыливания.
Осуществление отсечки при высокой скорости плунжера в
конце подачи обеспечивает резкое падение давления впрыскива-
ния и четкую посадку иглы форсунки. Период впрыскивания
при низких значениях Рф перед посадкой иглы оказывается не-
продолжительным. У дизелей с форсунками закрытого типа ми-
нимальное давление впрыскивания зависит от давления откры-
тия иглы. Последнее же регулируется путем изменения силы
затяжки форсуночной пружины форсунки и устанавливается та-
ким, при котором давление впрыскивания и качество распыли-
вания топлива на минимальной частоте вращения оказываются
достаточными для обеспечения устойчивой работы двигателя.
Одним из важнейших, конструктивных факторов, влияющих
па качество распыливания, является диаметр отверстия соплово-
го наконечника. Необходимое суммарное проходное сечение со-
пел может быть обеспечено разным сочетанием диаметра и ко-
личества сопел в распылителе форсунки. Как показывают
опытные данные, при уменьшении диаметра и увеличении коли-
чества сопел при сохранении неизменными всех прочих факто-
ров качество распыления улучшается.
При выборе диаметров сопел исходят не из условия обеспе-
чения наиболее мелкого распыливания, а из условия обеспече-
ния наилучшего смесеобразования и наиболее полного и свое-
338
временного сгорания топлива. Дело в том, что от диаметра
сопла зависит длина факела. Согласно опытным данным при
уменьшении диаметра сопла при прочих равных условиях
уменьшается также длина факела примерно пропорционально
корню квадратному из отношения диаметров сопел. При слиш-
ком малом диаметре сопла и качественном распыливании мел-
кие капли концентрируются вокруг форсунки, где для полного
сгорания топлива количество воздуха оказывается недостаточ-
ным. В то же время на периферии камеры сгорания остается
воздух, не вовлеченный в процесс сгорания. В результате этого
сгорание топлива оказывается неполным. При увеличении диа-
метра сопла качество распыливания ухудшается. Но более круп-
ные капли, обладая большей массой и большей кинетической
энергией, проникают до периферии камеры сгорания. Благодаря
этому обеспечивается более равномерная топливовоздушная
смесь и более полное сгорание топлива.
При другой крайности в выборе диаметра сопла, т.е. при
слишком большой величине диаметра, сгорание топлива также
ухудшается. В данном случае причиной ухудшения сгорания
является слишком грубое качество распыливания топлива и по-
падание части капель на относительно холодные стенки камеры
сгорания.
Таким образом, наибольшая экономичность на заданном ре-
жиме работы у каждого двигателя достигается при вполне опре-
деленном диаметре сопел, который зависит главным образом от
диаметра цилиндра и формы камеры сгорания. У существую-
щих дизелей диаметры сопел составляет dc = 0,15-1,10 мм.
Из физических свойств топлива наибольшее влияние на мел-
кость и однородность распыливания оказывает вязкость. Вяз-
кость уменьшает возмущение в потоке при его движении в рас-
пылителе, с увеличением вязкости мелкость и однородность
распыливания ухудшаются. Силы поверхностного натяжения
препятствуют распаду струй и капель, но способствуют дробле-
нию пленок и нитей, поэтому влияние этих сил менее значитель-
но. С увеличением вязкости и сил поверхностного натяжения
уменьшаются угол рассеивания и ширина струи и увеличивается
ее длина. Длина струи с увеличением плотности топлива при
прочих равных условиях увеличивается. На параметры распы-
ливания и развитие струи влияет вид топлива, а при пуске дизе-
ля — температура окружающей среды. При снижении последней
339
возрастает вязкость топлива, находящегося в топливной систе-
ме, что ухудшает мелкость и однородность распыливания, пока
двигатель пе будет прогрет.
Физическое состояние заряда в камере сгорания к моменту
впрыскивания топлива характеризуется следующими величина-
ми: давлением в начале впрыскивания (2,5...5,0 МПа), темпера-
турой (750... 1000 К), плотностью газов в камере сгорания, пре-
вышающей плотность окружающей среды в 12...30 раз. Тем-
пература и давление в цилиндре двигателя после начала види-
мого сгорания резко возрастают.
Повышение плотности газовой среды, в которую впрыскива-
ют топливо, увеличивает аэродинамическое сопротивление дви-
жению капель, что способствует распаду струи и дроблению
крупных капель. Однако при повышении плотности газовой сре-
ды капли быстрее тормозятся и могут не успевать достичь неус-
тойчивой формы. Такие капли дробиться не будут, так как при
снижении их скорости силы аэродинамического сопротивления
станут меньше сил, создаваемых поверхностным натяжением,
препятствующим деформации капель. Опыты показывают, что
с повышением плотности газовой среды мелкость распылива-
ния изменяется незначительно. Существенное влияние плотность
газовой среды оказывает на длину, угол рассеивания и шири-
ну струи. С повышением плотности среды резко снижается дли-
на струи (из-за увеличения сил аэродинамического сопротив-
ления). Одновременно в случае многоструйных распылителей
при уменьшении длины увеличивается угол рассеивания струи
и выравнивается распределение топлива в ее поперечных сече-
ниях.
В случае отклонения физических свойств топлива от стандар-
тных параметров, качество распыливания топлива может быть
определено из обобщенных зависимостей А.С. Лышевского.
Средняя концентрация топлива в сечении факела:
ДЛпр
А0,3/	0,2,	.0.2/	ч0,8
Нт | | ат ] | Рт
(3.169)
Угол конуса факела:
340
К
ИСП
I к
ДЛшр
Д^впр ;
\0.32
РтСП
Рт
xQ.Hz
-.ИСП
CT
\0.25z
\0.04
Рт
РтСП ,
Г .ИСП
1-0,004 -!—
'1
(3.170)
CT
РтСП
x
с”СП
P
X
Дальность струи:
ИСП
ДРвпр
А рИСП
А^впр J
\0.52
Рт
ц"сп
x0.16z
-.ИСП
CT
x°,25z
Рт'”
Рт
\0.26
(3.171)
Средний диаметр капель топлива в факеле:
d
к
^ИС"
к
дрнси
впр
ДР
впр J
0,266
р„,
Рт"
с 0,146
От
сг‘,'с"
\O,193 Z \0.486
Рт
-ИСП
Рт
(3.172)
Скорость впрыска
топлива:
Wm
гуис"
r т
ДР,
впр
д писпр
впр
.0.5 ,
/ -ИСП
Рт
Рт
ч0,5
(3.173)
гДе ДР»пР
Рт
от
Иг
— избыточное давление впрыска топлива;
— плотность топлива;
— поверхностное натяжение топлива;
— динамическая вязкость топлива.
насоса при-
Увеличение частоты вращения кулачкового вала
водит к повышению давления впрыскивания и скорости истече-
ния топлива из распылителя. В результате распыливапие стано-
вится более мелким и однородным. Повышение кинетической
энергии струи при истечении из распылителя приводит с ростом
скоростного режима к увеличению длины струи.
341
3.10.4.	Сгорание топлива
3.10.4.1.	Фазы сгорании топлива
Рассмотрим суть явлений, происходящих в цилиндре двига-
теля на основе анализа индикаторных диаграмм (рис. 3.22). Весь
период сгорания условно можно разбить на четыре фазы.
Первая фаза называется периодом задержки воспламенения
топлива (т). Охватывает промежуток времени от момента пода-
чи топлива в цилиндр до момента отрыва кривой давления от
политропы сжатия (точка Q.
Период задержки воспламенения включает в себя время, не-
обходимое для распада струй на капли, продвижения капель по
объему камеры сгорания, прогрева, испарения и смешения топ-
Рис. 3.22. Фазы сгорания топлива
342
ливных паров с воздухом, а также время подготовки химичес-
ких реакций. Неоднородность смеси положительно влияет на
развитие воспламенения, так как предопределяет существование
в каких-то зонах условий, наиболее благоприятных для воспла-
менения по составу смеси и ее температуре.
Если период задержки воспламенения больше продолжитель-
ности впрыскивания, все топливо подается в цилиндр до начала
воспламенения, большая часть его успевает испариться и сме-
шаться с воздухом.
На период задержки самовоспламенения влияют следующие
факторы.
Воспламеняемость. Чем больше цетановое число, тем лучше
воспламеняемость топлива, тем короче период т. На склонность
топлива к самовоспламенению можно влиять путем добавки
высокооктановых присадок (см. 5).
Параметры рабочего тела. Увеличение давления и темпера-
туры заряда в начале впрыскивания топлива сокращает т.. При-
менение наддува, особенно без промежуточного охлаждения
воздуха, повышение степени сжатия, уменьшение угла опереже-
ния впрыскивания до определенного значения способствуют
уменьшению т.. При эксплуатации в результате увеличения уте-
чек заряда через неплотности давление и температура заряда в
конце сжатия снижаются, что вызывает удлинение т.
Согласование формы камеры сгорания и характеристик впрыс-
кивания. Равномерное распределение капель распыленного топ-
лива путем направленного движения заряда, ускорение разви-
тия топливных струй до определенного предела способствует
сокращению т.
Изменение нагрузки. В зависимости от конструкции топлив-
ного насоса т. изменяется по-разному. Если начало подачи в
зависимости от нагрузки не изменяется, то т. незначительно уд-
линяется при уменьшении нагрузки в связи со снижением давле-
ния и температуры заряда в момент начала впрыскивания топ-
лива. Если же при уменьшении нагрузки начало впрыскивания
топлива запаздывает, то возможно сокращение т. вследствие уве-
личения давления и температуры заряда в цилиндре в момент
начала впрыскивания топлива.
Увеличение частоты вращения. Увеличение п приводит к воз-
растанию скорости сжатия заряда, улучшению распыливания
топлива и повышению давления и температуры заряда в момепт
343
начала впрыскивания топлива. Все это способствует сокраще-
нию х. с ростом п.
Вторая фаза называется периодом начального горения. Охва-
тывает промежуток времени от момента отрыва кривой давле-
ния (точка С) до момента достижения в цилиндре максимально-
го давления. Процесс характеризуется взрывообразным воспла-
менением той части топлива, которая поступила в течение х;.
На развитие и длительность второй фазы сгорания влияют
следующие факторы.
Количество и состояние топлива, поданного в цилиндр за х(
и подаваемого в течении второй фазы сгорания. Чем меньше
распыливаются и быстрее охватывают объем заряда первые пор-
ции впрыскиваемого топлива, тем интенсивнее тепловыделение
и нарастание давления во второй фазе.
Скорость движения заряда способствует интенсификации теп-
ловыделения. При сильном перезавихрении уменьшается коли-
чество теплоты.
От типа камеры сгорания существенно зависит характер раз-
вития второй фазы сгорания в связи с влиянием его па длитель-
ность х, а также на количество ТВС, подготовленной к воспла-
менению за xz. и после начала воспламенения.
При уменьшении нагрузки сокращается продолжительность
второй фазы сгорания за счет уменьшения величины впрыскива-
емой порции топлива и длительности ее подачи.
При повышении частоты вращения длительность второй фазы
почти не возрастает. Связано это с улучшением распиливания
топлива, уменьшением продолжительности впрыскивания во
времени, увеличением интенсивности движения заряда, повыше-
нием параметров состояния заряда р и Т, способствующим ус-
корению химических реакций.
Третья фаза называется периодом основного горения. Охва-
тывает промежуток времени от момента достижения в цилиндре
максимального давления до момента достижения в цилиндре
максимальной температуры.
Начало третьей фазы связано с интенсивным тепловыделени-
ем. На развитие третьей фазы сгорания оказывают влияние сле-
дующие факторы.
Качество распиливания и количество топлива, впрыскивае-
мого после начала сгорания. Если впрыскивание топлива завер-
шается до начала третьей фазы, то количество теплоты, выделя-
344
емой в этой фазе, невелико. Это имеет место, в частности, при
малых нагрузках дизеля.
Увеличение скорости движения заряда до некоторого опти-
мального значения увеличивает тепловыделение в третьей фазе.
При «перезавихривапии» заряда и ухудшении распределения топ-
лива в объеме заряда появляется повышенное дымление дизеля.
Наддув увеличивает тепловыделение. При наддуве количество
теплоты, выделяемой в течении третьей фазы, может превышать
количество теплоты, выделяемой в течении второй фазы. Высо-
кими при этом оказываются также скорости тепловыделения. С
повышением степени наддува длительность третьей фазы и теп-
ловыделение за этот период возрастают.
При увеличении частоты вращения подача и распыливание
топлива интенсифицируются, а скорость движения заряда повы-
шается вследствие увеличения п. Продолжительность третьей
фазы по времени сокращается, а в градусах может незначитель-
но возрасти.
Четвертая фаза называется периодом догорания топлива. Ох-
ватывает промежуток времени от момента достижения в цилин-
дре максимальной температуры до полного окончания тепловы-
—.....- <*.о\
da j
В этой фазе происходит сгорание при малой скорости смеше-
ния, так как основная часть топлива и окислителя уже израсхо-
дована. При благоприятных условиях происходит достаточно
полное выгорание сажи, образовавшейся в течении предыдущих
фаз сгорания.
На развитие четвертой фазы сгорания влияют следующие
факторы.
Турбулентные пульсации заряда увеличивают вероятность
своевременного контакта между частицами топлива и окислите-
ля и обеспечивают своевременное завершение сгорания.
Чем больше максимальный диаметр капель, тем длительнее
процесс догорания топлива. Подвпрыскивапие вызывает недо-
пустимое затягивание процесса сгорания и образования сажи.
Ухудшается надежность работы дизеля вследствие закоксовыва-
ния распыливающих отверстий.
Наддув приводит к некоторому затягиванию процесса до-
горания топлива вследствие увеличения продолжительности
деления
345
впрыскивания, а нередко и ухудшения распределения топлива
по объему камеры сгорания.
3.10.4.2.	Показатели динамичности проиесса
сгорания
Для сравнительной оценки характера нарастания нагрузок на
детали цпг при сгорании топлива пользуются показателями
динамичности (жесткости) рабочего процесса. В качестве таких
показателей обычно используют значения средней скорости на-
растания давления при сгорании, максимальной скорости нара-
стания давления и степени повышения давления.
Среднюю скорость нарастания давления при сгорании <оср,
кПа/град, определяют из отношения
о>ср = Др/Да,	(3.174)
где Др — приращение давления в цилиндре за угол Да, соответству-
ющий продолжительности второй фазы.
Максимальную скорость нарастания давления при сгорании
определяют как первую производную изменения давления по
углу поворота вала на наиболее крутом участке повышения дав-
ления в цилиндре в процессе сгорания:
(3.175)
Степень повышения давления определяют из отношения
= pJpc-
3.11.	Наддув в дизелях
3.11.1.	Наддув как способ увеличения мошности
двигателя
Рассмотрим параметры, влияющие на эффективную мощность
двигателя:
346
тах с/а
Ne= Q,Q131D2SkxnzPe,	(3.176)
где D — диаметр цилиндра;
S — ход поршня;
к, — коэффициент тактности;
п — частота вращения коленчатого вала;
z — число цилиндров;
Рс — среднее эффективное давление.
Исходя из (3.176), перспективы увеличения Ne при выбранной
тактности двигателя определяются размерами и числом цилинд-
ров, частотой вращения коленчатого вала и уровнем форсировки.
При принятом диаметре цилиндра, ход поршня задается отно-
шением D/S и определяется типом передачи мощности от колен-
чатого вала к потребителю. Для электрической передачи считает-
ся оптимальным, когда диаметр цилиндра принимается близким
к ходу поршня. С увеличением диаметра цилиндра мощность
увеличивается и ограничивается габаритами двигателя, т.е. габа-
ритами подвижного состава. Число цилиндров для двигателя ма-
лой мощности (до 100 кВт) принимается в пределах 6, средней
мощности (до 1000 кВт) — до 8, большой мощности (свыше 1000
кВт) — до 20. Применение большого числа цилиндров нецелесо-
образно из-за сложной конструкции коленчатого вала и низкой
его надежности. Наиболее перспективной конструкцией считается
V-образный двигатель с 6, 12 и 16 цилиндрами.
Увеличение частоты вращения коленчатого вала свыше 1000—
1100 об/мин нецелесообразно, так как дальнейшее увеличение
средней скорости поршня приводит к снижению общего ресурса
двигателя.
Среднее эффективное давление Ре является функцией целого
ряда величин, определяющих процессы смесеобразования и сго-
рания топлива:
ПнПмРкО).	(3.177)
ОС
где А — постоянный коэффициент;
Т]( — индикаторный КПД;
а — коэффициент избытка воздуха;
Г]н — коэффициент наполнения;
Г]м — механический КПД;
pK(v) — плотность воздуха:
347
Л
P.s=-^r-	(3.178)
где — давление перед впускными органами двигателя;
Г — температура перед впускными органами двигателя;
R — газовая постоянная.
В формуле (3.177) величины т|. и а связаны между собой и
зависят от способа организации рабочего процесса. В целом
величина отношения p./а изменяется незначительно. От коэффи-
циента наполнения рн и частоты вращения коленчатого вала дви-
гателя зависит качество процессов наполнения и очистки цилин-
дров. По своей величине рн изменяется незначительно и не может
существенно влиять на мощность двигателя.
Механический КПД двигателя изменяется незначительно и
определяется частотой вращения коленчатого вала двигателя.
Плотность воздуха может быть увеличена за счет соответствую-
щего повышения давления и понижения температуры воздуха
перед впускными органами двигателя и служит основным спо-
собом увеличения эффективной мощности.
Наддувом называется способ увеличения мощности двигате-
ля путем создания избыточного давления воздуха перед впуск-
ными органами двигателя и увеличения за счет этого подачи
топлива в цилиндры.
Показателем относительной мощности двигателя при наддуве
служит степень наддува:
Р N
= (3J79)
где N(., NCH — эффективная мощность двигателя без наддува и с над-
дувом.
В настоящее время реально достижимо = 1,5-2,5 и выше.
3.11.2.	Способы наддува
Механический наддув осуществляется воздушным компрес-
сором (объемным или центробежным), приводимым в движение
от коленчатого вала двигателя посредством зубчатой передачи.
348
Механический наддув обеспечивает хороший пуск двигателя
и удовлетворительную его приемистость.
Недостатком механического наддува является ухудшение эко-
номичности двигателя вследствии значительных затрат мощнос-
ти на привод воздушного компрессора, а также ограничением
уровня наддува до умеренных значений. Наиболее распростра-
нен механический наддув на двигателях 2Д100, где в качестве
воздушного компрессора используется объемный роторно-зуб-
чатый нагнетатель, который приводится во вращение от верхне-
го коленчатого вала посредством повышающей зубчатой пере-
дачи.
Эффективная мощность двигателя с механическим наддувом
равна
N. =	(3-180)
где .V — мощность воздушного компрессора.
С ростом частоты вращения коленчатого вала двигателя воз-
растает давление наддува Р и увеличивается мощность на при-
вод компрессора. Поэтому для механического объемного спосо-
ба наддува существует предел, соответствующий давлению над-
дува Р = 0,16-0,17 кгс/см2.
В силу указанных недостатков механического наддува его
применение в настоящее время весьма ограничено.
Газотурбинный наддув (рис. 3.23, а). Газотурбинным надду-
вом называется способ принудительного сжатия и подачи возду-
ха в цилиндры двигателя посредством использования энергии
отработавших газов двигателя.
В качестве агрегата наддува в таких двигателях используется
турбокомпрессор, сочетающий в себе два агрегата (газовую тур-
бину и воздушный компрессор), соединенные единым валом.
В процессе работы двигателя отработавшие газы через вы-
пускной коллектор направляются в газовую турбину и, совер-
шая работу на лопатках рабочего колеса, приводят во вращение
общий вал турбокомпрессора. Рабочее колесо воздушного ком-
прессора, связанное с общим валом, вращаясь, обеспечивает
забор воздуха из окружающей среды и одновременное его сжа-
тие. Сжатый воздух поступает в цилиндр двигателя через впус-
кной клапан или продувочные окна. При этом способе наддува
достигается повышение мощности двигателя в 1,3-2,5 раза по
349
Рис. 3.23. Схемы наддува:
а — одноступенчатый газотурбинный наддув; б — двухступенчатый
комбинированный наддув; в — двухступенчатый газотурбинный наддув
350
сравнению с двигателем без наддува. В случае газотурбинного
наддува возможны два способа использования энергии отрабо-
тавших газов — при постоянном давлении газов перед турби-
ной и импульсный наддув при переменном давлении отработав-
ших газов перед турбиной. В первом случае газ из цилиндров
двигателя поступает в общий выхлопной коллектор сравнитель-
но большого объема, в котором давление газа, направляемого
к газовой турбине, выравнивается и турбина работает при по-
стоянном давлении газа на входе. Во втором случае, помимо
тепловой энергии газа, в турбине используется и кинетическая
энергия газа, которая образуется за счет пульсации давления
газа в выхлопных коллекторах, объединяющих только часть ци-
линдров двигателя. При давлениях наддува Р> 200 кПа импуль-
сный наддув утрачивает свои преимущества. Газовые турбины,
работающие при переменном давлении газов на входе в турби-
ну называются импульсными. Газотурбинный паддув применя-
ется в основном в 4-тактпых дизелях.
Комбинированный наддув (рис. 3.23, б). Данный способ над-
дува объединяет предыдущие два — механический и газотур-
бинный. При этом последовательно объединяются турбокомп-
рессор, образуя первую ступень наддува, и центробежный при-
водной нагнетатель, образуя вторую ступень наддува. Комби-
нированный наддув применяется в основном в 2-тактных дизе-
лях большой мощности.
3.11.3.	Схемы газотурбинного
и комбинированного наддува
Свободная работа турбокомпрессора с дизелем (см. рис. 3.23, а).
В таких схемах используют турбокомпрессоры, как с импульс-
ной турбиной, так и с турбиной постоянного давления. Импуль-
сные газовые турбины устанавливают вблизи цилиндров двигате-
ля для лучшего использования кинетической энергии отрабо-
тавших газов отдельных цилиндров.
Давление воздуха на выходе Ps определяется температурой и
давлением газа на входе в турбину Г и Рг, а их величины огра-
ничиваются теплонапряженностыо деталей двигателя и проточ-
ной части турбины.
Основной недостаток данной схемы наддува состоит в том,
351
что при пуске двигателя на режимах холостого хода и в пере-
ходных режимах наблюдается рассогласование между количе-
ством поданного в цилиндр воздуха и топлива. Это приводит к
ухудшению условий пуска двигателя, его приемистости и повы-
шенному дымлению.
Последовательная схема комбинированного наддува (см. рис.
3.23, б). При такой схеме соединения воздушных компрессоров
осуществляется последовательное сжатие воздуха в компрессоре
свободного турбокомпрессора за счет энергии отработавших
газов, а затем в приводном воздушном нагнетателе.
Основным преимуществом последовательного сжатия возду-
ха является возможность получения высоких значений давления
наддува, улучшение условий пуска и работы двигателя в пере-
ходных режимах.
Последовательное сжатие воздуха получило наибольшее рас-
пространение в комбинированных двухтактных дизелях
(1 ОД 100, 14Д40, 11Д45 и др.).
Свободная работа двух турбокомпрессоров с дизелем (рис.
3.23, в). В качестве первой ступени газотурбинного наддува при-
меняется турбокомпрессор с газовой турбиной высокого давле-
ния, а в качестве второй ступени — турбокомпрессор с турби-
ной низкого давления. Первая и вторая ступени имеют последо-
вательную газовую связь. Такие схемы применяются в мощных
4-тактных дизелях для обеспечения высоких значений давления
наддува.
3.11.4.	Охлаждена* наддувочного воздуха
Независимо от схемы связи между агрегатами системы над-
дува может применяться промежуточное охлаждение наддувоч-
ного воздуха, которое позволяет увеличить мощность двигателя
и снизить его тепловую напряженность.
Охлаждение воздуха позволяет увеличить его плотность, а
следовательно, и его массу. При большей массе воздуха можно
сжечь больше топлива, а следовательно, получить и большую
мощность.
Охлаждение заряда цилиндра дополнительно позволяет сни-
зить температуру деталей цилипдропоршневой группы и улуч-
шить тем самым условия их работы. Это, в свою очередь, дает
352
возможность увеличить Р до 2,5 МПа без существенного ухуд-
шения тепловой напряженности деталей двигателя.
Согласно опытным данным, применение охлаждения надду-
вочного воздуха позволяет повысить мощность двигателя па
2,5-3,0% на каждые 10°С понижения температуры воздуха. Ох-
лаждение наддувочного воздуха понижает температуру заряда в
цилиндре, что способствует увеличению периода задержки вос-
пламенения. Однако в дизелях с наддувом давление и темпера-
тура рабочего тела в конце процесса сжатия обычно выше усло-
вий самовоспламенения, поэтому период задержки воспламе-
нения уменьшается. Это обстоятельство позволяет уменьшить
степень сжатия в дизелях с наддувом без существенного ухудше-
ния процесса сгорания.
Наибольшее распространение получил способ охлаждения
наддувочного воздуха в теплообменных поверхностных аппара-
тах. В дизелях большой мощности поверхностное охлаждение
наддувочного воздуха устанавливается после каждого турбо-
компрессора, а в комбинированных двигателях после привод-
ного нагнетателя.
В охладителях поверхностного типа наименьшая температу-
ра наддувочного воздуха на выходе из охладителя определяется
из условия:
Т =	(7-12),	(3.181)
где Т — температура охлаждающей жидкости в теплообменнике.
Причем нижний уровень Г должен быть на 8-10° выше точки
росы, так как конденсация паров влажного воздуха отрицатель-
но сказывается на работе двигателя (клапанов, ЦПГ).
Если теоретически оцепить термические к.п.д. циклов с про-
межуточным охлаждением и без пего, то можно получить дан-
ные о некотором снижении термического к.п.д. у двигателя с
охлаждением наддувочного воздуха. Однако в действительности
применение охлаждения наддувочного воздуха приводит к не-
которому увеличению Т|с по следующим причинам.
Поскольку температура цикла с охлаждением воздуха ниже,
го теплоотдача от стенок цилиндра ниже и это приводит к уве-
личению Т| .
При охлаждения воздуха увеличивается общая масса воздуха
в цилиндре, что позволяет увеличить N. без существенного уве-
1’ 3.,к 7<
353
личения мощности механических потерь, что также приводит к
увеличению т| .
Таким образом, в двигателях с газотурбинным наддувом
применение охлаждения наддувочного воздуха является инстру-
ментом для повышения мощности двигателя без ухудшения эко-
номичности его работы. В некоторых случаях это приводит
даже к увеличению т|,.
3.11.5.	Совместная работа дизеая о агрегатов
газотурбинного наддува
В случае применения газотурбинного наддува основным аг-
регатом является турбокомпрессор, объединяющий своим ва-
лом два агрегата: газовую турбину и воздушный компрессор.
Наличие такой механической связи определяет равенство мощ-
ностей турбины и компрессора, т.е.:
NT=NK.	(3.182)
Рассмотрим работы, выполняемые компрессором и турби-
ной, на основе детального рассмотрения хвостовой части инди-
каторной диаграммы 4-тактного двигателя с газотурбинным
наддувом (рис. 3.24).
Р‘
vc	va	V
Рис. 3.24. Хвостовая часть индикаторной диаграммы 4-тактного
дизеля
354
По линии о'а "а и далее по политропе происходит сжатие воз-
духа (о'а" — сжатие в компрессоре, сш"— промежуточное ох-
лаждение).
По линии в'вг'"г"о"расширение отработавших газов (в'в —
в цилиндре, г"'г' — в коллекторе, г"о" — в газовой турбине).
Где г'"г"— увеличение объема газов за счет продувочного воз-
духа.
Площадь о'а"г'о представляет собой работу, которая затрачи-
вается на сжатие воздуха в компрессоре.
Площадь оо"г"г представляет собой работу газовой турбины
постоянного давления. Полная энергия отработавших газов со-
ответствует сумме площадей в'г"а'в'(обозначим Е}) и гг'Ъ'ог (обо-
значим Е2).
В отличии от турбины постоянного давления, в которой ис-
пользуется энергия Е2, в импульсной турбине используется часть
энергии Е, (до 50% Е,). Увеличение мощности импульсной тур-
бины по сравнению с мощностью турбины постоянного давле-
ния выражается коэффициентом импульсности:
кЕ = ^eieiE2 .	(3.183)
Е2
где А£1 — доля используемой энергии Е,.
Однако целесообразность применения импульсного наддува
ограничена областью низких давлений наддува Ps, не превыша-
ющих 0,2 МПа.
Рассмотрим более подробно процессы совместной работы ди-
зеля и свободного турбокомпрессора.
Работа адиабатического сжатия воздуха в компрессоре равна:
(3.184)
где к — показатель адиабаты сжатия воздуха в компрессоре;
Ts — температура конца сжатия воздуха в компрессоре;
Ро — давление воздуха па входе турбокомпрессора;
Ps — давление наддува.
355
Действительная мощность, затрачиваемая па сжатие воздуха
в компрессоре с учетом газодинамических потерь энергии:
Г1 I
<3-185>
/эти
где Gs — секундный расход воздуха;
г|£л — адиабатический КПД компрессора.
Мощность, развиваемая газовой турбиной постоянного дав-
ления с учетом механических потерь в турбокомпрессоре равна:
N
75
(3.186)
где Gr — секундный расход газа;
Ь“л — работа адиабатического расширения газа;
Г|г— КПД турбины.
Работа адиабатического расширения газа в турбине постоян-
ного давления равна:
рд	т
т &_-1 ' '
(3.187)
где кл — показатель адиабаты расширения выпускных газов;
Рг, Тг — давление и температура отработавших газов перед турбиной.
Если применять равенства Gr = Gs, Pt. = Рх, к = kt, Rs - Rr, то
при Nt = Nk, имеем (при т| турбокомпрессора 0,5):
Г5<^-.	(3.188)
Обычно, Г = 900-1000 К, тогда 7\ < 500 К. Это возможно
при давлениях Ps = 0,3+0,4 МПа. Меньшие значения Добудут
соответствовать меньшему значению КПД турбокомпрессора.
356
Для определения соотношения между перепадами давлений
раза и воздуха выразим адиабатическую работу сжатия в комп-
рессоре через начальную температуру воздуха
£ад = _k_R т
s к-\ S>
(3.189)
С определенной степенью точности сделаем допущение о том,
что
Gs=Gr.
Тогда
или
(3.190)
Это условие является основным для совместной работы дизе-
ля и свободного турбокомпрессора с турбиной постоянного дав-
ления.
3.12.	Разработка методика оиенки параметров
рабочего процесса дизеля с учетом угла
опережения подачи топлива
Математическая модель, описывающая рабочий процесс дви-
гателя внутреннего сгорания, должна учитывать тип моделиру-
357
емых процессов, принятые допущения, вид исходных данных,
метод решения и т.д.
Для современных быстродействующих ЭВМ используются
квазистационарные модели рабочего цикла ДВС.
В общем случае математическая модель рабочего процесса
должна учитывать влияние многочисленных конструктивных и
эксплуатационных факторов на показатели работы двигателя.
Для исполненных двигателей различные стадии рабочего про-
цесса могут быть описаны дифференциальными и алгебраичес-
кими уравнениями, выражающими законы сохранения энергии,
материального баланса и уравнения состояния.
Основные параметры рабочего тела (масса, температура, дав-
ление) в цилиндре двигателя изменяются вследствие изменения
объема в результате движения поршня, выделения тепла при
сгорании топлива, теплообмена рабочего тела со стенками ци-
линдра, газового обмена между цилиндром и впускными и вы-
пускными системами, изменения состава рабочего тела.
При описании процессов в поршневом двигателе независи-
мой переменной является угол ср поворота коленчатого вала
ср, °п.к.в.
В зависимости от угла ср происходит изменение объема ци-
линдра, площади поверхностей теплообмена между газами и
стенками цилиндра, совершается работа процессов газообмена
и подачи топлива и определяются все процессы, происходящие
в цилиндре.
Текущие значения объема цилиндра V, площади поверхности
теплообмена F и скорости изменения объема dV/dq в зависимо-
сти от угла поворота коленчатого вала ср определяются из урав-
нений;
V = И + Fn7?[l- coscp + X/4(l - cos2cp)];	(3.191)
F = Fe + л£>Д[1- coscp + X/4(l -cos2cp)];	(3.192)
dV/d<p = [7tFn/?(sincp + X.sin2cp/2)]/18O°,	(3.193)
где Kc, F, — объем цилиндра и площадь поверхности теплообмена,
соответствующие положению поршня во внутренней
мертвой точке;
R, D. Fu — радиус кривошипа, диаметр цилиндра и площадь порш-
ня;
X — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
358
Для дизелей типа Д100 аналогичные характеристики вычисля-
ются по выражениям:
v = vc
+ FnRi
2 - cosip - cos( ф - Дф) + -У- (1 - соз2ф) +
4
+—[1 -соз2(ф-Дф)]
4
2 - СО8ф - СО8(ф - Дф) +
(1 -соз2ф) +
F = Fe -nDR<
у
+ —[1 -- соз2(ф - Дф)]
4
81Пф + 81П(ф - Дф) + —а-8Ш2ф +
dVldq =—FnR\
180° т
+ —^-8Ш(ф-Дф)
(3.195)
(3.196)
где Хн, Хв — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна для ниж-
него и верхнего поршней;
Д<р— запаздывание вращения верхнего вала относительно ниж-
него, “п.к.в.
Для расчета рабочих процессов в цилиндре двигателя исполь-
зуется уравнение состояния идеальных газов, записанное в виде
PV = ЫЛ4МТ,
(3.197)
где Р — давление, Па;
V — объем, м’;
8314— универсальная газовая постоянная, Дж/(кмольК);
А/ — масса, кмоль;
Т — температура, К.
359
Значение внутренней энергии ((7), энтальпии (/) и теплоемко-
сти рабочего тепла (Сг) определяются по выражениям:
для воздуха:
Cv = 5,5601 • 10 х72 + 2,8058- 1047 + 0,62614; (3.198)
U = 7,4194-10 572 + 0,693297- 5,272;	(3.199)
i = 7,4194-10 572 + 0,980597 + 1,0382;	(3.200)
для чистых продуктов сгорания:
Cv = -8,2769-10 872 + 4,049-10 47 + 0,64732; (3.201)
U = 10,215-10 572 + 0,750867- 18,45;	(3.202)
i = 10,216-10 772 + 1,03827-18,445,	(3.203)
где Т — температура рабочего тела.
Основу математической модели рабочего процесса дизеля
составляют:
уравнение энергетического баланса для цилиндра двигателя
при условии полного перемешивания газов в цилиндре (рис.
3.25)
dQ+dQH,+ idG-idGKi- idG+ i^lGm = CvGdT+ UdG+pdV, (3.204)
где dQ3— элементарное количество теплоты, подводимое к рабочему
телу при сгорании топлива;
dQ — элементарное количество теплоты, подводимое к рабочему
телу за счет теплообмена со стенками цилиндра;
dGK — элементарное количество газа, поступающего в цилиндр
двигателя из впускного коллектора при Р > Рк~,
dGK3 — элементарное количество газа, поступающего в цилиндр
дизеля при Р > Рк (выброс газов);
dGR — элементарное количество газа, поступающего из цилиндра
в выпускной коллектор при Р > Рт\
dGwi — элементарное количество газа, поступающего из выпускно-
го коллектора в цилиндр при Р, > Р (заброс газов);
dT— элементарное изменение температуры рабочего тела в ци-
линдре дизеля;
dG — элементарное изменение количества рабочего тела в цилин-
дре дизеля;
dV— элементарное изменение объема рабочего тела в цилиндре
дизеля;
360
Рис. 3.25. Схема
газообмена двухтактного
двигателя
уравнение материального баланса для цилиндра
clG = dG - г/G - dG„ + dGn, + r/GT, (3.205)
К	КЗ	В	В'З	т	4	7
где </бт — элементарное количество топлива, подаваемого в цилиндр.
Уравнения (3.204, 3.205) и (3.197) образуют систему уравне-
ний, в которой неизвестными параметрами являются: Р, Т, G,
QT, <2„, GT, Gk, Gki, G, Gbi.
В зависимости от угла поворота коленчатого вала отдельные
составляющие в выражениях (3.204), (3.205) будут равны нулю.
Например, при сжатии свежего заряда, горепии топлива и чис-
том расширении газов будем иметь
dGK = dGKi = dGB = dGB3 = 0,	(3.206)
после закрытия впускного органа (конец наполнения)
ет = Qn. = GK = GK.= GB = GBS = GT = 0.	(3.207)
361
Таким образом, для каждого рабочего процесса цикла со-
ставляется своя система уравнений, со своими начальными па-
раметрами, величина которых определяется, во многих случаях,
по известной конструкции дизеля и известным значениям пара-
метров теплового процесса для поминального режима.
Для периодических функций р - //ф), Т = /2(ф), G = /Л(ф) их
начальные значения совпадают с конечными и определяются в
разработанной модели с использованием выражения (3.215) и
вида рабочего процесса, проходящего между соседними харак-
терными точками цикла.
В общем случае, при любом произвольном значении угла по-
ворота коленчатого вала дизеля изменение анализируемых пара-
метров для четырехтактного двигателя с наддувом можно предста-
вить в виде системы обыкновенных дифференциальных уравнений.
Уравнения скорости изменения температуры рабочего тела в
цилиндре дизеля:
dQ.. dQw dL .. rrdGK .. JJXdGK.
dT	]	б/ф б/ф б/ф	б/ф	б/ф
б/ф Gr(G,+G2)	dG rTAdGm rrdGy
-(i-U)—-+(/T-U)—— -U—
б/ф	б/ф б/ф
(3.208)
где Gp G,—масса воздуха и «чистых» продуктов сгорания в цилин-
драх дизеля;
i, iK, / — энтальпии газов в цилиндре, впускном и выпускном кол-
лекторе;
U— внутренняя энергия газа в цилиндре.
Уравнение скорости теплообмена:
= —— afF(Tw-T),	(3.209)
г/ф ЗбОи J w
где п — частота вращения коленчатого вала двигателя па исследуе-
мом режиме;
а, — коэффициент теплоотдачи от газов к стенкам цилиндра;
F — суммарная поверхность теплообмена между рабочим телом,
стенками цилиндра, поршнем и крышкой;
Тн. — условная средняя температура стенки.
362
Величину коэффициента теплоотдачи в выражении рекомен-
дуется определять по выражению:
af= КС^Г,	(3.210)
где К — константа, характеризующая особенности протекания теп-
лообмена в двигателе определенного типа;
Ст — средняя скорость поршня;
а, в, с— эмпирические коэффициенты.
Уравнение скорости изменения массы воздуха в цилиндре
^-=(\-r	(i _r	)(3.211)
dty	r/(p dty j	dty dty j dty
где r rx — доля «чистых» продуктов сгорания в цилиндре и во впус-
кном коллекторе.
(3.212)
Уравнение скорости изменения “чистых” продуктов сгорания
в объеме цилиндра
Л? (dG dG (dG dG
К j*	К	К j ।	В 3	в
dtp д dtp dtp J dtp dtp }
Скорость изменения количества воздуха, поступающего из
впускного коллектора
аНкЛ Аз (Л ’ Гк, Л rv),	(3.213)
dtp ЗбОп
где цк) — коэффициент расхода через впускные органы;
F — площадь проходного сечения впускных органов.
Скорость изменения количества воздуха, поступающего из
цилиндра во впускной коллектор
/х"’	1
—- =-------аНкз^к/кз^к’А^к.^).	(3.214)
I	X /Л * Л-> л J Л-> 'К К’К’А'’	\	/
шр ЗоОн
В уравнениях (3.213) и (3.214) принимается цк = цк1, а функция
f(Pv Т\, Р2, гу) представляется в виде:
363

(3.215)
где — параметры газа в объеме, из которого происходит его
истечение;
Р2 — давление в объеме, куда поступает газ;
к — показатель адиабаты.
Скорость изменения количества газов в выпускном коллек-
торе
= _L_aR FB/B(P,TK,PB,rJ,	(3.216)
da? ЗбОп 8 8 в к 8 ' v
где Цв - коэффициент расхода через выпускные клапаны;
FB - площадь проходного сечения выпускных клапанов.
Скорость заброса газов из выпускного коллектора в цилиндр
двигателя
= Т5Г “Н.ЛА,(Л. Т, Л г,),	(3.217)
б/ф 360л
Аналогично предыдущему цв - цв>, а функции /в и /ю опреде-
ляются по выражению (3.215)
Уравнение скорости изменения расхода топлива
dGy d(L	„
(3.218)
б7ф	Н „б/ф
Уравнение скорости изменения энтальпии газов в выпускном
коллекторе
Л7В Л/Св dG^
б/ф </(р б/ф ,
(3.219)
и уравнение скорости изменения энтальпии газов во впуск-
ном коллекторе
364
^^вз
г/<р б/ф
(3.220)
Уравнение скорости изменения работы газов в цилиндре дви-
гателя
dL dV
т = р~г-
б/ф б/ф
(3.221)
Для двигателей типа Д100 с прямоточной системой продувки,
в случае послойного движения газов, используются уравнения:
	(3.222)
б/ф 360/1	
^^- = —— a2F2(Tw2-T2y, dip 360n 2 2 h2 2	(3.223)
dG\ dGn dGBi б/ф	б/ф	б/ф	(3.224)
dG2 dGB3 dGB Z 		DJ	D .	(3.225)
б/ф	б/ф	б/ф	
dT\ _ т	l+a dQw, a dQw2 dL	dGK
---—----- I	---------Г ~	1 )-
dip CV1G1тк dip	тк dip	dip	dip
(3.226)
б/Г2 _ in	1+« dQw2 ( b-\	б/<2и,1 dL !	
б/ф	(1- т)к dip (1-т)к	б/ф dip	
dG	z- r,'dGK,	ir ч	( dG dGKi \	(3.227)
+ (гк ~G\)~~	(q и)	(i2 и2)		.	ISA.	
dcp	б/ф	б/ф б/ф J_	
365
В уравнениях (3.222-3.227) переменные »/, к, а и b соответ-
ственно определяются:
т = GJ\I(GJ\ + G2T2);	(3.228)
к = (кх + Аг2)/2;	(3.229)
а = т(к - 1);	(3.230)
Ь = 1 + (1 - х«)(к - 1),	(3.231)
где к2 — показатели адиабат для газов в объемах И, и И2.
В практике отечественного и зарубежного двигателестроепия
для уточненного расчета процесса сгорания используется два
принципиально различных направления.
В основу первого метода расчета положен метод аппрокси-
мации линий сгорания индикаторной диаграммы, то есть функ-
ций р = /(у) или р = F(<p°), какими-либо простыми математичес-
кими уравнениями. Дальнейшими теоретическими исследования-
ми устанавливается влияние скорости и полноты сгорания, за-
кономерностей основ термодинамики, угла опережения подачи
топлива на величину давления и температуру сгорания по вре-
мени или по углу поворота коленчатого вала.
Естественно, этот метод не дает возможности оценить раздель-
но влияние каждого из названных факторов на линию сгорания.
В основу второго метода расчета линии сгорания положены
уравнения термодинамики и скорости тепловыделения. Наибо-
лее приемлемой моделью, описывающей изменения доли выго-
рания топлива в камере сгорания, является уравнение, получен-
ное И.И. Вибе:
х = 1-ехр(- 6,908(//7.)m+1),	(3.232)
где /. — продолжительность сгорания топлива;
/ — текущее время сгорания;
т — показатель сгорания.
Уравнение (3.232) предполагает, что к моменту времени
доля сгоревшего топлива составляет х_ - 0,999. Для оценки пол-
ноты сгорания топлива для исполненных двигателей выражение
(3.232) необходимо представить в виде
х = 1 - ехр[1п(1- х.)(/Л_)''г+|].	(3.233)
366
В уравнении (3.232) показатель сгорания т отображает ха-
рактер изменения во времени относительной плотности эффек-
тивных центров в процессе сгорания, т.е. однозначно определяет
характер протекания процесса сгорания.
При дифференцировании уравнения (3.232) по времени, полу-
чается уравнение удельной скорости сгорания
со = dxldt = [6,908(77? + l))/7j(?/7 _)'”ехр[-6,908(7/7_)"'+1], (3.234)
а дифференцируя уравнение (3.234), получается уравнение удель-
ного ускорения сгорания
j = 6,908(m + 1)(г/г.)”' ехр[-6,908(7/7. )"'+| ](1/7.2) х
dr	(3.235)
-6,908(m +1)(///.)"'].
Уравнение отвлеченного ускорения сгорания будет иметь вид
d2x
Л s = 6-908<"'+	)"'ехр[-6,908(Л. )"*']х
'	(3.236)
x[m/.// - 6,908(777 + 1)(Z/L)"'].
Очевидно, для момента максимума скорости сгорания урав-
нение
./2
J = —— = 6,908(т +1)(7/7.)"' ехр[-6,908(7/7, )ш+1 (1/7?) X
dt
*[mtz/t - 6,908(m + 1)(?/7Z)'"]
примет вид
7„/7_. = [777/6,908(777 + 1)]1/("' + ”,	(3.237)
откуда вытекает физический смысл показателя характера сгора-
ния 777.
367
В данном случае, показатель характера сгорания т определя-
ет величину отвлеченного времени, при котором скорость сго-
рания имеет максимум или ускорение сгорания равно нулю.
Уравнение периода полусгорания топлива
t05/t= = ОДООЗ1^»	(3.238)
показывает, что т устанавливает относительное время полусго-
рания.
Для доли топлива хт, сгоревшей к моменту максимума ско-
рости сгорания,
хп1~ 1 - exp[-6,908(fw//_)’’1+l]	(3.239)
и из уравнения (3.237) получается уравнение
хт - 1 -ехр(-/77//??+1),	(3.240)
на основании которого можно утверждать, что показатель т
определяет долю топлива хт, сгоревшего к моменту наибольшей
скорости сгорания.
Таким образом, параметру т придается смысл качественной
кинетической константы реакции.
Второй кинетический параметр — условная продолжитель-
ность сгорания г. — имеет смысл количественной кинетической
константы реакции, по которой можпо судить о времени, кото-
рое требуется для практического завершения реакции.
Таким образом, скорость выделения теплоты в процессе сго-
рания хорошо аппроксимируется выражением
= 6,908/?, Ни
Дф
(3.241)
В процессе проведения реостатных испытаний выходные ха-
рактеристики дизель-генераторной установки соответствуют ус-
ловиям испытаний и могут отличаться от их значений для нор-
мальных атмосферных условий, поэтому на первом этапе
моделирования выполняется приведение замеренного значения
мощности и расхода топлива к нормальным атмосферным усло-
виям.
368
Величина реализуемой мощности с учетом условий эксплуа-
тации определяется согласно СТ СЭВ 4394-83:
Ns
Nea=—3-,	(3.242)
«п
где Nen — паспортное значение мощности для данной позиции кон-
троллера машиниста, кВт;
ап — коэффициент пересчета.
Согласно паспортной расходной характеристике дизеля
удельный расход топлива для заданных условий эксплуатации
определится, кг/(кВт-ч)
be = anbe3	(3.243)
где be — удельный расход топлива при нормальных атмосферных
условиях, кг/(кВт-ч).
Величина коэффициента пересчета:
а„ = К-0,7(1-Я)(1/пм- 1),	(3.244)
где рм — механический КПД двигателя на /-Й позиции контроллера;
К — соотношение индикаторных мощностей при заданных и нор-
мальных атмосферных условиях.
Коэффициент К учитывает влияние давления, влажности, тем-
пературы атмосферного воздуха и степени охлаждения па мощ-
ность и экономичность двигателя;
Кц = [1,337 10"3(В - РДр'^З/ТУ^З/Т^)'', (3.245)
где В — барометрическое давление, мм.рт.ст.;
Рп — парциальное давление водяных паров при температуре / и
относительной влажности <р0, мм.рт.ст.;
Т — температура воздуха перед компрессором, К;
Тю — температура воды на входе в воздухоохладитель, К;
tn, n, q — эмпирические коэффициенты.
Для двигателей без охлаждения наддувочного воздуха
Кп = [1,337 10-3(В-/’п)]"'(293/7)".	(3.246)
Модельные расчеты, выполненные по выражениям (3.242) и
(3.243), показали, что при определенной температуре воздуха и
369
одинаковом барометрическом давлении влажность воздуха не
оказывает существенного влияния на изменение мощности и
удельного расхода топлива. Поэтому вместо текущего значения
влажности (<р0 = 40-100%) можно принять ее нормальное значе-
ние (<р0 = 70%), ошибка анализа при этом не будет превышать во
всех случаях 0,5%.
Парциальное давление водяных паров в воздухе Рп с темпера-
турой t при относительной влажности <р() определяется из условия:
ф» =	т
где /’птах — максимально возможное парциальное давление пара в
воздухе.
Значение Рп может быть представлено эмпирической зави-
симостью, МПа:
Р,1тах = О,528е0-058'.	(3.2 4 8)
Механический КПД двигателя зависит от частоты вращения
коленчатого вала и может быть определен по опытному выра-
жению:
Пм,.= 1-А?идД	(3.249)
где Ау — эмпирический коэффициент.
ид(.— частота вращения коленчатого вала на z-м режиме нагрузки.
Значения коэффициентов т, n, q определяются по известному
значению суммарного коэффициента избытка воздуха, величина
которого для /-го режима работы двигателя составит
«sum= 0>064Yv/a,yA/(b4,.LoYcB),	(з.25О)
где fuj — коэффициент продувки на z-м режиме;
T]v;. — коэффициент наполнения цилиндра свежим зарядом на z-м
режиме;
— рабочий объем цилиндра, л;
pv— плотность воздуха при заданных атмосферных условиях,
кг/м3;
Вч — часовой расход топлива дизелем для z-ro режима, кг/ч;
усв — плотность сухого воздуха в цилиндре двигателя, кг/м3;
Ki — поправочный коэффициент, учитывающий соотношение дав-
ления и температуры воздуха на входе в цилиндр и в цилин-
дре двигателя.
370
Плотность сухого воздуха рсв= 1,293 кг/м3, плотность влажно-
го воздуха, кг/м’,
РЛ.= рсв- 1,3168Рп/Г	(3.251)
Поправочный коэффициент
К,= O,95To[\+(itl”il-\)/т\ак] +^Т}, (3.252)
где То — температура атмосферного воздуха, К;
ltkl — степень повышения давления воздуха при наддуве На /-Й
позиции;
т|нА. — адиабатный КПД компрессора;
Д Т — подогрев заряда от стенок цилиндра, К.
При расчете коэффициента К. для промежуточных режимов
зависимость = flNe) может быть получена теоретическим или
опытным путем. Исследования, проведенные по оценке влияния
параметров газовоздушпого тракта на мощность и экономич-
ность двигателей, позволили предложить эмпирическую зависи-
мость вида
Ч, = Л/Л-,	+1.	<3.253)
где Spki — относительное приращение давления на z-й позиции;
пом — степень повышения давления воздуха в компрессоре па
номинальном режиме.
Для тепловозных дизелей со свободным турбокомпрессором
можно использовать эмпирическое выражение
М/ = [Ne^eJtJ^Neben^,	(3.254)
где Ne — мощность дизеля на номинальном режиме, кВт;
be — удельный расход топлива дизелем на номинальном режи-
ме, кг/(кВт-ч);
Де|.— мощность дизеля на <-м режиме, кВт;
Ье( — удельный расход топлива дизелем на z-м режиме, кг/(кВт ч);
к— эмпирический коэффициент (к = 1,35 — для двухтактных
двигателей; к - 1,30 — для четырехтактных).
Для дизелей типа Д100 давление наддува для каждой позиции
рекомендуется определять:
1) давление воздуха на выходе из турбокомпрессора, МПа,
371
Р1К = 2,99(пд;/1000)2 -1,82(лд,71000)+ 0,127;	(3.255)
2) давление воздуха на выходе из центробежного компрессо-
ра (вторая ступень), МПа,
Рк = 2,99(пд,/1000)2 -3,454(лд,71000) +0,17. (3.256)
По осредненным данным для серийных конструкций турбо-
компрессоров (Dk = 85-600 мм) адиабатный КПД компрессора
для номинального режима определится
Т|йА. = 0,83-9,38/7>А_,	(3.257)
а КПД турбины турбокомпрессора —
Т|т = 0,82-12,61/7)^..	(3.258)
Тогда КПД турбокомпрессора
Птк = ПаА.Пт.	(3-259)
При вычислении коэффициента К по выражению (3.252) изме-
нение величины ДТпри отклонении мощности по позициям и при
различных условиях эксплуатации оценивается выражением, К:
= ^,1ДТп1ах-0,15(Т)тах- T)]INe, (3.260)
где Д7’П111х — максимальный подогрев заряда от стенок цилиндра при
Nei = Де1|ом и максимальной температуре атмосферного
воздуха T„nWx-
Величина коэффициента наполнения цилиндра свежим заря-
дом (т| ) зависит от типа и степени охлаждения стенок камеры
сгорания, ее продувки и частоты вращения коленчатого вала
= ПД1 + едл -1)"’7(е - 1)],	(3.261)
где Т)то — коэффициент наполнения цилиндра свежим зарядом при но-
минальном режиме и стандартных атмосферных условиях;
Kv — коэффициент, учитывающий тип охлаждения двигателя;
Г|н — коэффициент, учитывающий степень охлаждения двигателя
(отношение частот вращения коленчатого вала на z-й пози-
ции и номинальном режиме);
Т|г — коэффициент, учитывающий влияние степени продувки ци-
линдра на коэффициент наполнения.
372
Для учета влияния частоты вращения на Т]га использовано
приближенное выражение:
ч„,=	+ /Щ-л,;).	(3 262)
где г]'"1 — коэффициент наполнения двигателя при отсутствии продув-
ки на номинальном режиме;
К — коэффициент, зависящий от быстроходности двигателя.
При разработке математической модели оценки параметров
рабочего процесса в качестве исходных данных использованы:
паспортные характеристики тепловозных дизелей па номиналь-
ном режиме; параметры режимов работы дизелей в условиях
эксплуатации (Ne., be., п — мощность, удельный расход топли-
ва, частота вращения дизеля па z-й позиции).
Расчет параметров рабочего процесса дизеля производить по
методу И.И. Вибе в следующей последовательности:
1.	Задается элементарный состав топлива (С, Н, О, S), па
основании которого по формуле Д.И. Менделеева рассчитывает-
ся его теплотворная способность (Н кДж/кг) и теоретически
необходимое количество воздуха для сгорания единицы топли-
ва (Lo, кмоль/кг):
Ни= 33913С + 102995Н - 10885(0-S),	(3.263)
Lo = 0,397С + 1,19Н + 0,149(S-O).	(3.264)
2.	Для выбранного типа дизеля задаются:
Dk — диаметр колеса компрессора, турбокомпрессора, мм;
<pt — доля хода поршня, потерянного на продувку ци-
линдра;
Е v| v, Гв| — коэффициент эффективности охлаждения, гидравли-
ческое сопротивление воздухоохладителя, темпера-
тура воды на входе в воздухоохладитель;
D, S, z, 1 — конструктивные параметры дизеля (диаметр цилин-
дра, ход поршня, число цилиндров, тактность);
be — значения удельного расхода топлива;
Тф — коэффициент наполнения;
у — коэффициент остаточных газов;
е — степень сжатия;
X — степень повышения давления при сгорании и ряд
других параметров для номинального режима.
373
3.	Задаются значения эффективной мощности (Ne, кВт), удель-
ного расхода топлива (be., кг/(кВт-ч)) и частоты вращения
(/7 , мин1) для z-й позиции контроллера машиниста.
4.	Используя выражения (3.254)  (3.256), определяют давление
воздуха на входе в двигатель (Р МПа), по выражению (3.261) —
величину коэффициента наполнения Т], а согласно (3.250) — коэф-
фициент избытка воздуха а для выбранного режима.
5.	Температура воздуха на входе в двигатель определится, К:
для одноступенчатой схемы наддува
Тк = Тое[1 + (< - 1)/ПаК| ](!-£,) + £/в,;	(3.265)
двухступенчатой схемы —
+	(3.266)
^ак2 =Т’ак1П + (<“1)/Пак2];	(3.267)
Лк, =Го[1 + (< ~ D/Пак,];	(3.268)
где Ккр кКэ —степень повышения давления воздуха в компрессорах
1-й и 2-й ступеней;
Так — температура воздуха на выходе из 2-й ступени наддува,
К;
Лак ’Лак — адиабатный КПД компрессоров 1-й и 2-й ступеней над-
дува.
6.	Значения параметров теплового процесса в конце наполне-
ния (давление начала сжатия Р , МПа; температура начала сжа-
тия Г, К) определяются при следующих допущениях:
1)	масса воздуха (G,) и «чистых» продуктов сгорания (G,)
оценивается коэффициентом наполнения Т|1 и коэффициентом ос-
таточных газов уг;
2)	количество теплоты, подведенное к рабочему телу с топли-
вом dQJdq, равно нулю;
3)	количество теплоты, подведенное к рабочему телу за счет
теплообмена со стенками цилиндра dQJdq, оценивается по урав-
нению состояния газов;
374
4)	по условию конца наполнения при закрытых впускных
органах можно принять
dGjdq - 0, dGJdq = 0, dGJdq = 0, dGJdq = 0, dGJdq = 0.
Тогда давление Р, МПа, и температура Т, К, начала сжатия
определятся с использованием выражения
П,- = еЛ7Л(£ -0(1 +	(3.269)
Решение уравнения (3.269) относительно Р и Т производится
по следующему алгоритму: задаются начальные значения степе-
ни повышения давления при сгорании — А,= 1; доли топли-
ва, сгоревшего в точке Z-e. = 0,42; давления начала сжатия —
Р = Ро; температуры воздуха па входе в двигатель — 7’ = 1000К.
Изменяя Р с шагом 0,0001 МПа и Тк с шагом 5 К, опреде-
ляют значения Р и Т, при которых величина коэффициента на-
полнения T|v, вычисленная по выражению (3.261), будет равна
величине коэффициента наполнения, вычисленного по выраже-
нию (3.269). При моделировании процесса наполнения предпо-
лагается, что коэффициент остаточных газов изменяется пропор-
ционально изменению коэффициента наполнения, а температура
Т связана с давлением Р через уравнение состояния газов при
известном объеме конца наполнения Vu.
7.	По заданным значениям Ne. и п рассчитывается среднее
эффективное давление для /-го режима, МПа:
1)	для четырехтактных двигателей
Ре. = 0,0519^/(c,h/D2z);	(3.270)
2)	для двухтактных
Pei = 0,026Ne./(cmjD2z);	(3.271)
3)	для дизелей типа ДЮО
PCi = 0,0l306Ne./(cmjD2zy,	(3.272)
где =0,00335//— средняя скорость поршня, м/с.
8.	Используя значения Р и Т рассчитывают давление Р. и
температуру Т в конце процесса сжатия при следующих усло-
виях: массовый заряд цилиндра в начале и конце сжатия равны;
изменения энтальпии и внутренней энергии заряда пропорцио-
375
пальны объему, давлению и температуре в цилиндре; в конце
процесса сжатия clGJdy = 0, dQJdty = 0; a dQjdq определяется по
уравнению состояния газов для момента конца сжатия.
Тогда:
давление в конце сжатия, МПа,
(3.273)
температура в конце сжатия, К,
Тс=Тлг"' -1;	(3.274)
где п} — средний показатель политропы сжатия.
9.	Средний показатель политропы сжатия определяется мето-
дом половинного деления по выражению:
«! - 1 = 1,986/[пгс + /эс7(е"'-1)],	(3.275)
где а , h — коэффициенты регрессии уравнения средней мольной теп-
лоемкости для процесса сжатия (точка С).
Значения коэффициентов регрессии в уравнении (3.275) опре-
деляются:
ап. - [0,29у;. + 4,6а(1 + уг)]/[сх(1 + уг)];	(3.276)
Ьс = [0,00026у;. + 0,0006а(1 + у,.)]/[сс(1 + уг)]. (3.277)
10.	По заданной степени повышения давления при сгорании X
величина максимального давления сгорания определится, МПа,
Л = ^Рс.	(3.278)
11.	Максимальная температура сгорания определяется в ре-
зультате решения уравнения сгорания относительно Т_, К
e77u/L +(4,6 + 0,00067;+ 1,9861)7 + У,Тс(й.Л + bhTc +
+ 1,9867) = />.(1 + уг)(аг: + Ь:Т:)Т_.	(3-279)
В уравнении (3.279) коэффициенты регрессии avh, bh, av_, b_
рассчитаны по выражениям:
axh = [0,613 + 0,29у(. + 4,6а(1 + уг)]/[а(1 + уг) + 0,064]; (3.280)
376
bh-[0,000315 + 0,00026y. + 0,0006a(l + yf)]/[a(l + y,.) + 0,064];(3.281)
[0,29yr+ O,613e. + 4,6a(l + yr)]/[a(l + y;.) + 0,064e7]; (3.282)
b. = [0,00026yr+0,0006a(l +ул)+0,000315e.]/[a(l + yr)+0,064e], (3.283)
а коэффициент молекулярного изменения в конце видимого
сгорания (точка Z) — по выражению
b_ = 1 + 0,064£./[а(1 + уД].	(3.284)
12.	Температура (ТЬ, К) и давление (РЬ, МПа) в конце процес-
са расширения определятся по выражениям:
ТЛ = р-ТДрЗ^"1);	(3.285)
Ph = Л/3"п2,	(3.286)
где р — действительный коэффициент молекулярного изменения;
5 — степень последующего расширения;
п, — средний показатель политропы расширения.
Действительный коэффициент молекулярного изменения
р = (а+ 0,064 + ауг)/[а(1 + у,.)],	(3.287)
а степени предварительного и последующего расширения —
р = е/8;	(3.288)
8 = ЕЛТДр-ТД.	(3.289)
Средний показатель политропы расширения определяется
методом половинного деления с использованием уравнения:
п,-1 = [1,986(ТЛ8п2-!-Т/;)]/{(1-Е.)Л//[£Р(1+у,.)]+
+ лзз^-'^ + ^тд-^ + ^тдтд. (3-290)
13.	По определенным параметрам теплового процесса
рассчитывается среднее эффективное давление, МПа,
Р =ПмР[Х(р-1) + Хр(1-8П2~1)/(п2-1)-(1-е1-П2)/(пг1)]/(е^1). (3.291)
377
14.	При расчете параметров турбокомпрессора использовано
условие баланса мощности турбины (N, кВт) и компрессора
(NK, кВт):
NK = ЛХТК’	(3.292)
где т|М1К — механический КПД турбокомпрессора.
Значения Т]мгк для промежуточных режимов работы дизеля
nMTK = nd - VW- (З.293)
где Т)мтх° — величина механического КПД турбокомпрессора па но-
минальном режиме;
Gb(), Gbj — расход воздуха на номинальном и расчетном режимах, кг/с.
Расход воздуха через компрессор для заданного режима, кг/с.
Gb, = 0,00028а,Lobe Ne fa,	(3.294)
а расход газов через турбину, кг/с,
Gr. = 2(1 + faafo^be^,	(3.295)
где />е.ц — цикловой расход топлива на /-ом режиме, кг/цикл;
zT — количество цилиндров, работающих па один турбокомп-
рессор.
Для достижения условия (3.291) соотношение между степенью
повышения давления воздуха в компрессоре и степенью рас-
ширения газов в турбине лт задается выражениями:
1/лт= [1ч<286-1)/(РоРт)]кг/(кгЧ);	С3-296)
р0 = 0,286кг/?,/[(кг-1)/?в];	(3.297)
Рт = GrT^.rJ(GB ГД	(3.298)
где Ar, RB — газовая постоянная «чистых» продуктов сгорания и све-
жего заряда, Дж/(кг-К);
Г — температура газов перед турбиной, К;
кг — показатель политропы расширения газов в турбине.
15.	Если при начальных значениях X, е_, Р, 7 величина сред-
него эффективного давления, полученная по результатам тепло-
378
вого расчета, значительно отличается от величины среднего эф-
фективного давления, рассчитанного по выражениям (3.270) -
(3.272), производится изменение X и е_.
Для оценки степени повышения давления при сгорании топ-
лива X в широком диапазоне нагрузок рекомендуется использо-
вать уравнение:
X = а, + a,<5d + a^d + arf, + а5т, + а(ст +	(3.299)
где ар «3,...,«7 — коэффициенты, определяемые по опытным дан-
ным для каждого типа дизеля;
— доля топлива, поданного в цилиндр дизеля за
период задержки воспламенения;
ст — средняя скорость поршня, м/с;
или
X = с + ттр	(3.300)
где с. т - эмпирические коэффициенты, зависящие от доли топлива,
поданного за период задержки воспламенения.
Очевидно, использовать выражения (3.299), (3.300) па первом
этапе реализации модели не представляется возможным, так как
отсутствуют опытные данные по определенному типу дизеля.
Для условий эксплуатации эти данные должны характеризовать
не только тип дизеля, по и его техническое состояние.
Поэтому при реализации модели производится изменение X с
шагом 0,01 до величины номинального значения, а изменение £.
от начального значения е. = 0,42 с шагом 0,01 до единицы. Рас-
чет при этом повторяется, начиная с п. 6.
16.	Если условие сходимости средних эффективных давлений
соблюдается, на печать выдается 62 параметра, характеризую-
щих работу дизеля на выбранном режиме, и производится уточ-
нение параметров процесса сгорания с учетом угла опережения
подачи топлива.
17.	При термодинамическом описании рабочего цикла двига-
теля, приведенном выше, действительный процесс сгорания топ-
лива заменен условными процессами подвода теплоты в изохор-
ном и изобарном процессах. В действительном рабочем процес-
се от начала подачи до конца выгорания топлива происходят
сложные физико-химические процессы испарения, воспламене-
379
ния и сгорания топлива, протекающие с конечной скоростью
тепловыделения и изменения давления и сопровождающиеся
потерями теплоты.
Важными результирующими параметрами, характеризующи-
ми процесс сгорания топлива, являются значения давления и
температуры газов в цилиндре.
Уточнение параметров процесса сгорания с учетом угла опе-
режения подачи топлива, характера и средней скорости сгора-
ния производится с целью получения зависимостей давления и
температуры газов в цилиндре двигателя для любого момента
процесса сгорания.
Для описания зависимостей р =/,(?) и Т=/2(т) в процессе сго-
рания весь процесс разбивается на отдельные небольшие участ-
ки по углу поворота коленчатого вала Д(р, соответствующие од-
ному градусу поворота коленчатого вала (<р,- (р/+1).
Для каждого участка (<р. - <р.+|),согласно первому закону тер-
модинамики, использованная теплота сгорания (</.- <у.+1) опреде-
лится с учетом средней теплоемкости рабочего тела на участке
(С. - С/+1)абсолютной температуры в начале и конце участка
(Г, Г+]) и работы газов, совершаемой на данном участке
<7, - 4i+i=	-с,+1) (^41 - т) + APdK (3.301)
После несложных преобразований выражения получится
уравнение, позволяющее определить величину давления газов в
конце анализируемого участка (Р.+|) по известному давлению в
начале участка (Р) при изменении объема цилиндра от К до К.+)
Р,+1 = (0,0854<угДх/. ,.+1 +	,.+1 V, -	,+1 К+1 - Г).(3.302)
Составляющие уравнения (3.301) определяются:
= 7/./+р	(3.303)
Дх(. /+1 = схр[-6,908(ф/+ 1/(pJ'"+1 ] - exp[-6,908((pz/(p„)"'+l]; (3.304)
Kz.,+1 - (Cp,;,+1 + Cy.,.+t)/(Q.,.+1 - cy./+1),	(3.305)
где Cv, Cp —средние теплоемкости рабочего тела на исследуемом
участке;
Фр Ф;+! — углы поворота коленчатого вала, отсчитываемые от мо-
мента воспламенения до начала или конца рассматрива-
емого участка.
380
В выражении (3.302) объемы И определяются по известным
выражениям
Vi = И/е(1 + (е- 1)/2а),	(3.306)
где о — кинетическая функция для расчета хода поршня.
Так, для рядного двигателя с одним поршнем в цилиндре
будем иметь
о = s/R = (1 + 1/X) - (coscp + l/X-Jl-X2sin2(p).	(3.307)
Для момента начала сгорания величина удельного объема
рабочего тела определится
Vy = И„/е[1 + (е - 1)/(2а(фоп- <р3))],	(3.308)
где <роп — угол опережения подачи топлива;
<рч— угол задержки воспламенения.
Температура в конце элементарного анализируемого участка
определится
= VW1 +(е-1)/(2а(Ф,.+1))]/ад. ,.+1[1 + (е-1)/(2<у(ф,.))]}, (3.309)
где Г, /<+| — температура и давление в начале анализируемого уча-
стка (для начала сгорания Г„ Р );
р; /+| — изменение химического коэффициента молекулярного
изменения на анализируемом участке.
Для каждого момента времени, или для каждого угла пово-
рота коленчатого вала (<р), величина химического коэффициента
молекулярного изменения определится выражением
Р = 1+Фтах" ПШ - eXPl -6,908(ф,./фГ+1]}, (3.310)
в котором для момента конца сгорания химический коэффи-
циент молекулярного изменения определится
Ртах = [1 + Y + (Н/4 + O/32)]/[aLo(l + у)].	(3.311)
Приведенный выше метод теплового расчета позволяет рас-
считать весь процесс сгорания, включая и ту его часть, которая
выходит за пределы так называемого видимого сгорания. В этом
381
случае допущение о политропном характере «чистого» процесса
расширения (после точки Z — конца сгорания) ближе к истине.
При расчете процесса сгорания период задержки воспламене-
ния топлива среднего элементарного состава определяется в
основном по эмпирическим формулам. Для оценки периода за-
держки воспламенения быстроходных двигателей можно ис-
пользовать выражение:
т,. = В(ПР)°’5ехр(Е/7?7),	(3.312)
где	В — эмпирический коэффициент для определенного типа
двигателя;
Е = (21-ь25)103 —условная энергия активации предпламенных реак-
ций дизельного топлива, Дж/моль;
Т, Р — температура (К) и давление (МПа) в цилиндре дви-
гателя в момент подачи топлива.
Для тепловозного двигателя по опытным данным значение
эмпирического коэффициента В может быть определено по вы-
ражению
В = 7,4110“6(1-34,810 -\).	(3.313)
Для оценки периода задержки воспламенения использована
формула В.С. Семенова, которая получена на основании обоб-
щения опытных данных по судовым дизелям, мс,
т,. = 8225/[(С;)?7>)()-6357"0-294],	(3.314)
где Р, Т — давление (кПа) и температура (К) в цилиндре в начале
подачи топлива.
18.	Расчет параметров процесса «чистого» расширения произ-
водится по выражениям:
Р = P:{VJV)’\	(3.315)
Т= T.(VJV)"2"1,	(3.316)
где и, — показатель политропы «чистого» расширения;
V. — удельный объехМ рабочего тела в конце процесса сгорания.
Для анализируемого двигателя процесс «чистого» расшире-
ния закапчивается в момент начала открытия выпускных клапа-
382
нов или окоп, тогда параметры рабочего тела для конца «чис-
того» расширения определятся:
Pbo = PXVjVho)\	(3.317)
77?о = T:(VjVbo^~\	(3.318)
где Pbo, VhQ, Tbo — параметры рабочего тела в конце процесса «чи-
стого» расширения.
19.	Для повышения достоверности оценки текущих значений
параметров процесса сгорания в качестве дополнительного «заг-
радительного» параметра принята температура выхлопных га-
зов в коллекторе (температура газов перед турбиной), контроль
которой производится при выполнении реостатных испытаний.
Для расчета параметров процесса выпуска использовано
уравнение элементарного расхода газа:
—2-=hbVfbVp7F,	(3.319)
с/<р
где Цв — коэффициент расхода;
Т — функция истечения;
Р, V — давление (Па) и удельный объем (м-'/кг) газа;
/' — площадь проходного сечения выпускных окоп (клапанов) в
рассматриваемый момент времени, м2;
(р — угол поворота коленчатого вала, °пкв.
В общем случае процесс выпуска газов из цилиндра разделя-
ется на три фазы: фаза свободного выпуска; фаза принужденного
выпуска и фаза продувки.
20.	Представленный выше алгоритм расчета позволяет полу-
чить значения давления и температуры рабочего тела для каж-
дого угла поворота коленчатого вала дизеля (по объему) и рас-
считать работу цикла и среднее эффективное давление, используя
правила численного интегрирования.
Таким образом, математическая модель оценки параметров
выгорания топлива в дизеле с учетом угла опережения подачи
топлива и предлагаемый метод ее реализации позволяют наибо-
лее точно определить максимальные значения термодинамичес-
ких параметров рабочего цикла, изменение коэффициента из-
383
бытка топлива по мере выгорания топлива и, тем самым, полу-
чить исходные данные для расчета экологических характеристик
тепловозных дизелей с учетом уровня их настройки в условиях
эксплуатации. Оперативная оценка качества настройки, с точки
зрения экологического воздействия тепловозов на окружающую
среду, позволяет при проведении реостатных испытаний подо-
брать степень загрузки двигателей с учетом как минимума рас-
хода топлива, так и минимума затрат па охрану окружающей
среды. Кроме того, количество вредных выбросов в отработав-
ших газах косвенно характеризует техническое состояние тепло-
возного дизеля и может быть использовано в качестве диагнос-
тических параметров при переходе к системе ремонта локо-
мотивов по техническому состоянию.
3.13. Рабочие процессы лопаточных машин
а газотурбинного двигателя
Газотурбинной установкой (газотурбинным двигателем) на-
зывают такой тепловой двигатель, в котором процессы сжатия и
расширения осуществляются лопаточными машинами (комп-
рессорами и турбинами), а подвод теплоты к рабочему телу
производится в проточной камере сгорания.
В турбине энергия давления рабочего тела (газа) преобразу-
ется на ее лопатках в кинетическую энергию вращения ротора
турбины.
В компрессоре на вращение ротора затрачивается механичес-
кая работа приводного двигателя или ротора турбины в турбо-
компрессоре. За счет этой работы потоку рабочего тела сообща-
ется кинетическая энергия, которая на лопатках компрессора
преобразуется в энергию давления. По схеме преобразования
энергии турбокомпрессор является обращенной турбиной.
В тепловых турбомашинах чаще всего преобразование энер-
гии рабочего тела происходит последовательно в нескольких
ступенях, располагаемых друг за другом, которые образуют
многоступенчатую машину. В некоторых случаях оказывается
возможным применить всего одну ступень.
По направлению потока рабочего гела различают осевые
машины, в которых поток направлен вдоль оси ротора, и ради-
альные сдвижением потока в радиальном направлении. У цеш-
384
робежных компрессоров движение потока происходит от центра
к периферии, у центростремительных газовых турбин — движе-
ние потока от периферии к центру.
Преобладающей конструкцией турбины является турбина
осевого типа.
3.13.1. Кинематика потока в ступени турбины
Схема ступени осевой турбины и кинематика потока в пей
показаны на рис. 3.26. Турбина состоит из рабочего колеса с
лопатками 7 и направляющего аппарата с неподвижными ло-
патками 2.
рабочего тела от
I <°2
Расширение
начального давления Р{ до давле-
ния Р' происходит в направляю-
щем аппарате, а расширение от Р'
до конечного давления Р2— па ло-
патках рабочего колеса.
Вследствие падения давления
в направляющем аппарате поток
приобретает скорость С,, паправ-
{Qla
Рис. 3.26. Ступень осевой турбины
385
ленную под углом а, (см. рис. 3.26), которая является абсолют-
ной скоростью входа на лопатки рабочего колеса. Относитель-
ная скорость входа в рабочий канал — со, направлена по каса-
тельной к средней линии лопатки и определяется из паралле-
лограмма скоростей С} и 17р где Ut— окружная скорость колеса
на входе. Обычно вместо параллелограмма ограничиваются
изображением треугольника скоростей. В пределах одной ступе-
ни осевой турбины диаметры колеса и соответственно окружные
скорости для входа и выхода одинаковы, т.е. U = U2 = U. Отно-
сительная скорость направлена под углом р|5 а абсолютная
С2 — под углом а2. Для повышения экономичности турбины
желательно, чтобы скорость С2 по возможности была малой, так
как она определяет неиспользуемую энергию потока в ступе-
ни С2/2.
В рассматриваемой схеме усилие, которое создает вращаю-
щий момент, возникает, с одной стороны, вследствие центро-
бежной силы при изменении в рабочем криволинейном канале
направления струи газа, а с другой — благодаря реакции, обус-
ловленной увеличением относительной скорости потока на вы-
ходе со,. Возникающие усилия дают составляющие, направление
которых совпадает с направлением вращения колеса. Вращение
турбинного колеса происходит в сторону выпуклости лопатки.
Таким образом, располагаемую удельную энергию при расши-
рении потока в направляющем аппарате и рабочем колесе опре-
делим из уравнения энергии перепада удельных энтальпий:
,	Г12 С~
(3-320)
-----Y’	(3.321)
где Со — скорость на входе в направляющий аппарат ступени.
Уравнение удельной энергии для всей ступени определяется
разностью:
(3.322)
386
которая после подстановки формул (3.320) и (3.321) приводится
к виду так называемого турбинного уравнения Эйлера (в непол-
ном виде), Дж/кг:
7„=-[(С2-С2) + (^22-^2)].
(3.323)
При изоэнтропийном процессе расширения в ступени величи-
ны С] и W заменяют теоретическими скоростями:
где V =0,95-5-0,98 — скоростной коэффициент, представляющий собой
отношение действительной скорости к теорети-
ческой.
Для изоэнтропийного процесса в ступени на рис. 3.26 изоэн-
тропийный перепад энтальпии направляющего колеса обозна-
чен hn, перепад удельной энтальпии рабочего колеса — Л', пере-
ад энергии всей ступени — h0 и перепад энергии рабочего
олеса по основной изоэнтропе — /i/;.
Из-за понижения температуры вследствие потерь hp > // эта
азница весьма мала и можно считать
(3.324)
Характерным показателем ступени служит степень ее реак-
тивности, которая выражает распределение перепадов удельных
энтальпий между направляющим и рабочим колесами. Она рав-
на отношению изоэнтропийного перепада удельных энталь-
пий, преобразуемого в рабочем канале ко всему перепаду в сту-
пени:
(3.325)
13*
387
Различают два вида ступеней по степени реактивности: рг = О
и рг = 0,5-i-0,6.
В первом случае давления до рабочего канала Р1 и после ка-
нала Р, одинаковы, такую турбину называют активной или тур-
бинной равного давления. Турбину с р = 0,5ч-0,6 называют ре-
активной, неравного давления. В современном турбостроении
реактивность рассматривают как один из характерных парамет-
ров ступени и относят ее к среднему сечению лопатки, так как
условия его работы близки к осредненным условиям работы
ступени. Реактивность в этом случае дает общее представление о
ступени по таким характерным факторам, как мощность, про-
пускная способность и др.
На рис. 3.27 показаны характерные типы олопачивания сту-
пени турбины при рг = 0 и р7. = 0,5 с соответствующими треу-
гольниками скоростей и диаграммами i, s.
В общем случае, когда поток перемещается в радиальном
направлении при большой разности радиусов колеса на входе и
выходе, уравнение удельной энергии для рабочего канала имеет
вид
=	+	(3.326)
Удельная работа центробежных сил при перемещении части-
цы от г, до г2 определится
Рис. 3.27. Характерные схемы
ступени
расположения лопаток осевой
турбины:
1 — направляющий аппарат; 2 — рабочее колесо
388
r.n2	г,	2	2	,,2 ,,2
I = j—dr = IV2 ]rdr = W2= Ek (3.327)
rl	rl
Уравнение удельной энергии для всей ступени
_c2-cl w2~w2 ul-u2
•'ll	*	_	"г"
(3.328)
Для центростремительной ступени г, < г, и U2 < U}.
Таким образом,
и;2 - и)2 । и2 - и2
(3.329)
Для всей ступени центростремительной турбины уравнение
энергии (основное уравнение турбины) или турбинное уравне-
ние Эйлера в полном виде запишется
ЗЛЗ.2. Кинематика потока в ступени
компрессора
Осевой компрессор. Принцип работы отдельной ступени осе-
вого компрессора показан на рис. 3.28. В рабочие каналы воз-
дух поступает с абсолютной скоростью С,, направленной под
углом а. Относительную скорость W\ перед рабочим колесом
находим из треугольника скоростей. Угол направления вектора
этой скорости р] (по касательной к средней линии лопатки).
В рабочем канале расширяющейся формы (диффузоре), по
условию сжатия при дозвуковой скорости [1] скорость W, < W\
и направлена под углом Р2.
Рабочим колесом сообщается рабочему телу удельная работа
сжатия, Дж/кг, равная
W2-W2
о
(3.331)
389
Рис. 3.28. Ступень осевого компрессора
s
Разность кинетической энергии без учета потерь превращает-
ся в энергию давления в рабочем канале.
Построением выходного треугольника скоростей определяет-
ся абсолютная скорость выхода из рабочего колеса Сг В боль-
шинстве случаев соотношения в ступени выбирают таким обра-
зом, чтобы выходная абсолютная скорость из направляющего
канала С, по величине и направлению была равна скорости под-
хода к рабочему колесу С,. При этом в многоступенчатом ком-
прессоре условия входа в последующую ступень аналогичны
рассмотренным выше.
Таким образом, в направляющем аппарате рабочему телу
сообщается удельная работа сжатия, Дж/кг, равная
ин
2
(3.332)
Разность кинетической энергии без учета потерь превращает-
ся в энергию давления в направляющем аппарате.
Напор, который можно было бы создать в идеальной ступе-
ни компрессора, если предположить, что вся работа, затрачива-
390
емая на вращение рабочего колеса, преобразуется в энергию,
принято называть теоретическим напором ступени, Дж/кг,
/„= 1иР+1ип =	- ^>2) + (С2 - С2)].	(3.333)
Для оценки распределения теоретического напора между ра-
бочим и направляющим колесами служит степень реактивности,
которая (см. рис. 3.28) имеет вид

(3.334)
На рис. 3.29 показаны различные виды олопачивания ступе-
ни с соответствующими треугольниками скоростей и изображе-
нием процессов в /, ^-диаграмме.
Интересно сравнить треугольники скоростей для ступени
компрессора с треугольниками скоростей для ступени турбины.
Рис. 3.29. Схемы расположения лопаток осевого компрессора
при различной степени реактивности
391
Для этого повернем, как показано па рис. 3.30, треугольники
скоростей осевой турбины, поменяв между собой в обозначени-
ях скоростей индексы 1 и 2. Для примера принята ступень со
степенью реактивности рк - 0,5. В обращенных треугольниках
последовательно повторяется схема компрессорной ступени.
Однако применение в лопаточном аппарате осевого компрес-
сора, каналов расширяющейся формы (диффузора) при замед-
ленном движении потока вносит принципиальное различие в
теорию компрессорной ступени, что, в частности, отражается па
структуре треугольников скоростей по размерам углов, соотно-
шению сторон и взаимному расположению, что наглядно видно
из рис. 3.27, 3.29.
Рис. 3.30. Сравнение
треугольников скоростей:
а — турбинная ступень:
б — компрессорная ступень
Центробежный компрессор. В таком компрессоре применяют
колеса с загнутыми назад лопатками (рис. 3.31, а), где загну-
тость определяется по отношению к направлению движения ко-
леса, и с радиально направленными лопатками (рис. 3.31,6).
Рис. 3.31. Ступени центробежного компрессора:
а — с загнутыми назад рабочими лопатками; б — с радиальными лопатками
392
Для обеспечения безударного входа рабочие лопатки соответ-
ствующим образом загпуты во входной части (см. рис. 3.31,6).
В центробежном компрессоре повышение давления получают
в рабочем колесе вследствие уменьшения скорости потока от W
до Ж,, а также вследствие центробежных сил массы потока, пе-
ремещающегося от центра к периферии при большой разности
радиусов колес па входе и на выходе г .
Удельная работа на перемещение частицы определяется по
формуле
2
(3.335)
Дальнейшее повышение давления в диффузоре является след-
ствием падения скорости от С2 до Сг Диффузор может иметь
форму направляющего колеса. Встречаются также диффузоры
безлопаточпые, представляющие собой кольцевое пространство
с параллельными стенками.
Уравнение теоретического напора или уравнение Эйлера для
компрессора имеет вид
И)2-Ж2 , С22-Сг ,
-------1_-±----1_-±--
(3.336)
По конструктивному выполнению рабочие колеса центро-
бежного компрессора бывают закрытого и полузакрытого типа.
На рис. 3.31, а показаны лопатки, соединенные с диском с двух
торцов и образующие таким образом каналы, закрытые с двух
сторон. В таком закрытом колесе нет перетекания газа через
торцы. Поток изолирован от воздействия газа, находящегося в
зазоре между рабочим колесом и корпусом. Закрытые колеса
наиболее экономичны и применяют их обычно в стационарных
центробежных компрессорах.
У полузакрытых колес (см. рис. 3.31,6) лопатки с одного
торца открыты. Они более надежны по условиям прочности
ввиду отсутствия покрывающего и дискового кольца, создающе-
го увеличение напряжения. Полузакрытые колеса допускают
высокие окружные скорости до 460 м/с вместо 280 м/с для зак-
рытых колес, однако они менее экономичны.
393
Уравнения моментов для ступени турбомашипы. Основное
уравнение турбины (3.330) можно преобразовать, выразив от-
носительные скорости Wx и W2 из треугольников скоростей через
абсолютные и окружные скорости:
W2 = Су + U2 - 2t71C1cosa1,
W2 = С 2 + U2 — 2t72C2cosa,,
уравнение (3.330) принимает вид:
/ц = ЦС^овсХ] - 2t72C2cosa2.	(3.337)
Согласно рис. 3.27 окружная составляющая абсолютной ско-
рости входа в рабочий канал определится
C1cosa1 = С1и,
выхода из ступени.
C,cosa2 = С,и.
Отметим, что окружная составляющая положительна тогда,
когда она имеет то же направление, что и окружная скорость.
Так для турбинной ступени С|1( > 0, если а, > 90°, а С2и < 0, если
а2 > 90°. Окончательно получаем выражение
= цс1„- uic^	о-»8’
известное под названием уравнения моментов Эйлера.
Для осевой ступени при U{ = U2 = U.
lu = C/(C1M- c2u) = U\Cu.	(3.339)
Величина l выражает удельную работу на лопатках колеса
ступени или на его окружности.
Степень реактивности оказывает влияние на выбор числа сту-
пеней турбины. Как уже указывалось, выходная скорость G
должна быть как можно меньшей, следовательно, направлена
по оси, т.е. С2 ~ (здесь С2а — осевая составляющая абсолют-
ной скорости). При этом условии будем иметь /( ~ UCUi. Отсюда
lu^UAQjl=UA с*
I* URCR UR CR'
(3.340)
394
Индексы А (активная) и R (реактивная) относят соответствен-
но к ступеням с рг = 0 и ру. > 0.
При оптимальных условиях отдача работы в ступени рг> 0
меньше, чем в ступени с рг=0. Таким образом, число ступе-
ней многоступенчатой турбины с рг> 0 должно быть больше,
чем турбины с рг = 0. В частности, число ступеней турбины с
рг = 0,5 должно быть почти вдвое больше, чем с рг = 0.
Для центробежного компрессора из уравнения (3.344) так же
как и для турбины
'« =	ЦС1и,	(3.341)
а для осевого компрессора при U, - U2 = U
‘и =	С,,).	(3.342)
Здесь /( — передаваемая потоку работа или теоретический
напор.
В компрессоростроеиии применяют безразмерный коэффици-
ент напора или давления, представляющий собой отношение
теоретического напора 1ц к максимально возможному /)пах.
Максимально возможный напор /пах, выражаемый через ок-
ружную скорость U2 (центробежного компрессора), принимают
С/,
/тах =-^-, Дж/кг, часто величину /тах принимают в другом вари-
анте, / = U2, Дж/кг, исходя из уравнения (3.348) при С\ = 0 и
С, = U*
2и 2
Отсюда коэффициент напора при С|н ~ 0 для центробежного
компрессора
/„
Ч'*=Г^=7П7’	(3.343)
‘max °2/z
ИЛИ
(3.343, а)
С/2
для осевого компрессора
395
L. ^">11
^к"~Г~ = 7^’	(3-344)
‘max
ИЛИ
С,
Va-=-^->	(3.344, а)
Преобразуем выражение (3.341), используя соотношения из
треугольников скоростей (см. рис. 3.28)
lu=U{C2u-Ciu) = U(Wiu-W2u} = ^-U\ct^ -ctgp2), (3.345)
отсюда видно, что напор можно повысить, увеличив окружную
скорость U. В настоящее время по условиям напряжения ме-
талла лопаток от центробежных сил достигнуты значения
U = 400...450 м/с. Однако наибольшее значение и для осевой
ступени ограничено тем, что компрессоры рассчитывают на до-
звуковые скорости в рабочем канале. Чтобы ее обеспечить, не
допускают превышение числа М (М ~ С/а — отношение скоро-
сти потока С для какого-либо сечения к скорости звука а для
этого сечения и носит название критерия или числа Маха) для
И)
входа в рабочий канал Mw =-—- — 0,85.
1 а
Сверхзвуковая относительная скорость на входе в рабочий ка-
нал компрессора приводит при дальнейшем ее снижении к извес-
тному из газовой динамики необратимому явлению «скачку уп-
лотнения», связанному с большими потерями. В настоящее
время стремления получить компрессор малых габаритов и мас-
сы направлены к созданию надлежащего сверхзвукового осевого
компрессора. Как видно из равенства (3.353), для повышения на-
пора необходимо уменьшение ctg(32, т.е. увеличение р^и соответ-
ственно уменьшения угла рг или увеличения изогнутости профи-
ля 0 = рг^ - р,- Одпако в диффузорном канале рост угла поворота
приводит к увеличению степени расширения канала, так как сече-
F
пие выхода из канала F, =----- (см. рис. 3.32).
smp,.
396
Рис. 3.32. Выходные сечения
рабочего канала ступени
компрессора
Увеличение степени расширения канала возможно лишь до из-
вестного предела, ограниченного резким возрастанием потерь
энергии, а также возможным срывом потока. Лопатки компрес-
сора имеют поэтому относительно малую изогнутость: 0 < 45°.
Это вносит принципиальное различие в теорию компрессорной
ступени по сравнению с турбиппой. В турбинной ступени 0 < 145°.
Как видно из равенства (3.3), теоретический напор прямо
пропорционален безразмерной величине
(3.346)
получившей название коэффициента расхода. Однако эта вели-
чина ограничена оптимальным значением 0А. = 0,45...0,50, выте-
кающим из условия получения достаточного напора при соблю-
дении требований экономичности и надежности работы комп-
рессора. Особенно невысокое значение С характерно для ком-
прессоров газотурбинных установок стационарного типа, где
доминирующее значение имеет требование высокой экономич-
ности. Таким образом, в соответствии с приведенными данными
анализа выражения (3.344) отношение давлений для ступени осе-
вого компрессора не превышает л ~ 1,1н-1,3.
Коэффициент давления для центробежного компрессора зави-
сит от направления изогнутости лопатки.
Так для лопатки, изогнутой назад (рис. 3.31, «), для которой
C2„<t/2, Р2<90°,
СУ 2
в то время как для радиальной лопатки при
C2ll=U2, |32 = 90°, v,=^=i,
су 2
397
Рп SC; Ргг > 90"
Рис. 3.33. Кинематика
потока в ступени
центробежного
компрессора с лопатками,
изогнутыми вперед
Таким образом, напор при ради-
альной лопатке больше. Наиболь-
ший напор может быть получен при
лопатке, изогнутой вперед (р2 > 90°)
(рис. 3.33), однако экономичность
ступени при этом ниже.
Многоступенчатые центробежные
компрессоры требуют меньшего чис-
ла ступеней, чем осевые при одном и
том же отношении давлений. Однако
первые всегда имеют большие габа-
риты и тяжелее. В связи с этим осе-
вые компрессоры отличаются пре-
имуществами при больших разме-
рах. Это обстоятельство в сочетании
с высокой экономичностью послужи-
ло основанием к тому, что он нашел
применение в качестве компрессора
газотурбинного двигателя.
Потери в ступени и к.п.д., отнесенные к окружности колеса. Рас-
смотрим процесс в турбинной ступени (рис. 3.34) для направляюще-
го аппарата. Согласно уравнению (3.328) справедливо равенство
отсюда
S
Рис. 3.34. Процесс в турбинной ступени
(3.347)
398
С~ . , с2
=	(3-348)
где С, — действительная скорость истечения с учетом трения.
Также находим скорость истечения для течения без трения (по
изоэнтропе 1-1")
  ^С<
,2
11
(3.349)
При С, = (рСн находим
(3.350)
По условиям экспериментального определения потерь удоб-
но ввести понятие КПД направляющего аппарата т|' при замене
(р2 = т|' или при (р^д/Д этот коэффициент показывает во сколько
раз кинетическая энергия в направляющем аппарате при учете
трения меньше кинетической энергии при течении без трения.
Для рабочего колеса уравнение энергии может быть написа-
но в следующем виде:
h
2
6
Ul-Ux
2	2
Здесь и в общем виде при U2 Ф U{ учтена работа центробеж-
ных сил при перемещении рабочего тела от до г2, отсюда
, ^2 + (^2-^2)
Ч ‘9 *Т"
(3.351)
Аналогично, для случая без трения
-----Н--------------------------------
(3.352)
399
Заменив = г", получим
w22 „„J.- /•
—-ч '1-<о+	-
к	7
(3.353)
Результаты расчетов позволяют найти состояние рабочего
тела в точках Г и 2. Этого достаточно для определения проход-
ных сечений ступени. Воспользуемся уравнением неразрывнос-
ти для контрольных сечений 7, Г и 2.
Пусть т — масса рабочего тела, р — плотность, г — объем.
Пренебрегая утечками рабочего тела через зазоры, т.е. считая
т = const для рассматриваемых сечений, получим:
mv. = k.nD.LeCnsinan,
1 iiioo’	(3.354)
im\ = ^2nZ>2/,eW<,sinP„	(3.355)
где CjSinaj = C|n;
H'jSinP, - Cla — размеры диаметров и высот лопаток, показан-
ные на рис. 3.35;
Ск и С, — осевые составляющие скорости в сечениях;
е = у/360 — степень парциалыюсти, показывающая отно-
шение дуги окружности, по которой осуществ-
ляют впуск рабочего тела па колесо, ко всей
длине окружности колеса (в этом выражении
вместо длин окружностей принят угол впуска
у, равный 360° при полном впуске, т.е. при пол-
ном подводе газа (пара) к ступени е = 1);
к}, к\, к-, — поправочные коэффициенты, учитывающие
влияние на расход турбины утечек через ра-
диальные зазоры между концом рабочих лопа-
ток и корпусом, концом лопаток направляю-
щего аппарата и ротором (барабанного типа)
и через лабиринтовое уплотнение диафрагмы.
D, D\, D2 и /р к — геометрические размеры (см. рис. 3.35).
Объем г определяем соответственно в расчетных точках Г
и 2 по диаграмме /, .у.
При парциальном подводе к ступени (е < 1) величиной е либо
задаются и определяют высоту сопла I, либо задаются высотой
и определяют е. Высоту сопла в турбинной ступени желательно
400
иметь не менее 10 мм. Степень пар-
циальности принимают не менее
0,15...0,20. Чтобы увеличить высоту
лопатки в ступени осевой турбины
(при заданной частоте вращения) для
достижения надлежащей экономичнос-
ти при небольших объемных расхо-
дах рабочего тела, в расчетах при-
нимают меньшее значение С. При
больших расчетных объемных расхо-
дах рабочего тела по условиям проч-
ности следует уменьшать высоту ло-
патки и в соответствии с этим уве-
личивать С.
Определим работу в ступени для
всего процесса от точки 1 до точки 2,
пользуясь уравнением энергии
О	о
z2+-у' = /1(3.356)
Рис. 3.35. Ступень
турбины
где /( — удельная работа на окружности
колеса.
В турбине работа отдается, поэтому она взята со знаком «-».
Таким образом,
(3.357)
где i = i + С2/2 — полная энтальпия (энтальпия заторможенного по-
тока).
Эта же работа выражена уравнением моментов Эйлера
; =	с3-358)
Под к.п.д. ступени понимают отношение совершенной рабо-
ты к работе ступени без учета потерь. Этот к.п.д. является отно-
сительным, поскольку дает представление о совершенстве пре-
401
образования работы по сравнению с идеальной ступенью. В за-
висимости от постановки задачи рассматривают две формулы
этого к.п.д. В одном случае совершенную работу сравнивают с
работой идеальной ступени при тех же начальных параметрах
(Р ?]), том же конечном давлении Р2 и тех же скоростях входа
и выхода Со и С}, что и для действительной ступени.
Работа такой идеальной ступени равна
( ("''l С'
7о=(/1-4)+
\	7
(3.359)
а к.п.д. ступени на окружности колеса
’2
О ~с2
2
^1^1 и
(3.360)
В другом случае работу действительной ступени сравнивают
с идеальной в предположении, что в последней выходная ско-
рость С2 = 0. Таким образом, для идеальной ступени предпола-
гается наибольшая возможная работа при изоэнтропийном рас-
ширении от состояния в точке 1 до давления Р2 при заданной
начальной скорости Со.
Этому случаю соответствует к.п.д. идеальной ступени на ок-
ружности колеса
4	=	= UlCitl-U2C2u.
?! — /*2 4-	/2	/| — i2 + Cq /2	— i2 + Cq /2
(3.361)
К.п.д. ступени определяют по формуле (3.359), когда энергию
С2212 используют в последней ступени, непосредственно располо-
женной за ней, как входная энергия. В тех случаях, когда энер-
гию не используют, применяют формулу (3.360).
Для построения линии состояния рабочего тела по термоди-
намическим параметрам пользуются выражением для к.п.д. сту-
пени,
402
6 - *2
z’l - i2
(3.362)
которое называют изоэнтропийным к.п.д. па окружности коле-
са. Изменение состояния в ступени компрессора показано на
рис. 3.36.
Уравнение энергии для всей ступени
(3.363)
где I — работа, передаваемая рабочим колесом рабочему телу, она
входит в уравнение со знаком «+».
Как и для турбинной ступени, к.п.д. определяют для двух
случаев:
при дальнейшем использовании энергии в следующей ступени

(3.364)
при неиспользовании энергии в следующей ступени
Рис. 3.36. Процесс в ступени
компрессора
403
n„
(3.365)
(3.366)
Многоступенчатые турбомашины. В многоступенчатой тур-
бине из-за потерь в каждой ступени температура тела перед пос-
ледующей ступенью более низкая, чем в условиях изоэптропий-
пого расширения. Это приводит к тому, что фактический
располагаемый перепад энтальпий для промежуточной ступени
турбины в пределах давлений Рх1 и Рх2(рис. 3.37) вследствие рас-
хождения изобар превышает перепад энтальпий по основной
изоэнтропе, взятый между теми же давлениями (/?(> /г). Таким
образом, сумма изоэптропийиых перепадов энтальпий отдель-
ных ступеней в многоступенчатой турбине
Рис. 3.37. Процесс в трехступенчатой турбине
404
Z/zv = h\ + h\ + h j = H'
больше, чем располагаемый общий перепад турбины, взятый по
основной изоэнтропе
ЕЛу = Л] + Л-, + hy = Н$.
Отношение
называют коэффициентом возвращенной теплоты, часто прини-
мают
Rb=l+ah,	(3.368)
где cth — коэффициент возврата теплоты.
Коэффициенты Rh и аЛ показывают степень участия возвра-
щенной теплоты потерь в термодинамическом процессе много-
ступенчатой турбины и связанное с этим увеличение располага-
емого перепада энтальпий, которое необходимо принимать во
внимание при распределении перепадов межу ступенямии тур-
бины:
h' = h0Rh.	(3.369)
Коэффициент возвращенной теплоты зависит от целого ряда
факторов, в том числе и от количества ступеней, отношения
давлений в турбине, КПД ступени и показателя изоэнтропы К.
Для приближенной оценки коэффициента возврата теплоты мож-
но воспользоваться формулой Флюгеля
(3.370)
где К - 0,20 — для газа и перегретого пара показатель изоэнтропы;
гф/ — средний внутренний КПД ступени;
т)0 — изоэнтропийный перепад энтальпий для турбины;
z — число ступеней.
Коэффициент возврата теплоты af находится в пределах
0,04+0,1 — для паровых турбин и 0,02+0,04 — для газовых.
405
Для расчета многоступенчатой турбины необходимо выбрать
тип и число ступеней. При общем перепаде энтальпий для всех
ступеней Н' это зависит от многих факторов, как например, теп-
ловой экономичности, надежности работы, условий размеще-
ния, технологичности конструкции. Желательным является по-
лучение хороших показателей при небольшом числе ступеней
турбины.
Отметим некоторые факторы, влияющие на выбор числа сту-
пеней турбины.
Увеличению числа ступеней турбины при данном перепаде
энтальпий Н' способствует введение реактивности ступени.
Во многих случаях с целью повышения КПД турбины выби-
рают увеличенное число ступеней. В этом случае уменьшение
перепада на ступень при той же частоте вращения приводит к
уменьшению диаметра ступени и увеличению длины лопаток,
что при небольших объемных расходах используют для повы-
шения КПД.
При выборе числа ступеней следует проверить, не оказалась
ли превышенной критическая частота вращения ротора тур-
бины.
Для многоступенчатой турбины имеет значение выбор фор-
мы проточной части по ее внешней ограничивающей поверхно-
сти, который может быть осуществлен сравнением разных вари-
антов. Это связано с соответствующим изменением диаметра, а
следовательно, перепадов энтальпий и числа ступеней.
Выбор числа ступеней связан с длиной турбины, с ее массой
и стоимостью.
Для часто встречающихся турбин с почти одинаковыми диа-
метрами ступеней, перепадами энтальпий и реактивностью зада-
ча о выборе числа ступеней сводится к определению изоэитро-
пийного перепада энтальпий для ступени R'. Число ступеней
определяют делением общего располагаемого перепада Н' тур-
бины на h'.
Для транспортных тяговых турбин выбор числа ступеней свя-
зан с требованиями тяговой характеристики.
Необходимо отметить, что первая и последняя ступени игра-
ют особую роль при расчете многоступенчатой осевой турбома-
шины. При небольших объемных расходах (малый массовый
расход, высокие давления) в первой ступени турбины и после-
дней ступени компрессора расчетные данные для ступени (пере-
406
пад энтальпий, углы) выбирают таким образом, чтобы повы-
сить высоты проточной части ступеней. В последней ступени
турбины и первой ступени компрессора при больших объемных
расходах уменьшают высоты проточной части ступени. Боль-
шими размерами последней ступени часто определяется выбор
скорости вращения турбины. В газовой турбине скорость вра-
щения зависит также от размеров первой ступени ввиду ее рабо-
ты при высоких температурах.
Для осевого многоступенчатого компрессора процесс в i, s-диа-
грамме показан па рис. 3.38. Для ускорения и направления потока
впереди первой ступени компрессора установлен конфузор и вход-
ной направляющий аппарат. В промежуточной ступени они отсут-
ствуют, т.к. требуемые скорость С. и угол о^ входа в ступень опре-
деляются условиями выхода из предыдущей ступени. Процесс
расширения в конфузоре и входном направляющем аппарате по-
казан на рис. 3.38. Здесь начальные параметры воздуха на входе
обозначены с индексом 0, а на выходе или перед ступенью с индек-
сом 1.
За последней компрессорной ступенью имеется спрямляющий
аппарат и диффузор для получения осевого направления потока
и преобразования его кинетической энергии в потенциальную в
Рис. 3.38. Процесс
многоступенчатого осевого
компрессора (Со = 0)
407
пределах давлений от Р' за последней ступенью до Р2 за диффу-
зором.
Здесь так же как и для турбины сумма перепадов энтальпий
ступеней Z//' > Но. Отношение
у Ji
= R>\	(3.371)
но
называют коэффициентом затраты энергии.
Численное значение R находится в пределах 0,01-5-1,03, прини-
мая большие значения при повышении перепадов давлений в
компрессоре и невысоком к.п.д..
Ориентировочное число ступеней компрессора
^_2(A-P,)
АД + АД, ’
где ДЛ, —напор для первой ступени;
Д/*, — напор для последней ступени.
Их целесообразно определять, исходя из характеристик мо-
дельных ступеней, полученных для определенных характерных
параметров.
КПД многоступенчатой гурбомашипы. Полезно используе-
мый перепад энтальпий в турбине (см. рис. 3.39), остающийся
после вычета потерь, называют внутренним перепадом энталь-
пий турбины. Это внутренняя работа одного килограмма рабо-
чего тела в турбипе.
При правильном проектировании проточных частей много-
ступенчатой турбины в каждой ступени обеспечивается исполь-
зование кинетической энергии, уносимой из предыдущей ступе-
ни. Доля используемой энергии зависит от величины осевого
зазора между ступенями, плавности перехода от ступени к сту-
пени, наличия отбора или подвода рабочего тела, степени пар-
циалыюсти и др.
Для газовых турбин при постоянной теплоемкости рабочего
тела С = const внутренний КПД определяют через температуры
газа
408
где T(t Та, Т'и — соответствующие температуры рабочего тела (см.
рис. 3.39).
При этом предполагается, что энергия скорости потока на
выходе из последней ступени теряется, а расход рабочего тела
во всех ступенях один и тот же.
КПД турбины с учетом потерь энергии в концевых уплотне-
ниях равен
По/ = ПоХ1 - U	(3-374)
где Е,к — потеря энергии в концевых уплотнениях по отношению к
перепаду энтальпий hQ для турбины.
Внутренняя мощность турбины N. связана с эффективной мощ-
ностью па валу Л^через мощность механических потерь NM (тре-
ние в подшипниках, работа зубчатого редуктора, вспомогатель-
ных механизмов турбины, регулирующих устройств и др.), т.е.
Ne = N, - NM,	(3.375)
отсюда
N„	1
t’ <3-™>
T|0(,
или, что то же --= Т|м представляет собой механический к.п.д.
По,
турбины, а
По,=По/Пм	(3.377)
— к.п.д. па валу турбины.
В современных многоступенчатых турбинах т|п. = 0,87...0,89,
а т| = 0,97...0,99.
»М	’	’
Если турбина приводит во вращение электрический генера-
тор, то электрическая мощность турбогенератора будет мень-
ше эффективной мощности турбины Nc на величину потерь в
электрическом генераторе, которые оцениваются его к.п.д. — Т|г.
409
В зависимости от мощности генератора т|г = 0,97-^0,99, тогда
относительный электрический к.п.д.
По, = П0/Пг = т|0/Пм V
Если внутренний к.п.д. турбины представляет собой отноше-
ние мощности, отданной рабочим телом ротору, к мощности
турбины без потерь, то внутренний к.п.д. компрессора равен
отношению затрат мощности компрессором без потерь к мощ-
ности, фактически отданной ротором сжимаемому рабочему
телу (воздуху).
При обозначениях на рис. 3.38 внутренний к.п.д. компрессора
(3-378)
Hik
У компрессора мощность, фактически отданная рабочему
телу Н к, есть мощность на валу, уменьшенная на величину ме-
ханических потерь в компрессоре, тогда
n
N,
ИЛИ
Пос=По,Пм
и
Ne
(3.379)
Для компрессора большое значение имеет зависимость отно-
шения давлений па выходе и входе (степень повышения давле-
р,
ния) пк = — от подачи при различных частотах вращения. Эту
зависимость называют характеристикой компрессора. Определя-
ют ее обычно экспериментальным путем и она служит оценкой
работы компрессора на нерасчетных режимах.
410
На рис. 3.39 представлена
схема системы воздухоснабже-
ния тепловозных двигателей с
одноступенчатым турбокомп-
рессором. На рис. 3.40 приведе-
на характеристика компрессора
6ТК дизель-генератора, пред-
ставляющая зависимость дав-
ления наддува Рк от частоты
вращения ротора турбокомп-
рессора /гтк и расхода воздуха G
при нормальных атмосфер-
ных условиях (Ро= 0,1013 МПа,
Г() = 293 К). Слева от кривой 2
расположена область неустой-
чивой работы компрессора, так
называемого помпажа. Линия
1 проведена по точкам режимов
работы по тепловозной харак-
т0
|ро. То
Рис. 3.39. Схема системы
воздухоснабжения тепловозных
двигателей с одноступенчатым
турбокомпрессором

теристике. При изменении нагрузки происходит соответствующее
изменение давления наддува.
Совмещение характеристик компрессора и дизеля делают так,
чтобы линия 1 проходила в области высоких к.п.д. и одновремен-
но была достаточно удалена от границы помпажа — кривой 2.
Если вследствие каких-либо воздействий происходит сближение
кривых 1 и 2, то рабочий режим компрессора приближается к
помпажу. Работа компрессора в режиме помпажа сопровождает-
ся резкими звуковыми ударами, вибрациями и может вывести из
строя турбокомпрессор.
Помпажную характеристику многоступенчатого компрессо-
ра, главным образом, определяют первая и последняя ступени.
На рис. 3.40 приведена характеристика осевого многоступен-
чатого компрессора в виде зависимости отношения давлений
Рк
— -я от расхода воздуха G и от частоты вращения ротора тур-
ро
бокомпрессора итк при нормальных атмосферных условиях. На
линии итк = const сверху нанесены точки, соответствующие наи-
большему к.п.д. и точке помпажа. Геометрическое место точек,
соответствующее режиму помпажа, образует помпажную ли-
411
Рис. 3.40. Характеристика компрессора тепловозного
турбокомпрессора на N = 2940 кВт
нию, отделяющую область устойчивой работы компрессора
(снизу) и неустойчивой (сверху). Характеристики центробежных
компрессоров отличаются более пологим характером кривых
/гтк = const, что свидетельствует о меньшей чувствительности его
в отношении помпажа.
412
ЭлаЖа 4. Принципиальные схемы
а основы расчета
локомотивных
газотурбинных установок
4.7. Схемы а иикаы транспортных
газотурбинных установок
Газотурбинный двигатель представляет собой разновидность
теплового двигателя, в котором происходит непрерывное пре-
вращение энергии сгоревшего топлива в механическую работу.
Такой двигатель должен состоять по меньшей мере из четырех
основных элементов: нагревателя, в котором теплота Qx переда-
ется рабочему телу; расширительной машины, где за счет сни-
жения температуры и давления рабочего тела совершается по-
лезная работа холодильника, отдающего часть неиспользо-
ванной теплоты во внешнюю среду Q и компрессорной маши-
ны, возвращающей рабочее тело в исходное состояние (рис. 4.1).
Так как двигатель автономен, то работа сжатия L. совершается
за счет части работы расширения Lp. Роль холодильника выпол-
няет атмосферный воздух.
В газотурбинном двигателе все элементы обеспечения рабо-
чего цикла разобщены, что открывает широкие возможности
для совершенствования энергетических показателей каждого из
этих элементов и процессов, происходящих в них. В результате
газотурбинные двигатели или, как их иногда называют, газотур-
бинные установки, можно создавать по многообразным конст-
руктивным и термодинамическим схемам.
Ниже рассмотрены только те схемы газотурбинных устано-
вок, которые либо уже использованы, либо имеют реальную пер-
413
Рис. 4.1. Принципиальная
схема работы теплового
двигателя
спективу использования в условиях железнодорожной тяги по-
ездов. Простейшая схема одновальной газотурбинной установ-
ки с подводом теплоты при постоянном давлении представлена
на рис. 4.2.
Компрессор засасывает атмосферный воздух и сжимает его, в
результате чего повышаются его давление и температура. Далее
воздух поступает в камеру сгорания КС, где он перемешивается с
поступившим топливом и происходит его сгорание. Этот процесс
происходит в непрерывно движущемся потоке почти изобарно,
т.е. при постоянном давлении. Из камеры сгорания выходит
смесь высоконагретого сжатого воздуха и продуктов сгорания
топлива, т.е. рабочим телом цикла становится уже некоторый газ
с физическими параметрами, существенно отличными от парамет-
ров чистого воздуха. Температура газов на выходе из камеры сго-
рания достигает 750-850°С, т.е. на входе в турбину они обла-
Рис. 4.2. Одновальный газотурбинный двигатель:
а — схема; б — цикл в координатах Р-V, в — цикл в координатах T-S
414
дают значительно большим запасом энергии по сравнению с
тем, чем располагал воздух после сжатия его в компрессоре
(Т3>> Т2). В газовой турбине Т происходит адиабатное расшире-
ние рабочего тела, возникает вращающий момент на лопатках и
работа на валу двигателя, часть которой отдается компрессору,
а остальная — внешнему потребителю.
Важнейшая особенность всякого газового или воздушного
цикла состоит в том, что во всех стадиях кругового процесса
рабочее тело не изменяет однофазности состояния и является
сжимаемым. Поэтому величина работы сжатия очень велика и
соизмерима с работой расширения. Так, в тепловозном газотур-
бинном двигателе при умеренных термодинамических парамет-
рах компрессор потребляет 70-75% мощности, развиваемой тур-
биной, и только 25-30% мощности полезно используется потре-
бителем.
Коэффициент полезного действия газотурбинной установки
определяют как отношение эффективной работы Lc, представля-
ющей собой разность работ турбины Lt и компрессора Lk, к
подведенной с топливом теплоте Q{:
=	(4.1)
\1\
Соотношение работ (мощностей) компрессора и газовой тур-
бины
К = Я = LK/LT.	(4.2)
Величину 1Л называют коэффициентом полезной работы.
Рассматривая теоретический цикл, пренебрегают всеми вида-
ми потерь и изменением теплоемкости рабочего тела. При этом
могут быть получены выражения энергетических составляющих
кругового процесса.
Работа сжатия воздуха в компрессоре
Ч =	= ^рТ,(т-i) = GcT^'-V),	(4.3)
где G — секундное количество воздуха, сжимаемое в компрессоре.
Степень повышения давления в компрессоре кк = Р2/Р,.
415
Соотношение абсолютных температур в начале и конце ади-
абатного сжатия в компрессоре
где ш = (к -1 )/к.
Работа расширения газов в турбине
LT=Gcp(T3-T4) = GcpT3[\-~Q.	(4.4)
Подведенная к рабочему телу теплота
( т)	(	т А
Q^Gcv(Ty-Ti) = Gc^ I--?- = G(.p7dl--M,	(4.5)
\	1з)	к и /
где 0 — соотношение граничных абсолютных температур цикла:
Используя выражения (4.3 и 4.4)
Хг = ппЧе = тк/0,
т.е. с уменьшением степени повышения давления в компрессоре
и увеличением соотношения граничных температур 0, что
может быть достигнуто либо путем увеличения температуры ра-
бочего тела перед турбиной Ту либо уменьшения температуры
воздуха перед компрессором Г,, увеличивается эффективная ра-
бота газотурбинной установки.
Далее имеем
1	1	1	1	. Т\
Т|г тг"' т 1 Т '	(4-6)
л тк
Это значит, что к.п.д. теоретического газотурбинного цикла
определяется как к.п.д. цикла Карно, однако подсчитанного не
416
по максимальной и минимальной температурам, а по гранич-
ной абсолютной температуре процесса сжатия.
Помимо к.п.д., важной характеристикой цикла является так
называемая удельная работа — эффективная работа 1 кг рабо-
чего тела:
=	(4.7)
Чем выше величина Л , тем меньше воздуха требуется в цикле
для реализации заданной мощности установки и, следовательно,
тем меньше габаритные размеры и масса основных элементов
двигателя — компрессора, камеры сгорания и турбины.
Рассмотрение газотурбинного цикла в координатах T-S
(рис. 4.2, е) показывает, что в определенных условиях темпера-
тура рабочего тела на выходе из газовой турбины Т4 может
быть выше, чем температура воздуха, идущего из компрессора
в камеру сгорания Т2. А это значит, что выбрасываемая тепло-
та может быть утилизирована, отдав ее сжатому воздуху, и тем
самым уменьшить необходимую зат-
рату топлива. Такой процесс называ-
ют регенерацией теплоты уходящих
из турбины газов.
Схема и теоретический цикл в ко-
ординатах Т-S газотурбинной уста-
новки с регенерацией теплоты приве-
дены на рис. 4.3.
Воздух, сжатый в компрессоре 1,
прежде чем попасть в камеру сгорания
3, проходит через теплообменник-ре-
генератор 2, где нагревается за счет
теплоты газов, покидающих турби-
ну 4. Далее в камере сгорания сжатый
воздух подогревается до заданной
температуры и в газовой турбине, рас-
ширяясь, совершает работу. Очевид-
но, что максимально нагреть воздух
Рис. 4.3. Газотурбинная
установка с регенерацией:
в регенераторе возможно лишь
до температуры выпускных газов Т4,
а — схема; б — цикл
в координатах T-S
14 |ah. 75
417
т.е. получить предельно возможную чем, как говорят, распола-
гаемую к регенерации теплоту (площадь a-l-2-4'-f на диаграм-
ме Т-S рис. 4.3, б):
epmax = Gcp(T4-T2).
В действительности в связи с конечной величиной поверхно-
сти регенератора воздух в нем подогревается лишь до некоторой
температуры Г , т.е. осуществляется частичная регенерация. Со-
ответственно эта теплота
бртах Gcp(T<pr Т2).
Отношение Q Ю называют степенью регенерации:
’-'Р ’-'ртах		*
(7L -T2)Gc.	-Т2
pr~ (T^~T2)Gcp ~ т\-т2 •
(4.8)
К.п.д. регенеративного цикла
LT-LK L r 1-Х,.
е,-ер
2,
или после преобразований
Пр,.
(4.9)
Нетрудно видеть, что при сррг = 0 уравнение (9) приобретает
вид (1). При полной регенерации (сррг = 1)
Т]„ -J = 1-Хг=1-Д
г -jr’
т.е. к.п.д. предельно регенеративного теоретического цикла газо-
турбинной установки определяется как к.п.д. цикла Карно в диапа-
зоне граничной температуры общего процесса подвода теплоты.
Из уравнения (4.7) непосредственно следует, что регенерация
не влияет на величину удельной работы цикла.
418
Стремление максимально увеличить коэффициент полезной
работы (1 -X.) приводит к ряду конструктивных изменений, на-
правленных на уменьшение работы сжатия и увеличение работы
расширения.
Известно, что для заданных значений начальной температуры
и граничных давлений наименьшая работа сжатия и наибольшая
работа расширения имеют место в изотермическом процессе. Од-
нако осуществление его требует непрерывного и достаточно ин-
тенсивного отбора теплоты при сжатии и подвода теплоты при
расширении. И то, и другое конструктивно осуществить крайне
сложно, и поэтому далеко не всегда оправдано. Практически вы-
полняют дискретный отвод и подвод теплоты между ступенями
адиабатных (или близких к ним в связи с необратимостью) про-
цессов. В транспортных газотурбинных установках используют
не более одной ступени охлаждения и не более чем двукратный
подвод теплоты.
Принципиальная схема и теоретический цикл в координатах
P-V и Т-S газотурбинной установки с промежуточным охлаж-
дением и двумя подводами теплоты показаны на рис. 4.4. Обра-
щает на себя внимание серьезное усложнение машины — необ-
ходима двухкаскадная система компрессоров, камер сгорания и
газовых турбин.
Рис. 4.4. Газотурбинная установка с промежуточным охлаждением и
дополнительным подводом теплоты:
а — схема; б — цикл в координатах P-V; в — цикл в координатах T-S
14*
419
Как видно из диаграммы цикла в координатах P-V (рис. 4.4,
б) величина АЛк (площадь 1-Г-2'-2) характеризует снижение ра-
боты сжатия сравнительно с обычным адиабатным процессом
(7-2) за счет охлаждения (процесс 7-7") воздуха в холодильнике
X после первой ступени сжатия (процесс 7-7') в компрессоре
низкого давления КНД. Аналогично величина ALT характеризу-
ет дополнительную работу в турбине низкого давления ТНД за
счет дополнительного подвода теплоты (процесс З'-З") в камере
сгорания низкого давления КСНД после адиабатного расшире-
ния в газовой турбине высокого давления ТВД. Однако вместе
с ростом полезной работы увеличивается и необходимый вне-
шний подвод теплоты: во вторичной камере КСНД к AQ" (пло-
щадь с-З'-З''-d в координатах Т-S), в первичной камере КСВД
- А<2', (площадь а-2'~2~Ь) в связи с тем, что после компрессора
высокого давления КВД при промежуточном охлаждении выхо-
дит более холодный воздух сравнительно с одноступенчатым
адиабатным сжатием (Т'2< Т,).
Выражение к.п.д. цикла представим в форме, удобной для
сравнения с простейшей схемой:
(Lr + ALT) — (LK — ALK) _ L	(1-X,)LT
Q+AG' + AQ"	Q, ' ! , AQf+Agr
G
(4.Ю)
Итак, в установке с двукратным подводом теплоты увеличи-
вается как числитель, так и знаменатель дроби в выражении
к.п.д. цикла. Расчеты показывают, что теоретический цикл с изо-
барным теплообменом и даже изотермическим сжатием и рас-
ширением при одинаковых значениях л(т) уступает в экономич-
ности обычному теоретическому циклу. Только в действитель-
ном цикле, когда появляются оптимальные связи по параметру
л, более высокие его значения сравнительно с изобарно-адиабат-
ным циклом дают возможность добиться некоторого повыше-
ния экономичности.
Удельная работа цикла
AL,+ALK
(4.П)
420
Как и следовало ожидать, имеет место очевидное увеличение
удельной работы сравнительно с простейшим циклом, причем
оно оказывается весьма существенным, что в решающей мере оп-
равдывает усложнение конструкции газотурбинной установки.
Наибольший эффект дает комплексное применение рассмотрен-
ных выше конструктивных решений регенерации, промежуточно-
го охлаждения воздуха в процессе сжатия и дополнительного вто-
ричного подвода теплоты, однако схема и конструкция газотур-
бинной установки становятся еще более сложными, металлоемки-
ми и дорогими. Подобные опытные двигатели построены для ис-
пользования в автомобильном и морском транспортах.
4.2.	Термодинамический расчет
газотурбинной установки
Термодинамический расчет — это первый этап в проектирова-
нии двигателя. Прежде всего, на основе термодинамического и
техпико-экономического анализов выбирают принципиальную
схему и основные параметры машины. Дальнейшее исследова-
ние величин к.п.д. и удельной работы цикла определяют важ-
нейшие расчетные характеристики цикла — секундный расход
воздуха, температуры и давления на границах отдельных про-
цессов, необходимые для последующего детального расчета тур-
бомашин, камер сгорания, теплообменных аппаратов, газовых
и воздушных коммуникаций двигателя.
Для термодинамического расчета удобно располагать аналити-
ческим выражением к.п.д. и удельной работы действительного цик-
ла. Однако в отличие от теоретического математическое описание
действительного цикла должно учитывать внутренние необратимые
потери в турбомашинах, гидравлическое сопротивление в газовоз-
душном тракте, изменение количества и физических свойств рабоче-
го тела (воздуха) при непосредственном сгорании в нем топлива.
Эффективный к.п.д. газотурбинной установки Т]сГту можпо Рас'
сматривать как произведение трех сомножителей: эффективного
термодинамического к.п.д. цикла т)с, к.п.д. камеры сгорания г|кс и
к.п.д. организации цикла гц, учитывающего расходы энергии на
служебные нужды установки (привод вспомогательных агрегатов):
ПеГТУ = ПеПксПд-	(4-12)
421
В качестве иллюстрации рассмотрим эффективно-термодина-
мический к.п.д. действительного регенеративного цикла (рис. 4.5).
Примем, что независимой переменной в анализе, т.е. величиной
заданной, является соотношение давлений сжатия воздуха в ком-
прессоре лк. Соответственно этому влияние гидровлических со-
противлений отдельных участков системы можно отразить умень-
шением полезной величины соотношения давлений расширения
газа и в турбине:
(/о - ДД)7ГК - А/32
Ро + А^.
(4-13)
где Ро — давление окружающего атмосферного воздуха (перед комп-
рессором);
ДР, — сопротивление фильтра и всасывающего патрубка компрес-
сора;
ДР2— сопротивление движению воздуха в тракте высокого давле-
ния (выходной патрубок компрессора, трубопроводы, реге-
нератор, камера сгорания, выходной патрубок турбины);
ДРг— сопротивление движению газовоздушной смеси после расши-
рения в турбине (выходной патрубок турбины, трубопрово-
ды, регенератор).
Действительные температуры воздуха за компрессором Т' и
газов за турбиной Т' отличны от адиабатной в теоретическом
процессе за счет внутренних потерь в турбомашинах и за счет
изменения граничных давлений:
Рис. 4.5. Действительный цикл газотурбинной установки в
координатах P-V и T-S
422
T2~Tl =
откуда	Г'= ТД1 + (тк- 1)/т|к];	(4.14)
Т’= ГДНЬтг"’')^]’	(4.15)
где т' = (кт-1 )/кт;
кт — средний показатель адиабаты расширения газа в турбине;
т|к, Т|т— внутренние относительные к.п.д. компрессора и турбины со-
ответственно.
Используя приведенные выше соотношения, можпо записать
выражения действительных работ сжатия и расширения:
L. =М,ц,ср„„(Т;-Т,) = -!-Л/,8314Т,(я”-1)—; (4.16)
т
Ц=Мг^сртЛТ.-Т:^^Мг83ЫТ.(}-к;:!'^, (4.17)
m
где m = (к-1)/к;
Мв, Мг — молярные секундные количества воздуха, сжимаемого в
компрессоре, и газа, расширяющегося в турбине.
Для упрощения расчетных выражений вводим понятие ха-
рактеристики действительной работы расширения \|/, учитываю-
щей влияние гидравлических потерь в системе (лт < л) и измене-
ние физических свойств рабочего тела (к( < кт; Мг > Л/):
V = ViV2’	<4-18)
где у] -
Mv m _ |iB tn Gv
MB m pr m GB ’
l-<”
1 - nK
Соответственно может быть преобразовано выражение (4.17)
423
L. = “ MB8314r3(l-V)W	(4-19)
Определим полное количество теплоты, сообщаемой воздуху
после компрессора Qf, и теплоту регенерации (?р(Цв=ц):
Q\ = ^ртв(ТгТ'у,	(4.20)
2Р = %^сртв(Т^У,	(4.21)
С топливом в цикле подводится разность этих теплот
Q^QP = л/вцСртв[(г3-г')-Фрг(г'-Г)]
или после преобразований
С,-ер= М,ц<-р„„«г,-тр1 +{1-фрг)ет],	(4.22)
гдс	т е-(т„-1)±-1
ет = (Т'-П)/(Т3-П) = -^----------i*----1. (4.23)
^к-1 W1K®
Выражение эффективно-термодинамического к.п.д. цикла
формируется как отношение полезной (с учетом механических
потерь в турбине и компрессоре) работы к подведенной с топ-
ливом теплоте
г	г 1
у, _Пкм
е,-еР ’
где т] , г|км — механические к.п.д. соответственно турбины и компрес-
сора.
После преобразований
____ vr
1+(1-Фрг)ет ’
\ = Тк/(фТ|20).
(4-24)
(4-25)
где
424
Приведенный эффективный к.п.д. турбомашин
Л, =a/iVWIjC
(4.26)
Для установок без регенерации (фрг = 0) выражение (4.24)
приобретает вид
1-Хг
Н=»'1+£т'
(4.27)
При полной регенерации (фрг = 1), как и ранее
Эффективная удельная работа цикла	(4.28)
Тс	( 1	) 7	* 1СрП?В ,	IX	1	1 = 1) 1 ЛкЛкм	(4.29)
Так же как и в теоретическом цикле, величина /г не зависит
в явном виде от степени регенерации фрг. Однако здесь имеет
место косвенная связь-гидравлическое сопротивление регенера-
тора понижает коэффициент полезной работы и, следовательно,
величину /?
Поскольку термодинамический расчет предшествует деталь-
ному анализу и конструктивному оформлению отдельных эле-
ментов установки, то определяющие параметры и характеристи-
ки должны быть выбраны на основе обобщения статистических
данных, а в некоторых случаях и технико-экономического ис-
следования. Это относится к величинам относительных к.п.д.
турбомашип и камеры сгорания, гидравлическим потерям в раз-
личных элементах установки.
Важнейшими параметрами, определяющими как к.п.д., так и
удельную работу цикла, являются соотношение граничной тем-
пературы цикла 0, степень повышения давления в компрессоре
лк, а в рассматриваемой выше схеме и степень регенерации ф
Характеристику 0 определяют в результате выбора макси-
мально допустимой в условиях длительной нагрузки температу-
ры газов перед турбиной Т3 и расчетной температуры окружаю-
щего атмосферного воздуха 7\. Температуру газов Т, определяет
425
жаропрочность и жаростойкость материала лопаток турбины.
Выбор материала — сложная задача, решение которой зависит
от успехов металлургии сплавов, стоимости и доступности ма-
териалов, заданного ресурса двигателя.
Не менее важен, особенно для локомотивных газотурбинных
установок, выбор расчетного значения Tv Совершенно естест-
венно, что в основе этого должны лежать статистические данные о
колебаниях температур на ожидаемом полигоне эксплуатации
локомотивов. Выбор высокого значения влечет за собой пони-
жение расчетной экономичности двигателя, а выбор низкой — по-
терю мощности в летний период эксплуатации.
Расчетная степень регенерации (р г должна основываться на
общем технико-экономическом анализе принципиальных схем
проектируемого двигателя и отвечать требованиям экономично-
сти, заданной массе, габаритным размерам и надежности рабо-
ты установки.
Итак, свободной переменной в термодинамическом анализе
является степень повышения давления при сжатии воздуха в ком-
прессоре лк. Исследование уравнений (4.24) и (4.29) показывает,
что функции Г|с=/(лк) и Лс[ =/(лк) имеют максимум, т.е. существу-
ют такие значения лк, при которых Т|с и /;сг имеют наибольшие
(для заданных остальных параметров цикла) значения. Имея это
в виду, термодинамический расчет выполняют следующим обра-
зом: задаются рядом последовательных значений лк (например,
2, 4, 6, 8...)и вычисляют соответствующие значения Т| и й . Затем
эти функции представляют в виде
рис. 4.6. В общем случае величины
Рис. 4.6. Зависимость к.п.д. и
удельной работы от параметра лк
графиков, изображенных на
л (соответствующая макси-
муму т|с) и лкЛ (максимуму
/?сг) различны. Поэтому кон-
структор имеет две возмож-
ности: либо выбирать в ка-
честве расчетного лк = л и
получить наиболее эконо-
мичный в рамках возмож-
ного двигатель, либо выби-
рать лк = л и с некоторым
ущербом для к.п.д. осуще-
ствить наиболее компакт-
ную и легкую газотурбин-
ную установку.
426
Следует отметить, что для выбора расчетного значения як в
ряде случаев можно использовать аналитические выражения, по-
лученные путем экстремального анализа. Наиболее просто вы-
ражение для удельной работы
dh^r _ т
с/тк с/тк
с Т
1
ЛкЛк М
= 0,
откуда
(4.30)
°-	(4-31)
Подобный анализ уравнения (4.24) приводит к весьма гро-
моздким зависимостям. Поэтому, учитывая пологий характер
функции Т|с = Г|с(лк) вблизи максимума, используют приближен-
ную формулу:
Лкп
Л к/1
1 Фрг Летах
1 — (1 — Фрг)Лс max
—1К/(К—1)
(4-32)
причем Т]стах оценивают по величине лкЛ.
Выбранное расчетное значение лк дает возможность опреде-
лить температуры и давления во всех точках цикла, необходи-
мые для проектирования турбомашин, камеры сгорания, реге-
нератора. Расчетная величина /?сг позволяет узнать секундное
количество воздуха, участвующее в рабочем процессе. Посколь-
ку в качестве обязательной величины при проектировании зада-
ется мощность установки, то, очевидно,
^егЛксЛд '
(4-33)
Для проектирования камеры сгорания находят ожидаемый
часовой расход топлива
427
ЗбООТУе
Ле г ту бн
(4.34)
Расчетную экономичность двигателя уточняют после деталь-
ного проектирования его элементов и получения падежных дан-
ных о к.п.д. турбомашины и возможных гидравлических поте-
рях в коммуникациях и системах.
4.3.	Анализ параметров газотурбинной
установки
Газотурбинным двигателям свойственна высокая чувствитель-
ность к изменению практически всех определяющих параметров
и характеристик. Каждому значению температурной характеристи-
ки (см. рис. 4.5) соответствуют оптимальные значения соотно-
шения давлений сжатия л и лк/р при которых к.п.д. и удельная
работа цикла достигают максимальных значений: чем больше
величина 0, тем больше значения л и лк/|. Эта закономерность
имеет определенное физическое объяснение. Повышение давле-
ния сжатия воздуха в компрессоре лк неизменно связано с увели-
чением затрачиваемой на этот процесс работы. Однако, очевид-
но, что рост лк приводит к повышению и л , т.е. к возрастанию
полезной работы турбины. При заданном значении 0, т.е. тем-
пературы газов перед турбиной Т3, повышение лк приближает
Рис. 4.7. Зависимость к.п.д.,
коэффициента полезной работы
и характеристики относительного
подвода тепла от параметра лк
к этой температуре температу-
ру воздуха за компрессором,
тем самым уменьшает коэф-
фициент полезной работы цик-
ла (рис. 4.7). Повышение лк
уменьшает потребное количе-
ство подводимой теплоты Qt, в
связи с чем уменьшается вели-
чина Q}IL^ = 1 + Ег, представляю-
щая собой знаменатель в выра-
жении к.п.д. цикла (27).
Итак, характер зависимости
к.п.д. от лк или, что то же, от
тк, определяется видом двух
428
кривых: 1-Хги 1+ет. На рис. 4.7 показаны все три функции для иде-
ального а и реального б циклов (0 = 4; т|к = Т]т - 0,85; \|/, = 0,9).
В теоретическом цикле коэффициент полезной работы (1-Хг) и
величина относительного подвода тепла (1+ег) обращаются в
нуль при одном и том же значении лк (Тк = 0) и в силу неопреде-
ленности T] сохраняют конечное значение, причем не нарушается
характер возрастания функции. Необратимые потери приводят к
тому, что 1-Х. падает быстрее и 1-Хг = 0 при меньшем л , чем
1+Ет = 0. Это обстоятельство приводит к возникновению второй
нулевой точки и максимума функции Г|с. Чем больше внутренние
потери, тем значительнее максимум смещается в область мень-
ших значений п (т ).
Соотношение граничных темпе-
ратур 0 = 1\11\ является важней-
шей определяющей характеристи-
кой цикла газотурбинной установ-
ки (рис. 4.8).
Увеличение 0 с 3 до 4 (в услови-
ях экстремального значения лк) по-
вышает эффективно-термодинами-
ческий к.п.д. на 60-70%, коэффи-
циент полезной работы на 30%, а
удельную работу более чем в два
раза. Повышение величины 0 воз-
можно либо уменьшением Т}, т.е.
температуры окружающего возду-
Рис. 4.8. Зависимость к.п.д.,
коэффициента полезной ра-
боты и удельной работы от
характеристики 0
ха, либо увеличением Г — температуры газов перед турбиной.
Этим, с одной стороны, объясняется то, что при понижении тем-
пературы окружающего воздуха газотурбинные установки уве-
личивают и свою экономичность и полезную мощность. Следо-
вательно, газотурбинные локомотивы целесообразно использо-
вать в северных и восточных районах нашей страны. С другой
стороны, из этого же анализа становится ясно, почему вопрос о
достигаемой температуре рабочего тела перед турбиной являет-
ся центральной проблемой газотурбостроения на протяжении
всей истории его развития. Действительно, если, например, при-
нять / = 15°С, то при Z = 55О°С и даже при современном уровне
аэродинамического качества турбомашин ('Пк = Т]т = 0,85) к.п.д.
на валу двигателя т]с = 0,15, а при /‘3 = 950°С — т]с = 0,30. Темпе-
ратурная стойкость материала лопаток определяет допустимую
429
величину Т3 и, таким образом, целиком зависит от успехов ме-
таллургии жаропрочных сплавов. В последние годы получают
распространение охлаждаемые лопатки газовых турбин и ведут-
ся большие научно-исследовательские работы по поиску метал-
локерамических сплавов.
Рис. 4.9. Влияние
относительных к.п.д.
турбомашип на к.п.д.
цикла
Рис. 4.10. Влияние
гидродинамических потерь
к.п.д. цикла
Не менее существенно влияние
на эффективность газотурбинных
установок внутренних относи-
тельных к.п.д. турбины и ком-
прессора. Как видно из рис. 4.9,
при низкой экономичности маши-
ны, например, т]к = Т]т = 0,75, даже
при достаточно высоких темпе-
ратурах газа (0 = 4,	= 20°С,
t = 900°С) к.п.д. цикла не превы-
шает 0,1; увеличение относитель-
ных к.п.д. турбомашин с 0,82-0,84
до 0,88-0,89, а именно это и про-
изошло за последние годы, обес-
печило прирост к.п.д. на 30-50%,
что эквивалентно повышению
температуры /3 на 130-180°С. Сле-
дует иметь в виду, что к.п.д. тур-
бины Т]т и компрессора Т]к по-раз-
ному влияют иа величину Т]с-
Особенно резко отражаются па
общей экономичности потери в
турбине, поскольку с ними связа-
но большее слагаемое в алгебраи-
ческой сумме, составляющей по-
лезную работу.
На рис. 4.10 показано влияние
на величину т]с гидравлических со-
противлений различных элемен-
тов установки (коэффициент \|/2).
суммарный эффект которых при-
водит к уменьшению лт по сравне-
нию с л . Особенно вредными яв-
ляются гидравлические сопротив-
ления на всасывании в компрес-
430
сор и на выпуске из турбины, т.е. по тракту низкого давления
цикла, так как они имеют место в области малого по абсолют-
ной величине давления потока.
Как отмечалось выше, регене-
рация, представляющая собой
утилизацию теплоты, выбрасывае-
мой из турбины газами, приводит
к снижению подводимой в цикле
теплоты, т.е. способствует повы-
шению величины т|с. Кривая 1
(рис. 4.11) показывает зависимость
Г|с от степени регенерации ф в те-
оретическом цикле.
Даже при сравнительно умерен-
ной регенерации (фрг=0,5-0,6) эко-
номичность сравнительно с безре-
генеративиой схемой повышается
на 20-30%. Вместе с тем современ-
Рис. 4.11. Зависимость
к.п.д. и оптимального
значения и от степени
регенерации <р
ные рекуперативные теплообменники при их использовании в га-
зотурбинных двигателях вносят большое дополнительное гид-
равлическое сопротивление, что существенно изменяет картину.
Если принять, что полная регенерация как теоретический предел
соответствует нулевым граничным температурным напорам и,
следовательно, бесконечно большой поверхности нагрева, то за-
висимость т]с = Т|с(ф г) примет вид, изображенный кривой 2. Это
значит, что сопротивление регенератора не только весьма суще-
ственно снижает экономический эффект от его использования, но
и ставит задачу о паивыгоднейшем значении степени регенерации
ф . Необходимо отметить еще один положительный эффект реге-
нерации — она существенно снижает оптимальную степень повы-
шения давления в компрессоре л , что облегчает конструирова-
ние компрессора. Примерно при фрг = 0,5 получается лкг1 = лкЬ.
Применение сложных схем газотурбинных установок с проме-
жуточным охлаждением воздуха и двукратным подводом теплоты,
как и в случае регенерации, требует тщательных технико-экономи-
ческих и конструктивных проработок. В действительном цикле эф-
фективность их также заметно снижается из-за гидравлических со-
противлений, при этом такие мероприятия заметно увеличивают
оптимальные значения степени повышения давления. В результа-
те, помимо того, что компрессоры уже необходимы двухкаскадной
431
конструкции, требуется различная частота вращения их валов, что
увеличивает число валов двигателя. Следует отметить, что в части
получения в сложных схемах невысоких л весьма полезно одно-
временное применение регенеративного теплообмена.
4.4.	Особенности работы локомотавных
тяговых турбин
Для транспортных газотурбинных установок переменные режи-
мы работы имеют преимущественный характер. Это особенно от-
носится к тяговым турбинам, жестко (механически или электричес-
ки) связанным с движущими колесами локомотива, когда частота
вращения изменяется от нуля до максимальной и наоборот. Пока-
затели турбин в этих условиях имеют очень важное значение.
Выше уже были рассмотрены зависимости внутреннего к.п.д.
турбины от параметра w/c(). Если предположить в этом анализе
неизменной угловую скорость с , что соответствует постоянству
расхода и термодинамических параметров рабочего тела, то от-
клонение и/сп от расчетной величины будет связано только с из-
менением и, т.е. частоты вращения турбины. Это значит, что
лишь в одном расчетном режиме по частоте вращения турбина
обеспечивает максимальный к.п.д. и полную мощность.
Как правило, переменный режим работы турбины характе-
ризуется не только изменением частоты вращения, но и термо-
динамических параметров рабочего тела, т.е. удельного и пол-
ного теплоперепада.
Характерно, что газовая турбина может изменять свою пропуск-
ную способность, т.е. через проточную часть в определенных услови-
ях может пройти большее количество газа сравнительно с расчетным.
Если приближенно рассматривать многоступенчатую турби-
ну как бесконечный ряд последовательно расположенных сопел,
то зависимость расхода газа G через газовую турбину от изме-
нения термодинамических параметров (индекс «О» относится к
расчетному режиму) можно оценивать по формуле А. Стодолы:
G I Рр,	11 - лГ2
’ (4’35)
где Pv р, — давление и плотность газа перед турбиной.
432
При изменении и термодинамических параметров, и частоты
вращения турбины ее расчет расходных характеристик следует
вести по уравнению
1
(4.36)
где ц — относительный коэффициент расхода газа через многоступен-
чатую турбину;
тг j — степень понижения давления в первой ступени.
Коэффициент, учитывающий сжимаемость рабочего тела при
v = 0,75-0,76,
Хт
(4.37)
Характеристика изменения соотношения давления на первой
ступени
|1-< = Vp(7W)„
(4.38)
Функция Ур(лр з)я определена графически (рис. 4.12), п = и()= 1,3.
Относительный коэффициент расхода ц можно представить
как произведение двух сомножителей р(, (учитывающего измене-
ние пропускной способности изолированной ступени) и р (от-
ражающего взаимное влияние ступеней):
Н =
(4.39)
где
V
Uv= —
Vo
iv2
И'20
IV 2 — 1 +
— -2~(pcosa1A/l-рт -(1-ф2)(1-рт);
'- 'о ) со
433
Рис. 4.12. Зависимость
характеристики XjF параметра те
и числа ступеней турбины
2(Н= 13)
Мо ~+1 -Jo ’
0,95(2-Г})
1 + (1-п)0-л; г)
При полном торможении
ротора для изолированной
ступени ц = 1,08-1,10, а для
многоступенчатой турбины
увеличивается с ростом z и для
z = 3-5 составляет и = 1,2-1,3.
Рассмотрим тяговые харак-
теристики ступени газовой тур-
бины. Предположим вначале
для простоты, что при различ-
ной частоте вращения и сохра-
няются неизменными ско-
рости С] и w2 (рис. 4.13).
Рис. 4.13. Треугольники скоростей для турбинной ступени при
различной частоте вращения
Вращающий момент па среднем радиусе г лопаток венца при
расчетной номинальной скорости н0 (проекция геометрической
суммы векторов):
Mo=Gr(clM() -с2н0) = ^Ос1/0’	(4.40)
где си — коэффициент циркуляции на номинальном режиме:
434
Момент при произвольной частоте вращения, т.е. при окруж-
ной скорости и:
М = Сг(сЩ) - с^) = Сг(с1Ц) -	+ Ц) - W) = Gru^ +1 - —). (4.41)
Нетрудно видеть, что момент, развиваемый турбиной, линей-
но зависит от окружной скорости и убывает при ее возрастании
(рис. 4.14). Максимальный момент достигается при полностью
заторможенном роторе (и = 0):
Чпах = с™о(1 + %)-
Максимальная скорость, при которой момент равен нулю,
очевидно, определяется из выражения
“max = "oU + С^~
Если турбина используется в качестве силовой на локомоти-
ве, то для образования тяговой характеристики важное значение
имеет относительное изменение момента сравнительно с расчет-
Рис. 4.14. Зависимость мощности и вращающего момента на венце
ступени от изменения окружной скорости
435
ным (в общем случае режимы максимального к.п.д. N и мак-
симальной мощности 7V не совпадают):
1- —
М0 с1щ
Соответственно, получим:
т* =	= 1+J_;	(4.42)
MQ
— — ,—	и
т = т*-(т*-\)—.	(4.43)
"о
Для ступени с осевым выходом (с2 ~ 0) имеем
—	__ _____ COSOtj
с“» ~Т~=7 з ‘
и0 д
V 1 )‘>pt
Следовательно,
-	COS ОС i	„ п —
при р = 0 си = —---------= 2,0; т, = 1,5;
° 0,5 cos aj
_ cos ос, —
при р = 0,5 си =------L = 1,0; т, = 2,0.
0 COS ОС]
В обычных реальных ступенях величина т, несколько выше.
Результаты, достаточно близкие к опытным, дает уравнение
т* = 1,75 + 0,5р.	(4.44)
При более строгой постановке задачи с учетом изменения
расхода, реактивности, внутренних потерь уравнения для абсо-
лютного и относительного моментов ступени газовой турбины
имеют вид:
436
A/^GrC0«pcosa1AFF-- + Vcos₽2>v2); и’2= —;	(4 45)
Co	C0
KJ Cq
m =--------LL
Go 4
(p cos a, д/1-р - — + у cos p 2 W2
______________£o____________
(u V
(4.46)
Си„
Из выражений (4.42)-(4.46) прежде всего видно, что тяговые
характеристики турбины улучшаются (т.е. возрастают т и /и,) с
уменьшением коэффициента циркуляции на номинальном режи-
ме си , т.е. со снижением работоспособности ступени. Увеличить
момент можно путем повышения расхода газа и термодинами-
ческих параметров, используя при этом изменение пропускной
способности турбинной решетки.
При переходе от одной ступени к ряду последовательно рас-
положенных ступеней, т.е. к рассмотрению многоступенчатой
турбины, строго говоря, можно суммировать по ступеням толь-
ко величины работ. Однако если рассматривать чисто осевую
турбину, т.е. считать постоянной расчетную окружную скорость,
то можно считать, что момент, развиваемый многоступенчатой
турбиной, равен сумме моментов, возникающих па венце лопа-
ток отдельных ступеней. Следует иметь в виду при этом, что на
промежуточном рабочем колесе многоступенчатой турбины мо-
жет возникнуть больший вращающий момент сравнительно с
аналогичной по расчетным параметрам одноступенчатой турби-
ной. Это связано с использованием кинетической энергии пото-
ка, покидающего предыдущую ступень, и явлением возврата
теплоты. Поэтому в многоступенчатых турбинах за счет этих
факторов, а также в связи с возможностью использовать профи-
ли с пониженным коэффициентом циркуляции (меньшая работа
отдельных ступеней) тяговые характеристики могут быть дос-
тигнуты существенно лучшие, чем в одноступенчатой турбине,
причем, что очень важно, имеет место некоторое приближение
моментной кривой к гиперболической.
В этом случае, когда свободная газовая турбина на локомоти-
ве жестко связана с ведущими колесами, необходимо осуществ-
437
vp vmax
Рис. 4.15. Образование
тяговой характеристики
локомотива
лять специальный выбор ее расчетных параметров. Рассмотрим
возможности образования внешней тяговой характеристики с
помощью одноступенчатой газовой турбины при т,= 2 (т.е. ког-
да режимы г| = max и N = max совпадают) для грузового локо-
мотива, имеющего относительную
(сравнительно с конструкционной)
скорость на расчетном подъеме
v и пассажирского vnn. Если
турбина спроектирована таким
образом, что ее максимальная ча-
стота вращения совпадает с рас-
четной (рис. 4.15, кривая 7), то при
жесткой передаче тяговая характе-
ристика будет иметь вид прямой
cl-K: FJfK = т, =2.
Для того, чтобы удовлетворить
величинам силы тяги на расчетном
подъеме (FA и FB) и при конструк-
ционной скорости (FK), очевидно,
необходимо повысить граничные
значения силы тяги (f = F .IF' и
f = FJF'J) путем увеличения рас-
четной мощности установки (A7V
и A7Vn). Вместе с тем эта задача может быть решена и несколько
иначе. Улучшения моментных характеристик можно достигнуть
путем смещения расчетного режима (v < vm)x) при проектирова-
нии проточной части силовой турбины:
1- =
Пр _ т
’F 1-J
f
где п — частота вращения турбины на расчетном режиме (по усло-
вию максимума к.п.д.);
пк — частота, соответствующая конструкционной скорости локо-
мотива (по условию прочности лопаточного венца).
Как видно из рис. 4.15 (кривая 2), тяговая характеристика
с-е в определенной мере может удовлетворить требованиям пас-
438
(4.47)
сажирской службы, по не решает этой задачи для грузовых ло-
комотивов с малыми скоростями на расчетных подъемах. В
этом случае необходимо использовать либо турбины с боль-
шим числом ступеней и малым расчетным коэффициентом цир-
куляции, либо применять па локомотиве передачу мощности от
турбины к колесам, осуществляющую ступени скорости или
непрерывно трансформирующую вращающий момент.
4.5. Работа газотурбинной установки
на перехоаных режимах
Турбомашины, и особенно компрессоры, обеспечивают по-
минальные параметры в одной расчетной точке. Работа же ло-
комотивных силовых установок характеризуется резко перемен-
ными режимами.
В турбинах в связи с конфузорным течением потока в кана-
лах к.п.д. достаточно устойчив и оказывается возможным соста-
вить приближенную аналитическую зависимость параметров ра-
бочего тела от расхода. В компрессорах диффузорных характер
течения обуславливает большую нестабильность всех характе-
ристик. Более того, в определенной области нагрузок работа
компрессора становится неустойчивой — возникает помпаж ко-
лебания давления и скорости потока, запирание потока и выб-
рос воздуха во всасывающий патрубок. Поле характеристик
компрессора представляют в виде универсальной диаграммы
(рис. 4.16), получаемой экспериментальным путем. Термодина-
мический и газодинамический расчеты двигателя увязывают
между собой номинальные параметры турбомашин (точка А).
Несколько сложнее определение и изображение переменных
режимов и переходных процессов.
Получение долевых мощностей установки определяется про-
граммой регулирования. Наиболее выгодным в термодинамичес-
ком отношении является количественное регулирование, когда тем-
пература и давление сохраняются неизменными, а необходимая
мощность находится в зависимости только от величины расхода
рабочего тела. В газотурбинных установках такое регулирование
осуществить не удается, и это связано прежде всего с тем, что кривая
максимальной расчетной температуры Т3 даже при сравнитель-
но небольших отклонениях по мощности пересекает линию помпа-
439
Рис. 4.16. Характеристика осевого компрессора и режимы
совместной работы с газовой турбиной
жа. В результате получение частичных мощностей достигается из-
менением всех параметров процесса, и линия рабочих режимов
сходна с кривой АВ, точку В рассматривают как режим холостого
хода. Следует иметь в виду, что режим холостого хода имеет опре-
деленный смысл только при жесткой связи турбины и компрессо-
Рис. 4.17. Изменение к.п.д.
и расхода топлива ГТУ в
зависимости от нагрузки
(в относительных величинах)
ра, когда эффективная мощ-
ность на валу равна или весьма
близка к пулю. В случае сво-
бодной тяговой турбины, пита-
емой газом от турбокомпрессо-
ра, понятие холостого хода
установки носит условный ха-
рактер и соответствует мини-
мальному расходу топлива по
устойчивости процесса горения
либо по заданным условиям
приемистости.
В результате смешанного ре-
гулирования к.п.д. газотурбин-
ных установок простого цикла
резко снижается на частичных
мощностях (кривая 7, рис. 4.17),
440
а относительный расход топлива на холостом ходу (Вх = BJBU)
достигает 20-25% (кривая 2). Это весьма серьезный недостаток.
Однако следует иметь в виду, что даже в простейших схемах по
мере повышения термодинамических параметров и роста к.п.д.
наблюдается уменьшение удельного расхода топлива (до 12-18%)
и соответственно стабилизация к.п.д. на частичных мощностях.
Осуществление сложных схем с теплотехническими мероприяти-
ями, особенно с развитой регенерацией, позволяет уже сейчас
создать машину, у которой максимум к.п.д. смещен в область
N = 0,6-0,7 (что в наибольшей мере отвечает требованиям эксп-
луатации локомотивов)_и удельный расход топлива сохраняется
почти неизменным от N = 0,1 до N = 0,4-0,5; расход топлива на
холостом ходу может быть снижен до В = 0,08-0,12.
Особенности динамики вождения поездов предъявляют к га-
зотурбинному двигателю определенные требования по приеми-
стости, т.е. по времени набора и сброса нагрузки. Исследования
показывают, что расход топлива на холостом ходу прямо про-
порционален частоте вращения вала турбокомпрессора. Поэто-
му по экономическим соображениям целесообразно, чтобы ди-
апазон частот вращения вала двигателя был как можно
большим. Вместе с тем, это находится в определенном противо-
речии с требованиями приемистости. Дифференциальное уравне-
ние вращения ротора турбокомпрессора имеет вид
г dw
1~у-М^-Мк,	(4.48)
ах
где / — момент инерции вращающейся системы;
и’ — угловая скорость ротора;
Л/т — вращающий момент, развиваемый компрессорной турбиной;
Мк — момент сопротивления компрессора.
Нетрудно видеть, что для повышения частоты вращения вала
двигателя необходимо иметь избыточный момент на венце тур-
бины сравнительно с моментом сопротивления. Чем больше этот
избыток, тем выше приемистость — меньше требуется времени
для набора нагрузки. Это время, очевидно, также тем меньше,
чем меньше разница в частотах вращения граничных режимов.
Переход от холостого режима к рабочему может быть изобра-
жен на характеристике компрессора (рис. 4.18) в виде кривой
441
Рис. 4.18. Набор и сброс
нагрузки турбокомпрессором
ВС А. При частоте вращения хо-
лостого хода (точка В) в камеру
подается топливо в количест-
ве, превышающем потребность
равновесного режима. Возни-
кает избыточный вращающий
момент, и частота вращения на-
чинает возрастать. Количество
подаваемого топлива должно
изменяться по такому закону,
чтобы происходило плавное
возрастание частоты вращения
и мощности.
Температура же газов перед
турбиной в процессе всего раз-
гона не должна приводить к
возникновению помпажа комп-
рессора и не превышать максимально допустимые величины.
Кривая ADB показывает процесс сброса нагрузки.
Время выхода турбокомпрессора с относительной частоты
вращения вала п, соответствующей режиму частичной мощнос-
ти или холостого хода, на частоту рабочего режима может быть
определено по формуле, полученной путем интегрирования
уравнения (4.48):
т = ^Л/0
1 + 6^(ц-1)2’
(4.49)
где =1,05-1,10 — опытный коэффициент.
Модуль газотурбинного двигателя М представляет собой
условное время в секундах перехода от /7 = 0 к п = 1,0 при
значении относительного коэффициента расхода через тяговую
турбину Ц = 1,0:
Л/о=-^-з
16
(4.50)
*0
442
Анализ уравнения (4.49) показывает, что повышение приеми-
стости газотурбинных двигателей, т.е. сокращение времени т,
может быть достигнуто уменьшением модуля машины, повыше-
нием частоты вращения холостого хода и частичных мощнос-
тей, а также повышением пропускной способности тяговой тур-
бины в момент разгона путем, например, использования
регулируемого соплового аппарата.
4.6. Схемы локомотивных газотурбинных
установок
Газотурбинные двигатели позволяют осуществлять разнооб-
разные схемы транспортных силовых установок. Это обуслав-
ливается прежде всего тяговыми особенностями свободной газо-
вой турбины. На ранней стадии развития газовых турбин, когда
основным типом являлся одновальный двигатель, на локомоти-
вах его использовали в сочетании с электрической передачей по-
стоянного тока тепловозного типа (рис. 4.19). Дело в том, что
блокированная с компрессором турбина при трогании с места
совершенно не развивает тягового усилия и необходима переда-
ча, трансформирующая вращающий момент, т.е. позволяющая
турбокомпрессору иметь частоту вращения, независимую от
скорости движения поезда.
Рис. 4.19. Схема одновального газотурбинного двигателя с
электрической передачей постоянного тока:
1 — компрессор; 2 — камера сгорания; 3 — газовая турбина; 4 — редуктор;
5 — генератор; 6 — тяговые электродвигатели
443
С разработкой двухвальных машин и использованием авиа-
ционных вертолетных двигателей на турбопоездах получили
применение системы, сочетающие газотурбинный двигатель с
механической передачей мощности колесам (рис. 4.20). Тяговая
турбина через понижающий редуктор и систему карданов связа-
на с осевым редуктором. Так как мощность локомотивов доста-
точно велика, то редуктор механического привода делают, как
правило, бесступенчатым, и следовательно, такая система толь-
ко полностью воспроизводит прямолинейную моментную ха-
рактеристику, создаваемую тяговой турбиной. К.п.д. механичес-
кой передачи 90-92%, т.е. значительно выше, чем у
электрической, мал расход цветного металла. Вместе с тем су-
щественным недостатком такой передачи является ограничен-
ная возможность использования момента на ведущих осях.
Рис. 4.20. Схема двухвального двигателя с механической
передачей:
I — компрессор; 2 — камера сгорания; 3 — турбина высокого давления;
4 — турбина низкого давления; 5 — муфта сцепления; 6 — редуктор и
реверс-редуктор; 7 — кардан; 8 — осевой редуктор; 9 — ведущее колесо
Перспективная для газотурбинного подвижного состава си-
ловая установка, включающая в себя газотурбинный двигатель
со свободной тяговой турбиной и электрическую передачу пере-
менно-переменного тока показана на рис. 4.21 (применительно
к двухвальному ГТД с тяговой турбиной низкого давления).
Так как в электрических машинах переменного тока частоты
вращения и окружные скорости близки к турбинным, то трехфаз-
444
Рис. 4.21. Схема трехвального двигателя с электрической
передачей переменно-переменного тока:
1 — компрессор низкого давления; 2 — компрессор высокого давления;
3 — камера сгорания; 4 — компрессорная турбина высокого давления; 5
—компрессорная турбина среднего давления; б — тяговая турбина низкого
давления; 7 — синхронный генератор; 8 — возбудитель; 9 — реверс; 10 —
асинхронные электродвигатели
ный синхронный генератор может быть непосредственно (без
понижающего редуктора) соединен с валом тяговой турбины.
Ток от генератора поступает к короткозамкнутым асинхронным
тяговым электродвигателям. Особенность такой схемы состоит в
том, что опа как и при механической передаче, не трансформи-
рует, а воспроизводит на колесах тяговую характеристику пер-
вичного двигателя. В данном случае частотное регулирование
тяговых машин осуществляется соответственно изменению час-
тоты вращения свободной турбины.
Поскольку прямолинейная внешняя характеристика в боль-
шинстве случаев, особенно для грузовых локомотивов, не может
удовлетворять требованиям тяги, то желательно иметь ступени
скорости. Рассматриваемая передача дает возможность решить
эту задачу либо переключением полюсов на двигателях, либо
путем создания полюсопереключаемого генератора. Важнейшим
эксплуатационным достоинством передачи переменно-перемеп-
ного тока является то, что в качестве тяговых электродвигателей
используют простейшие бесколлекторные машины. Вместе с тем
в некоторых случаях необходима компенсация падения силы тяги
асинхронных двигателей при очень малой частоте вращения.
445
Газотурбинный двигатель можно использовать и с другими
видами передач, в частности с гидромеханической и электричес-
кой переменно-постоянного тока. Однако такие сочетания оп-
равданы только в том случае, если не принимается никаких мер
для использования тяговых свойств свободной газовой турби-
ны. В том случае, когда собственная турбина двигателя обеспе-
чивает удовлетворительные тяговые качества локомотива, нет
смысла в размещении последовательно за ней гидравлической
турбины, либо установки между генераторами и тяговыми элек-
тродвигателями полупроводниковой системы для регулирова-
ния частоты силового тока. В 1955 г. Коломенскому тепловозо-
строительному заводу им. В.В. Куйбышева было поручено
построить первый отечественный газотурбовоз. В качестве сило-
вой установки было предусмотрено использование простейшего
одновалыюго газотурбинного двигателя мощностью 2650 кВт с
электрической передачей постоянного тока.
Основные характеристики двигателей приведены ниже:
Мощность, кВт......................................... 2650
Температура газов перед турбиной, °C................... 727
Степень повышения давления в компрессоре............... 5,8
Расход воздуха па расчетном режиме, кг/с.............. 23,4
Частота вращения вала турбокомпрессора, мин"1......... 8500
Число ступеней реактивной турбины........................ 4
Число ступеней осевого компрессора...................... 12
Число камер сгорания..................................... 6
К.п.д. на расчетном режиме при температуре
наружного воздуха + 15°С,%............................ 20,8
К 1959 г. завод изготовил семь двигателей, три из которых
были установлены на локомотивах.
Двигатель (рис. 4.22) представляет собой моноблочную жес-
ткую конструкцию, имеющую горизонтальный разъем по про-
точной части, что облегчает наблюдение за ее состоянием и ре-
монт в процессе эксплуатации. Он состоит из трех основных
частей: компрессора, камер сгорания и турбины.
Воздух засасывается компрессором через входной патрубок,
закрытый предохранительной сеткой 1. Ротор компрессора 4 име-
ет дискообразную конструкцию. Направляющие лопатки закреп-
лены в литом статоре 3. В передней опоре компрессора установ-
лен опорный подшипник 2, в задней — опорно-упорный,
воспринимающий осевое усилие. Подшипниковые узлы имеют
446
Рис. 4.22. Газотурбинный двигатель Коломенского завода:
1 — предохранительная сетка; 2 — опорный подшипник; 3 — статор; 4 — ротор компрессора; 5, 10 —
подшипниковые опоры; б — промежуточный вал; 7 — камера сгорания; 8 — шлицевая муфта; 9, 23 —
патрубки; 11 — экран; 12 — лопатки сопловые; 13 — статор турбины; 14 — рабочие лопатки; 15 — канал;
16 — изоляция; 17 — направляющее устройство; 18 — опоры ротора; 19 — труба; 20, 22 — задний и передний
лабиринты; 21 — ротор; 24 — промежуточный корпус
лабиринтные уплотнения — у первой ступени для исключения
подсоса 6 масла из масляной полости подшипника в проточную
часть, за последней ступенью — для предотвращения утечек сжа-
того воздуха. Воздух сжимается в 12 последовательно располо-
женных ступенях. Компрессор имеет поворотный входной на-
правляющий аппарат и противопомпажпое перепускное устрой-
ство, установленное за шестой ступенью.
Блок камер сгорания расположен между компрессором и тур-
биной в промежуточном корпусе 24. Двигатель имеет шесть оди-
наковых по конструкции камер сгорания 7. Для зажигания топли-
ва в момент пуска в трех из них установлены свечи. Подаваемое в
остальные три камеры топливо воспламеняется за счет переброса
пламени из первых трех через специальные соединяющие их пат-
рубки. Форсунка — центробежного типа, двухкоптурная с общим
выходным соплом, комбинированного принципа работы. При
пуске двигателя, холостом ходе и режимах небольших частичных
нагрузок опа работает как пневматическая; в первый контур пода-
ется топливо, а во второй — сжатый воздух (Р около 0,6 МПа).
При больших нагрузках форсунка превращается в центробежную
с механическим распыливанием, причем перед поступлением топ-
лива во второй контур автоматически прекращается подача в него
сжатого воздуха. Давление топлива перед форсунками при поми-
нальной нагрузке составляет 5,5-6,0 МПа.
Весьма важно, что в камерах сгорания Коломенских газотур-
бинных двигателей успешно сжигалось не только дизельное, по и
достаточно тяжелое жидкое топливо — дистилляты замедленного
коксования, а в экспериментальных исследованиях — моторные
топлива и мазуты ФС-5. В период пуска двигателя в форсунку
подают дизельное топливо. В остальное время работы использу-
ют тяжелое топливо, предварительно подогретое до 70-80°С.
Камеры сгорания обеспечивают полноту использования теп-
лоты топлива при режиме холостого хода ркс = 0,97-0,98, а при
100%-ной нагрузке т|кс = 0,97-0,98, причем большие цифры от-
носятся к процессу сжигания дизельного топлива
Гидравлическое сопротивление камер характеризуется паде-
нием полного напора при номинальной нагрузке 3,5—3,6%, т.е.
1900-2000 мм вод. ст.
Обычно секционная камера сгорания представляет собой систе-
му двух концентрически расположенных труб (рис. 4.23): на-
ружной /, называемой кожухом и внутренней 2 жаровой или пла-
448
Рис. 4.23. Секционная камера сгорания:
а — схема; б — параметры процесса
менной трубы. Жидкое топливо подают через форсунку 4. За-
жигание топлива при пуске двигателя производится от электри-
ческой свечи, а при работе в установившемся режиме топливо
непрерывно подается в горящий факел.
Через камеры сгорания проходит по 6-8 кг/с сжатого воздуха
в каждой секции, при этом общий коэффициент избытка воздуха
а = 4-6, т.е. значительно выше, чем у дизелей. Это вызвано необ-
ходимостью охлаждать продукты сгорания до сравнительно низ-
кой температуры рабочей газовоздушной смеси перед турбиной.
Воздух, идущий из компрессора, при поступлении в камеру
сгорания разветвляется на два потока: часть его, так называемый
первичный воздух, через направляющий аппарат 3 — регистр
(завихритель) идет непосредственно к распыленному форсункой
топливу и участвует в его воспламенении. Остальной вто-
ричный воздух проходит между кожухом и жаровой трубой,
охлаждает ее и через ряд щелей и отверстий поступает внутрь
камеры для процесса полного сгорания топлива и снижения до
расчетного значения температуры продуктов сгорания.
Изменение коэффициента избытка воздуха вдоль камеры за-
висит от ряда факторов и прежде всего от физических свойств
сжигаемого топлива. На рис. 4.23, б показано изменение средней
по сечению камеры величины а и коэффициента полноты сгора-
ния т] . Как видно, коэффициент избытка первичного воздуха на-
ходится па уровне 0,25-0,35 при общем а ~ 5. В условиях ис-
пользования тяжелых жидких топлив (дистиллят, мазут) на ис-
парение и прогрев капель распыленного топлива требуется боль-
шое количество времени, поэтому к корню факела целесообразно
подводить небольшое количество воздуха. Из рис. 4.23 также
1 5 Зак. 75	449
видно, что основное тепловыделение (<7пс = 0,80-0,85) заканчива-
ется в области с а = 2,5-3,0.
Важнейшей характеристикой рабочего процесса камеры сго-
рания является ее объемная теплонапряженность, т.е. количе-
ство теплоты, вносимой в камеру топливом в единицу времени
в единицу объема, отнесенное к единице давления рабочего тела:
В РРТ|
Yep=-~^K	(4.51)
УжГв
где т|пс — коэффициент полноты сгорания (0,97-0,99);
— объем огневого пространства жаровой трубы, м3;
Рв — давление в камере сгорания, МПа.
Для камер сгорания локомотивных установок обычно прини-
мают уср = 120-150 кДж/(м3-ч-Па). При проектировании газотур-
бинного двигателя величины Вц и Рв получают непосредственно из
термодинамического расчета цикла. Таким образом, при извест-
ных значениях величин уср, Вц, Рв и Q? из уравнения (4.51) может
быть найдена основная конструктивная величина камеры — ра-
бочий объем жаровой трубы V*. Внутренний диаметр жаровой
трубы определяют из уравнения неразрывности, составленного
для конечного сечения зоны горения, причем скорость потока
принимают равной 8-12 м/с. Остальные геометрические размеры
находят по эмпирическим соотношениям. В основе расчета кожу-
ха камеры лежит требование заданной температуры жаровой тру-
бы, что в основном определяется скоростью и температурой вто-
ричного воздуха.
Контрольным уравнением, характеризующим условие обеспе-
чения заданной температуры газовоздушной смеси перед турби-
ной, является уравнение теплового баланса камеры. В наиболее
строгой постановке задачи тепловой баланс должен строиться над
температурным уравнением калориметрирования топлива (/0):
+ ^^рт^2~	+ ^чСт^З~ {0> ~ ^псСрп^2~{ +
+	0.S2)
где т|кс— к.п.д. камеры сгорания, учитывающий полноту сгорания и
потери на внешнее охлаждение;
GC — водяной эквивалент воздуха, поступающего в камеру;
450
Gncc' — то же, продуктов сгорания на выходе из камеры;
с стс — средние теплоемкости собственно топлива и твердых остат-
_ ков сгорания;
h — масса твердых остатков сгорания, отнесенная к 1 кг топлива.
Уравнение (4.52), как правило, используют при эксперимен-
тальной доводке рабочего процесса камер сгорания.
Газ из камер сгорания поступает в турбину через выходные
ее патрубки 9 (см. рис. 4.22), имеющие экраны 77. Турбина имеет
четыре реактивных ступени с лопатками, профилированными по
высоте в соответствии с законом постоянной циркуляции. Как и
у компрессора, у ротора две опоры: передняя 10 и задняя 18.
Ротор имеет четыре диска с рабочими лопатками, передние и
задние полувалы, стянутые стяжным болтом (на рис. 4.22 не
показан). Диски центрируются и передают вращающий момент
с помощью треугольных торцевых шлицев.
Рабочие лопатки соединены с дисками елочными замками и
фиксируются от осевого перемещения стопорными пластинами с
загнутыми на обоих торцах дисков концами. Диски первых трех
ступеней охлаждаются сжатым воздухом от последней ступени
компрессора.
Промежуточный корпус 24 выполняет роль жесткого соедине-
ния компрессора и турбины, и в нем размещены подшипниковые
опоры 5 и 10. Промежуточный вал 6 передает вращающий мо-
мент и осевую силу от ротора турбины к ротору компрессора и,
кроме того, компенсирует несоосность этих роторов. Он соеди-
нен с роторами турбины и компрессора с помощью шлицевых
муфт 8. Средний корпус 13 турбины состоит из несущего наруж-
ного (холодного) и внутреннего (горячего); пространство между
ними в значительной своей части заполнено изоляцией.
Выпускная система турбины служит для снижения скорости
выпускных газов, поворота потока на 90° и выброса его нару-
жу. Выпускной патрубок выполнен двухстенным с изоляцион-
ной или воздушной прослойкой. Между ним и выпускной тру-
бой сделан зазор, через который эжектируется окружающий
воздух, охлаждающий этот патрубок. Для улучшения работы
выпускной системы в ией установлено направляющее устрой-
ство 77. В статоре турбины 13 закреплены обоймы сопловых
лопаток 12 и обойма с секторами над рабочими лопатками 14.
Отработавший в турбине газ через каналы 75 в имеющей изо-
15
451
ляцию 16 задней крышке турбины направляется в выпускную си-
стему. Газ, прошедший через передний 22 и задний 20 лабиринты
турбины, отводится наружу через патрубок 23 и трубу 19.
Конструкция газотурбинных двигателей Коломенского заво-
да оказалась весьма надежной. Они прошли всесторонние стен-
довые испытания, а затем успешно многолетнюю эксплуатаци-
онную проверку на газотурбовозах. Конструкторы завода раз-
работали проекты более мощных и высокоэкономичных локо-
мотивных газотурбинных установок.
Весьма интересен проект высокоэкономичного трехвального
локомотивного газотурбинного двигателя с тяговой турбиной
среднего давления и теплотехническими мероприятиями — реге-
нерацией, охлаждением воздуха между ступенями сжатия и дву-
кратным подводом теплоты. Такая схема (рис. 4.24) позволяет
решить важнейшую проблему транспортных машин — стабили-
зацию к.п.д. двигателя па режимах частичных мощностей.
Расчетные параметры установки даны ниже:
Эффективная мощность, кВт............................. 4400
Общая степень повышения давления..................... 12,25
В том числе: в компрессоре низкого давления ........... 3,5
то же, высокого давления......................... 3,5
Максимальная температура газов перед турбиной, °C....	850
Расход воздуха, кг/с.................................... 20
Степень регенерации................................... 0,75
К.п.д. установки, %:
на режиме 100%-й мощности....................... 33,5
на режиме 75%-й мощности........................ 34,5
на режиме 50%-й мощности........................ 33,0
Рис. 4.24. Схема трехвального
газотурбинного двигателя:
1	— компрессор низкого давления;
2	— компрессор высокого давления;
3	— воздухоохладитель; 4 — регенера-
тор; 5 — камера сгорания высокого
давления; 6 — турбина высокого дав-
ления; 7 — камера сгорания низкого
давления; 8 — тяговая турбина сред-
него давления; 9 — компрессорная тур-
бина низкого давления
452
Как видно, максимум к.п.д. двигателя находится в области
70-80%-й мощности, что в наибольшей мере соответствует зако-
ну использования мощностей магистральных локомотивов в
условиях эксплуатации. Показательно, что расход воздуха в дви-
гателе при мощности 4400 кВт меньше, чем у первых газотурбин-
ных двигателей мощностью 2600 кВт, из-за охлаждения и подо-
грева воздуха. Несмотря на сложность схемы, двигатель может
быть получен малогабаритным и компактным. Пластинчатый ре-
генератор имеет пять параллельных секций, которые легко заме-
нить в условиях депо. Высокая тепловая эффективность и малые
Гидравлические сопротивления поверхности нагрева сделали воз-
можной очень высокую степень регенерации, что является одним
из важнейших факторов, повышающих и стабилизирующих
к.п.д. установки. Удачно размещены камеры сгорания высокого
давления непосредственно в собирающих коллекторах секций ре-
генератора, что сократило газовые коммуникации и гидравличес-
кие сопротивления. Секции воздушного холодильника размеще-
ны таким способом, что они находятся под полом боковых
проходов в кузове локомотива.
Ворошиловградским тепловозостроительным заводом велись
работы над опытными образцами грузовых газотурбовозов с
использованием трехвальных схем с тяговой турбиной низкого
давления без теплотехнических мероприятий (см. рис. 4.24).
Мощность двигателя 5900 кВт, к.п.д. на расчетном режиме око-
ло 29%.
Выбор схемы и конструкции газотурбинных двигателей целе-
сообразно увязывать с назначением, условиями работы локо-
мотива, с возможностями отечественного газотурбостроения.
Для газотурбовозов грузовой службы необходимо стремиться к
достижению максимально возможного (на уровне дизельного)
к.п.д. даже за счет серьезного усложнения и удорожания маши-
ны. Таким образом, оправдываются поисковые разработки
сложной временной схемы трехвального газотурбинного двига-
теля с теплотехническими мероприятиями, приведенными на
рис. 4.24. Для пассажирских локомотивов для вождения поездов
22-24 вагона со скоростью 160 км/ч вполне реально создать
газотурбовоз секционной мощностью 7500 кВт с использовани-
ем газотурбинных двигателей простой термодинамической схе-
мы, выпускаемых отечественной промышленностью.
453
Элаба 5 Динамика поршневых
а комбинированных
двигателей внутреннего
сгорания
5.1. Кинематика а дано мака кравошапно-
шатунного механизма
Механизмы, применяемые в двигателях внутреннего сгора-
ния, весьма разнообразны: рычажные, кулачковые, зубчатые,
винтовые с гидравлическими, электрическими и пневматически-
ми устройствами и многие другие. Наиболее широко использу-
ют преобразование возвратно-поступательного движения порш-
а)	б)
Рис. 5.1. Аксиальный
кривошипно-шатунный
механизм:
а — центральный; б — с крейц-
копфом и штоком
ня во вращательное движение ко-
ленчатого вала, осуществляемое
кривошипно-шатунным механиз-
мом (КШМ).
Различают четыре основных
типа КШМ.
Аксиальный или тронковый
(рис. 5.1) КШМ состоит из поршня
в сборе с кольцами, поршневого
пальца, сочленяющего поршень с
шатуном L, и кривошипа коленча-
того вала 5. Рабочая полость обра-
зована в надпоршневом простран-
стве, закрытом крышкой 7.
Смещенный или дезаксиальный
КШМ (ось коленчатого вала сме-
щена на некоторое расстояние от-
454
носительно оси верхней голов-
ки шатуна). Дезаксиал можно
получить смещением оси ко-
ленчатого вала (рис. 5.2, а) или
смещением центра верхней го-
ловки шатуна относительно
оси цилиндра (рис. 5.2, б). При
отношении a/R < 0,1 кинемати-
ческие соотношения КШМ
можно принять одинаковыми
для аксиального и дезаксиаль-
ного КШМ. Смещение выпол-
няют в направлении, показан-
ном на рис. 5.2. Такое сме-
щение уменьшает углы Р в со-
ответствующие моменты рабо-
чего цикла, обеспечивая равно-
мерное изнашивание цилинд-
ра. Величина дезаксажа обыч-
но не превышает 10% от хода
поршня.
В К-образных двигателях
(рис. 5.3) применена схема
КШМ с прицепным шатуном.
Шатун, соединенный с шейкой
кривошипа, называют глав-
ным 5, а шатун, шарнирно со-
единенный с нижней головкой
главного шатуна через прицеп
4 — прицепным 3. Поршни со-
ответственно называют глав-
ным 1 и прицепным или боко-
вым 2. Возможна схема КШМ
в К-образных двигателях с ша-
тунами, расположенными ря-
дом на шатунной шейке колен-
чатого вала или с вильчатым
или центральным шатуном.
При наличии прицепного
шатуна кинематические и ди-
а)	б)
Рис. 5.2. Дезаксиальный
кривошипно-шатунный
механизм:
а — со смещением оси коленча-
того вала; б — со смещением оси
верхней головки шатуна
Рис. 5.3. Кривошипно-шатунный
механизм с прицепным шатуном
455
намические соотношения механизмов главного и бокового ци-
линдров всегда различны. Одпако, варьируя параметрами, мож-
но добиться их соответствия с достаточной для практических
целей точностью.
Схема (рис. 5.3) со смещением оси коленчатого вала от оси
главного цилиндра на величину а и от оси бокового цилиндра па
величину «1 является обобщенной. Из закономерностей движения
кривошипно-шатунный механизм
с прицепным шатуном
и параллельными осями
главного и бокового цилиндров
такого механизма можно, при-
равнивая соответствующие ве-
личины, получить уравнение
движения других КШМ, напри-
мер, КШМ двигателя с парал-
лельными осями главного и бо-
кового цилиндров (рис. 5.4), а
также W и ★ — звездообразные
схемы КШМ, в которых на
одно колено вала передаются
силы от трех, четырех и боль-
шего числа рабочих поршней.
Крейцкопфный КШМ (рис.
5.1, б). Поршень в данной схеме
соединен с шатуном при помо-
щи штока 1, жестко связанного
с поршнем и шарнирно с крейц-
копфом, совершающим посту-
пательное движение. При таком
сочленении поршень разгру-
жен от нормальной силы N, так
как ее действие переносится
на крейцкопф. В крейцкопфном
КШМ создается возможность
организации второй рабочей
полости в цилиндре под поршнем с соответствующей герметиза-
цией штока и цилиндра. Применение такой схемы возможно в ти-
хоходных двигателях большой мощности простого и двойного
действия, когда высота двигателя не является определяющим фак-
тором, т.е. в судовых и стационарных двигателях.
В тепловозных дизелях наиболее распространенными явля-
ются КШМ с центральным и прицепным шатунами.
В кривошипно-шатунном механизме двигателя действуют
456
силы и моменты, возникающие от давления газа на поршень и
от сил инерции масс движущихся деталей. Знание этих сил при
работе двигателя на различных режимах необходимо: для рас-
чета деталей на прочность; для расчета подшипников; для опре-
деления степени уравновешенности двигателя, характера и вели-
чины колебательных явлений; оценки износов деталей; при
анализе причин повреждений их в эксплуатации и т.д.
Величины этих усилий и характер их изменения определяют-
ся с использованием уравнений кинематики и динамики КШМ
двигателя. Эти уравнения позволяют установить положение пор-
шня в цилиндре для любого угла поворота коленчатого вала.
При рассмотрении кинематики КШМ предполагают, что уг-
ловая скорость коленчатого вала постоянна, хотя в действитель-
ности из-за неравномерности вращающего момента на коленча-
том валу она изменяется в допустимых пределах, не влияющих
па качество расчетов.
Установим зависимости между перемещением .S' скоростью v
и ускорением j поршня от угла поворота коленчатого вала <р
для аксиального КШМ однорядного двигателя.
Введем понятие — основная кинематическая характеристика
КШМ или постоянная КШМ, это
у = Х,	(5.1)
где R— радиус кривошипа;
L — длина шатуна.
Для тепловозных дизелей Х = —	.
3,5 5
Большие значения X относятся к быстроходным, так как в
этих двигателях нет возможности применить длинный шатун из-
за габаритных ограничений, кроме того, это приведет к сниже-
нию моторесурса двигателей из-за увеличения износов цилинд-
ропоршневой группы.
Для машин тихоходных и средней быстроходности
4,5 5
457
Схема аксиального КШМ однорядного двигателя и действу-
ющих в нем сил приведена на рис. 5.5.
Перемещение поршня от ВМТ (5.) при повороте кривошипа
на угол ср определим из проекции звеньев механизма на ось
цилиндра
St- - R+L-(7?coscp + Lcosp) = 7?(1 -coscp) + L(1 -cosP) =
= A[(l - cos cp) + -— (1 — cos P)],
X
(5.2)
где p — угол отклонения шатуна от оси цилиндра.
Условимся, что угол Р положителен (Р > 0), если шатун от-
клоняется в направлении вращения кривошипа и наоборот.
Рис. 5.5. Схема шатунно-кривошипного механизма и действующих
в нем сил для однорядного двигателя
458
Приведем параметры, входящие в уравнение (5.2), к <р.
Из ДОКА и ДАВК имеем: сторона АК = 7?sin<p = LsinP,
 a R  i 
sinp = —sinip = Asincp,
cosP = д/1-Х2 sin2 <p.
Подставив значение cosP в уравнение (5.2), получим
= /?[(1 - cos <р) + ^-(1 - д/1 - A,2 sin2 <р)].	(5.3)
Л
Используя формулу бинома Ньютона, запишем выражение
(5.3) для cosP в виде сходящегося ряда:
(. л 2 • 2 V , 1-12-2	1 1 14 • 4	1'3.6.6
(1 —Л. sin (р)2 = 1-л, sin ф-Л. sin ф------Л. sin ф —...=
2	2 4	2-4-6	(5 4)
= 1 - 0,5А? sin2 ф-0,125 A.4 sin4 ф-0,0625A6 sin6 ф-...-
Ряд (5.4) при А = у^э--^ быстро сходится, поэтому для прак-
тических расчетов достаточно сохранить два первых члена, т.е.
считать, что
cosP = (1 - A2sin2 <р) ~ 1 - A2sin2(p.
Перейдем от sin2<p к coscp через косинус двойного угла, т.е.
. э l-cos2cp
Sin (р =---------,
2
тогда
1 э
cosP = 1- —A2(l-cos2<p),
459
и в окончательном виде
1	1 ,
.S', = -cos<p) + — 1 — 1 +—XT (1 — cos 2ф)
Л,	4
1
L ' X
X,
= R (1-со5ф) +—(1-соз2ф) .
(5.5)
Ошибка при расчетах по формуле (5.5) не превышает 0,1% от
действительного S. при	Достаточно сказать, что при
Х = — ошибка по .S' = 1%, т.е гармоническими составляющими
3
порядков выше второго в выражении (5.4) можно пренебречь.
Раскрыв скобки формулы (5.5), получим
Rk
Sf = Л(1 - cos ф) + -j- (1 - cos 2ф) = Л) +S2>
в котором S2 =-^-(l-cos2cp) учитывает влияние конечной дли-
ны шатуна. При ф = 90°, созф = 0, созф2 = 0, т.е. получаем, что S
> R. Следовательно, при повороте кривошипа на какой-то угол
от ВМТ поршень проходит больший путь, чем при повороте кри-
вошипа на такой же угол от НМТ. Эту закономерность на-зыва-
ют несимметричным перемещением поршня. Несимметричность
перемещения поршня уменьшается с увеличением отношения
—	, называемого относительной длиной шатуна. Это понят-
R X
ио из рис. 5.6, поскольку с увеличением L при том же R дуги ВМ'
и HN' приближаются к прямым, т.е. точки М' и N' сближаются с
точками MnN. При L = данные точки совпадут и несимметрич-
ности перемещения поршня не будет.
В практических расчетах и при обработке индикаторных ди-
аграмм эту несимметричность учитывают поправкой Брикса.
460
Разделив обе части уравнения (5.5)
на R, получим уравнение перемещения
поршня в безразмерной форме:
Si’ = (1 —совф)ч—(l-cos2m).	(5.6)
4
Скорость поршня v найдем дифферен-
цируя по времени по углу поворота за-
висимость (5.5). В формуле (5.5) аргу-
ментом является угол поворота криво-
шипа ф, а не время t. Чтобы перейти к
Ttn
времени, запишем ф = wt, где w = — —
угловая скорость вращения коленчатого
вала, п — частота вращения коленчатого
вала, мин'1; t — время, с.
„ _	ds ds dtp ds
В общем виде v = — =---------=w—,
dt dtp dt d<p
тогда
v = Rwршф+-вш2ф .	(5.7)
В безразмерном виде скорость порш-
ня находим, поделив правую и левую
части уравнения (5.7) на Rw
- . X . „
У = 81Пф + —8П12ф.
С (ВМТ)
Рис. 5.6. Определение
пути, пройденного
поршнем, методом
засечек
(5-8)
Из формулы (5.7) следует, что при конечной длине шатуна ско-
рость поршня находится как сумма двух гармонических составля-
ющих первого и второго порядков. Графическое суммирование их
выполнено на рис. 5.7. Из рисунка следует, что vmix несколько
больше единицы и достигает его при ф < 90°. В интервале ф = 0-И800
скорость положительна (движение поршня от ВМТ к НМТ услов-
но принимают за положительное направление).
Ускорение поршня j определим как вторую производную от пути
по времени или как первую производную скорости по времени.
461
Рис. 5.7. Графическое суммирование составляющих скорости
в функции от <р
Используя прием замены переменных как и в первом случае
ds	ds dip	ds'
v =— =-------— = w— ,
dt	dip dt	dip
получим
. dv dv dip dv _	A,.
t- — =-------=w— = Rw cosqjH—2cos2(p
dt dip dt dtp у 2
и в окончательном виде
j - T?n’2(cos<p + A,cos2(p).
(5.9)
В безразмерном виде ускорение находим, поделив правую и
левую части уравнения (5.8) на Rw2, тогда
j = cosq) + Xcos2(p.
(5.10)
Полученные зависимости (5.5), (5.7) и (5.9) служат для опре-
деления пути S., скорости у и ускорения j поршня в функции от
угла поворота коленчатого вала дизеля как для аксиального
КШМ однорядного двигателя, так и для И-образного двигателя
с вильчатыми или смещенными шатунами.
В Кобразном двигателе с прицепными шатунами (рис. 5.8) в
боковом цилиндре шатун соединен шарнирно с главным шатуном
462
при помощи пальца, располо-
женного на кривошипной го-
ловке главного шатуна.
Примем следующие обозна-
чения:
R — радиус кривошипа; г — рас-
стояние от оси пальца прицепно-
го шатуна до центра головки
главного шатуна; L — длина
главного шатуна; / — длина при-
цепного шатуна; у — угол меж-
ду осями цилиндров; у. — угол
между осью главного шатуна и
радиусом г; ф(, — угол поворота
кривошипа от оси бокового ци-
линдра.
Разность углов между осями
V = У,. - У-
Перемещение поршня от
ВМТ в цилиндре с прицепным
шатуном определим с точнос-
тью до гармоник второго поряд-
ка из выражения
Рис. 5.8. Схема шатунно-
кривошипного механизма
и действующих в нем сил
для Р-образного двигателя
с прицепным шатуном
Se = Ао - R[Ecos(q>e + Ф) + 0,25Fcos(2<pe - 0)], (5.11)
где Л(), Е. Ф, F, 6 — коэффициенты, зависящие от геометрии механизма.
Для определения коэффициентов Ф, Е, F, 0 пользуются сле-
дующими выражениями:
— ™cosy sin у
Ф = arctg-
— — sin \|/sin у
/ / L
Е =
1+ 1 + — —sin\|/siny
cosO
463
X r .	(. r]hr .
— smy- 1 + ----sin2y
л .	2 / Г V /J4L r
0 = arctg---------- , y -Г-;---—
R X r ( r\k r
-------cosy + 1 + --cos2y
4L 2 I	14L	1
R A, r ( rVk r
-----------cosy + 1 + -----cos2y
„	4/2/ Г 1)4 L Г
F = ь----------------------------
cos0
Значение Ao определяют из условия, что при некотором угле
У, = 0 поршень бокового цилиндра находится в ВМТ, т.е. тогда
Ао = R[£cos((pe0 + Ф) + 0,25Fcos(2(p<?(| - 0)].
Угол фе<) определяют по приближенной формуле
_ Fsin0-Esin2O
tg2(p„ =---------------.
11 Fcos0 + Ecos2O
При проектировании КШМ с прицепным шатуном значения
/ и ф подбирают из условия равенства степеней сжатия в боко-
вом и главном цилиндрах и одинаковых размеров втулок ци-
линдров, а значение г — наименьшее из возможных по конст-
руктивным соображениям.
Скорость и ускорение поршня бокового цилиндра могут быть
получены дифференцированием по времени выражения (5.11)
г = —= Rw[Esin(<p(, + Ф) + 0,5Г8т(2фе -0)];	(5.12)
dt
Ас
j ~ —— = Rw2[E cos(9e + Ф) + F соз(2фе - 0)].	(5.13)
dt
5.2. Сиды и моменты, действующие в КШМ
Величины сил и моментов, действующих в поршневом дви-
гателе внутреннего сгорания, определяются силами от давления
464
газов в цилиндрах, силами инерции поступательно и враща-
тельно движущихся частей Л, силами трения и силами полезно-
го сопротивления на коленчатом валу, а также силами тяжести
КШМ и массой двигателя М (рис. 5.9).
Сила от давления газов Рг, являющаяся внутренней, уравно-
вешивается в самом двигателе и па опоры не передается.
Сила Р приложена к центру возвратно-поступательно движу-
щихся масс и направлена вдоль оси цилиндра. Опа через под-
шипники коленчатого вала действует на остов двигателя, вызы-
вая его вибрацию па опорах в направлении оси цилиндра.
Центробежная сила С от вращающихся масс направлена по
радиусу кривошипа в средней его плоскости. Воздействуя через
опоры коленчатого вала па остов двигателя, опа вызывает коле-
бания последнего на опорах в направлении кривошипа.
Эффективный момент М, передаваемый через вал потребите-
лю, вызывает равный по величине, но противоположный по на-
правлению реактивный момент М , который, действуя на остов
в плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала, передает-
ся на опоры двигателя и вызывает колебания остова в этой плос-
Рис. 5.9. Силы и моменты, действующие в двигателе
465
Силами трения и тяжести обычно пренебрегают ввиду их от-
носительно малой величины.
За рабочий цикл силы Pr, Р, а также моменты Мс, М изме-
няются как по величине, так и7 по направлению. Центробежная
сила С от вращающихся масс изменяется только по направле-
нию. В результате действия сил и моментов нагружаются детали
и остов двигателя.
Поэтому задачей динамического расчета двигателя является
определение величин и характера изменения по углу поворота
кривошипа сил и моментов, действующих в двигателе за рабо-
чий цикл, которые необходимы для расчета деталей на проч-
ность и износостойкость.
При определении сил и моментов целесообразно пользовать-
ся их удельными величинами, отнесенными к единице площади
поршня. Удельные силы и моменты удобно использовать не
только при расчетах двигателя, но и для сравнительной оценки
его пагружеиности по отношению к другим существующим дви-
гателям. Величину полной силы (момент) получают умножени-
ем значения удельной силы на площадь поршня.
Общую массу движущихся деталей КШМ распределяют меж-
ду массой, движущейся возвратно-поступательно вдоль оси ци-
линдра Л/пд и вращающейся массой Л/ , приведенной к оси
шатунной шейки коленчатого вала, между которыми распола-
гается абсолютно жесткая связь.
Массу шатуна условно делят на две части. Одну из них Мшп
считают сосредоточенной на оси поршневого пальца и относят
к поступательно движущимся частям, другую Л/шв — на оси ша-
тунной шейки коленчатого вала и относят к вращающимся ча-
стям. При этом М = М +
*	ш	шп
Рис. 5.10. Определение
положения центра масс шатуна
с помощью взвешивания
мшв.
Массу Мшп можно опреде-
лить взвешиванием шатуна на
весах по схеме, изображенной
на рис. 5.10. Шатун головками
опирают на призмы, одну из
которых размещают на пло-
щадке весов. Ось шатуна долж-
на быть при этом горизонталь-
ной. Уравновешивая весы,
находят массу призмы и части
шатуна Мшп. Зная массу шату-
466
на М и его длину L, расстояние между центром масс шатуна и
осью поршневой головки определяют по формуле
т —
Тогда расстояние между центром масс шатуна и осью криво-
шипной головки
В предварительных расчетах (при проектировании) для
тепловозных дизелей принимают:
дизели тихоходные и средней быстроходности
мшп = о,4Мш, мшв = о,бмш;
дизели повышенной быстроходности
=	Чив = 0,75Мш.
Силы инерции, возникающие в результате возвратно-по-
ступательно движущихся масс Л/пд для аксиального КШМ, оп-
ределяют по формуле:
Pj = Л/||дЛи'2(со8ф + X,cos2(p),	(5.14)
где Л/пд — масса поступательно движущихся частей складывается из
массы комплекта поршня (поршень, палец, кольца и др.) и
Мшп. Ориентировочные значения Мп и Мш в сборе, а также
некоторые другие параметры отечественных тепловозных
дизелей приведены в табл. 5.1.
Силы от давления газов, действующие на поршень, определя-
ют как разность давлений над поршнем и под поршнем Р^'
(см. рис. 5.9):
Р = Р' - Р"
Г	Г	Г
Закон изменения давления газов в надпоршневом простран-
стве задается индикаторной диаграммой, получаемой расчетом
или экспериментально. Силы инерции Р рассчитывают по фор-
муле (5.11), задаваясь значениями <р от (И до 360° или 720° п.к.в.,
в зависимости от тактности двигателя.
467
A
Os
oo
Таблица 5.1. Значения параметров тепловозных двигателей
Параметр и размерность	Заводская марка дизеля									
	ПД1	6Д49	2-2Д49	14Д40	1-5Д49	10Д100	2-5Д49	Д45	1Д49	проект
Тактность, т	4	4	4	2	4	2	4	2	4	4
Число цилиндр, Z	6	8	12	12	16	10	16	20	20	16
п	750	1000	1000	750	1000	850	1000	780	1100	1000
об/мин/с 1	12,5	16,67	16,67	12,5	16,67	12,5	16,67	13	18,33	16,67
Расположение цилиндров	Р	V	V	V	V	ВДПР	V	V	V	V
Уц — В V-обр.д.	—	42	42	45	42	—	42	45	42	60
Р, мПа	6,5	11,0	11,0	10,8	11,0	10,0	12,5	11,0	13,0	12,5
Д, мм	318	260	260	230	260	207	260	230	260	320
S, мм	330	260	260	300	260	2x254	260	300	260	300
R	1	1	1	1	1	1	1	1	1	1
Л = —	——			—-			..		 —И..	,	—		1 —— '			
L	4	4,2	4,4	4,6	4,8	5,0	5,2	5,4	4.26	4,46
Мп. веб, кг	54	32	32	46,2	32	35,5	32	46,2	32	60
Мш. веб, кг	98	60	60	54,3	60	38,4	60	54,3	60	110
Здесь Р — рядное; V - V-образное; ВДПР — со встречно-движущимися поршнями, рядное
Суммирование удельных сил инерции поступательно движу-
щихся масс с удельными силами давления газов проводится ана-
литически или графически, суммарную силу считают прило-
женной в оси поршневого пальца. Характер изменения Рт, Р,
в зависимости от <р для четырехтактного двигателя показан на
рис. 5.11.
Силы инерции Р полезны на такте расширения, так как они
вычитаются из Рр и несколько уменьшают максимальное давле-
ние в цилиндре Р на величину Р в данной точке диаграммы (на
рис. 5.11 -А).	'	1
Рис. 5.11. Зависимости удельных сил Р Р^от угла <р для
четырехтактного двигателя
В точках а' и а" происходит ударная перекладка поршня по
поршневому пальцу на полной скорости. Зазор в подшипнике
пальца выбирается, нарушается масляный слой. Величина зазо-
ра на масло находится в пределах 0,08-5-0,163 мм (браковочный
размер зазора 0,3 мм). В двухтактных дизелях ударной пере-
кладки поршня не происходит, так как не меняет знака с “+”
на и наоборот, в результате обеспечивается двухстороннее
прижатие поршпя к втулке (см. рис. 5.11).
Силу Р , действующую в КШМ и приложенную в центре масс
возвратно-поступательно движущихся частей (по оси пальца), рас-
кладывают на две составляющие: силу, действующую нормально к
оси цилиндра — N, и силу, действующую вдоль оси шатупа — К
(см. 5.13). Из образованного прямоугольного треугольника
N = PLtgp.	(5.15)
469
ВМТ
НМТ
ВМТ
НМТ
ВМТ
Сила N по абсолютному значению невелика (W = 0,1Рх), од-
нако оказывает очень вредное воздействие на двигатель по сле-
дующим причинам:
1.	При изменении знака силы N происходит перекладка поршня
в гильзе цилиндра с ударом о стенку, что вызывает высоко-
частотную вибрацию гильзы. Между поршнем и гильзой, не-
зависимо от режима работы двигателя, есть зазор, величина
которого больше при низких температурах и меньше при
высоких. Поэтому прежде чем двигатель нагружать, его необ-
ходимо прогреть.
2.	Вызывает повышенный износ гильзы в зоне действия N =
= 360°-540° п.к.в. (см. рис. 5.12), неравномерный по перимет-
ру цилиндра.
3.	Сила N вызывает опрокидывающий момент двигателя, дей-
ствующий относительно оси коленчатого вала,
^опр = NFnL'’	(5.16)
величина которого равна Мкр. Момент Мопр уравновешивается
реактивным моментом опор блока дизеля.
В процессе эксплуатации дизелей наиболее опасной является
перекладка поршня в гильзе цилиндра. Вода, охлаждающая гиль-
зу, поднимается снизу вверх. При этом пузырьки воздуха выде-
ляются из воды и поднимаются также вверх. Чтобы гильза обла-
дала достаточной теплопроводностью, толщину ее делают отно-
сительно небольшой, поэтому при перекладках поршня, сопро-
470
вождающихся ударами, втулка начинает вибрировать. В про-
цессе вибрации тонкая стенка гильзы испытывает попеременное
сжатие и растяжение, что приводит к разрыву сплошности среды
«вода - стенка гильзы». Выделившиеся из воды пузырьки возду-
ха, попадая в эти зоны, лопаются, что приводит к эрозии гильзы
вплоть до появления свища. Давления в этой зоне достигают
сотен МПа. По данным ЦНИДИ ускорения при колебаниях
гильзы достигают 20g, но они не представляют большой опасно-
сти по коррозионному износу. Наиболее часто коррозионный
износ появляется у двигателей с поршнями из алюминия, так
как у таких двигателей зазор между поршнем и гильзой в хо-
лодном состоянии составляет 0,5 мм.
У дизелей с поршнями из чугуна или стали коррозионный
износ происходит медленнее. Зазор между поршнем и гильзой у
таких двигателей не превышает 0,2 мм.
Для снижения износа деталей двигателя от воздействия силы
N тепловой зазор между поршнем и гильзой сводят к миниму-
му, а также крепление рубашки охлаждения гильзы делают
более жестким.
Для определения и анализа из-
менения касательной силы Т в
функции от (р точку приложения
силы К перенесем по направле-
нию ее действия из центра А
сечения поршневого пальца
(рис. 5.13) в центр В сечения кри-
вошипной шейки и разложим на
две составляющие: касательную
силу Т, действующую перпенди-
кулярно радиусу кривошипа, и
радиальную Z, направленную по
радиусу кривошипа к центру О.
Аналитическое выражение для
силы Т получим через значение
силы К и углы, образованные
при ее разложении на составля-
ющие Т и Z (см. рис. 5.13).
^(Ф + Р) (517)
cosp
Рис. 5.13. Расчетная схема
аксиального кривошипно-
шатунного механизма и силы,
действующие на его элементы
471
Сила Т, действуя па плече, равном радиусу кривошипа, об-
разует вращающий момент от одного цилиндра
Л/вр =	(5.18)
где Fu — площадь поршня.
Сила Т = /(ф) — величина переменная, поэтому крутящий
момент за цикл изменяется не только по величине, но и по на-
правлению (см. рис. 5.12). При оценке Л/вр от одного цилиндра
определяют среднюю тангенциальную силу как отношение пло-
щадей между линиями Т - /(<р) и осью абсцисс к длине диаграм-
мы за цикл. При этом площадь над осью абсцисс берут со зна-
ком «+», а под осью - со знаком «-»
_T,®+7f
ср
Фцикл.
На коленчатый вал многоцилиндрового двигателя действуют
вращающие моменты всех цилиндров, следовательно, эти мо-
менты складываются. Если одинаковые такты во всех цилиндрах
совпадут по времени, то при сложении импульсов скорость вра-
щения и вращающий момент станут очень неравномерными.
Чтобы этого избежать, кривошипы многоцилиндрового двигате-
ля располагают так, чтобы обеспечить равномерное чередование
основных импульсов, т.е. вспышек в цилиндрах. Это условие
будет выполнено, если обеспечить чередование вспышек через
угол поворота коленчатого вала, равный
л 180т	/с10А
Дф =------,	(->.19)
где т — тактность двигателя (для двукратных равна 2, для четырех-
кратных — 4).
Для многоцилиндровой машины определяют Т и тогда пол-
ный вращающий момент дизеля является периодической функ-
цией с периодом Дф
M^ = T^-R-Fn,
472
] Ч>2
М- =----- \Myida>.
ДфД v
Y ср,
В И-образном двигателе с прицепным шатуном целесообраз-
но вначале определить сумму вращающих моментов от главно-
го и бокового цилиндров, действующих на один кривошип. При
этом принимают, что значения Т за цикл в главном и боковом
цилиндрах одинаковы.
При определении 7^ учитывают только сдвиг фаз работы от-
дельных цилиндров.
Изменение суммарного вращающего момента циклично:
через угол Д(р диаграмма повторяется. С увеличением числа
цилиндров суммарный вращающий момент становится равно-
мернее, в двухтактных двигателях вращающий момент равно-
мернее, чем в четырехтактном.
При установившемся режиме работы угловая скорость ко-
ленчатого вала ir представляет собой периодическую функцию.
Дифференциальное уравнение движения машины:
dw dJnr>
J„„----+ —-------= Ми,	(5.20)
"р dt dt 2	V !
где J — приведенный момент инерции машины;
Ми — избыточный момент (разность между вращающим моментом
и моментом сопротивления М^.
Приводим уравнение (5.20) к интегральному виду
4^1)^= \MU dq>,
2	2 <Pi
здесь и и’2 — угловые скорости, соответствующие значениям
углов поворота коленчатого вала ср, и <р2.
Условие существования установившегося движения
<р+Л	<р+/1
j ML dq>= ^Mc dty,	(5.21)
<р	<р
где А — общий период функций J Л/И(т).
473
Принимая, что момент сил сопротивления М постоянный, а
переменный, то при работе двигателя бывает то больше,
то меньше Мс. При работе в режиме < Мс угловая скорость
вращения коленчатого вала уменьшается, а в режиме > Л/. —
увеличивается, т.е. она будет изменяться от и’ыин до и’ы..кс относи-
тельно И' .
ср
Допустимые колебания угловой скорости зависят от потреби-
теля энергии от дизеля. Неравномерность вращения коленчато-
го вала дизеля оценивают степенью неравномерности 85, это от-
ношение разности w и w к w :
г	макс мин ср
g _ ^Си^макс ~ И’мин )	22)
И’макс + "мин
Неравномерность вращения коленчатого вала машины — вред-
ный фактор, поэтому принимаются меры для поддержания с i епени
неравномерности в допустимых пределах. Обычно это достигается
присоединением к валу дополнительных маховых масс. В этом
случае задача регулирования хода машины формулируется следу-
ющим образом: необходимо подобрать маховую массу с таким
моментом инерции J ons(, чтобы при заданном значении шср обеспе-
чить нужную величину степени неравномерности 8.
С учетом
At р(ф) ~ ^const А>Ог(ф)’
где Jconst— искомая составляющая приведенного момента инерции;
Jrar — переменная часть приведенного момента инерции, уравне-
ние движения машины можно записать
const
Ч>2
= J Mudq- Jvar(<p2)
4>|
^max
2
7
W“ 
-ЛаЛФ.)^- •	(5.23)
w’max ^’niin
2
Учитывая, что
W ,	— И’ •	и
-	х-.—— = 8и£р, и обозначив правую часть
уравнения (5.23) через Н, получим
'^const
н
(5-24)
474
Из выражения (5.24) следует, что при любых значениях Н и w
можно соответствующим подбором Jconst обеспечить нужное 8$..
Идеальной регулировки можно добиться только при Jconst = 0.
Известные методы решения задачи регулирования (метод Гу-
тьяра, метод Артоболевского) сводятся к определению углов
и <р2, отвечающих и wmin и графо-аналитическому. Эти мето-
ды подробно изложены в курсах теории механизмов и машин.
Допустимы следующие значения степени неравномерности:
— при работе на гребной винт 85 = 1/22-5-1/50, чаще 1/22.
Большая степень неравномерности, например 1/10, приводит
к кавитации винта. Для дизелей, работающих на гидродинами-
ческую передачу, высокая неравномерность допускается ввиду
способности гидроаппаратов к гашению крутильных колебаний
и некоторому сглаживанию этой неравномерности. При работе
на генератор постоянного тока 8S = 1/100-*-1/150, ограничение
обусловлено качеством коммутации обмоток генератора. При
работе на генератор переменного тока 85 = 1/150-=-1/200.
Для тепловозных дизель-генераторов 85 принимают равной
1/50-5-1/100.
Вторым показателем оценки характера вращения коленчатого
вала является коэффициент неравномерности крутящего момента
Ц =
д/макс _ мып"
вр	вр
(5.25)

Чем р меньше, тем степень неравномерности 8$. меньше.
Радиальная сила Z направлена по радиусу кривошипа к цен-
тру О (см. рис. 5.13).
Z = Xcos(q> + р) = СО8(Ф + Р)	(5 26)
cosp
Зависимость Z = Дф) для одноцилиндрового двигателя пока-
зана на рис. 5.12.
Сдвигая кривую Z = Дф), соответственно на угол заклинки
кривошипов коленчатого вала, и затем алгебраически сумми-
руя, определяют Zcp за цикл от всех цилиндров двигателя.
Сила Z нагружает подшипники коленчатого вала и является
причиной износа шеек коленчатого вала и его подшипников.
475
Зная силы Z и Т, определяют суммарные силы, действующие
на шатунную и коренную шейки коленчатого вала с учетом
центробежных сил от вращающихся масс: силы Сш от массы
шатуна, отнесенной к вращательно-движущимся частям, силы
С от массы коленчатого вала и силы С от масс противовесов,
если таковые имеются.
Сила Сш действует на шатунную и коренные шейки вала, а
силы С. и С — только на коренные шейки. Центробежная сила,
действующая в плоскости движения шатуна, направлена от цен-
тра вращения по радиусу кривошипа (см. рис. 5.13)
(5.27)
g
тогда
Z1U = Z - Сш = Z - w2R.
g
Центробежная сила от массы колена вала направлена так же,
как и сила С :
ш
G, 1
Ск=—— Rw2.	(5.28)
g
Центробежная сила от противовеса, приложенная к центру
масс противовеса и действующая в плоскости, перпендикуляр-
ной оси коленчатого вала, направлена от оси коленчатого вала:
где — вес противовеса;
гпр — расстояние от центра масс противовеса до оси коленчатого
вала.
В отличие от Сш и Ск сила Спр действует в противоположном
этим силам направлении и поэтому всегда положительна, тогда
Zk<)p - Z +^гп(5.29)
g	g
476
Таким образом, делая более массивными узлы шеек коленча-
того вала, можно уменьшить вредное воздействие от силы Z.
Уменьшение радиуса кривошипа также способствует повыше-
нию жесткости коленчатого вала.
Нагрузка иа коленчатый вал определяется силами Т, Z и вра-
щающим моментом Л/ . Наиболее нагруженное колено опреде-
ляют на основе анализа сил Т, Z и М , комбинаций этих сил в
зависимости от угла поворота коленчатого вала за рабочий цикл.
На шатунную шейку коленчатого вала однорядного двига-
теля действуют тангенциальная сила Т, радиальная сила Z и
центробежная сила С от вращающейся части массы шатуна. В
Г-образиом двигателе с при-
цепными шатунами действует
алгебраическая сумма сил Т и
Z от работы газов в главном и
боковом цилиндрах и центро-
бежная сила Сшв от вращаю-
щейся части приведенной мас-
сы главного шатуна.
Величину и направление
силы, действующей при каждом
положении кривошипа на ша-
тунную шейку или подшипник,
определяют из предварительно
построенных диаграмм сил.
Для шатунной шейки целе-
сообразно принять оси коор-
динат, связанные с кривоши-
пом, т.е. начало координат
поместить в центр шатунной
шейки, ось ординат направить
по радиусу кривошипа, а ось
абсцисс — перпендикулярно
радиусу. Выбранные оси коор-
динат совпадают соответствен-
но с направлением радиальной
силы Z и тангенциальной силы
Т (рис. 5.14). Положительные
направления осей координат
условимся определять так же,
Рис. 5.14. Векторная диаграмма
сил, действующих на шатунную
шейку коленчатого вала дизеля
5Д49
477
как и для сил Z и Т, т.е. положительные значения сил Z направ-
лены от центра шатунной шейки к оси вала, а положительные
значения силы Т направлены в сторону вращения кривошипа.
Проекции сил, действующих на шатунную шейку на выбран-
ные оси координат, будут Qz = Z - Сшв; QT = Т, тогда модуль
вектора полной силы определится Q = ^Qz +Qt- При вычисле-
ниях значения сил берут с учетом их знака. Для каждого поло-
жения кривошипа, начиная с 0° п.к.в. и до конца цикла вычис-
ляют значения Qz и Qr Пересечения перпендикуляров, восста-
новленных из концов проекций Qz и Qr определяют точки,
которые отвечают соответствующими углами поворота криво-
шипа (см. рис. 5.14). Полученные точки соединяют последова-
тельно между собой плавной кривой.
Радиусы-векторы, соединяющие точку 0 с точками на контуре
векторной диаграммы, выражают по величине и направлению
удельные силы, действующие на шатунную шейку вала при от-
меченных углах поворота кривошипа. Эти векторы являются
геометрической суммой сил Т, Z и Сшв. Соответствующая каждо-
му вектору сила приложена к поверхности шейки в точке пере-
сечения окружности шейки с линией действия вектора и направ-
лена к центру 0.
Векторная диаграмма дает представление о степени нагру-
женности шейки по участкам ее окружности. Наибольшие силы
действуют на поверхность шейки, расположенную со стороны
противоположной оси коленчатого вала (углы 30%90° и
360°-s-390°). Наиболее нагруженные участки шейки подвержены 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 диаграмму
сил, представляющую зависимость модулей радиусов-векторов
Q от углов между этими векторами (рис. 5.15). Следовательно,
ось абсцисс имеет неравномерную разбивку относительно угла
поворота коленчатого вала (р, точки которых отмечены на век-
торной диаграмме. Из диаграммы находят Qmm и (2ср-
Векторная диаграмма используется для построения эпюры из-
носа шейки по окружности. При построении эпюры в первом при-
ближении исходят из физического положения о том, что износ
шейки вала пропорционален работе сил трения, т.е. произведе-
478
О, МПа
Рис. 5.15. Развернутая диаграмма сил, действующих на шатунную
шейку
нию удельного давления на коэффициент трения и дугу действия
вектора силы. На рис. 5.15 величина, пропорциональная работе
сил трения при угле поворота кривошипа от 30° до 60°, изобра-
жена заштрихованной площа-
дью. По этой площади опреде-
ляют среднюю величину силы
q , которая дает такую же рабо-
ту трения, как и переменный
вектор силы. Участок поверхно-
сти шейки, на котором соверша-
ется эта работа трения, можно
определить по векторной диаг-
рамме (см. рис. 5.14) направле-
нием радиусов-векторов при
(р = 30° и 60°. Отложим по ради-
усу в определенном масштабе
на этом участке величину qc
(рис. 5.16).	Р
Проделаем такие же опера-
ции за весь цикл, накладывая
эти величины одну за другой
на поверхности шейки. Высота
Рис. 5.16. Схема определения
эпюры износа шейки:
1	— неизиошенный профиль;
2	— изношенный профиль
479
заштрихованных мест по радиусу пропорциональна величине
износа шейки в выбранном месте. Представленные величины не
позволяют определить абсолютные значения износа, но показы-
вают соотношение между износами в отдельных точках окруж-
ности шейки.
Для шатунного подшипника необходимо принять оси коор-
динат, связанные с шатуном: начало координат поместить в
центр шатунной шейки; ось ординат у направить по оси шатуна,
а ось абсцисс х — перпендикулярно к ней. Выбранная ось ор-
динат совпадает с направлением силы К (см. рис. 5.5, 5.11). По-
ложительное направление оси у примем в направлении от пор-
шневого пальца к головке шатуна, т.е. положительному на-
правлению силы К, воздействующей на шатунную шейку, а по-
ложительное направление оси х — в сторону вращения криво-
шипа.
На шатунный подшипник действует реакция R силы Q, пере-
даваемой от шатуна к шейке вала. В принятой системе коорди-
нат проекции силы Q, действующей па шатунную шейку, опре-
делятся:
Qy. = К-СШВ cos(<p + [3);
2л =сшв sin(9+p).
Так как реакция R равна по величине действующей силе Q, по
противоположна ей по направлению, то проекции па выбран-
ные оси составят:
к V = -Qy = ~к + сшв cos((p + р);
K.v=-S.v=-CmBsin((p + P),
тогда модуль вектора силы, действующей на шатунный подшип-
ник,
r = Jr;+r^..
Для каждого положения кривошипа, начиная от 0° п.к.в. и до
конца цикла, вычисляют значения R. R, и R. Пересечение пер-
пендикуляров, восстановленных из концов проекций R} и Rv в
выбранных осях координат, определяют точки, которые отмеча-
480
ют соответствующими углами поворота кривошипа (рис. 5.17).
Полученные точки соединяют последовательно между собой
плавной кривой. Радиусы-векторы, соединяющие точку О с точ-
ками на контуре векторной диаграммы, выражают по величине
и направлению удельные силы, действующие на шатунный под-
шипник при отмеченных углах поворота кривошипа.
Векторная диаграмма может быть использована для оценки
степени нагруженпости 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 разрез-
ную балку, при этом разрезы проходят по серединам опор.
Каждое колено вала — это балка па двух опорах. Коренной
подшипник вала, находящийся между i-м и (/'+1)-м цилиндрами,
нагружен силами от двух шатунных шеек вала. Выберем оси
координат, связанные с блоком цилиндров. Начало координат
поместим в центр коренной шейки. Ось ординат у совпадает с
осью цилиндра, положительные значения сил направим от пор-
шневого пальца к оси ко-
ленчатого вала. Ось абс-
цисс х перпендикулярна к
оси у, положительные
значения сил на этой оси
направим в сторону вра-
щения кривошипа.
Кривошипы i-ro и
(z+l)-ro цилиндров распо-
Рис. 5.17. Векторная
диаграмма сил,
действующих на
шатунный подшипник
коленчатого вала
дизеля 5Д49
16 Зак.
481
Рис. 5.18. Схема определения
нагрузки коренной шейки
коленчатого вала двигателя
внутреннего сгорания
ложепы под углом у (рис. 5.18).
Коренной подшипник нагружен
силами от каждого цилиндра К и
К.+), действующими под углами 0
и 0 к оси ординат у и суммарны-
ми центробежными силами Сад и
Q +| от масс шатуна, колена и про-
тивовесов, действующих под угла-
ми (р; и <р.+ у к оси у. Части этих сил,
приходящиеся от цилиндров на ко-
ренной подшипник, учитываются
множителями а. и К.+]. Значения а и
«+| определяются по правилам раз-
ложения силы, действующей по оси
цилиндра, на две параллельные со-
ставляющие, действующие по сере-
динам соседних опор.
Величины « и а.+х зависят от со-
отношения расстояний между ося-
ми цилиндров и серединами сосед-
них опор.
В частном случае, при равенстве этих расстояний, л. = <г .
Проекции сил па координатные оси будут:
Qy = cos 0,- ~амКм cos0/+l -г/,Сц/) coscpj -
-«/+iQ(i+i)Cos((p;+y);
(5.30)
Qx = aiKisin ₽/ + «i+i K,+\sin ₽/+i + sin Ф» +
+ «/+1Q(/+1) sin((pz•+ y).
Значения К. и K.+t принимают в соответствии со сдвигом фаз
работы /-го и (/ + 1)-го цилиндров. Углы 0. и 0 определяют в
зависимости от углов <р, у и геометрии КШМ. Модуль вектора
силы, действующей на коренной подшипник, Q =	+ Q,,. По
значениям проекций Q и Qr строят векторную диаграмму сил,
действующих на коренной подшипник. Построение ведут анало-
гично приведенному выше.
482
Для построения векторной диаграммы сил, действующих на
коренную шейку, выбирают оси координат, связанные с /'-м
кривошипом по аналогии с шатунной шейкой. Начало коорди-
нат помещают в центр коренной шейки, положительные направ-
ления осей у и х будут совпадать с положительными направле-
ниями сил Z и Г.
На коренную шейку действует реакция R силы Q, восприни-
маемая коренными подшипниками. В принятой системе коорди-
нат проекции силы Q будут:
2V=«,(Z;-CZ((.)) + a,+l(Z;+l-CS(,.+l))cosY+
+ a,+l7]+1 cos(90°+ у);
Q,=a.Ti + Д+1^+1 cosY + <3z+i(Z,+l -Q(,+i))cos(90° + y).	(5.33)
Проекции реакции на выбранные оси координат равны по вели-
чине проекциям силы Q, по противоположны по знаку Ry = -Q -,
Ry = Q,. Значения принимают в соответствии со сдвигом фазы ра-
боты z-ro и (z+1 )-го цилиндров. Модуль вектора силы R, действую-
щей на коренную шейку, равен модулю вектора силы Q, действую-
щей па коренной подшипник. Далее по значениям проекций Rr и
Ry строят векторную диаграмму сил, действующих на коренной
подшипник.
Векторные диаграммы сил, действующих на коленчатый вал и
подшипники И-образпого двигателя с прицепным шатуном, стро-
ят по аналогичной методике. Предварительно необходимо алгеб-
раически суммировать нормальные и тангенциальные силы, дей-
ствующие на кривошипы от главного и бокового цилиндров:
ZL = Z + Z„ - Т + Т. Силы К и Kt, действующие по осям глав-
ного и бокового шатунов, могут быть учтены раздельно при оп-
ределении нагрузок шатунного и коренного подшипников.
5.3. Уравновешивание двигателей
Двигатель считается уравновешенным, если на установив-
шемся режиме работы на его опоры передаются постоянные по
величине и направлению усилия.
У неуравновешенного двигателя давление на опоры постоян-
но меняется, вызывает вибрацию поддизельпой рамы и локомо-

483
тива в целом, что сопровождается ослаблением болтовых соеди-
нений, перегрузкой отдельных деталей, увеличением их износа и
другими нежелательными последствиями. Тепловозные дизели
большую часть времени работают на неустановившихся режи-
мах, поэтому необходимо знать какие силы и моменты вызывают
неуравновешенность двигателя и принять необходимые меры,
обеспечивающие минимальное, вредное воздействие от них.
Первой причиной неуравновешенности поршневого двигате-
ля является наличие периодически изменяющихся по величине
и знаку сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс
Р и непрерывно меняющих направление центробежных сил вра-
щающихся масс Сг (рис. 5.19).
Разложив Сг на две составляющие, действующие по оси ци-
линдра С)а и перпендикулярно к ней Сг, получим:
С,. =^-w2R; Cfr=C,.sin<p; CrB = Qcoscp.
g
Рис. 5.19. Силы и моменты, действующие в простом КШМ двигателя
484
В практике дизелестроения стремятся уравновесить силы
инерции I и II порядков, так как силы инерции более высоких
порядков (IV, VI и т.д.) чрезвычайно малы, тогда:
Р. = Р'+Р";
Р- = 2±W2Rcoscp;
g
Ph' =-^-w2/?Xcos2cp.
g
Сила Pjl во много раз меньше Р-, в свою очередь Pj может
быть как положительной, так и отрицательной.
Таким образом, в простом КШМ необходимо уравновесить
силы, действующие в вертикальной (Р-,Сп) и горизонтальной
(Сгг) плоскостях.
Если эти силы не уравновесить, то возможно:
ослабление крепления блока к поддизелыюй раме и подди-
зельной рамы к раме тепловоза;
появление трещин усталостного характера в деталях дизеля;
ухудшение работы контактной аппаратуры и приборов;
вредное воздействие на локомотивную бригаду.
Второй причиной неуравновешенности двигателя является пе-
равномерно-изменяющийся суммарный вращающий момент
Л/врГ и противоположно-направленный ему опрокидывающий
момент Af . Суммарный вращающий момент является функци-
ей неравпомерио-изменяющейся по углу поворота коленчатого
вала силы Т (см. рис. 5.12), поэтому полностью уравновесить
двигатель не удается и, говоря об уравновешенности двигателя,
обычно имеют в виду соблюдение допустимой степени неурав-
новешенности в результате принятых мероприятий.
Природа появления Мвр и Л/опр показана на рис. 5.19. В точке
О приложим две противоположно-направленные силы, равные
по величине силе Т. Тогда тангенциальная сила, приложенная в
точке А, и противоположно-направленная и равная ей сила Т в
точке О, образуют М на плече R, а оставшаяся сила Т будет
действовать иа подшипник. К этой силе присоединим силу Z,
485
перенеся ее действие из точки А в точку О (по законам механи-
ки) и найдем равнодействующую от этих сил R. Полученную
силу R представим в виде горизонтальной 7?г и вертикальной R
составляющих. Силы Rr и N па плече Л образуют Л/ относи-
тельно оси коленчатого вала, противоположно направленный
М (см. рис. 5.19). Силы N, R и плечо h переменны, поэтому и
Л/ — переменный. Сила Ав действует па опоры.
Дизель полностью уравновесить невозможно, поэтому необ-
ходимо принять меры, чтобы свести к минимуму действие не-
уравновешенных сил и моментов. В этом и заключается основ-
ная задача внешнего уравновешивания двигателя.
Практически это осуществляют следующими способами:
равенством масс поршневых групп, шатунов и одинакового
расположения их центров тяжести;
выполнением динамической уравновешенности коленчатого
вала, достигаемой его статической и динамической баланси-
ровками;
подбором числа и размещением цилиндров (угол между кри-
вошипами, число цилиндров, угол развала блока);
соответствующим выбором последовательности работы ци-
линдров (чередование вспышек).
Рассмотрим способы уравновешивания двигателей.
Одноцилиндровый двигатель полностью неуравновешен.
В таком двигателе сумму центробежных сил уравновешива-
ют противовесами, устанавливаемыми па продолжении шеек ко-
ленчатого вала. Уравновешивание сил инерции вращающихся
масс КШМ двигателя достигают размещением вращающихся
масс кривошипов или масс противовесов, при котором соблю-
даются два условия:
1) центр масс приведенной системы вала находится на оси
вращения;
2) сумма моментов центробежных сил инерции вращающих-
ся масс относительно любой точки вала равняется нулю.
Соблюдение первого условия достигается статической балан-
сировкой коленчатого вала (иа призмах).
Выполнение второго условия проверяется при вращении вала
на балансировочном станке.
Выполнение обоих условий уравновешенности соответствует
вращению вала вокруг его главной центральной оси инерции.
В одноцилиндровом двигателе сумма центробежных сил, раз-
486
виваемых двумя противовесами, должна быть равна и противо-
положна по направлению центробежной силе Сг (рис. 5.19).
Разложим силу С на С'г и С", а также силу Сп,п|, размещен-
ного на линии действия С на радиусе р. Как видно из рис. 5.19
Сгг и С1|рот, а также С“ и (? действуют в противоположные
стороны. Ограничимся рассмотрением методов уравновешива-
ния вертикальных сил.
Исходя из соблюдения второго условия уравновешивания,
запишем
+ ^Вр 2 г,	^прот 7
--------— IT R cos ср = —1— 1Г pcoscp,
g
отсюда
(Gn + Свр)Л = G,.porP’
^ирот ~ (рп + Свр^“-
Анализ полученного выраже-
ния позволяет предположить,
R
ЧТО р должно быть близко к
единице, чтобы противовес мож-
но было разместить в картере
двигателя. Тогда (7[|рпт = (7 + С?вр.
Очевидно, навесить такую массу
противовеса трудно, поэтому
используют частичное уравно-
вешивание Gr (примерно 50%).
В одноцилиндровом двигателе
G навешивают по G /2 на
црот	прог
щеки коленчатого вала.
При создании одноцилинд-
ровых экспериментальных от-
секов добиваются уравновеши-
вания сил инерции Р' и Р’.1
только с помощью добавоч-
ных противовесов (рис. 5.20).
Рис. 5.20. Уравновешивание
сил инерции в одноцилиндровом
двигателе системой
противовесов, вращающихся в
плоскости вращения кривошипа
487
Для уравновешивания сил инерции Р’ на двух валах А и А'
параллельных оси коленчатого вала, симметрично расположен-
ных по обеим сторонам в картере двигателя и вращающихся в
разные стороны с частотой вращения, равной частоте вращения
коленчатого вала, устанавливают по одному противовесу в
плоскости, проходящей через ось цилиндра и перпендикуляр-
ный к оси вала. Противовесы размещены так, что при вра-
щении всегда составляют с вертикалью угол (р, равный углу
поворота коленчатого вала. При этом горизонтальные состав-
ляющие центробежных сил инерции равны по величине и на-
правлены в разные стороны и, следовательно, взаимно уравно-
вешены.
Равнодействующая вертикальных составляющих сил инерции
противовесов расположена на оси цилиндра и направлена в сто-
рону, противоположную силе инерции. Эта равнодействующая
2(ЯПР() =2^'| р’»'2cosф.
I s Ji
Если массу
прот
противовеса подобрать из условия
1	R G
-------,то равнодействующая
2	Pi g
вертикальных составляющих центробежных сил инерции доба-
вочных противовесов уравновесит Р1 .
Для уравновешивания силы инерции второго порядка уста-
навливают по одному противовесу иа двух валах В и В', распо-
ложенных аналогично первым, но вращающихся с удвоенной
угловой скоростью. Противовесы установлены так, что при вра-
щении всегда составляют с вертикалью угол 2(р, равный удвоен-
ному углу поворота колена вала. Горизонтальные составляю-
щие центробежных сил инерции противовесов взаимно уравно-
вешиваются. Подбирая соответствующим образом массу
противовесов, уравновешивают силу инерции Р", масса каждо-
го добавочного противовеса выбрана из условия
2Мт pn(2vv)2=M XRw2, Мп=-Х—М:.
ПР||Г11\	/	J	•>	при g Рн J
488
Подобное уравновешивание выполняют на специальных экс-
периментальных отсеках (при разработке новых двигателей).
Внешнее уравновешивание мпогоцилиндрового двигателя сво-
дится к уменьшению по величине главного вектора сил и мо-
мента от этих сил.
Математическое условие полной уравновешенности запишется:
Х^=о.
В случае многоцилиндрового двигателя условие полной
уравновешенности двигателя по силам инерции первого порядка
будет:
G" + G*v w27f£cos(p = 0.	(5 34)
Анализ формулы (5.34) показывает, что только Ecoscp может
быть равна нулю. Например, у дизеля ПД1М (Д50) порядок
работы цилиндров: 1-3-5-6-4-2 за цикл от 0 до 720°, если при
этом Ecoscp 0, то двигатель внешне неуравновешен и необходи-
мо принимать меры к его уравновешиванию. Кроме того, необ-
ходимо, чтобы сумма сил инерции П-го порядка также равня-
лась нулю, т.е. ЕРу = 0,
G +G
—-----— = w27?A.£cos2<p = 0.	(5.35)
g
Силами инерций более высоких порядков в миогоцилипдро-
вых двигателях ввиду их быстрого убывания пренебрегают.
Чтобы двигатель был уравновешен в горизонтальной плоско-
сти, необходимо уравновесить горизонтальные составляющие от
центробежных сил ЕС = 0:
—— w2	sin ф = 0.
g
(5.36)
Суммы ЕС^ = 0, ЕР1.1 = 0, ЕР1 = 0 есть главные векторы сил, т.е.
489
—----—iv2 T?£cos(p - 0;
—----— M,27?X^cos2(p = 0;
g
——w'R^ sin ф = 0.
g
(5.37)
Если все эти силы умножить па плечи их действия относи-
тельно центра тяжести двигателя, то получим моменты от этих
сил. Условие уравновешенности двигателя будет записано в сле-
дующем виде: ЪМ'. = О, ЕЛ/'1 = О, ЕЛС = О
или:
—-------— 1 г2 7?^ coscp  /, = 0;
—-----— M’27?X£cos2(p • lj = 0; .
——iv27?^sin(p/, =0.
g
(5.38)
где /(. — плечо от точки приложения силы до центра тяжести.
Это метод аналитического способа внешнего уравновешивания
многоцилиндрового двигателя предполагает, что Gn, G , iv, R оди-
наковы для всех цилиндров. Например, при замене комплекта пор-
шня с кольцами разница по массе пе должна превышать 1%.
Однорядный шсстнцилипдровый четырехтактный двигатель.
Колена коленчатого вала двигателя развернуты под углом 120°
(рис. 5.21). Силы инерции первого и второго порядков для пер-
вого и шестого цилиндров составят:
+gnp
g
cos ср;
490
Рис. 5.21. Схема однорядного шестицентрового четырехтактного
двигателя
„И л Gn + G
Р = Х--------— cos 2(f>;
g
для второго и пятого цилиндров
. G.. + GRn
I =_П-----?Pcos(240° + (p),
g
„п = ^Сц+Свр cos2(240° + Ф);
g
для третьего и четвертого цилиндров
। Gn + GRn
pi = _2----^cos(i20° + 9),
g
11	Gn “I"
p" 11  p cos 2(120° +ф);
g
Равнодействующая сил инерции первого порядка для всех
цилиндров:
491
%Р- =2 ^п-+Свр [cos Ф+cos(240° + Ф) + cos(l 20° + ф)] = 0,
g
равнодействующая сила инерции второго порядка
Вследствие зеркального расположения колен вала силы инер-
ции не будут создавать никаких продольных моментов, т.е.
М'. = О, М" = 0.
Для определения центра тяжести двигателя составим уравне-
ние равновесия статических моментов относительно плоскости,
проходящей через точку приложения силы Pj, тогда
Р: 0 + Р, -а + Р, -За-P: (2а 4-в) + Р, (За + в) + Р,- (4а + в) = Р. х.
J{	./2	-Л	./4	7 Л	7 Л>	7 Л
Считая, что Pj} = Pj.~  - Pj, SP = Р6, получим
12а + Зв = 6х, х - ——.
2
Таким образом, существуют два условия уравновешенности
многоцилиндрового двигателя:
1) сумма сил инерции и горизонтальных составляющих от
центробежных сил равна пулю;
2) сумма моментов от действующих сил инерции относитель-
но центра тяжести двигателя равна нулю.
Анализ суммарных сил инерции и суммарных моментов от
этих сил позволяет сделать следующие выводы.
Многоцилипдровые четырехтактные двигатели практически
полностью уравновешены при числе цилиндров 6 и более при
зеркальном расположении кривошипов, т.е., когда часть колен-
чатого вала по одну сторону средней плоскости является зер-
кальным отражением второй его части при соответствующем
порядке работы цилиндров.
Например, у дизеля ПД1М самоуравновешены силы инерции
1, 2 и 4-го порядков и только силы инерции 6-го порядка и
выше остаются неуравновешенными. Учитывая быстрое умень-
шение коэффициентов при разложении выражения (5.3) в степен-
ной ряд, величина этих сил мала и можно считать, что дизель
ПД1М практически полностью уравновешен.
492
5.4. Крутильные колебания валопровода
дизеля
Двигатель может быть внешне уравновешенным и в то же
время иметь большую внутреннюю неуравновешенность.
Коленчатый вал дизеля и участвующие во вращательном
движении жестко соединенные с ним массы, а также массы, по-
лучающие вращательное движение через любые другие виды
передач (якорь генератора, КШМ, муфты и др.), называют ва-
лопроводом силовой установки. Коленчатый вал дизеля и вало-
провод при условии абсолютной жесткости под действием пери-
одически меняющихся вращающих моментов, действующих на
кривошипы коленчатого вала, а также от веса и сил инерции
вращающихся вместе с ним масс, испытывают крутильные коле-
бания. Итак, движение системы реального валопровода опре-
деляется как результат сочетания равномерного вращения всей
системы валопровода и вращательного движения отдельных
масс и вследствие упругого скручивания участков валопровода
между отдельными массами.
Различают два вида крутильных колебаний масс валопрово-
да: свободные и вынужденные.
Свободные крутильные колебания вызываются в системе ва-
лопровода под действием внешних моментов, приложенных к
массам и осуществляющих упругое скручивание участков систе-
мы на угол у; при внезапном снятии этих моментов происходит
скручивание участков вала, в силу их упругости, в противопо-
ложном направлении на угол / < у. Такие колебания затухаю-
щие и в тепловозных дизелях явление редкое.
Вынужденные крутильные колебания возникают под действием
постоянно действующих, знакопеременных, периодически меняю-
щихся моментов от тангенциальных сил и сил инерции, возникаю-
щих в КШМ. В отличие от свободных колебаний вынужденные
колебания со временем не затухают и система валопровода совер-
шает колебательные движения, пока действуют внешние силы.
Свободные колебания определяются только упругими и инерци-
онными свойствами рассматриваемой системы, вынужденные коле-
бания зависят от величины внешних возмущающих моментов.
Для оценки степени опасности вынужденных колебаний рас-
сматриваемой системы необходимо учитывать и свободные ко-
лебания.
493
Напомним некоторые понятия из теории колебаний систем.
Амплитудой колебаний называют угол закрутки участка вала,
измеряемый в радианах. Если /-я масса в системе валопрово-
да закручивается на угол ср., а соседняя с ней масса /-1 на угол
<р( р то па /-io массу действует момент упругих сил кручения
Л/ , участка вала между этими массами, пропорциональный
произведению жесткости (z-l)-ro участка вала на разность углов
поворота масс, взятый с обратным знаком, т.е.
=-С,_,(ф,= —у------------(Ф,-Ф,_,),	(5.39)
'(-I
где G — модуль сдвига материала вала, п/м2;
о— полярный момент инерции (z'-l)-ro участка вала, м4;
/(. ! — длина (z-l)-ro участка вала, м.
В случае совпадения частот свободных и вынужденных коле-
баний возникает явление резонанса, характеризующееся резким
возрастанием амплитуды колебаний масс системы, резким уве-
личением скручивания участков валопровода, что приводит к
значительному увеличению динамических напряжений в участ-
ках системы валопровода и может привести к их поломке.
Напряжения в процессе работы меняются как по величине,
так и по знаку, что приводит к усталостному разрушению ма-
териала.
Вынужденные крутильные колебания в системе валопровода
работающего дизеля всегда имеют место, но опасными они ста-
новятся лишь в случае резонанса. Для тепловозных дизелей до-
пускаемая амплитуда крутильных колебаний стального валоп-
ровода Л = 0,001-5-0,005 рад. Резонансную частоту вращения
коленчатого вала, при которой амплитуда колебаний превыша-
ет Лх , называют критической — /Рр|,т. Длительное время работы
двигателя на приведет к поломке коленчатого вала. Поэто-
му, если в рабочем диапазоне частот вращения коленчатого вала
несколько /7*р||Т, то разбивку по позициям контроллера (ПК) вы-
полняют так, чтобы п на ПК не совпала с нкриг
Так как в системе валопровода многоцилиндрового двигателя
сосредоточено большое количество инерционных масс, то фор-
ма амплитуд крутильных колебаний может быть различной. На-
пример, при двухмассовой системе, когда две массы движутся в
494
противоположном направлении, форма амплитуд крутильных
колебаний имеет вид, приведенный на рнс. 5.22, а. Точка А не
совершает колебаний, по опа наиболее опасна с точки зрения
разрушения, потому что от нее вал закручивается в разные сто-
роны и точку А называют узлом колебаний. На рис. 5.22, б
приведена трехмассовая схема — двухузловая, здесь две опас-
ные зоны в области узлов колебаний — точки А' и В.
Рассмотрим свободные и вынужденные крутильные колеба-
ния валопровода с п массами (см. рис. 5.22, а, б). Так как поло-
жение этой системы в любой момент времени определяется уг-
лами поворота <р каждой из масс, т.е. п независимыми друг от
друга параметрами, то эта система имеет п степеней свободы.
Обозначим углы поворота масс (pp(p,, ...,Ф„ и будем отсчитывать
их от равновесного положения системы.
Используя соотношение (5.39), можно паписать дифферен-
циальные уравнения движения всех масс:
Рис. 5.22. Формы амплитуд крутильных колебаний:
а — одноузловая: б — двухузловая
495
>/1Ф1 + CjCcp, - ср2) = 0;
J2ip2 + С|(ф2 -ф|) + С2(ф2 -ф3) = 0;
J^n-i + с,г-2<Ф,г-1 - Ф«-г) + с,,-|(Ф«-1 -ф„)=о; (5'40)
ЛЛ + с„_|(фн-ф„_1)=о.
где J,, J2..... Jn — моменты инерции масс относительно оси вращения.
Выведенные из положения равновесия массы будут совершать
периодические колебания. Углы поворота масс в зависимости от
времени могут быть выражены периодическими функциями:
ф, =(Х| sin(A./ + Р);
ф2 = а2 sin(A:r + P);
Ф„ =a„sin(l7 + p).
Подставляя эти значения углов в дифференциальные уравне-
ния (5.40) и сокращая их на sin(Ar/ + 3), получим систему одно-
родных уравнений, связывающих к, а,, а2,...,ап:
(С,	-С,а2=0;
- С,», +СС, + С2 - К2 J2 )а2 - С2а3 - 0;
— CiA-l "KQi-1 ~ Jп^п =0-
(5.41)
Эти уравнения допускают решение относительно ар а„...,а);,
отличные от нуля в том случае, если определитель системы равен
нулю:
с, - №э,	-С,	0	..	0	0	
-с,	С, +С2 -K-J2	-с2	0	0	
0	-с2	c2+c3-№j3 .	0	0	= 0
0	0	0	- -С^	С„_(-/С2Л	
496
Развернув этот определитель и приравняв его к нулю, полу-
чаем уравнение п-ой степени относительно №, называемое урав-
нением частот. Одни из корней этого уравнения имеет значение
К? - 0. В этом случае уравнения (5.41) допускают относительно
аг а,,...,аиотличные от нуля решения, при которых амплитуды
колебаний масс равны между собой:
а, = а, = ... = а/(.
Этому случаю соответствует вращение вала без деформации,
а следовательно, и без крутильных колебаний. Остальные корни
уравнения частот, не равные нулю, соответствуют частотам
(и-1) главных колебаний, которые накладываются на равномер-
ное вращение вала.
Определив из уравнения частот главных крутильных колебаний
системы и подставляя их в уравнения (5.36), можно получить соот-
«2 «з	«„	„
ношения —, —,...,— между амплитудами колебании масс в каж-
(X, а,	(Х|
дом из главных колебаний. Если приравнять одну из амплитуд еди-
нице, например а,= 1, то можно построить график относительного
изменения амплитуд по длине валопровода (рис. 5.23, б), который
определяет форму главных колебаний и узловые сечения вала, оста-
ющиеся неподвижными. Для многомассовой системы количество
узлов колебаний и форм изменяется от 1 до и1.
Наряду с перечисленными выше воздействиями на вал, вызы-
вающими вынужденные колебания валопровода, сюда относят
также силы сопротивления от трения и ударов в сочленениях
кривошипно-шатунного механизма, внутреннего трения между
частицами материала вала при его деформации, магнитные со-
противления при колебаниях якоря генератора, сопротивления
J) J2 J3	Jn-1 Jn
Рис. 5.23. Схемы валопровода:
а — крутильная; б — одноузловая форма свободных колебаний
497
от демпферов, установленных в системе валопровода и т.д. Мо-
менты сил сопротивлений в общем виде могут быть представле-
ны функциями, зависящими от времени и углов поворота масс.
Для исследования вынужденных колебаний валопровода не-
обходимо написать дифференциальное уравнение движения каж-
дой массы с учетом действия па нее всех моментов. В общем
случае дифференциальное уравнение движения z-й массы может
быть представлено в виде:
J^;=Myi + Mkp, + TMci+Mpi,	(5.42)
где	Jj — момент инерции массы относительно оси вра-
щения вала;
Л/(, = /(<р,. <рг ,, <р|+|)— момент упругих сил кручения участков вала,
являющийся функцией углов поворота z-й и со-
седних масс;
Л/вр, = /вр(/) — вращающий момент от сил давления газов и
сил инерции механизма, являющийся периоди-
ческой функцией времени;
М I = /(./. <рД— сумма моментов всех сил сопротивлений как
функция времени и угла поворота массы;
Л/ = f(t)— реактивный момент потребителя энергии как
функция времени.
Уравнение (5.42) записывают для каждой массы с учетом дей-
ствующих на нее моментов. Понятно, что в правой части этого
уравнения для взятой массы отдельные слагаемые могут отсут-
ствовать. Например, на массу цилиндра двигателя не действует
момент М Уравнения (5.42), записанные для каждой массы, со-
ставляют систему из 7? дифференциальных уравнений движения
масс. Система второго порядка относительно ср решается числен-
ными методами. В результате решения системы определяются за-
висимости изменения угла поворота каждой массы от времени.
Для численного решения системы па ЭВМ целесообразно ис-
пользовать метод конечных разностей с равномерным шагом по
времени Дг. Тогда в уравнении (5.42) можно произвести следу-
ющую замену.
~ ср,- (г + Дг) - 2<р, (г) + ср, (/ - Дг)
Y7 —	2	’
Дг
где <р.(7), <р(.(/ + Az), <р;(/ - Д/) — углы поворота z-й массы в соответству-
ющие моменты времени.
498
Моменты в правой части уравнения (5.42) предполагаются из-
вестными функциями углов поворота масс и данного отрезка вре-
мени. После подстановки значений ф. уравнение (5.42) преобра-
зуется в алгебраическое уравнение относительно углов поворота
масс. Записанные в таком виде уравнения для всех масс составят
систему алгебраических уравнений относительно углов поворо-
та, в результате чего получаются значения функций ср. = /(/).
При решении системы необходимо задание начальных значе-
ний углов поворота масс. Так как процесс колебаний периоди-
ческий, то начальные значения углов поворота масс должны
быть равны конечным их значениям за цикл работы двигателя.
Эти свойства функций используются для последовательного
приближения задания начальных значений.
Вращающие моменты представляются как совокупность гар-
монических составляющих:
Чф = МсР + SA/vsin(w/ + V,.),	(5.43)
где М — средний вращающий момент;
Мг — амплитуда гармонической составляющей;
v — порядок гармонической составляющей;
\|/v — сдвиг фаз составляющей данного порядка.
Момент М не вызывает вынужденных колебаний, так как он
постоянен по величине и направлению, определяет величину
касательных напряжений. Поэтому каждый коленчатый вал рас-
считывают на т, которое должно быть меньше т чтобы не
вызвать его поломку.
Составляющие различных гармоник вызывают вынужденные
крутильные колебания валопровода.
Для предупреждения опасных резонансных крутильных коле-
баний параметры валопровода подбирают так, чтобы диапазон
частот вращения вала двигателя был удален от критической час-
тоты.
Таким образом, с целью устранения, либо снижения вредно-
го воздействия на двигатель крутильных колебаний выполняют
следующие мероприятия:
1.	Не допускают продолжительной работы дизеля на крити-
ческих частотах вращения коленчатого вала /г^риг, пози-
цию контроллера ПК (/г ) смещают в ту или иную сторону
Of /7кр1и_
499
2.	Повышают упругость коленчатого вала. Для одного дизе-
ля — это более массивный, в этом случае частота соб-
ственных колебаний повышается и не совпадает с частотой
вынужденных колебаний (дизели типа Д50), для друго-
го — тонкостенное литье (дизель Д49, Д100).
3.	Устанавливают антивибраторы, препятствующие развитию
резонансных крутильных колебаний.
4.	Устанавливают гасители и демпферы, которые, потребляя
часть энергии, возникающей при колебаниях, снижают ам-
плитуду колебаний.
На тепловозных дизелях применяют антивибраторы — дина-
мические гасители колебаний, маятникового типа с бифилярным
подвесом маятников. Принцип его работы, а также конструктив-
ное исполнение показаны на рис. 5.24, а, б. На рис. 5.24, а по-
казан маятник с массой на конце т . Под действием силы F
маятник отклоняется на угол срг Подвесив к маятнику с массой
дополнительную массу т и приложив к ней такую же силу
F, маятник отклоняется на угол ср2, который меньше фр т.е. по
схеме 5.24, б маятник гасит амплитуду колебаний, так как здесь
в колебаниях участвуют только масса м , а масса т является
гасителем. Эта идея бифилярного подвеса маятников эффективна
и получила распространение в конструкциях маятниковых ан-
тивибраторов (рис. 5.25). В жестко насаженной на валу ступице
2, а также маятниках 3 имеются парные симметричные отвер-
стия, в которые вставлены пальцы 1. При вращении вала и от-
сутствии крутильных колебаний маятники под действием цент-
Рис. 5.24. Схемы гасителя колебаний маятникового типа:
а — с массой 1 на конце; б — с массами 1 и 2 на конце
500
Рис. 5.25. Схема элемента
бифилярного
антивибратора
робежных сил занимают радиальное по отношению к ступице
положение, а момент этих сил относительно ступицы равен
нулю. Когда же ступица вместе с валом начинает совершать
крутильные колебания, маятники также начинают колебаться.
Колебание маятников при определенных параметрах антивиб-
ратора создает эффект увеличения момента инерции массы, к ко-
торой присоединен маятник. При определенной настройке анти-
вибратора может быть достигнут максимальный эффект, когда
эквивалентный момент инерции становится бесконечно большим.
Реально это означает, что амплитуда колебаний массы, к которой
присоединен маятник, бесконечно мала и, таким образом, проис-
ходит отстройка системы от резонанса, т.е. происходит смещение
частоты вынужденных колебаний; это позволяет п*рИ1 сместить за
пределы п , совпадающее с позицией контроллера.
Поскольку маятниковый антивибратор выводит систему из
резонанса какой-либо гармоники, то для других гармоник не-
обходимо изменение параметров антивибратора. Настройку ан-
тивибратора на какую-либо гармонику вращающего момента
осуществляют обычно изменением диаметра пальцев.
Например, для гашения крутильных колебаний на коленчатом
валу дизеля 2Д70 N? = 2205 кВт при и™м = 1000 мин"1, достаточно
было иметь маятниковый аптивибратор с шестью маятниковыми
грузами, настраиваемыми на гармоники 3,5; 4,5; 5,5 и 8-го поряд-
ков. При повышении мощности дизеля до 2940 кВт при той же ча-
стоте вращения коленчатого вала 1000 мин 1 с противовесами по-
явились гармоники 2,5 порядков, хотя и лежащие за пределами
1000 мин1, по проявляющие себя частично при работе дизеля
ЗД70 на полной мощности. Для унификации коленчатого вала и
501
1, 2, 3 — пальцы; 4 — грузы;
5 — ступица (сторона коленчато-
го вала); 6 — диски ступицы;
7 — планки
антивибратора па дизелях 2Д70 и
ЗД70 устанавливают (рис. 5.26)
двенадцатимаятниковый, двух-
рядный антивибратор. Антивиб-
ратор состоит из двухрядной сту-
пицы, 12 грузов (по 6 грузов в
каждом ряду) н пальцев пяти ти-
пов, которые обеспечивают на-
стройку аптивибратора на следу-
ющие гармоники:
с/25 = 28,8Z(()),((jl14 мм (4 пальца);
d35 =31,4Z(°Zq27 mm (6 пальцев)
с/4 5 =4О,4-0’017 мм (4 пальца);
с/55 = 34,lZoj)27 мм (4 пальца);
d& — 46,7-0’017 мм (бпальцев).
В отверстиях ступицы и ма-
ятников запрессованы закален-
ные стальные втулки, в которые
свободно вставлены цементиро-
ванные, закаленные, полирован-
ные пальцы из стали 20Х.
В ступице имеются специаль-
ные пазы и отверстия для подво-
да масла к трущимся поверхно-
стям аптивибратора. Для пра-
вильной сборки на грузах и па
пальцах выбиты соответствую-
щие цифры 2, 3, 4, 5 и 8, позво-
ляющие осуществлять сборку
узла. Перемещение грузов вдоль
оси пальцев составляет 0,5-г-1,0 мм. В собранном виде грузы и
пальцы свободно перемещаются. Разновес в комплекте грузов с
клеймами 2 не более 0,05 кг, разновес в комплекте с клеймами
4 и 5 — также не более 0,05 кг.
502
Установка на коленчатом валу дизеля 2Д70 двухрядного ап-
тивнбратора, вместо однорядного, позволила уменьшить мак-
симальное напряжение с 30 до 19,0 МПа. На коленчатых валах
с противовесами, предназначенными для дизелей 2Д70 и ЗД70,
максимальное напряжение от крутильных колебаний при 12-ма-
ятпиковом антивибраторе не превышает 22,0 МПа.
На дизелях типа Д100 применен маятниковый динамический
антивибратор (рис. 5.27), который состоит из восьми грузов,
А-Б-В-Г-Д-Е
Номер детали (см. рис. 5.27, 5.28)	Материал	Твердость
1	Сталь 45ХН	
8, 9, 10	Сталь ШХ15	HRC54-65
2, 4, 6, 7	Сталь 20Х	HRC54-83
3	Сталь 40	HRC54-83
Рис. 5.27. Маятниковый антивибратор:
1 — ступица антивибратора; 2 — палец груза шестого порядка; 3 — груз;
4 — палец груза третьего порядка; 5 — стопорная планка; 6 — палец груза
четвертого порядка; 7 — палец груза седьмого порядка; Л’, 10 — втулки
отверстия ступицы; 9 — втулка отверстия груза; 11 — канавка; 12 —
радиальное отверстие
503
Рис. 5.28. Схема колебаний
груза антивибратора:
I — положение груза апти-
внбратора при работе вала без
крутильных колебаний; II —
положение груза при ускоре-
нии вала вследствие крутильных
колебаний в течение одного
колебания; III — положение
груза при замедлении вала
вследствие крутильных колеба-
ний (в течение этого же колеба-
ния); 1 и 3 — отверстия; 2 —
пальцы; 4 — груз; 5 — фланец
ступицы
каждый из которых соединен со
ступицей аитивибратора при по-
мощи двух роликов-пальцев
(рис. 5.28).
При отсутствии крутильных
колебаний центробежная сила,
возникающая от массы груза 4,
приложенная в его центре тяжес-
ти, направлена по радиусу фланца
5 ступицы антивибратора. Груз 4
находится в наиболее удаленном
от оси вала положении (положе-
ние I на рис. 5.28). При появлении
крутильных колебаний груз 4 на-
чинает смещаться относительно
оси, проходящей между двумя от-
верстиями во фланце, то в одну,
то в другую сторону и качается
подобно маятнику.
Для представления о работе
маятникового антивибратора
рассмотрим упрощенно положе-
ние груза 4 и пальцев 2 за время
одного колебания. Положим вра-
щение вала ускорилось. Груз 4
под действием силы инерции
стремится сохранить скорость
вращения и, следовательно, будет
отставать от вала (положение //),
препятствуя его закручиванию.
Вращение вала замедлилось.
В этом случае груз, стремясь со-
хранить скорость вращения, от-
клонится в противоположном на-
правлении (положение III и будет препятствовать закручиванию
вала в другую сторону). Все эти описанные действия происходят
в чрезвычайно короткий промежуток времени.
Величина возможных отклонений груза и расстояние его цен-
тра тяжести от оси качания зависят от диаметров отверстий 1
и 3 и диаметра пальца 2. Соответствующий подбор этих разме-
504
ров позволяет настраивать груз антивибратора на гашение кру-
тильных колебаний выбранного порядка.
Применение аптивибратора позволило практически исклю-
чить резонансные колебания в зоне рабочих частот вращения
коленчатого вала.
Демпферы. При проектировании энергетической установки не
всегда удается создать такую систему, крутильные колебания
которой в рабочей зоне частот вращения не опасны и их ампли-
туды при прохождении через резонанс невелики. Поэтому в этих
случаях на двигателях устанавливают устройство — демпфер,
поглощающее энергию колебаний и тем самым уменьшающее
их амплитуду.
Существует большое разнообразие конструкций демпферов
крутильных колебаний. Общим для них является наличие меж-
ду маховой массой и ступицей элемента с трением, поглощаю-
щего часть колебательной энергии системы.
В отличие от аптивибратора, существенно изменяющего фор-
му колебаний, демпфер лишь уменьшает амплитуды колебаний
всех масс и крутильные напряжения в участке валопровода, ка-
чественно сохраняя форму колебаний.
Необходимое трение в демп-
ферах обеспечивается различны-
ми способами, например, уста-
новкой фрикционных дисков,
прижимающихся друг к другу
пружинами (демпфер сухого тре-
ния). В демпферах жидкостного
трения энергию крутильных ко-
лебаний поглощает жидкость.
Одним из таких демпферов явля-
ется силиконовый (рис. 5.29), ус-
танавливаемый на дизелях типа
Д49, М750.
Ступица 1 силиконового дем-
пфера жестко прикреплена к валу
установки, а маховик 2 разме-
щен свободно внутри кожуха,
составляющего одно целое со
1
2
Рис. 5.29. Демпфер с
силиконовым наполнителем
ступицей. Между поверхностями маховика и корпусом демпфера
имеются зазоры 0,2+-2,5 мм, заполненные силиконовой жидко-
505
13	12
стыо (силиконовая жидкость
ПМС — полиметилсилоксано-
вая жидкость, обладающая хи-
мической инертностью, повы-
шенной вязкостью и смазы-
вающей способностью, малоза-
висящей от изменения темпера-
туры, с возможностью работы в
течение нескольких тысяч часов
без изменения своих физико-хи-
мических свойств). Энергия кру-
тильных колебаний поглощает-
ся за счет трения, возникающего
в вязкой среде при относитель-
ном движении маховика.
На форсированных моделях
дизелей Д49 установлен ком-
бинированный антивибратор
(рис. 5.30), состоящий из сили-
конового демпфера и маятнико-
вого аптивибратора, что обес-
печивает более низкий уровень
напряжений от крутильных ко-
лебаний.
Рис. 5.30. Аптивибратор
(комбинированный):
1. 10 — болты; 2, 9 — штифты;
3, 8 — пластины замочные; 4 — гай-
ка; 5 — ступица; 6 — палец; 7—маят-
ник; 11, 14 — крышки; 12 — корпус;
13 — маховик; а — полость
506
ёГла^а 6.Эксплуатация
локомотивных
энергетических
установок
6.1.	Режим работы дизелей
Режим работы двигателей определяется частотой вращения
коленчатого вала (/z), положением регулирующего органа (рей-
ки топливного насоса высокого давления ТНВД) и тепловым
состоянием силовой установки.
В эксплуатации режимы работы локомотивных энергетичес-
ких установок отличаются большим разнообразием из-за раз-
личного рода службы тепловозов, веса поездов, профиля пути,
климатических условий и технического состояния локомотива.
К числу основных режимов, имеющих место в эксплуатации,
можно отнести следующие: установившийся (стационарный) и
неустановившийся (нестационарный) режимы; переходный ре-
жим при пуске двигателя, разгоне, наборе и сбросе нагрузки;
режим холостого хода; номинальный, частичный нагрузочный
и скоростной режимы.
Комбинированный двигатель внутреннего сгорания должен на-
дежно работать в широком диапазоне изменения частоты вращения
коленчатого вала (и ) и мощности (Ne) (крутящего момента). Этот
диапазон определяется: допустимыми условиями работы двшателя
и потребителя и может быть ограничен различными факторами; теп-
ловой и механической напряженностью деталей двигателя; условия-
ми протекания рабочего процесса и совместной работы турбокомп-
рессора и поршневой части и др. Минимально допустимый скорост-
ной режим определяется условиями устойчивой работы двигателя.
507
При установившемся режиме крутящий момент на коленча-
том валу двигателя равен суммарному моменту сопротивления,
а положение регулирующего органа, частота вращения и тепло-
вое состояние двигателя не изменяются во времени.
При неустаповившемся режиме двигатель вырабатывает энер-
гию, меньшую или большую той, которая необходима для пре-
одоления внешней нагрузки. При неустаповившемся режиме мо-
гут изменяться во времени внешняя нагрузка, частота вращения,
положение регулирующего органа и тепловое состояние дизеля.
Возможны неустановившиеся режимы при неизменном положе-
нии регулирующего органа или частоты вращения.
Под переходным процессом (режимом) понимают такой про-
цесс, в течение которого происходит переход из одного исход-
ного установившегося или пеустановившегося режима па дру-
гой конечный установившийся или неустановившийся режим.
При скоростном режиме основные показатели дизеля (N, gc.
а, и др.) изменяются в зависимости от частоты вращения
коленчатого вала (ид). Нагрузочный режим представляет зависи-
мости показателей дизеля от изменения нагрузки двигателя, т.е.
gc, а, = /(#, Мк, Р).
При номинальном режиме силовая установка работает при
номинальной мощности, получаемой при номинальных значе-
ниях частоты вращения и цикловой подачи топлива.
Частичный режим характеризуется меньшей мощностью по
отношению к номинальной и имеет широкий диапазон при
уменьшении частоты вращения от номинального до минималь-
ного значений.
Режим холостого хода соответствует эксплуатации дизеля без
внешней нагрузки.
Для энергетических установок магистральных и маневровых теп-
ловозов характерны частые изменения режимов работы при цикли-
ческом изменении нагрузки: холостой ход — нагрузка — холостой
ход (рис. 6.1). Даже при движении поезда по сравнительно неслож-
ному участку наблюдаются постоянные с интервалом 1-6 мин изме-
нения режимов. При этом подача топлива увеличивается от 0 до
100% и происходят резкие ее сбросы. В общем случае для магист-
ральных тепловозов длительность работы дизеля на номинальном
режиме не является определяющей, однако в общем балансе рас-
хода топлива gT основная доля приходится на работу в этом режи-
ме и значительная доля — на неустановившихся режимах.
508
б)
Рис. 6.1. Распределение времени работы тепловозов по позициям
контрольного машиниста:
а — грузовой тепловоз 2ТЭ116; б — пассажирский тепловоз ТЭП70;
в — маневровый тепловоз ЧМЭЗ:
 работа на горке; ---- при грузовом дворе
509
Для магистральных и маневровых тепловозов время работы
силовых установок на номинальном режиме составляет 5-Н2%,
на холостом ходу 304-70%, на пеустаповившихся режимах
16-5-45%. При этом особенно часто изменяются режимы работы
при эксплуатации дизелей маневровых тепловозов, которые
большую часть времени эксплуатируются на пеустаповившихся
режимах и режиме холостого хода.
Число переключений позиций контроллера управления локо-
мотивом (смен режимов) за час работы для дизелей грузовых
тепловозов в среднем составляет 50-5-60, пассажирских 1104-115,
маневровых до 130.
Сравнительную степень загрузки двигателей в различных ус-
ловиях целесообразно характеризовать коэффициентом исполь-
зования мощности:
v = N>'/Ne,
где Nc — номинальная мощность;
ЛР‘, — средняя эксплуатационная мощность без учета времени ра-
боты па холостом ходу:
1=1	1=1
где — реализуемая мощность в эксплуатации на z-м режиме;
Stj — интервал времени, на котором реализуется мощность N;
п — число интервалов. По статистическим данным, например,
для грузовых тепловозов коэффициент у = 0,6-5-0,75.
Важное значение имеет изучение процессов, протекающих на
вышеуказанных режимах.
6.1.1.	Эксплуатационные характеристики
дизелей при работе на установившихся
режимах
Мощностные и экономические показатели дизелей, а также по-
казатели, характеризующие статические и динамические нагрузки
на детали, их тепловую напряженность, шумоизлучение, дымность
и токсичность, оказывают существенное влияние на эксплуатаци-
онные характеристики тепловозов. По показателям оценивают экс-
510
плуатациопные характеристики двигателей и степень их конструк-
тивного совершенства. С использованием значений показателей ре-
гулируют системы, механизмы двигателя, определяют его техни-
ческое состояние, оценивают качество производства и ремонта,
устанавливают соответствие дизеля тому или иному назначению.
Силовые установки тепловозов эксплуатируются, как па уста-
новившихся, так и неустановившихся режимах, т.е. при перемен-
ных во времени нагрузках, частотах вращения коленчатого вала,
температурах деталей и теплоносителей в системах охлаждения и
смазки двигателя. Для изучения показателей работы двигателя на
режимах, соответствующих условиям его эксплуатации, особен-
ностей работы дизелей па неустановившихся режимах, целесооб-
разно ознакомиться с показателями двигателей па установивших-
ся режимах, учитывая, что последние в большей системе опре-
деляют показатели силовой установки при работе и на неустано-
вившихся режимах. Вследствие этого важной задачей является
изучение показателей двигателя при установившихся режимах в
пределах всего поля эксплуатационных режимов.
Для оценки эксплуатационных характеристик используют
графические зависимости показателей дизеля от изменения одно-
го из основных параметров, характеризующих режим его рабо-
ты (частота вращения коленчатого вала, нагрузка, давление за-
ряда, поступающего в цилиндр, и т.п.). Такие зависимости на-
зывают характеристиками двигателя.
В общем виде под характеристикой двигателя понимают за-
висимость показателей, характеризующих работу двигателя, от
параметров, определяющих режим его работы.
Характеристики двигателей па установившихся режимах сни-
мают при стендовых и реостатных испытаниях.
Различают следующие характеристики двигателей:
скоростные (внешняя, заградительная, частичные скоростные
характеристики), нагрузочные, ограничительные, регуляторные,
регулировочные, универсальные, экономические, генераторные
(тепловозные), винтовые. Остановимся наиболее подробно на
изучении вышеуказанных характеристик.
Под скоростными характеристиками понимают зависимость
показателей работы двигателя от частоты вращения коленчатого
вала, т.е: N, а, т| л т|с, = f(n ) Регулирование требуемой мощ-
ности дизеля при заданной частоте вращения осуществляется за
счет изменения цикловой подачи топлива.
511
а)	Внешняя скоростная характеристика. Внешней характери-
стикой называется зависимость изменения показателей двигате-
ля от частоты вращения коленчатого вала при постоянном по-
ложении рейки ТНВД (<7ит = const), соответствующем номи-
нальной мощности.
б)	Заградительная или абсолютно внешняя характеристика.
Обычно в технических условиях предусматривается возмож-
ность кратковременной перегрузки, т.е. чтобы дизель мог разви-
вать максимальную мощность па 10н-15% больше поминальной.
Полученная кривая 2 называется заградительной характеристи-
кой, в пределах которой двигатель может эксплуатироваться не
более 1 часа.
Рис. 6.2. Характеристики тепловозного дизеля:
1 — внешняя; 2 — заградительная; 3 — частичные; 4 — нагрузочная; 5 —
регуляторная; 6 — тепловозная (генераторная); h — перемещение рейки
ТНВД	"
512
в)	Частичная скоростная характеристика. Если по условиям
движения локомотива при дайной скорости требуется меньшая
мощность, чем мощность по внешней характеристике, то она
может быть получена за счет изменения цикловой подачи топ-
лива. В этом случае двигатель будет работать по частичной,
скоростной характеристике (кривая 3).
Под частичной, скоростной характеристикой понимают изме-
нение показателей двигателя в зависимости от частоты вращения
коленчатого вала при постоянном положении рейки ТНВД, соот-
ветствующем меньшей цикловой подаче топлива по сравнению с
номинальной. В зависимости от положения рейки топливного
насоса может быть получено множество частичных характерис-
тик, обеспечивающих получение мощности в диапазоне от холо-
стого хода до мощности по внешней характеристике.
6.1.2.	Внешняя характеристика
Из указанных выше скоростных характеристик наиболее под-
робно рассмотрим внешнюю характеристику, на большей части
которой (рис. 6.3) работа комбинированного дизеля встречает
определенные трудности.
Как указывалось ранее, при работе по внешней характерис-
тике положение рейки ТНВД пе изменяется при уменьшении
частоты вращения п (рейка стоит на упоре, соответствующем
номинальной подаче топлива). Однако для тепловозных дизе-
лей, имеющих золотниковую топливную аппаратуру, характер-
но небольшое возрастание на 6-5-12% цикловой подачи топлива
guT при снижении частоты вращения пд и фиксированном поло-
жении рейки ТНВД. Это обусловлено увеличением коэффициен-
та наполнения рабочего объема плунжерной пары ТНВД, не-
смотря на увеличение утечек топлива через зазоры в насосе. При
дальнейшем снижении частоты вращения п преобладает влия-
ние утечек топлива и цикловая подача топлива уменьшается.
Характер изменения цикловой подачи топлива определяет за-
висимость М = /(нг1), где Л/ — крутящий момент на коленча-
том валу дизеля. Очевидно, что величина М возрастает при
увеличении цикловой подачи топлива.
Коэффициент наполнения цилиндра двигателя свежим заря-
дом воздуха при снижении частоты вращения п изменяется не-
17 3;,.< 75
513
hp, Зцт
Рис. 6.3. Зависимости изменения основных показателей дизеля при
работе по внешней характеристике
значительно в пределах З-е-4%. Это объясняется наличием следу-
ющих факторов: газодинамические потери при протекании воз-
духа через клапаны изменяются пропорционально квадрату
514
частоты вращения и ; подогрев воздуха от стенок цилиндропор-
шневой группы; фазы газораспределения, которые могут как
увеличивать, так и уменьшать коэффициент цг.
При снижении пд, с одной стороны, величина повышается
из-за существенного уменьшения газодинамических потерь при
впуске воздуха через соответствующие впускные органы. А с
другой стороны, по мере снижения /;д коэффициент наполнения
уменьшается из-за подогрева воздуха при повышении темпера-
туры стенок цилиндропоршневой группы и увеличения теплоот-
дачи. Кроме того, при понижении пд вследствие увеличения пе-
риода запаздывания закрытия впускных органов, наблюдается
повышение массы воздуха, вытесняемой из цилиндра в начале
сжатия, до момента закрытия впускных органов, что отрица-
тельно влияет на величину коэффициента наполнения.
С понижением частоты вращения коленчатого вала от номи-
нального значения пд, примерно до (0,6-s-0,7) л ном, преобладает вли-
яние факторов, увеличивающих коэффициент наполнения. По мере
дальнейшего снижения лд преобладают факторы, снижающие Т|г.
Изменение эффективного к.п.д. происходит под действием
двух величин — индикаторного т|. и механического т|м к.п.д.
Индикаторный к.п.д. с уменьшением частоты вращения понижа-
ется вследствие увеличения тепловых потерь в систему охлажде-
ния, уменьшения коэффициента избытка воздуха для сгорания
пропорционально суммарному коэффициенту избытка воздуха
аг Понижение величины обусловлено возрастанием цикло-
вой подачи топлива и уменьшением массового воздушного за-
ряда цилиндра из-за снижения плотности воздуха во впускном
ресивере. Уменьшение воздушного заряда в цилиндре происхо-
дит из-за снижения давления наддувочного воздуха Рк перед
впускными органами дизеля: располагаемая энергия отработав-
ших газов поршневой части недостаточна, частота вращения
ротора турбокомпрессора падает и не представляется возмож-
ным поддержание давления Р иа требуемом уровне.
В дизелях концентрационных пределов по среднему значению а
практически нет. Смешанный цикл, осуществляемый в дизелях,
обусловливает увеличение термодинамического к.п.д. с уменьшени-
ем количества теплоты, подводимой при постоянном давлении на
единицу количества рабочего тела. Поэтому индикаторный к.п.д.
уменьшается со снижением коэффициента а. Кроме того, с умень-
шением коэффициента а теплоемкость рабочего тела постоянно
17*
515
повышается и соответственно увеличиваются потери теплоты из
цилиндра. Однако, при а > 4 индикаторный к.п.д. также умень-
шается, что связапо с ростом потерь при сгорании.
Величина воздушного заряда зависит от температуры надду-
вочного воздуха tK. При снижении п температура Zk уменьшается
из-за снижения Рк, способствуя меньшему уменьшению а и т|
Следует отметить, что при постоянном значении угла опере-
жения подачи топлива (рт при снижении частоты вращения п
горение начинается с опережением до ВМТ, что приводит к не-
которому увеличению отрицательной работы (на линии сжатия)
и также к снижению индикаторного к.п.д.
Рассмотрим изменение механического к.п.д. т| по внешней
характеристике. Характер изменения величины т|м по мере сниже-
ния и определяет в основном изменение среднего давления меха-
нических сопротивлений согласно формуле: Р = Р + Р + Р .
Среднее давление трения Р уменьшается с понижением часто-
ты вращения ид. Существенно снижается (пропорционально н2)
среднее давление на привод вспомогательных механизмов Ркп.
Изменение Рг + Рвсп = f (ид) можно приближенно определить по
зависимости Д + Ркц = а(нд)”', где т = 0,7+0,8. Для четырехтактно-
го дизеля потери на газообмен Р = Р ~ Р + Р + ДР , величина
газодинамического сопротивления в клапанах впускных ДР и
выпускных ДРВЫП зависит от квадрата частоты вращения нд.
Выше было указано об уменьшении давления воздуха перед
впускными клапанами при снижении частоты вращения /?д. По-
нижается и среднее давление выпускных газов в выпускном кол-
лекторе Рт. Поэтому отрицательная разность Рт - Р( несколько
снижается с уменьшением частоты вращения и а ДРвп + ДРВЬ111
понижается существенно. Отсюда насосные потери по мере сни-
жения н уменьшаются, что приводит к некоторому снижению
крутизны падения Рмс по мере уменьшения частоты вращения ид.
В целом же с понижением частоты вращения и понижается Рж,
что приводит к росту механического к.п.д. т|м.
Для двухтактных дизелей с комбинированным газотурбин-
ным наддувом доля среднего давления механических сопротив-
лений, потребная для газообмена, несколько уменьшается, по-
скольку преобладающим оказывается влияние падения адиа-
батической работы сжатия 1 кг воздуха, примерно пропорцио-
нальной квадрату частоты вращения ротора компрессора, при-
водимого от коленчатого вала.
516
Из-за увеличения цикловой подачи топлива и роста механи-
ческого к.п.д., несмотря на неуклонное понижение индикаторно-
го к.п.д., среднее эффективное давление Р, с понижением частоты
вращения лд (до и = (0,6-0,7)/1"ОМ) несколько возрастает. В даль-
нейшем Р, падает за счет преобладающего влияния понижения
индикаторного к.п.д. и цикловой подачи топлива над повыше-
нием механического к.п.д. Поэтому внешняя характеристика ди-
зеля имеет некоторое относительно небольшое возрастание сред-
него эффективного давления Рс и вращающего момента Л/кр с
понижением частоты вращения ид. Соответственно изменению Ре
с ростом п меняется мощность дизеля по внешней характерис-
тике по монотонно возрастающей, но выпуклой вверх кривой.
Рассмотрим изменение эффективного к.п.д. т] (т|с = Т| * Т| ) и
удельного эффективного расхода топлива gc (gc = 3600/т|,2^). По
мере снижения частоты вращения п вследствие противополож-
ного влияния ее на изменение Т|. и т|м эффективный к.п.д. дости-
гает максимума, а удельный эффективный расход топлива —
минимума при п = (0,6 + 0,7) п“ом, ибо изменение цикловой
подачи по внешней характеристике незначительно.
На рабочий процесс двигателя по внешней характеристике
оказывают влияние следующие агрегаты дизеля: поршень, топ-
ливный насос высокого давления (ТНВД), турбокомпрессор
(или приводной нагнетатель), водяной и масляные насосы. От-
дельное влияние приведенных агрегатов, в частности, на индика-
торный к.п.д., можно оцепить при помощи схемы, представлен-
ной на рис. 6.4 (рассматривается работа двигателя по внешней
характеристике при снижении частоты вращения пд).
Работа дизеля по внешней характеристике нежелательна
вследствие повышения его тепловой напряженности, особенно
деталей цилиндропоршневой группы, основной причиной кото-
рой является увеличение температуры цикла, а следовательно,
температуры наиболее напряженных деталей и узлов и выпуск-
ных газов перед турбиной турбокомпрессора вследствие значи-
тельного снижения коэффициента избытка воздуха с уменьшени-
ем частоты вращения ид. В этих условиях наибольшие давления
сгорания Р. остаются практически постоянными или несколько
повышаются в пределах пд равной пд = (0,6-0,7) пдом. При даль-
нейшем снижении пд имеет место некоторое уменьшение величи-
ны Р_. Кроме того, при работе по внешней характеристике сни-
жается давление воздушного заряда Рк, а также давление и
517
Рис. 6.4. Схема влияния отдельных агрегатов дизеля на показатели его работы по внешней
характеристике:
ТНВД — топливный насос высокого давления; ТК — турбокомпрессор; ВН — водяной насос; МН — мас-
ляный насос; С , С — скорость перемещения поршня и плунжера ТНВД; /г1к, ивп, пмн — частота вращения
ротора ТК, ВН, МН; UBl,1B1. им — скорость движения воды и масла дизеля; и т — скорость и время сгорания
топлива; Qti— теплообмен через стенку цилиндра, поршня:	fv — температура воды и масла
температура воздуха в конце сжатия Р и Г. В этой связи воз-
растает степень повышения давления вследствие увеличения пе-
риода задержки воспламенения, а следовательно, повышаются
жесткость работы дизеля и механические нагрузки.
Особенно это проявляется в двигателях с высоким наддувом
и постоянным давлением газов в выпускном коллекторе, где
давление воздуха перед впускными клапанами падает наиболее
заметно. Уменьшение коэффициента избытка воздуха а приво-
дит к росту температуры газов в цилиндре, влияние которого
преобладает над уменьшением коэффициента теплоотдачи за счет
понижения скорости вихря и некоторого уменьшения плотнос-
ти. Следует отметить, что при работе по внешней характеристи-
ке не достигаются минимально возможные удельные расходы
топлива. Важным является то обстоятельство, что снижение ид и
уменьшение коэффициента избытка воздуха а ухудшает рабочий
процесс дизеля и способствует неполному сгоранию топлива.
Появление продуктов неполного сгорания топлива обусловлено
недостатком воздуха в какой-либо локальной зоне камеры сго-
рания. С момента начала недогорапия топлива при дальнейшем
уменьшении коэффициента избытка воздуха а ускоряется пони-
жение индикаторного к.п.д.
В дизелях неполное сгорание топлива выражается появлением
в выпускных газах сажи (0,001-5-1,1 г/м1), окиси углерода
(0,01+0,5% по объему), окислов азота (0,0002+0,5 мг/л), углево-
дородов (0,009+0,5 мг/л) и незначительного количества паров
топлива и масла. При наличии даже небольшого количества сажи
в выпускных газах они имеют темную окраску. При образова-
нии сажи откладывается нагар в камере сгорания и возможен пе-
регрев двигателя (деталей цилиндропоршневой группы, клапа-
нов, лопаток турбины и т.д.) вследствие значительного догорания
топлива и продуктов неполного окисления в процессе расшире-
ния.
Таким образом, работа тепловозного дизеля по внешней ха-
рактеристике сопровождается увеличением тепловой и механи-
ческой напряженности его деталей, что снижает их надежность и
долговечность в эксплуатации.
Устойчивость режима работы двигателя. При установившем-
ся режиме работы дизеля крутящие моменты двигателя М и
потребителя Мп равны. Для сохранения устойчивости режимг1
519
работы дизеля необходимо, чтобы при изменении нагрузки ра-
венство крутящих моментов восстанавливалось при наимень-
шем изменении частоты вращения и .
Чем меньше изменяется скоростной режим двигателя при из-
менении Мп, тем легче управлять работой дизеля, тем реже при-
ходится воздействовать на его орган управления для поддержа-
ния определенной и , и следовательно, режим работы потреби-
теля будет устойчивее. При резком уменьшении Мк с ростом и
устойчивость режима потребителя повышается.
Так как момент Мкр пропорционален среднему эффективному
давлению Рс, то при оценке устойчивости режима работы двигателя
можно пользоваться скоростными характеристиками среднего эф-
фективного давления. Для повышения устойчивости желательно,
чтобы давление Рс уменьшалось с увеличением частоты вращения п
Для оценки устойчивости режима двигателя при работе по внеш-
ней характеристике используют коэффициент приспособляемости К:
К - М IM - Р IP
кр(тпх/кр(н) 1 е(тах)/'гс(и)’
где Л/кр(т.1Х|, Ре(тах) — максимальные крутящий момент и среднее эф-
фективное давление при работе двигателя по
внешней характеристике;
Мкр(н), ^с(н) — крутящий момент и среднее эффективное давле-
ние при номинальной частоте вращения л .
Скоростной диапазон устойчивой работы дизеля оценивают
скоростным коэффициентом Кс = ид(т.1Х/«д(н), где «д(т.1Х) — частота
вращения, соответствующая Мкр( ; /?д(н) — частота вращения на
номинальном режиме; для дизелей Кс = 0,55-5-0,7.
Для улучшения характеристик транспортных дизелей необ-
ходимо увеличивать коэффициент приспособляемости и умень-
шать скоростной коэффициент изменения цикловой подачи топ-
лива, путем выбора соответствующих фаз газораспределения,
изменения характеристик воздухоснабжения и т.д.
6.1.3.	Нагрузочная характеристика
Условия нагружения дизеля могут быть такими, что требуется из-
менять мощность при заданной частоте вращения коленчатого вала.
Характеристики двигателя, полученные при заданной постоянной
520
частоте вращения его вала, изменяющейся нагрузке и переменном
положении рейки ТНВД, называются нагрузочными характеристи-
ками (кривая 4). В зависимости от заданных частот вращения вала
может быть получено множество нагрузочных характеристик.
Работа по этим характеристикам определяется воздействием
рукоятки контроллера управления на затяжку пружины центро-
бежного регулятора частоты вращения. При каждой затяжке
пружины независимо от мощности изодромный регулятор под-
держивает = const за счет изменения положения рейки ТНВД.
При этом минимальное значение мощности при каждой частоте
вращения коленчатого вала соответствует работе дизеля па хо-
лостом ходу, т.е. при нагрузке, определяемой мощностью вспо-
могательных агрегатов.
В случае л = const параметры рабочего процесса дизеля яв-
ляются функцией эффективной мощности.
Рассмотрим изменение показателей рабочего процесса при
работе тепловозного дизеля типа Д49 по нагрузочной характе-
ристике (рис. 6.5). В качестве параметров, характеризующих на-
грузку двигателя, могут быть использованы эффективная мощ-
ность, крутящий момент, среднее эффективное давление. В дан-
ном случае по оси абсцисс в качестве нагрузки откладывается
величина эффективной мощности.
Для снижения эффективной мощности при выбранной частоте
вращения л уменьшается цикловая подача топлива, а следова-
тельно, часовой расход топлива Вч. При этом уменьшается тем-
пература t и давление Рт выпускных газов перед турбиной, а
следовательно, их располагаемая энергия. В результате падает
частота вращения ротора турбокомпрессора и давление воздуха
перед впускными органами. В большей степени это снижение
сказывается в четырехтактных двигателях с высоким наддувом.
В двухтактных двигателях с комбинированным газотурбинным
наддувом при относительно малой нагрузке (2V = NKcn, где 2V сп —
мощность вспомогательных агрегатов тепловоза) развиваемая
газовой турбиной мощность ничтожно мала, но степень повыше-
ния давления воздуха в приводном компрессоре не зависит от
нагрузки, и давление в ресивере определяется этой величиной.
При снижении величины Рк уменьшается температура надду-
вочного воздуха t и расход воздуха через двигатель. Однако, ко-
эффициент Т|1 при этом практически не изменяется и остается отно-
сительно постоянным во всем диапазоне изменения мощности Nc.
521
Рис. 6.5. Нагрузочные характеристики тепловозного дизеля типа Д49
Это обусловлено тем, что на коэффициент наполнения т| влияют в
противоположном направлении два фактора: с одной стороны, при
уменьшении нагрузки, т.е. Ne снижаются температура стенок ци-
липдропоршпевой группы и подогрев заряда от данных стенок, что
способствует повышению значения гц с другой стороны, при
уменьшении нагрузки понижается температура отработавших га-
522
зов, увеличивается их плотность и газодинамическое сопротивле-
ние в выпускном клапане, что вызывает уменьшение значения т| .
Так как влияние этих факторов противоположно и незначительно
по абсолютному значению, можно считать коэффициент наполне-
ния не изменяющимся по нагрузочной характеристике.
Индикаторный к.п.д. т|. в основном зависит от коэффициента
избытка воздуха а, который, в свою очередь, определяется из
выражения:
а = т| Р VMRT В £„).
ч’ к Л v к ч О'
При снижении нагрузки коэффициент избытка воздуха неук-
лонно возрастает. Это обусловлено тем, что расход воздуха через
двигатель снижается в меньшей степени, чем цикловая подача топ-
лива. Так, например, при весьма малой нагрузке (N = N ) для
четырехтактного дизеля цикловая подача топлива снижается
в 6 раз, а расход наддувочного воздуха — в 2,5 раза по сравне-
нию с номинальным режимом. Поэтому коэффициент избытка
воздуха повышается в 2,4 раза, достигая а = 4+5.
Если коэффициент избытка воздуха а возрастает при снижении
нагрузки, то индикаторный к.п.д., зависящий от а, изменяется
несколько иначе: по мере снижения нагрузки в зоне а = 2,5+3
значение т| повышается, а при а > (2,5+3) — падает. Повышение
индикаторного к.п.д. при увеличении а вполне объяснимо (смот-
ри внешнюю характеристику). Понижение индикаторного к.п.д.
при а > (2,5+3) обусловлено следующим.
Рост коэффициента избытка воздуха имеет место вследствие
уменьшения цикловой подачи топлива. При этом падает давле-
ние топлива в системе топливоподачи, ухудшаются качество рас-
пиливания топлива и смесеобразования, что является одной из
причин снижения индикаторного к.п.д.
Кроме того, при значительном повышении коэффициента из-
бытка воздуха наблюдается снижения температуры деталей ци-
линдропоршневой группы. Это вызывает увеличение относитель-
ных потерь теплоты в систему охлаждения и рост периода за-
держки воспламенения топлива т.. В результате воспламенение
топлива на режимах, соответствующих большим значениям а,
нередко наступает за ВМТ на такте расширения рабочего тела.
Механические потери при работе дизеля на нагрузочной характе-
ристике изменяются незначительно. К факторам, влияющим на
уменьшение механических потерь при снижении нагрузки, относятся:
523
падение нагрузки от давления газов Р. (на коренные и шатунные под-
шипники, цилиндровую втулку, поршень), уменьшение мощнос-
ти ТНВД вследствие сокращения цикловой подачи топлива.
К факторам, повышающим механические потери для четырех
двигателей, относятся: увеличение насосных потерь из-за падения
давления воздуха во впускной системе и возрастания газодинами-
ческих сопротивлений в выпускной системе (в клапанах, проточ-
ной части турбины) вследствие понижения температуры отрабо-
тавших газов и увеличения их плотности, при этом разность Р~Р
повышается. Кроме того, имеет место повышение вязкости масла
из-за понижения температуры деталей цилиндропоршневой груп-
пы, что приводит к увеличению потерь на трение. В результате
можно допустить, что механические потери при л = const сохраня-
ются примерно неизменными или незначительно повышаются по
мере снижения нагрузки. Поэтому значение механического к.п.д. Г|ч
по мере уменьшения N неуклонно понижается. Это подтверждает-
ся теоретическим анализом на основе зависимости т|м - Рмс);
т| = PJ(PC + Рмс), из которой следует, что по мере снижения
Р. значение т|м понижается и при Рс - 0 величина т| = 0.
Характер уменьшения т|. и т|н в полной мере оказывает вли-
яние на такие технико-экономические показатели, как эффектив-
ный к.п.д. (т|с) и удельный эффективный расход топлива gc.
Учитывая, что максимальное значение т| имеет место при сни-
жении мощности Nc до Nc = (0.7-г0,75)Л'""м. а механический к.п.д.
по мере снижения нагрузки падает, то минимум удельного расхо-
да топлива и максимум эффективного к.п.д. приходится на ре-
жим, соответствующий Nc - (0,7%),75)УИОМ. По мере дальнейшего
понижения Nc происходит существенное повышение удельного
эффективного расхода топлива и снижение эффективного к.п.д.
Однако на режиме холостого хода Nc Ф 0. Приводимые дизе-
лем вспомогательные агрегаты отбирают долю поминальной
мощности. Так, на тепловозах 2Т2116 затраты мощности на
привод вспомогательных агрегатов достигает 16% от номиналь-
ной мощности дизеля, а на тепловозах типа ТЭ10 — 11%. Поэто-
му удельный расход топлива тепловозом при работе дизелей на
холостом ходу в условиях тепловоза достигает, например, для
дизеля 1 ОД 100 — 1200 г/(кВт ч).
Влияние вспомогательных агрегатов тепловоза на основные пока-
затели рабочего процесса при работе дизеля по нагрузочной характе-
ристике при условии снижения нагрузки представлено на рис. 6.6.
524
| — показатели уменьшаются (ухудшаются)
|"__________ повышаются (улучшаются)
525
Рис. 6.6. Схема влияния основных агрегатов дизеля на показатели его работы по нагрузочной
характеристике (продолжение рис. 6.4)
6.1.4.	Регуляторная характеристика
Зависимость изменения нагрузки от частоты вращения колен-
чатого вала при заданной настройке регулятора частоты враще-
ния называют регуляторной характеристикой (кривая 5). Для
регуляторов с жесткой обратной связью уменьшение нагрузки
вызывает увеличение частоты вращения коленчатого вала и на-
оборот. Степень неравномерности частоты вращения при набо-
ре или сбросе нагрузки оценивается величиной Д77 :
Дип = (ДЛ7Л -
Технические требования к регуляторам устанавливаются
ГОСТ 10511-72 и техническими условиями на изготовление.
В случае применения изодромпого регулятора частоты вращения
регуляторная характеристика двигателя совпадает с нагрузочной.
Поле нагрузок и частот вращения дизеля имеет следующие
ограничения: наименьшая и наибольшая /г"мх частоты враще-
ния вала; ограничительная характеристика в виде зависимости
наибольшей мощности от частоты вращения.
Наименьшая частота вращения п""" устанавливается для каждо-
го двигателя и находится в пределах 30-г-45% поминального режи-
ма. Ее величина зависит от ряда факторов: устойчивость работы
дизеля с допустимой нестабильностью частоты вращения коленча-
того вала; обеспечение запаса по частоте вращения от нижней зоны
критических резонансных частот валопровода; отсутствие отрица-
тельных влияний на показатели работы двигателя в эксплуатации,
например, понижения вязкости дизельного масла, образование
нагара на деталях цилиндропоршневой группы и газовыпускного
тракта и др. Наибольшая частота вращения вала п”'т устанавлива-
ется с учетом ее влияния на износ и долговечность деталей вслед-
ствие увеличения сил инерции в кривошипно-шатунном механиз-
ме. Обычно для тепловозных дизелей наибольшая частота
вращения совпадает с ее значением на номинальном режиме.
6.1.5.	Тепловозная характеристика
Тепловозной (генераторной) характеристикой называется за-
кон изменения мощности от частоты вращения п при заданной
схеме настройки тягового генератора (кривая 6, см. рис. 6.2).
526
При номинальной частоте вращения п“ом наибольшая мощ-
ность дизеля соответствует точке I внешней характеристики
(рис. 6.7).
При более низком значении п наибольшая мощность тепло-
возного двигателя с электрической передачей оказывается меньше,
чем при работе двигателя по внешней характеристике, так как мощ-
ность тягового генератора в зависимости от его частоты вращения
изменяется по генераторной характеристике 2. Эта характеристика
на всех скоростных режимах, кроме номинального, лежит ниже
внешней. При работе двигателя по генераторной характеристике
его регулятор поддерживает цикловую подачу топлива неполной.
Изменения подачи топлива осуществляются контроллером уп-
равления тепловозом. Рукоятка контроллера может быть установ-
лена на позиции, которым соответствуют различные усилия затяж-
ки пружины регулятора. Поэтому двигатель работает по регу-
ляторным характеристикам, соответствующим каждому положе-
нию контроллера (восемь положений). При переходе двигателя па
работу с одной нагрузочной характеристики на другую изменяется
Рис. 6.7. Характеристики тепловозного дизеля:
1 — внешняя; 2 — генераторная
527
усилие затяжки пружины регулятора. Теоретически этот переход
должен соответствовать горизонтальной линии (например, ah), но
в действительности, вследствие инерции вращающихся частей гене-
ратора и двигателя, он происходит по более сложному закону.
Поэтому изменение основных параметров двигателя при дискрет-
ных значениях мощности по этой характеристике должно изобра-
жаться ломаной кривой (рис. 6.7), соединяющей точки, соответ-
ствующие ступенчатому регулированию частоты вращения н ,
определяемому положением рукоятки контроллера машиниста.
Генераторная характеристика тепловозного двигателя близка
к прямой линии. Форма ее зависит от регулирования системы
возбуждения тягового генератора тепловоза.
Минимальное значение мощности Nc по тепловозной харак-
теристике соответствует условию трогания с места состава наи-
большей массы с учетом мощности приводимых от дизеля вспо-
могательных агрегатов тепловоза.
6.1.6.	Винтовая характеристика
В случае работы двигателя с гидропередачей его скоростная
характеристика определяется типом включенного аппарата —
гидротрансформатора или гидромуфты. При работе совместно с
гидротрансформатором мощность дизеля изменяется в зависи-
мости от частоты вращения п по закону кубической параболы
или, если учесть вспомогательные нагрузки, близкому к нему:
У, = сп\ При этом на номинальной частоте вращения реализу-
ется номинальная мощность. Такую скоростную характеристику
называют винтовой.
Когда мощность передается через гидромуфту или механи-
ческую коробку передач, дизель работает по своей внешней ха-
рактеристике (см. рис. 6.2). В этом случае имеет место прямая
пропорциональность между частотами вращения вала дизеля и
колес локомотива, т.е. скоростью движения.
6.1.7.	Ограничительная характеристика
Ограничительная характеристика устанавливает наибольшую
допустимую мощность в зависимости от частоты вращения пд
528
при эксплуатации двигателя. В качестве ограничительных пока-
зателей для выбора этой характеристики могут быть использо-
ваны температуры газов перед турбиной турбокомпрессора,
показатели дымности выпускных газов и другие величины, ха-
рактеризующие механическую и тепловую напряженность теп-
ловозного дизеля.
Известно, что при работе тепловозного двигателя по внешней
характеристике по мере снижения мощности Nc уменьшается па
20+30% коэффициент избытка воздуха и на 8+10% повышается
температура газов перед турбиной, а следовательно, имеет мес-
то рост теплонапряженности основных наиболее нагруженных
узлов двигателя. Из многочисленных исследований следует, что
предельное теплопапряженное состояние тепловозной силовой
установки наблюдается при снижении а до значения а < 1,8.
При дальнейшем уменьшении а теплонапряжепность двигателя
возрастает. Поэтому ограничительная характеристика (кривая 2)
представляет из себя зависимость Nc = при оптимальном
постоянном значении а в широком диапазоне изменения часто-
Рис. 6.8. Характеристики тепловозного дизеля:
АВ(1) — внешняя; СВ(2) — ограничительная; 3 — граница минимально
возможных значений а
529
ты вращения пл с соответствующей коррекцией цикловой подачи
топлива (рис. 6.8).
Ограничительной характеристикой может быть и характерис-
тика предела дымления. Выбор ограничительной характеристики
проводится по пределу дымления и предельному теплопапряжеп-
пому состоянию тепловозного дизеля. Если, например, по преде-
лу дымления двигатель работает удовлетворительно, но при этом
наблюдается повышение теплопапряженпого состояния силовой
установки, то ограничительная характеристика выбирается из ус-
ловия обеспечения допустимых тепловых и механических нагру-
зок.
Рис. 6.9. Характеристики тепловозного дизеля:
1 — внешняя; 2 — характеристика предела дымления
6.7.3. Регулировочная характеристика
При доводке, испытаниях и регулировке двигателя часто ис-
пользуют регулировочные характеристики, которые позволяют
уточнить влияние отдельных элементов регулировки и парамет-
ров режима работы дизеля на мощность, удельный расход топли-
ва и к.п.д. По регулировочным характеристикам определяют вли-
яние угла опережения подачи топлива ф, коэффициента избытка
530
воздуха а, давления и продолжительности впрыска, степени сжа-
тия, температуры охлаждающей жидкости и поступающего в ци-
линдр воздуха и т.п. на мощность и экономичность дизеля. Регу-
лировочные характеристики снимаются для рядг1 частот враще-
ния ид и подач топлива с использованием нагрузочных характе-
ристик, полученных, например, при различных углах опереже-
ния подачи топлива <рт. Они позволяют выбрать оптимальное зна-
чение <ртопт при изменении частоты вращения (пд) и нагрузки
дизеля (jV , Р.), при котором имеет место минимальный удельный
Рис. 6.10.
Регулировочная
характеристика
по углу
опережения
подачи
топлива ip
531
расход топлива gc(rom). На рис. 6.10 приведена регулировочная ха-
рактеристика дизеля по углу опережения подачи топлива <рт.
Из представленных характеристик следует, что минимальное
значение удельного эффективного расхода топлива gc достигает-
ся при несколько меньшем значении <р чем минимальное значение
удельного индикаторного расхода топлива g,(min), в связи со сниже-
нием Т|м по мере увеличения <рт из-за роста нагрузок на детали. Бо-
лее раннее начало впрыскивания топлива имеет заметное увеличе-
ние содержания оксидов азота NOx при одновременном снижении
содержания сажи (С). Это связано с тем, что при более раннем
впрыскивании начальные порции топлива попадают в среду с
меньшей температурой и давлением. В результате увеличивается
период задержки воспламенения топлива т, повышается количе-
ство топлива, сгорающего в цилиндре вследствие объемного само-
воспламенения, повышаются температуры в зоне горения.
В качестве оптимального <ртопт нередко выбирают значение,
меньшее того, при котором достигается gc(min), не только в связи с
отмеченным ранее снижением механических и тепловых нагрузок
на детали, по и с целью уменьшения содержания оксидов азота
NO*. Возможно это в том случае, если уменьшение <рт не влечет за
собой увеличение содержания сажи выше допустимого предела.
6.1.9. Универсальные (трехпараметрические)
и экономические характеристики
Для дизеля, работающего на переменных режимах по мощно-
сти и частоте вращения п , оценивать его экономичность целесо-
образно по трехпараметровым универсальным характеристикам,
представляющим собой зависимость на установившихся режимах
эффективной мощности Nc от частоты вращения при постоян-
ных значениях удельного эффективного расхода топлива gc или
эффективного к.п.д. Т|с.
Нагрузочные характеристики являются переходными для по-
строения универсальных характеристик. На нагрузочные харак-
теристики наносят горизонтальные прямые, соответствующие
постоянным значениям удельного эффективного расхода топлива
или эффективного к.п.д. (рис. 6.11, точки а, б), которые переносят
в систему координат Nc — п (рис. 6.12, 6.13). Последовательно
соединяя точки с одинаковым удельным расходом топлива, полу-
532
Рис. 6.11. Изменение
к.п.д. (Т|., пе) И gc
по нагрузочной
характеристике
Рис. 6.12. Универсальная характеристика дизеля 10Д100:
1 — внешняя; 2 — экономическая
533
чают универсальные характеристики в форме эллипсов. Из пред-
ставленных характеристик тепловозных дизелей следует, что лю-
бая заданная мощность может быть реализована в поле допусти-
мых режимов работы двигателя при различной частоте вращения
п . Однако наименьший расход топлива достигается только при
определенной частоте вращения пу Так, например, для дизеля
1 ОД 100 при мощности Nc = 1000 кВт наименьший удельный рас-
ход топлива будет иметь место при = 540 об/мин. Определив
для других мощностей частоты вращения /? , при которых дости-
гается gcmin, получим зависимость	которую называют
экономической характеристикой. Экономическая характеристика
проходит приблизительно через вершины эллипсов, соответству-
ющих геометрическому месту точек с постоянным удельным эф-
фективным расходом топлива.
Полученная экономическая характеристика может быть ис-
пользована при настройке тепловозной (генераторной) характе-
ристики. Выбор рациональной генераторной характеристики
производится с учетом двух основных факторов: обеспечения
наименьшего удельного расхода топлива, требуемой надежнос-
ти и долговечности дизеля в эксплуатации.
534
Очевидно, что наибольшая экономичность тепловозного дви-
гателя в эксплуатации достигается при работе по экономической
или близкой к пей характеристике. Если при работе по этой ха-
рактеристике обеспечивается требуемая надежность и долговеч-
ность двигателя, то тепловозная характеристика после настройки
должна совпадать с экономической. В случае несоответствия этих
факторов выбор генераторной (тепловозной) характеристики про-
изводится на основе экономических соображений. Особенность
комбинированного тепловозного дизеля состоит в том, что при
работе по скоростной экономической характеристике па частич-
ных нагрузках может возрастать тепловая и механическая на-
пряженность двигателя по сравнению с поминальным режимом
вследствие снижения коэффициента избытка воздуха па 25-5-28% и
увеличения жесткости работы па 25-5-30%. В эксплуатации работа
дизеля па частичных нагрузках достигает значительной доли,
например, для грузового тепловоза
45-5-90% от поминальной двига-
тель эксплуатируется около
50% общего времени работы
под нагрузкой. В результате на
указанных режимах снижается
техническое состояние дизеля
из-за интенсивного отложения
пагаров на цилиндропоршпе-
вой группе, наблюдается повы-
шенное дымление, уменьшение
надежности и долговечности
деталей и узлов. В этой связи
генераторная характеристика
на частичных нагрузках распо-
лагается ниже скоростной эко-
номической с целью повыше-
ния а и снижения величины
ДЕ/ДЧГ
С учетом указанных выше
обстоятельств генераторные
(тепловозные) характеристики
отечественных тепловозных
комбинированных дизелей
располагаются различно по
на мощностях в пределах
Рис. 6.14. Взаимное расположение
характеристик тепловозных
дизелей:
1 — 1 ОД 100; 2 — 5Д49; 3 — экономи-
ческие характеристики; 4 — генера-
тор ные характеристики
535
отношению к экономическим характеристикам (рис. 6.14). Бо-
лее широкое поле генераторных характеристик дизеля 1 ОД 100
соответствует двум настройкам характеристик па тепловозах,
одна из которых, с повышенной мощностью, приближена к ско-
ростной экономической характеристике.
6.7.70. Режимы холостого хода и малых
нагрузок
Из характера распределения режимов работы тепловозного
дизеля в эксплуатации следует, что доля холостого хода (работа
без нагрузки) составляет примерно 50% общего времени эксплуа-
тации. При этом дизель используется для привода тормозного
компрессора (для поддержания давления воздуха в тормозной
магистрали), вспомогательного генератора (для подзарядки ак-
кумуляторных батарей), вентиляторов тяговых электродвигате-
лей и других вспомогательных агрегатов. В зимних условиях
время работы тепловозных дизелей па холостом ходу увеличива-
ется с целью поддержания требуемого уровня температур тепло-
носителей и топлива в баках, трубопроводах, агрегатах теплово-
за. Отсутствие надежных, эффективных и экономичных систем
прогрева локомотива вызывает необходимость увеличения про-
должительности работы дизелей на холостом ходу при низких
температурах окружающей среды. При этом расход топлива на
режиме холостого хода во время движения тепловоза и его стоян-
ке в «горячем» отстое под депо составляет до 16% общего расхо-
да. Работа дизелей на частичных (малых) нагрузках, составляю-
щих значительную часть эксплуатационных режимов, оказывает
отрицательное влияние на технико-экономические показатели
двигателей. Поэтому необходимо рассмотрение особенностей эк-
сплуатации и способов повышения эффективности работы тепло-
возных дизелей на указанных режимах.
По сравнению с поминальным режимом при малых мощно-
стях и частотах вращения коленчатого вала (пд) повышается
удельный индикаторный g. и удельный эффективный gc расход
топлива и может достигать, например, для дизеля 1 ОД 100 на ми-
нимальной частоте /?.. примерно gc = 1200-И 250 г/(кВт).
Повышение значения gc или соответствующее падение эффек-
тивного к.п.д. па данных режимах в основном обусловлен умепь-
536
шением механического к.п.д., по сравнению с максимальной
мощностью, однако наиболее существенную роль играет сниже-
ние индикаторного к.п.д. г], = /(а) (рис. 6.15). При уменьшении
мощности и частоты вращения п коэффициент избытка воздуха
существенно повышается и может достигать 8-ь 10. Падение инди-
каторного к.п.д. гр при больших значениях а связано с увеличе-
нием периода задержки воспламенения топлива, ухудшением
смесеобразования, вызываемым снижением цикловой подачи топ-
лива, интенсивности вихря и повышенными относительными
потерями теплоты.
Кроме того, ухудшение смесеобразования обусловлено сни-
жением на холостом ходу и малых нагрузках давления воздуха
в ресивере (PJ из-за низкой степени повышения давления в на-
гнетателе и увеличением давления газов перед турбиной вслед-
ствие того, что компрессор является сопротивлением па впуске
воздуха, а турбина — на выпуске отработавших газов.
В результате снижается перепад давлений Р - Рх или величи-
на Р 1Рт, что вызывает уменьшение скорости вихря и увеличение
коэффициента остаточных газов у (достигает у = 0,2) вследствие
ухудшения качества продувки цилиндра.
Следует отметить, что условия работы топливной аппаратуры
тепловозных дизелей на режиме холостого хода характеризуются
нерегулярным впрыском топлива (пропусками подачи), неравно-
мерным подъемом иглы форсунки, нестабильностью остаточного
давления топлива в трубопроводе. Данные процессы имеют сле-
дующее объяснение. После каждой подачи топлива, сопровожда-
ющейся впрыскиванием, остаточное давление в нагнетательном
трубопроводе резко падает, подача топлива ТНВД при следую-
щем ходе плунжера используется только для поднятия в нем
давления, так как порция поданного топлива для впрыскивания
форсункой недостаточна. Это вызывает пропуск, а следовательно,
нерегулярность подачи топлива в цилиндр. Если имеются нерегу-
лярность и неравномерность подачи топлива, то после нормаль-
ного впрыскивания следует частичное впрыскивание, а затем про-
изводится подача ТНВД без впрыскивания топлива форсункой
(пропуск впрыска), когда только возрастает остаточное давление
топлива в нагнетательном трубопроводе.
Это вызывает изменение угла опережения действительного
впрыскивания топлива в цилиндр срт (рис. 6.16): при нерегуляр-
ном впрыске угол срт может возрасти па 6°, а при неравпомер-
537
Рис. 6.15. Зависимость
индикаторного к.п.д. от
коэффициента избытка
воздуха а:
7 — включен один ряд ТНВД;
2 — включены два ряда
ТНВД (дизель типа Д100)
Рис. 6.16.
Закономерности
подачи топлива
двигателя типа Д100
при it = 400 об/мин
пом впрыскивании — па 1°. Изменение угла <рт обусловлено
тем, что для повышения давления топлива до соответствующего
началу подъема угла форсунки требуется меньший ход плунже-
ра, так как в нагнетательном трубопроводе уже к началу подъе-
ма плунжера имеется большое остаточное давление топлива.
538
На заводе-изготовителе насосы ТНВД регулируются на ре-
жим максимальной мощности. При этом минимальная подача
топлива между соседними цилиндрами может отличаться более
чем в 1,5 раза, что способствует неравномерному распределе-
нию топлива по цилиндрам па режимах холостого хода и час-
тичных нагрузках. Чтобы уменьшить различие в подаче топли-
ва по отдельным цилиндрам дизеля па указанных режимах,
производится подбор ТНВД по группам.
Однако это в полной мере не исключает неравномерность и
нерегулярность топливоподачи, приводит к пропускам вспышек
и разжижению дизельного масла несгоревшим в цилиндре топли-
вом, стекающим в картер. Кроме того, часть несгоревшего топли-
ва выбрасывается в выпускную систему. При низкой температуре
поверхностей выпускного тракта и поршней происходит интен-
сивное смолообразование. Такое явление приводит в четырехтак-
тных дизелях к зарастанию клапанов, а в двухтактных — выпус-
кных окоп, что способствует падению величины PIP, а сле-
довательно, ухудшению топливной экономичности и снижению
надежности и долговечности работы тепловозных дизелей.
Повышение расхода топлива на холостом ходу и частичных
нагрузках обусловлено и тепловым состоянием дизеля, которое
определяется уровнем температур теплоносителей дизеля, ока-
зывающих влияние на индикаторный к.п.д. и механические по-
терн. При работе дизеля па данных режимах, особенно в осен-
не-весенний и зимний периоды эксплуатации, наблюдается
снижение температур воды и масла в системах охлаждения и
смазки двигателя вследствие уменьшения теплоты, выделяемой
при сгорании топлива, а при существующей развитой поверх-
ности радиаторов охлаждающего устройства тепловоза возрас-
тают тепловые потери из цилиндра в теплоносители дизеля,
вызывая падение индикаторного к.п.д. Снижение температур
воды и масла способствуют увеличению механических потерь
на трение, а следовательно, дополнительного расхода топлива
па их преодоление. Так, например, при уменьшении температу-
ры воды и масла до 30°С потери теплоты увеличиваются при-
мерно на 10%. Влияние температуры воды и масла в отдельно-
сти на часовой расход топлива различно. При снижении тем-
пературы воды на 30°С расход топлива повышается на 5-5-10%, а
при соответствующем уменьшении температуры масла — на
25-28%. Более значительное повышение расхода топлива с по-
539
нижением температуры масла по сравнению с температурой
воды объясняется более существенным влиянием температуры
масла на мощность трения и увеличением потерь теплоты в
систему масляного охлаждения поршней.
Важное значение имеет температура наддувочного воздуха
(рис. 6.17). На режимах холостого хода и малых нагрузок при
коэффициенте избытка воздуха а > 3 охлаждение воздуха в ох-
ладителе наддувочного воздуха вредно отражается на рабочем
процессе из-за увеличения периода задержки воспламенения топ-
лива и ухудшения качества смесеобразования. Как показывает
анализ индикаторных диаграмм, сгорание топлива происходит
за ВМТ и переносится на линию расширения. Особенно это
проявляется при пониженных температурах окружающей среды,
когда снижение температуры воды в контуре охлаждения надду-
вочного воздуха наиболее значительное.
Например, па дизеле 1 ОД 100 при наружной температуре воз-
духа -30°С температура наддувочного воздуха снижается до
10°С, температура воздуха в конце сжатия Г = 500°С, что при-
водит к возрастанию периода задержки воспламенения топлива
на 3° п.к.в.
Таким образом, на режимах холостого хода и частичных на-
грузок имеет место: значительное снижение топливной эконо-
мичности; ухудшение технического состояния дизеля из-за ин-
Рис. 6.17. Зависимость часо-
вого расхода топлива от тем-
пературы воздуха в ресиве-
ре на холостом ходу дизеля
10Д100
540
тепсивных процессов смолообразования, нагарообразования;
снижение теплового состояния силовой установки, ее надежно-
сти и долговечности, а следовательно, и ресурса работы. Оста-
новимся на следующих основных путях повышения топливной
экономичности и надежности тепловозного дизеля на рассмат-
риваемых режимах.
1.	Отключение группы цилиндров. Может осуществляться за
счет прекращения подачи топлива путем выведения рейки ТНВД
на нулевую подачу. При этом регулятор для сохранения часто-
ты вращения п = const воздействует на рейки ТНВД работаю-
щих цилиндров в сторону увеличения цикловой подачи топли-
ва, чем достигается повышение качества впрыска топлива и
процесса смесеобразования. Влияние отключения цилиндров на
показатели рабочего процесса двухтактных и четырехтактных
дизелей неоднозначно.
На двухтактных тепловозных дизелях типа ДЮО при двух
ТНВД, работающих на один цилиндр, существенное увеличение
цикловой подачи топлива насосов одного ряда достигается путем
выключения насосов второго ряда (10-ти насосов ТНВД). В этом
случае, согласно рис. 6.15 часовой расход топлива при работе иа
одном ряду насосов при изменении частоты вращения и от 400 до
600 об/мин снижается на 17+20%, а индикаторный к.п.д. повышает-
ся с 0,25 до 0,35. При этом значительно уменьшается и количество
несгоревшего топлива, а следовательно, в большей степени устра-
няются процессы смолоотложения в выпускном тракте и разжиже-
ние дизельного масла топливом в картере дизеля.
Значительное улучшение работы топливной аппаратуры дизе-
ля типа ДЮО может быть достигнуто отключением дополнитель-
но пяти топливных насосов при работе на одном ряду. В этом
случае из-за повышения цикловой подачи топлива до 0,3 г/ цикл
коэффициент избытка воздуха на холостом ходу снижается в
2 раза, улучшается работа дизеля, снижается расход дизельного
топлива на 30%, исключается разжижение масла топливом.
Для четырехтактных дизелей отключение группы цилиндров
оказывается менее эффективным, так как повышение индикатор-
ного к.п.д., из-за резкого (почти вдвое) падения коэффициента
избытка воздуха, компенсируется ростом насосных потерь. Ве-
личина насосных потерь увеличиваются из-за существенного
снижения температуры воздуха, удаляемого через выпускные
клапаны с большими потерями. Несмотря на отсутствие эффекта
541
по экономии топлива, отключение подачи топлива в группу
цилиндров стабилизирует работу топливной температуры, улуч-
шает качество смесеобразования и рабочего процесса в работа-
ющих цилиндрах.
Для повышения эффективности отключения цилиндров в че-
тырехтактных дизелях, снижения расхода топлива на режимах
холостого хода и частичных нагрузках целесообразно одновре-
менное отключение подачи топлива и прекращение массообмена
за счет закрытия впускных и выпускных клапанов, что осуще-
ствляется разрывом кинематической связи кулачка с клапанами
или перемещением кулачкового вала па начальную окружность
кулачков. Заключенный в цилиндре объем воздуха, сжимаемого
и расширяемого без массообмена с газовоздушным трактом,
выдавливается из-за неплотности поршневых колец в картер. Че-
рез несколько рабочих циклов количество воздуха в цилиндре
уменьшается в 8-ИО раз по сравнению с его первоначальным
значением, рабочие давления в цилиндре снижаются (например,
давление воздуха в конце сжатия уменьшается до 0,2-*-0,3 МПа).
По данным ХИИТа и ПО «Пенздизельмаш» снижение расхода
топлива дизелем ПДГ1М (2Д50) па режиме холостого хода со-
ставляет 25% в основном за счет полного исключения насосных
потерь в неработающих цилиндрах при одновременном улуч-
шении качества смесеобразования при удвоенной цикловой по-
даче топлива в работающих цилиндрах.
Для предотвращения переохлаждения отключенных цилиндров
и значительных термических напряжений при их включении осу-
ществляют поочередное отключение цилиндров в зависимости от
требуемой нагрузки. Это позволяет снизить расход топлива как на
холостом ходу, так и на малых нагрузках (до 40% N.11OM).
2.	Давление впрыска (распыливания) топлива может быть
увеличено на холостом ходу и малых нагрузках за счет измене-
ния усилия на запорный орган форсунки. Для этого предложена
и реализована па дизеле 1 ОД 100 система, которая одновременно
с выключением группы цилиндров воздействует на запорные
органы работающих форсунок, увеличивая запирающее усилие.
Воздействие осуществляется через подвижный уплотняющий
элемент, расположенный в специальной камере форсунки, при
подаче в камеру сжатого воздуха. Результатами испытаний дан-
ной системы па дизеле 10Д100 установлено, что расход топлива
на холостом ходу уменьшился не менее чем на 4%.
542
3.	Улучшение качества впрыскивания топлива, обеспечение
регулярности и равномерности его подачи на холостом ходу
может быть достигнуто установкой двухрежимпых форсунок, в
которых на малых давлениях и минимальных цикловых пода-
чах впрыскивание топлива осуществляется через одно сопловое
отверстие, а при полной нагрузке — через все отверстия.
4.	Повышение теплового состояния дизеля. Как указывалось
выше, на холостом ходу и частичных нагрузках снижаются тем-
пературы воды и масла вследствие: уменьшения теплоты, выде-
ляемой при минимальной цикловой подаче топлива; увеличение
тепловых потерь в окружающую среду; несовершенство работы
системы автоматического регулирования температур.
При повышении температуры охлаждающей воды с 30° до
75°С период задержки воспламенения топлива сокращается на
5-7°, а часовой расход топлива уменьшается па 7-8%. Однако
при этом увеличиваются потери тепла с отработавшими газами,
что во многом компенсирует уменьшение потерь теплоты в си-
стему охлаждения из-за снижения температурного напора меж-
ду теплоносителем и рабочим телом в цилиндрах. Более значи-
тельно понижается расход топлива с ростом температуры масла.
Экономия топлива на холостом ходу может достигать 25-30%
при повышении температуры масла с 30 до 65°С.
Одновременное увеличение температур воды и масла наибо-
лее существенно влияет на снижение расхода топлива вследствие
уменьшения механических потерь и некоторого улучшения про-
цесса горения.
Повышение температур теплоносителей дизеля возможно за
счет снижения тепловых потерь в окружающую среду вспомога-
тельными системами тепловоза. Это достигается путем утилиза-
ции теплоты в силовой установке, совершенствования охлажда-
ющего устройства и системы автоматического регулирования
температуры, позволяющей изменять теплорассеивающую спо-
собность радиаторов в зависимости от нагрузки и климатичес-
ких условий эксплуатации.
5.	Стабилизация оптимальной температуры наддувочного воз-
духа. Известно, что на поминальной мощности и близких к пей
режимах необходимо охлаждение наддувочного воздуха для сни-
жения удельного эффективного расхода топлива. Однако на режи-
мах холостого хода и малых нагрузках наддувочный воздух тре-
буется подогревать. Причем подогрев воздуха целесообразен до
543
температуры Г.= 45°С (рис. 6.17). Дальнейшее повышение темпе-
ратуры наддувочного воздуха не приводит к заметному повыше-
нию индикаторного к.п.д. вследствие значительного сокращения
периода задержки воспламенения топлива, что приводит к преж-
девременному его сгоранию до в.м.т., увеличению отрицательной
работы, падению максимального давления сгорания Р_. Сниже-
ние часового расхода топлива на холостом ходу за счет подогре-
ва воздуха достигает 10% при пд = 400 об/мин (дизель 10Д100).
С повышением частоты вращения н эффективность системы
подогрева наддувочного воздуха снижается.
Подогрев наддувочного воздуха возможно осуществить за
счет межконтурного перепуска воды из контура охлаждения
воды дизеля в контур охлаждения наддувочного воздуха, что
позволяет снизить расход топлива на 4-5% при низких отрица-
тельных температурах окружающей среды.
Эффективным способом подогрева наддувочного воздуха на
холостом ходу и частичных нагрузках является утилизация теп-
ловых потерь вспомогательными системами в окружающую сре-
ду. В частности, на тепловозах 2ТЭ116 внедрен принцип рецирку-
ляции воздуха, позволяющий утилизировать теплоту, отводи-
мую охлаждающим устройством в кузове тепловоза, а следова-
тельно, в воздухозаборных устройствах дизеля при заборе воз-
духа двигателем из дизельного помещения. Данная система ре-
циркуляции воздуха позволяет не только обеспечить подогрев
наддувочного воздуха, но и повысить тепловое состояние сило-
вой установки, а следовательно, механический к.п.д. на указан-
ных режимах, экономия дизельного топлива в условиях эксплуа-
тации составляет 6-12%.
Рассмотренные способы характерны для подогрева воздуха в
охладителе наддувочного воздуха или на входе в охладитель.
Однако возможен подогрев наддувочного воздуха непосред-
ственно в ресивере за счет рециркуляции отработавших газов.
В данном случае осуществляется перепуск примерно 30% вы-
пускных газов в воздушный ресивер, что позволяет повысить
температуру воздуха в конце сжатия, уменьшить период задер-
жки воспламенения топлива и повысить индикаторный к.п.д.
при увеличении коэффициента остаточных газов, снизить расход
топлива на холостом ходу на 8-10%. Однако система регулиро-
вания кратности рециркуляции отработавших газов отличается
относительной сложностью реализации иа тепловозном дизеле.
544
Утилизация тепловых потерь в силовой установке осуществ-
ляется за счет отключения из круга циркуляции теплоносителей
дизеля теплообменных аппаратов и охлаждающих устройств.
Это достигается за счет применения систем осушения, позволя-
ющих обеспечить опорожнение теплообменных устройств и ап-
паратов от охлаждающей среды и существенно снизить тепло-
вые потери на основе их утилизации в силовой установке, а
следовательно, повысить температуры теплоносителей и надду-
вочного воздуха при работе дизеля на холостом ходу и малых
нагрузках.
6.	Снижение минимальной частоты вращения коленчатого ва-
ла дизеля п . . Для большинства дизелей отношение п , Jn , . =
= 2,8+3,0. Минимальную частоту вращения ид(т1п) на холостом хо-
ду необходимо выбирать на основании комплексного исследова-
ния теплотехнических, прочностных и динамических показателей
работы дизеля.
Уменьшение частоты вращения пд(тй1), снижающее потери
мощности на преодоление механических сопротивлений и на
привод вспомогательного оборудования, определяет существен-
ное снижение как часового расхода топлива при минимальной
частоте вращения холостого хода, так и интенсивности изна-
шивания деталей дизеля. Поэтому целесообразно установле-
ние минимально допустимой частоты вращения холостого хода
Лд(ш1п)-
По мере снижения па ухудшается рабочий процесс в цилин-
дре двигателя и прежде всего снижается индикаторный к.п.д.
из-за ухудшения качества смесеобразования. Это объясняется
уменьшением давления впрыска топлива, зависящего от объем-
ной скорости плунжера ТНВД, прямо пропорциональной часто-
те вращения и и цикловой подаче топлива, изменяющейся в
большей степени, чем частота вращения и . В условиях сниже-
ния давления впрыска и уменьшающейся цикловой подачи топ-
лива при пониженной частоте вращения и могут иметь место
нерегулярность и пропуск подачи топлива в цилиндры двигате-
ля, неполное сгорание и разжижение масла топливом.
Поэтому снижение частоты вращения п должно сопровож-
даться отключением группы цилиндров па холостом ходу с
целью повышения цикловой подачи топлива в работающие
цилиндры с целью обеспечения устойчивости работы двигателя
и улучшения индикаторных показателей рабочего процесса.
I 8 Зак. 75
545
Следует отметить, что ухудшение процесса сгорания связано
с увеличением периода задержки воспламенения топлива вслед-
ствие снижения температуры и давления воздуха в конце сжатия
по мере снижения частоты вращения л , как за счет уменьшения
давления, так и за счет увеличения относительных потерь тепло-
ты в систему охлаждения.
Результатами испытаний, проведенными в ХИИТе на тепло-
возном дизеле 2Д100, установлено, что при снижении частоты
вращения с 400 до 220 об/мин при работе па пяти насосах
ТНВД окончание процесса сгорания совпадет с моментом нача-
ла выпуска при п = 270 об/мин, относительные потери теплоты
иа участке горения-расширения возрастают в 2 раза, индикатор-
ный к.п.д. снижается от 0,32 до 0,27. Однако несмотря на ухуд-
шение индикаторного процесса, часовой расход топлива снижа-
ется почти в 2 раза, так как определяющим является снижение
цикловой подачи топлива и количество циклов в единицу вре-
мени.
Значение коэффициента неравномерности вращения коленча-
того вала, определяющего динамические качества дизеля, повы-
шается до допустимых значений при снижении п = 220 об/мин.
и поэтому ограничение по степени неравномерности вращения
вала двигателя не является определяющим.
При снижении частоты вращения уменьшается минимальная
толщина масляного слоя в коренных подшипниках, которая,
однако, намного выше, чем па номинальном режиме. При этом
надежность и долговечность работы деталей цилипдропоршпе-
вой группы и подшипников существенно возрастают.
В целом можно утверждать, что с понижением частоты вра-
щения повышается экономичность силовой установки, надеж-
ность и долговечность работы цилипдропоршпевой группы и
подшипниковых узлов.
7.	Создание высокоэффективных систем прогрева силовых ус-
тановок, особенно при стоянках с целью поддержания постоян-
ной их готовности к эксплуатации. В настоящее время прогрев
тепловозов в зимнее время и межсезонный период осуществляет-
ся от постоянно работающего дизеля локомотива па режиме хо-
лостого хода (самопрогрев). При низких температурах наружно-
го воздуха тепловыделения от сгорания топлива недостаточно
для поддержания оптимального теплового состояния дизеля и по-
этому прогрев производится переводом рукоятки контроллера
546
машиниста па 4, 6 или 8 позиции для увеличения цикловой пода-
чи топлива. Однако при прогреве силовой установки дизеля теп-
ловоза на холостом ходу вследствие ухудшения рабочего процес-
са интенсифицируются процессы смолоотложений, нагарообразо-
вания, разжижения дизельного масла топливом, снижается техни-
ческое состояние двигателя и экономичность его работы, проис-
ходит нарушение экологической обстановки. Для сокращения
времени прогрева силовой установки от работающего дизеля
предложена автоматическая система циклического прогрева теп-
ловоза. Суть данной системы заключается в том, что в зависимо-
сти от температуры окружающей среды и при соответствующем
положении рукоятки контроллера машиниста прогрев осуществ-
ляется дизелем до требуемых рациональных значений темпера-
тур воды и масла, при достижении которых двигатель отключает-
ся. По мере остывания теплоносителей и достижения минимально
допустимых значений дизель автоматически запускается и про-
грев силовой установки снова повторяется.
Однако реализация данной системы прогрева требует посто-
янной остановки и запуска двигателя. В этом случае интенсифи-
цируются процессы износа деталей дизеля (одни пуск эквивален-
тен 10-20 мин работы двигателя иа номинальной мощности),
разряжаются аккумуляторные батареи, появляется опасность за-
мерзания воды в радиаторных секциях охлаждающего устрой-
ства. Поэтому необходимо создание таких автономных и неав-
тономных систем, при которых прогрев силовой установки осу-
ществляется не от дизеля, а от альтернативных источников теп-
лоты: избыточный пар котельных; электроэнергия или природ-
ный газ, которые в теплопунктах прогревают воду и масло, цир-
кулирующую в системе охлаждения дизеля; стандартные борто-
вые электрические системы прогрева; вспомогательные дизель-
геператоры малой мощности (50-70 кВт) и др.
Коэффициент полезного действия указанных источников теп-
лоты может достигать 0.85-0.9. что соответствует снижению рас-
хода топлива в 2^2,5 раза по сравнению с поддержанием тепло-
вого состояния силовой установки от работающего тепловоз-
ного двигателя. Важным является также и то обстоятельство, что
применение эффективных автономных спечем прогрева должно
быть возможно не только при стоянке тепловоюв под депо в
«горячем отстое», но и в пути следования как на ошаповках, так
и на затяжных спусках, особенно мпогосекционных тепловозов.
547
при следовании которых без нагрузки требуется отключение от-
дельных секций.
Без автономных, вспомогательных систем прогрева отключе-
ние отдельных секций многосекциониого тепловоза невозможно
вследствие вероятного замерзания воды в системах силовой ус-
тановки. Одним из направлений является совершенствование си-
стем охлаждения и внедрение устройств осушения радиаторов
от воды с целью уменьшения тепловых потерь силовой установ-
кой, повышения времени безопасного простоя тепловоза с нера-
ботающим двигателем и увеличения скорости прогрева при его
запуске. Данные устройства, разработанные в МИИТе, были ус-
тановлены на тепловозе ЗТЭ10М па Байкало-Амурской магист-
рали, эксплуатационные испытания которых показали положи-
тельные результаты.
6.2. Неустановившиеся режимы
и переходные процессы
Работа тепловозных дизелей в условиях эксплуатации харак-
теризуется частыми и резкими изменениями скоростных и на-
грузочных режимов. Эти изменения определяются скоростью
движения поезда, профилем пути, массой состава, направлением
и силой ветра, временем года и суток. Каждое изменение на-
грузки сопровождается переходным процессом в двигателе. Как
отмечалось выше, переходным называется процесс перехода из
одного установившегося состояния в другое под влиянием уп-
равляющих или возмущающих воздействий. Совокупность пе-
реходных процессов, следующих один за другим, называют не-
установившимися режимами.
В зависимости от характера и величины изменения нагрузки
и частоты вращения лд переходные процессы можно разделить
на два типа:
I — переходные процессы, связанные со значительными из-
менениями нагрузки и частоты вращения ид при переводах ру-
коятки контроллера машиниста из одного положения в другое;
II — переходные процессы, связанные с колебаниями нагруз-
ки при неизменном положении рукоятки контроллера.
Такие колебания возникают в связи с изменением внешних
условий или мощности вспомогательных агрегатов силовой
548
установки тепловоза (включение или выключение тормозного
компрессора, вентиляторов охлаждающего устройства и т.д.).
Переходные процессы I типа возникают из-за изменения усло-
вий вождения, которые требуют изменения скоростного и нагру-
зочного режима двигателя путем перемещения рукоятки кон-
троллера. Процессы II типа обусловлены изменением внешних
условий, приводящих к возникновению незначительных несо-
ответствий в системе силовая установка — потребитель, кото-
рые корректируются системой автоматического регулирования
(САР) частоты вращения ид и мощности двигателя Ne без вмеша-
тельства машиниста и не играют существенной роли в ухудше-
нии технико-экономических характеристик тепловозного дизеля.
Относительная продолжительность переходных процессов в
эксплуатации (по отношению к общему времени работы) по
данным ряда исследований составляет для дизель-генераторов
магистральных тепловозов 5-20%, для маневровых 25-40%. Эти
данные получены при учете переходных процессов I типа, кото-
рые приводят к наиболее существенному ухудшению T) с уче-
том переходных процессов II типа их продолжительность уве-
личится.
Среди многообразия переходных режимов работы двигателя
наибольшее значение имеют режимы, от которых зависит про-
изводительность или качество технологического процесса, осу-
ществляемого энергетической установкой. Эти режимы являют-
ся определяющими. Как правило, они связаны с наибольшим
изменением цикловых подач топлива. К таким режимам относят
работу при разгоне локомотива с малой скорости движения до
номинальной, работу дизель-генератора при приеме (набросе)
нагрузки, работу двигателя после преодоления локомотивом по-
вышенного сопротивления движению (сбросе нагрузки, пуск
двигателя).
На переходных режимах дизель может работать при положе-
нии органа регулирования подачей топлива и значении частоты
вращения л которые характерны для установившихся режимов
работы двигателя по характеристикам: внешней, скоростной, по-
стоянной мощности, нагрузочной. Например, при разгоне теп-
ловоза дизель работает при положении рейки ТНВД на упоре и
непрерывном изменении частоты вращения п , что наблюдается
также на установившихся режимах при работе двигателя по
внешней характеристике.
549
Особенностью переходных процессов является значительное
отличие индикаторных и эффективных показателей двигателя от
их значений при соответствующих установившихся режимах.
При одинаковых цикловых подачах топлива на установившемся
и пеустановившемся режимах, связанных, например, с ростом
нагрузки, па последнем достигается меньшая мощность. Сниже-
ние мощности на пеустаповившихся режимах приводит к суще-
ственному росту удельного расхода топлива. Низкая экономич-
ность и повышенная дымность выпускных газов при пере-
ходных процессах, связанные с ростом нагрузки, являются ре-
зультатом неудовлетворительного протекания рабочего процес-
са, о чем свидетельствует резкое снижение индикаторного и эф-
фективного к.п.д.
6.2.1. Режим пуска авигатепя
Изучение процесса пуска дизеля представляет особый интерес
по следующим причинам: необходимо обеспечить безотказный
пуск двигателей в любых условиях эксплуатации; при пуске
часто происходят аварии; наблюдается повышенное изнашива-
ние трущихся деталей, особенно наиболее нагруженных КШМ:
весьма существенные изменения факторов, определяющих про-
текание рабочего процесса и надежность деталей и узлов.
Весь процесс пуска (исключая подготовительные этапы —
прокачку систем, прогрев дизеля и т.п.) можно разделить на
четыре фазы:
т — раскрутка дизеля до появления вспышек топлива;
т:2 — разгон дизеля на топливе до вступления в действие ре-
гулятора частоты вращения (характеризуется положением рейки
ТНВД на упоре);
т:3 — разгон дизеля на топливе, с одновременным уменьшени-
ем Agr топлива при отходе от упора до положения, соответству-
ющего цикловой подаче топлива па холостом ходу;
— прогрев дизеля с относительно малым изменением ско-
ростного режима и параметров рабочего процесса.
Общая длительность процесса пуска Тп = Tj + т2 + т, + т4-
В табл. 6.1 в качестве примера представлены длительности фаз
процесса пуска электростартером дизеля ЯМЗ-238 в зависимости
от начальной температуры Г стенок камеры сгорания и пачаль-
550
Таблица 6.1. Характеристики пуска дизеля ЯМЗ-238
Пуск	Д£т.иск. Д£т.ц	Т1	т2	ТЗ	Т4	Число циклов до начала перемеще- ния рейки
		с				
Холодный	0,75	1	3,9	1,3	250	40
Холодный	1,0	0,95	2,0	2,1	200	22
Холодный	1,1	0,85	1.55	1,0	150	15
Горячий	1,0	0,6	1,2	1,0	100	12
ной подачи топлива. При холодном пуске исходная температу-
ра стенок /ст = 20°С, при горячем пуске Zci = 120-H30oC, началь-
ная подача топлива AgT исх приведена в относительных единицах
от поминальной AgTI|.
Длительность первой фазы зависит в основном от наличия и
состояния смазки на трущихся поверхностях деталей кривошип-
но-шатунного механизма, их температурного состояния, пара-
метров воздуха па впуске и величины цикловой подачи топлива.
Вторая фаза характеризуется работой дизеля на топливе при
положении рейки ТНВД па упоре и интенсивном росте частоты
вращения п коленчатого вала. В этот период, особенно в на-
чальной его стадии, наблюдается наибольшее нарушение рабо-
чего процесса. Это связано, в первую очередь, с малой исходной
частотой вращения коленчатого вала, большой интенсивностью
ее роста, низким уровнем температуры стенок. Малая частота ид
в начале второй фазы (от 6 до 20% от поминальной в зависимо-
сти от типа дизеля) определяет следующие особенности процес-
сов:
1. Нарушается характер подачи топлива, а именно: подача
вялая, дробная, растянутая во времени, при относительно ма-
лом давлении топлива и отсутствии четкого подъема и посадки
иглы форсунки. Некачественный распыл топлива и малая интен-
сивность движения воздуха в цилиндре определяют неудовлет-
ворительное смесеобразование в первых циклах;
2. Низкое значение температуры (Г) и давления (Р.) воздуха
в конце сжатия (в первых циклах па 30-40% меньше поминаль-
ного значения) объясняется повышенными утечками рабочего
тела через неплотности и потерями теплоты из цилиндра. Поте-
551
ри заряда, степень изменения параметров рабочего тела в зави-
симости от >;д определяются конструктивными особенностями де-
талей цилиндропоршневой группы и степенью их изношен-
ности, свойствами материала, из которого они изготовлены, сте-
пенью сжатия, условиями прокрутки дизеля (например, темпе-
ратурой стенок цилиндров, наличием на трущихся поверхнос-
тях слоя масла, свойствами масла, температурой окружающей
среды и т.п.).
Для первых циклов с низкими значениями Г и Рс, некаче-
ственным смесеобразованием характерны наибольшие значения
периодов задержки воспламенения топлива, превышающими
продолжительность его подачи. Скорость нарастания давления
газов (АР/Аср), характеризующая жесткость работы двигателя,
может в 10-15 раз превышать номинальное значение, а макси-
мальное давление цикла — в 1,5-г-2,0 раза. Наибольшие значе-
ния этих параметров наблюдаются при пуске двигателя сжатым
воздухом (влияет охлаждающий эффект) и после циклов с про-
пуском воспламенения топлива. Последнее имеет место по сле-
дующей причине. Топливная аппаратура при малых пусковых
угловых скоростях коленчатого вала не обеспечивает достаточ-
но качественной подачи топлива. Если давление в линии нагне-
тания топливной системы равно нулю (типично для предпуско-
вого состояния двигателя), в первых рабочих циклах после
включения подачи топлива возможны ее пропуски или подача
меньшего (относительно полезного хода плунжера) количества
топлива. Это связано с тем, что полезный ход плунжера (пол-
ностью или частично) затрачивается на создание начального
давления топлива в линии нагнетания. Относительно малые
плотности свежего заряда способствуют увеличению дальнобой-
ности факела распиливаемого топлива и, следовательно, воз-
можности его попадания на стенки камеры сгорания. При отно-
сительно малых количествах топлива оно может не воспла-
меняться из-за недостаточной концентрации его паров в рабочей
смеси и частичного сохранения в цилиндре до следующего цик-
ла топливоподачи. Для повышения надежности пуска в некото-
рых типах дизелей его осуществляют при цикловых подачах,
превышающих в 2-3 раза номинальные значения. Это позволяет
увеличить количество паров топлива и, следовательно, повы-
сить вероятность получения необходимой для воспламенения
концентрации паров в рабочей смеси.
552
По мере стабилизации рабочего цикла и прогрева стенок ци-
линдров в процессе разгона (третья фаза) возрастает угловое
ускорение, наблюдается заброс частоты вращения коленчатого
вала, а затем — относительно резкая кратковременная отсечка
регулятором цикловой подачи топлива, соответствующей режи-
му холостого хода.
На рис. 6.18 представлены характеристики изменения некото-
рых показателей рабочего процесса в цилиндре при пуске ком-
Рис. 6.18. Изменение параметров двигателя 6ЧН/15/18 при пуске
(Ne = 185 кВт, пч = 1500 об/мин) при 10 - 15°С:
1 — без прогрева (холодный); 2 — с прогревом (горячий); 3 — номи-
нальное значение параметра
553
бинированпого двигателя 6ЧН15/18 при температуре окружаю-
щей среды 15°С из пепрогретого состояния и после предпус-
кового прогрева.
Прогрев не только сокращает период задержки воспламене-
ния топлива т. (снижает жесткость работы дизеля djd^, ио и
влияет на характер перемещения рейки топливного насоса Л
Различия в перемещениях рейки вызваны изменением силы тре-
ния в соединениях регуляторрейки, обусловленных влиянием
вязкости смазочного масла.
Прогрев двигателя выполняют постепенным и плавным уве-
личением нагрузки. Он длится до момента стабилизации значе-
ний всех параметров состояния дизеля, соответствующих задан-
ному конечному режиму работы. Интенсивность прогрева для
каждого типа двигателя устанавливается исходя из допустимых
дополнительных температурных напряжений в деталях двигате-
ля, возникающих в этот период.
Остановку быстроходных двигателей осуществляют выклю-
чением цикловой подачи топлива. Перед остановкой мало- и
среднеоборотных дизелей их нагрузку уменьшают постепенно
для исключения появления дополнительных тепловых напряже-
ний в деталях двигателя.
В процессе пуска дизеля весьма высока интенсивность изна-
шивания деталей цилнндропоршневой группы. В основном это
обусловлено нарушением смазки трущихся поверхностей, осо-
бенно в начальных фазах процесса пуска, в связи с задержкой
поступления масла к парам трепия. Интенсивность изнашива-
ния в значительной степени определяется исходным тепловым
состоянием силовой установки. При холодном пуске, до норма-
лизации рабочего процесса и прогрева двигателя, несгоревшее
топливо осаждается на стенках цилиндра и проникает в картер.
Разжижение масла топливом снижает вязкость масла и вызывает
интенсивное механическое изнашивание. Повышенное изнаши-
вание деталей имеет место с начала пуска до полного прогрева
дизеля.
В значительной мере на интенсивность изнашивания деталей
цилнндропоршневой группы влияют высокая жесткость рабоче-
го процесса и повышенные значения Р_, особенно в начальных
фазах пуска. Кроме того, степень изнашивания зависит и от тем-
пературы окружающей среды /() и температуры жидкости, ох-
лаждающей цилиндры (Q. Так, при изменении температуры ок-
554
Рис. 6.19. Изменение интенсивноеiи
износа в процессе пуска:
Тр т,, т, — фазы пуска дизеля
ружающей среды от +25 до - 35°С наблюдается рост интенсивно -
сти изнашивания вкладышей подшипников коленчатого вала на
60%. С изменением режима охлаждения цилиндров (при увели-
чении температуры ta с 55 до 105°С) имеет место уменьшение
скорости износа на 30%. Характер изменения интенсивности
износа деталей И, в ходе пуска дизеля представлен на рис. 6.19
Многочисленными экс-
периментальными иссле-
дованиями установлено,
что изнашивание дизеля за
один пуск равноценно ра-
боте его под нагрузкой в
нормальных условиях в
течение нескольких часов.
Улучшение пусковых
свойств дизелей возможно
за счет повышения степени
сжатия, выбора оптималь-
ной конструкции камеры
сгорания, установки све-
чей накаливания, обору-
дования дизеля системой
предварительного прогре-
ва (горячей водой, фа-
кельной па впуске, выпускными газами вспомогательного дизеля
и т.п.), увеличения цикловой подачи топлива (в 1,5 2 раза превы-
шающую цикловую подачу на номинальном режиме), добавок к
топливу летучих легковоспламеняющихся присадок и т.д.
6.2.2.	Проиесс разгона
Для тепловозных дизелей характерен переходный режим
разгон с малой до максимальной или требуемой частоты враще-
ния. Время разгона зависит от величины избыточной мощности,
развиваемой дизелем в период разгона, которая затрачивается па
увеличение кинетической энергии локомотива в процессе повы-
шения скорости движения. Минимальное время разгона (т ) боль-
ше теоретического (тг), так как момент, развиваемый дизелем при
разгоне, меньше, чем на установившихся режимах работы по
555
внешней характеристике при равных частотах вращения и . Вели-
чина К = тд/тр показывает, во сколько раз средняя за разгон избы-
точная мощность меньше средней теоретической избыточной
мощности, развиваемой дизелем при его работе по внешней ха-
рактеристике. Для транспортных двигателей К? = 0,7+0,95. Из все-
го многообразия процессов разгона рассмотрим наиболее харак-
терный для локомотивной энергетической установки процесс
разгона за счет увеличения цикловой подачи топлива.
Данный процесс разгона можно разделить на три фазы:
первая фаза — соответствует времени изменения цикловой
подачи топлива Ag ;
вторая фаза — характеризуется значительными изменениями
показателей рабочего процесса и длится до момента достижения
номинальной или требуемой частоты вращения ид;
третья фаза — протекает с плавным, монотонным изменени-
ем всех показателей в сравнительно малых пределах по мерс
дальнейшего незначительного роста п и прогрева деталей дизе-
ля с достижением ими в конце фазы значений, свойственных
новому установившемуся режиму.
Часто на практике длительность переходного процесса опре-
деляют по времени протекания I и II фаз.
Длительность разгона зависит от многих факторов, основны-
ми из которых являются: момент инерции движущихся деталей
дизеля и вспомогательных агрегатов, связанных с коленчатым
валом; момент инерции потребителя энергии; интенсивность и
характер изменения цикловой подачи топлива; характер и сте-
пень изменения момента сопротивления; степени согласованно-
сти характеристик дизеля и систем, обеспечивающих его работу
(главным образом согласованность систем топливоподачи и воз-
духоснабжения двигателя).
Обычно длительность первой фазы весьма мала (доли секун-
ды, секунды), вторая фаза длится от нескольких секунд до ми-
нут (в зависимости от типа дизеля и влияния указанных выше
факторов), третья фаза является наиболее продолжительной (до
20 30 мин) и определяется процессом прогрева дизеля. На
рис. 6.20 представлены характеристики изменения основных по-
казателей тепловозного дизеля 12ЧН 24/27 при его разгоне вы-
водом рейки ТНВД па упор.
Резкое увеличение цикловой подачи топлива вызывает суще-
ственное снижение коэффициента избытка воздуха а. При этом
556
Рис. 6.20. Изменение параметров тепловозного дизеля 12ЧН 24/27
при разгоне (Ne = 1475 кВт, «д = 850 об/мин):
1 — импульсная система наддува; 2 — изобарная система наддува
557
наблюдается нарушение в большей степени рабочего процесса
дизеля, ухудшение смесеобразования, неполное сгорание топли-
ва, повышение дымности выпускных газов. Угловая скорость
ротора турбокомпрессора со^ определяемая моментом Л/т, воз-
растает, но менее интенсивно, чем угловая скорость вращения
коленчатого вала со . Следовательно, с меньшей интенсивностью
увеличивается давление наддувочного воздуха Рк и расход воз-
духа Gs.
По мере увеличения количества воздуха G и коэффициента
избытка воздуха айв определенной мере нормализации рабо-
чего процесса разгон двигателя становится все более интенсив-
ным, возрастает и частота вращения ротора турбокомпрессора
сот. При достижении со соответствующей настройке регулятора,
последний вступает в действие и резко снижает цикловую пода-
чу топлива, при этом а увеличивается до 2-2,5. Рост сод продол-
жается до тех пор, пока цикловая тяга топлива не станет соот-
ветствовать новому установившемуся режиму. Резкое снижение
а наиболее характерно для двигателей с газотурбинным надду-
вом, причем положение усугубляется по мерс увеличения фор-
сирования дизеля по наддуву. Это объясняется рассогласовани-
ем характеристик систем топливоподачи и воздухоснабжения,
при котором темп повышения давления наддува Рк значительно
отстает от темпа увеличения цикловой подачи топлива в связи с
инерционностью ротора турбокомпрессора. Как видно из рис.
6.17, наименьшее время разгона ротора турбокомпрессора обес-
печивает импульсная система газотурбинного наддува, при ко-
торой, в отличие от системы с постоянным давлением, выпуск-
ные газы перед турбиной имеют большую работоспособность.
Система наддува с преобразователем импульсов занимает про-
межуточное положение. Для сокращения времени разгона рото-
ра возможен подвод к его валу дополнительной энергии от по-
стороннего источника. Для увеличения количества воздуха, по-
даваемого в цилиндр, используют и другие средства, например,
ввод дополнительного воздуха (сжатого посторонним источни-
ком) непосредственно в цилиндры на такте сжатия.
Для сравнительного анализа целесообразно пользоваться
безразмерным удельным эффективным расходом топлива — от-
ношением приведенного удельного расхода топлива за время
переходного режима к удельному расходу топлива при работе
двигателя па номинальном режиме:
558
^е.р.	*^с.р. ^с.ном.'
У транспортных дизелей g, может достигать значений
1,4-1,45.	lLP
6.2.3.	Процесс паброса нагрузки
При реализации процесса наброски нагрузки, как и при раз-
гоне, наблюдаются три фазы переходного процесса. Длитель-
ность первой фазы определяется характером паброса нагрузки;
для второй, весьма кратковременной фазы, характерны относи-
тельно резкие и значительные изменения показателей рабочего
процесса; третья фаза отличается неизменным, монотонным их
изменением в малых пределах вплоть до завершения прогрева
дизеля и окончательного выхода его на новый установившийся
режим работы. При набросе нагрузки (увеличении момента
сопротивления) характер перемещения рейки ТНВД и цикловой
подачи топлива определяется статическими и динамическими
свойствами регулятора частоты вращения и мощности, а также
характеристикой топливного пасоса ТНВД.
Характер изменения показателей работы комбинированного
дизеля определяется главным образом степенью согласования
работы систем топливоподачи и воздухоснабжения.
На рис. 6.21, 6.22 представлены характеристики изменения по-
казателей рабочего процесса четырехтактного комбинированно-
го дизеля и дизель-геператора при 100%-ном набросе нагрузки.
Из анализа представленных характеристик следует, что в
комбинированных дизелях с газотурбинным наддувом при
мгновенном включении номинальной нагрузки эффективный
крутящий момент Л/к возрастает медленно. На устранение дис-
баланса мощностей между потребителем и дизелем расходуется
часть кинетической энергии движущихся масс системы двига-
тель-потребитель. До момента достижения равенства моментов
дизеля М и потребителя М за время т э имеет место относи-
тельное снижение частоты вращения п или угловой скорости
коленчатого вала 0)д на величину которое для комбиниро-
ванных дизелей с газовой связью в зависимости от степени над-
дува может составлять 30—35%. Для комбинированных двигате-
лей с механической связью и дизелей без наддува эта величина
значительно меньше (примерно 7%). С момента паброса нагруз-
559
ки наблюдается задержка увеличения подачи топлива в течение
Т] 2 (на участке 7-2), определяемая свойствами регулятора часто-
ты вращения. По мере дальнейшего увеличения топлива рейка
ТНВД становится на упор (участок а~в) в течение времени т.1В,
зависящего от скорости передвижения регулирующего органа и
регулировки ТНВД, определяющих быстроту нарастания цик-
ловых подач топлива по цилиндрам. После достижения регули-
рующим органом упора происходит дальнейшее снижение уг-
ловой скорости (о и замедленное нарастание эффективного
крутящего момента дизеля Мк, обусловленное в основном недо-
статочным давлением наддува Рк.
По мере увеличения цикловой подачи коэффициент избытка
воздуха резко уменьшается, достигая минимального значения,
значительно отличающегося (на 30-5-35%) от свойственного соот-
560
ветствующему новому установившемуся режиму. Последнее
вызвано заметным отставанием роста частоты вращения «тк (или
сотк) ротора турбокомпрессора в связи с его инерционностью, и
подачи воздуха в цилиндр по сравнению с темпом увеличения
цикловой подачи топлива.
Малые значения а в первой половине второй фазы переход-
ного процесса и нарушение топливоподачи оказывают отрица-
тельное влияние на индикаторные и эффективные показатели: т|с
снижается до 25-5-30%, повышается жесткость работы дизеля на
30-5-35% и т.д.
В интервале времени т, 3 дизель работает по внешней харак-
теристике с увеличением угловой скорости сод, так как момент,
развиваемый двигателем Л/к, превышает момент потребителя
Мп. Для рабочего процесса характерны в этот период те же осо-
бенности, что и для режима разгона после достижения рейкой
ТНВД упора. Однако в данном случае разгон начинается при
более высоких угловых скоростях сод и со.гк, а также при более
высоких значениях параметров теплового состояния дизеля.
По мере повышения со увеличивается частота вращения ро-
тора турбокомпрессора (птк), а следовательно, давление наддува
Р расход воздуха G и коэффициент избытка воздуха а, способ-
ствуя повышению индикаторного к.п.д. т|;.
561
При повышении коленчатым валом номинальной угловой
скорости цикловая подача топлива уменьшается в интервале
времени т.., (участок с-з), равенство моментов Л/к и М (точка 3)
достигается при угловой скорости > (0™м. Угловая скорость со
под воздействием системы автоматического регулирования сни-
жается до номинального значения (0",,м за интервал времени т,4.
Улучшение индикаторных и эффективных показателей комби-
нированных дизелей с газотурбинным наддувом при набросе
нагрузки может быть достигнуто на основе применения коррек-
торов подачи топлива по давлению паддува Р При использо-
вании таких корректоров повышается теплосодержание продук-
тов сгорания, уменьшается дымпость выпускных газов при не-
котором увеличении времени разгона, которое при рациональ-
ных параметрах коррекции теплоподачи может быть незначи-
тельным.
6.2.4.	Сброс нагрузка
Данный переходный процесс характеризуется резким умень-
шением момента сопротивления и относительно малым изме-
нением частоты вращения и в пределах неравномерности ре-
гулятора скорости. Так же как и в предыдущих случаях, можно
выделить две фазы переходного процесса. Первая фаза характе-
ризуется значительными, резкими изменениями показателей и
сравнительно небольшой продолжительностью. Вторая фаза —
плавным, в малых пределах их изменениями с достижением в
конце процесса значений, свойственных конечному установив-
шемуся режиму.
На рис. 6.23 представлены характеристики дизеля при сбросе
нагрузки от номинальной до холостого хода. В начальном
периоде переходного процесса наблюдается некоторый заброс
частоты вращения п . Цикловая подача топлива снижается до
значения, соответствующего режиму холостого хода, о чем сви-
детельствует перемещение рейки Л ТНВД. Таким образом, в
начальный период первой фазы переходного процесса после
сброса нагрузки цикловая подача топлива значительно пре-
вышает g нового установившегося режима. Длительность этого
периода определяется динамическими свойствами регулятора
частоты вращения п и собственно двигателя. Наблюдается рост
562
Пл
а,
Пи
фвп,
Фт,
Pi,
к
(ДР/Д<р)тах>
Рг,
hP,
пп
Рис. 6.23. Характеристики
рабочего процесса дизеля
при сбросе нагрузки от
номинальной до холостого
хода:
-----нсустановившиеся
режимы;
------соответствующие им
установившиеся режимы
563
частоты вращения и , что обуславливает относительно кратко-
временное, но заметное в пределах (3+5%) снижение коэффи-
циента наполнения т],..
В соответствии с изменением g!n и т|г меняется и коэффициент
избытка воздуха а, который в первой фазе имеет пониженные
значения по сравнению с установившимся режимом. Значитель-
ное влияние переходного процесса в первой фазе на угол опе-
режения подачи топлива <рт и длительность его впрыскивания
Ф , а также на а и качество смесеобразования определяет ха-
рактер протекания рабочего процесса и его показатели: заметное
увеличение X, (ДР/Дф)тах и Р_, а также величины среднего инди-
каторного давления Р несмотря на снижение Т].
Переходный процесс завершается при температурном состоя-
нии дизеля, свойственном его конечному установившемуся ре-
жиму.
Следует отметить, что при сбросе нагрузки ряд показателей
(например Р) улучшается по сравнению с установившимся в
определенные фазы переходного процесса, по такие показатели,
как (ДР/Дф)тчх, Р_ имеют повышенные значения. При набросе же
нагрузки картина полностью противоположна. Практически при
всех видах переходных процессов отмечается заметное снижение
индикаторного и эффективного т|? т|с.
6.2.5.	Методы улучшения переходных
процессов
Из анализа ранее рассмотренных переходных процессов сле-
дует, что их значительная продолжительность в эксплуатации и
низкая экономичность протекания обусловливают ухудшение
технико-экономических показателей, в том числе среднеэксплуа-
тационного к.п.д. силовой установки. Кроме того, переходные
процессы снижают долговечность и надежность дизеля из-за ус-
коренного закоксовывания выпускного тракта и проточной части
турбины в результате неполного сгорания топлива, повышенных
амплитуд температурных колебаний деталей цилиндропоршне-
вой группы. Поэтому необходимо проведение работ по совер-
шенствованию и снижению длительности переходных процессов.
Решение данной проблемы возможно по следующим на-
правлениям:
564
1. Совершенствование системы автоматического регулирова-
ния (САР) с целью оптимизации зависимости а = /(т).
Данное направление имеет определенные трудности реали-
зации, которые заключаются в том, что, с одной стороны, для
сохранения высоких динамических показателей транспортных
дизелей и достижения минимального времени переходного про-
цесса необходимо обеспечить быстрое увеличение цикловой
подачи топлива в период переходного процесса путем увели-
чения быстродействия регулятора. С другой стороны, для наи-
лучшего протекания рабочего процесса необходимо обеспечить
медленное повышение цикловой подачи топлива в соответст-
вии с ростом давления наддува. Это достигается на основе при-
менения корректоров цикловой подачи топлива по давлению
наддувочного воздуха, позволяющих обеспечить цикловую
подачу топлива в строгом соответствии с производительностью
турбокомпрессора. Таким корректором оборудован объеди-
ненный регулятор частоты вращения и мощности дизель-гепера-
тора 5Д49, а также силовые установки фирмы «Woodward»
(США).
Следует отметить, что замедление роста цикловой подачи
топлива вследствие низкого давления наддувочного воздуха
приводит к увеличению длительности переходного процесса, так
как быстрый рост частоты вращения плк возможен только при
быстром повышении теплосодержания газов перед турбиной за
счет роста их температуры (/т) и давления (Р) перед турбиной.
Увеличение величины Р в переходном процессе, особенно при
изобарной системе наддува, происходит медленно, так как зави-
сит от давления Рк и расхода Gt наддувочного воздуха, а для их
повышения требуется, в свою очередь, увеличение частоты вра-
щения ротора турбокомпрессора нтк. При переходных процессах
турбина и компрессор работают на нерасчетных режимах, а
следовательно, с низким к.п.д., что способствует замедлению
роста давления Рк. Реализуемый при этом низкий коэффициент
избытка воздуха а способствует существенному повышению
температуры газов перед турбиной ?т и давления Рт, в результате
снижается отношение Р /Р^ ухудшается рабочий процесс за счет
ухудшения вихревого движения в цилиндре. Радикального улуч-
шения качества переходных процессов только за счет связи топ-
ливоподачи с давлением наддува без мероприятий по улучше-
нию воздухоснабжения достигнуть невозможно.
565
2. Совершенствование системы воздухоснабжения дизеля.
У двигателей с газотурбинным наддувом главной причиной
ухудшения процесса воздухоснабжения при переходных про-
цессах является инерционность ротора турбокомпрессора (за-
медленный по сравнению с двигателем разгон турбокомпрессо-
ра), вследствие чего имеет место резкое рассогласование цик-
ловой подачи топлива и воздуха, работа турбокомпрессора на
неэкономичных режимах, ухудшение индикаторных показате-
лей, процесса горения за счет малых значений а.
Эффективность работы системы воздухоснабжения можно по-
высить следующими методами:
а)	уменьшение момента инерции ротора турбокомпрессора
за счет его облегчения, что позволит сократить в значительной
степени время переходного процесса и в большей мере снизить
степень рассогласования работы систем топливо- и воздухо-
снабжения;
б)	применение импульсной системы наддува.
Наибольший эффект достигается при компоновке, обеспечи-
вающей использование коротких выпускных трубопроводов. Из
анализа характеристик, представленных на рис. 6.20, следует,
что при импульсном наддуве существенно сокращается длитель-
ность переходного процесса вследствие повышения располагае-
мой энергии импульса выпускных газов перед турбиной, позво-
ляющей получить наибольший крутящий момент при со-
ответствующей частоте вращения /г . Это способствует более ин-
тенсивной раскрутке ротора турбокомпрессора (скорость рас-
крутки повышается в 1,5э-2 раза по сравнению с изобарным
наддувом), а следовательно, повышению давления наддува Рк,
цикловой подачи топлива и коэффициента избытка воздуха а,
улучшению индикаторных показателей дизеля. Однако приме-
нение импульсного наддува целесообразно при Рк < 0,20 МПа;
в)	регулирование и выбор рациональной площади сечения
соплового аппарата турбокомпрессора (ТК).
Задающим параметром системы регулирования турбокомп-
рессора является нагрузка дизеля (точнее перемещение рейки
ТНВД). Регулирование сопловых аппаратов турбокомпрессо-
ра осуществляется с одновременным автоматическим корректи-
рованием цикловой подачи топлива. Площадь проходного сече-
ния соплового аппарата турбины может изменяться в пределах
40%.
566
Сопловое регулирование применяется в целях ускорения раз-
гона турбокомпрессора. Уменьшение площади проходного сече-
ния соплового аппарата турбины приводит к увеличению давле-
ния газов перед турбиной Рх, способствует повышению мощности
на валу ТК и более интенсивному разгону ТК. Следствием этого
является более полное обеспечение дизеля требуемым при новом
режиме количеством воздуха. По мере завершения переходного
процесса площадь проходного сечения соплового аппарата уве-
личивается до требуемой на конечном режиме.
Таким образом, регулирование ТК повышает приемистость
дизеля, улучшает воздухоснабжение, снижает дымность выпуск-
ных газов, уменьшает па 25-30% длительность разгона ТК (при-
менительно к дизелю 6ЧН15/18 с ТКР-14Р-А);
г)	подвод дополнительной энергии к ротору турбокомпрессо-
ра за счет:
— обеспечения привода ротора турбокомпрессора от колен-
чатого вала с помощью различных обгонных муфт; пневмо- и
электродвигателей и т.д.;
— кратковременной подачи дополнительного воздуха в на-
чальной стадии переходного процесса па вход компрессора
(либо непосредственно в цилиндры дизеля). Для получения
предварительно сжатого воздуха устанавливают компрессор,
воздушный аккумулятор или эж-ектирующие устройства. При-
менение, например, дополнительного компрессора позволяет
уменьшить па 20-30% время разгона комбинированного дизеля,
снизить дымность выпускных газов и удельного расхода топли-
ва на неустановившихся режимах. Однако в этом случае па
4-4-5% возрастают дополнительные затраты мощности, потребля-
емой па собственные нужды силовой установки, ухудшаются
массогабаритные показатели энергетической установки, появля-
ются трудности с размещением оборудования.
Подача сжатого воздуха непосредственно в цилиндр дизеля при-
водит к повышению, а в начальный период разгона, улучшению ра-
бочего процесса и ускорению разгона турбокомпрессора, улучше-
нию смесеобразования и процесса горения, снижению дымности
выпуска. Так, например, простое устройство с соплами, установ-
ленными у продувочных окон дизеля 1 ОД 100, позволило суще-
ственно увеличить интенсивность вихря за счет подачи небольшо-
го дополнительного количества воздуха в цилиндры в период
переходного процесса (около 5% от общего расхода воздуха).
567
В результате время переходного процесса снизилось на
30-5-35%, а экономичность дизеля повысилась в среднем на 15%;
—	дополнительной подачи газа в турбину от постороннего
источника (газогенераторами, аккумуляторами отработавших
газов, и др.). Достаточно эффективна, однако отличается слож-
ностью регулирования при частых повторениях переходных
процессов в эксплуатации;
—	впрыска воды во впускной коллектор и подкрутки ротора
ТК путем подачи образовавшегося пара в проточную часть тур-
бины. Является эффективным способом сообщения дополнитель-
ной энергии ТК. Для впрыска воды во впускной коллектор ус-
танавливаются специальные форсунки. Время раскрутки в этом
случае сокращается примерно в 2 раза. Одновременно до 80%
снижается содержание сажи в отработавших газах;
— дополнительной подачи топлива в цилиндр двигателя на ли-
нии расширения продуктов сгорания — обеспечивает предвари-
тельный разгон турбокомпрессора к началу переходного про-
цесса.
Момент подачи топлива выбирается с учетом допустимого крат-
ковременного снижения экономичности дизеля и повышения
дымности. Данная система позволит уменьшить на 35-5-40% дли-
тельность переходного процесса и на 25-5-30% улучшить топлив-
ную экономичность процесса по сравнению со «штатным» разго-
ном.
3. Совершенствование рабочего процесса дизеля за счет вы-
бора наиболее рациональной формы камеры сгорания, улучше-
ния качества топливоподачи и процесса смесеобразования.
а)	Форма камеры сгорания. Улучшения качества переходных
процессов можно добиться (при прочих равных условиях) бла-
годаря выбору оптимальной формы камеры сгорания, обеспечи-
вающей возможность более полного использования воздушно-
го заряда цилиндра за счет улучшения распределения топлива в
объеме камеры сгорания. Определенный эффект даст создание
двигателя с форсажной камерой сгорания для подачи в требуе-
мый момент дополнительной порции газов на турбину турбо-
компрессора (системы типа «Гипербар»).
б)	Правильный выбор оптимальных параметров топливной
аппаратуры и угла опережения подачи топлива, особенно в пер-
вой половине переходного процесса, что оказывает значительное
влияние на характер и длительность переходных процессов.
568
в)	Применение автоматической системы управления началь-
ным давлением топлива в нагнетательном трубопроводе при оп-
тимальных углах опережения подачи топлива фт и положением
упора рейки ТНВД по давлению наддува. Поддержание опти-
мального остаточного давления топлива в нагнетательном трубо-
проводе позволяет интенсифицировать подачу топлива в начале
впрыска в связи с меньшей потерей части хода плунжерапа под-
жатие топлива в трубопроводе высокого давления, а следователь-
но, предотвратить подвпрыски, подтекание топлива, изменение
фаз его подачи. Экспериментами, проведенными в МВТУ, уста-
новлено, что применением приведенной системы регулирования
повышается качество смесеобразования, экономичность дизеля
на 3-s-5%, снижается па 40-5-60% длительность переходных процес-
сов и на 25-5-3034» — токсичность (по NOj выпускных газов.
6.3. Тепловой баланс а теплонапряженносп
дизеля
6.3.1. Тепловой баланс тепловозного
двигателя
Теплота, выделившаяся при сгорании топлива, только час-
тично преобразуется в эффективную работу на коленчатом валу
двигателя.
Остальная ее часть отводится с отработавшими газами, пере-
дается в системы охлаждения и смазки, окружающую среду и
т.д., т.е. составляет тепловые потери (рис. 6.24). Распределение
теплоты, выделяющейся при сгорании топлива в двигателе на
отдельные составляющие (полезно используемую теплоту и раз-
личные виды тепловых потерь), определяемые эксперименталь-
но по так называемым внешним показателям работы двигателя
(эффективная мощность, температуры теплоносителей и др.), на-
зывают внешним тепловым балансом.
Внешний тепловой баланс двигателя позволяет оценить со-
вершенство, тепловые потери и возможность их уменьшения,
наметить пути улучшения технико-экономических показателей
силовой установки за счет использования новых технологий и
принципов утилизации теплоты.
569
Рис. 6.24. Тепловой баланс дизеля
Тепловой баланс составляется для различных режимов, т.е.
работе по внешней, нагрузочной и винтовой характеристикам,
при изменении регулируемых параметров и т.д.
Уравнение внешнего теплового баланса для современного
комбинированного форсированного дизеля имеет следующий
вид:
Q, + О +Р=Р+Р+Р+Р + О + О ,
1 *-ВОЗ *-Т С В	*^онв *^ост.’
где Qt — количество теплоты, выделяемое в цилиндре при сгорании
топлива:
570
Q} = BrQ^ кВт,
где Br — расход топлива, кг/с;
QP — низшая теплота сгорания топлива, Дж/кг;
g — количество физической теплоты, подведенной в двигатель
с воздухом:
Q = С G t , кВт,
«-ВОЗ ртв Л’ к’	’
где G — расход воздуха, кПс;
С s — средняя массовая удельная теплоемкость воздуха,
кДж/(кг°С);
t — температура воздуха после компрессора (перед охладите-
лем наддувочного воздуха), °C;
2Т — количество физической теплоты, внесенной в цилиндр с
топливом:
Qr = кВт,
где С — удельная средняя массовая теплоемкость топлива,
кДж/(кг°С). В связи с относительной малой величиной В,
и низкой температурой t: величина Q незначительна и
поэтому при анализе теплового баланса двигателя нс учи-
тывается;
Q. — количество теплоты, превращаемой в полезную эффектив-
ную работу двигателя. Значение g эквивалентно значе-
нию /V :
Qe = Nc или Qc = ncGi,
2B и Qu — количество теплоты, отводимой от двигателя соответ-
ственно охлаждающей средой (жидкостью или воздухом) и
смазочным маслом;
бон» — количество теплоты, отведенной от воздуха после комп-
рессора в воздухоохладителе:
е<,,« =	- о,
где С — средняя массовая удельная теплоемкость воздуха при по-
стоянном давлении, кДж/(кг°С);
tk и Г— температура воздуха на входе и выходе из охладителя
наддувочного воздуха, °C;
бост — остаточное количество теплоты (невязка теплового балан-
са):
Q =	+ Q + Q Q - Q -О -Q -Q 
«-ООО	I	«-ВОЗ «-'I	«-С	«-О11В	«-В	«-М	«-Г
571
Теплота Q* состоит из теплоты, переданной от газов стенкам
цилиндра и поверхности цилиндровой крышки; части теплоты,
отданной голове поршня; части теплоты, эквивалентной работе
трения поршня в цилиндре; теплоты, отводимой от газов в вы-
пускном канале цилиндровой крышки и выпускном патрубке
после выпуска охлаждающей жидкости из цилиндра
2в = CbGb(Zb2~U’ КВТ>
где GB — расход охлаждающей среды, кг/с;
С — удельная массовая теплоемкость охлаждающей среды,
кДж/(кг°С);
/ 2 и /в1 — температура охлаждающей среды на входе и выходе из
двигателя, °C.
Теплота Q состоит: из части теплоты, отводимой от головки
поршня; теплоты, выделяемой при трении в подшипниковых
узлах КШМ
Q = С G .), кВт,
М М' м2 Mr ?
где См — удельная массовая теплоемкость дизельного масла,
кДж/(кг°С);
GM — расход смазочного масла, кг/с;
/м, и /м|— температура масла на входе и выходе из дизеля, °C;
Qr — количество теплоты, отводимое из цилиндра с отработав-
шими газами.
Для двигателей, работающих на жидком топливе,
ег = (вг + (7s) сртЛ,
где Сртг — средняя массовая удельная теплоемкость отработавших
газов, кДж/(кг°С);
tr — температура отработавших газов (перед турбиной турбо-
компрессора), °C.
Для двигателей, работающих на газовом топливе,
Qr = <ХтРгт+ Q СртгГг’
где Игт, ргт— соответственно объемный расход (м’/с) и плотность
(кг/м3) газового топлива.
Величина О включает:
теплоту, отводимую в окружающую среду от наружных по-
572
верхностей двигателя и его агрегатов вследствие теплообмена
конвенцией и излучением;
теплоту, соответствующую кинетической энергии выпускных
газов;
теплоту, не выделившуюся при сгорании топлива из-за не-
полноты сгорания.
Значение Q составляет не более 2+3 % от общего количества
подведенной теплоты и используется для расчета вентиляции
кузова тепловоза.
Часто при определении внешнего теплового баланса пользу-
ются удельными (по отношению к располагаемой теплоте сго-
ревшего топлива, т.е. на 1 кг топлива) составляющими теплово-
го баланса. Уравнение теплового баланса, в этом случае имеет
следующий вид:
Пе + <7в + <7М +	- <7онв + ^ост =
где Т]с = QJQ, qa = QJQ, q„ = QJQ, qr = QJQ,
qottB = QOttJQ, qm = QKJQ, Q = e, + eT.
Кроме внешнего теплового баланса, различают внутренний
тепловой баланс, под которым понимают распределение тепло-
ты, выделяемой при сгорании топлива, по составляющим, опре-
деление которых связано со знанием индикаторных показателей
двигателя, получаемых из индикаторных диаграмм,
Q + Q = Q + Q' + Q' + Q + Q + Q ,
ai-ВОЗ	^-в	^-онв	*-ост’
где Qi — теплота, превращенная во внутреннюю индикаторную работу
двигателя, т.е. Qi - Qt = t'g и t'u — количество теп-
лоты, отводимой водой и маслом только за счет теплоотдачи
от газа к стенкам КШМ без учета теплоты, эквивалентной
механическим потерям.
Величина каждой составляющей теплового баланса зависит
от типа двигателя, режима работы и степени форсирования. При
форсировании двигателя растет средняя температура газов, од-
нако вследствие повышения плотности рабочего тела и литро-
вой мощности удельная поверхность камеры сгорания, опреде-
ляющая процесс теплопередачи, уменьшается, что приводит к
снижению доли теплоты, отведенной охладителем. Применение
573
охладителя наддувочного воздуха снижает среднюю температу-
ру цикла, в результате чего уменьшается доля теплоты, отводи-
мой от цилиндра. Увеличение п сокращает время соприкосно-
вения горячих газов со стенками, что уменьшает теплоотвод в
охлаждающем устройстве.
Возможно снижение доли теплоты, отводимой с охладителем
за счет повышения его температуры. Экспериментальными ис-
следованиями А.С. Орлина установлено, что при увеличении
температуры охладителя па каждые 10°С доля отводимой тепло-
ты снижается па 3-4%. В свою очередь это способствует повы-
шению механического к.п.д. двигателя из-за уменьшения потерь
на трение. Снижение доли теплоты, отводимой охладителем в
окружающую среду, с одной стороны, повышает долю теплоты,
отводимой с выпускными газами, что позволяет повысить рабо-
тоспособность отработавших газов в турбинах комбинирован-
ного двигателя, а с другой стороны, — уменьшить массогаба-
ритпые размеры охлаждающих устройств и снизить потребную
мощность насосов для циркуляции охладителя в системе охлаж-
дения силовой установки.
Соотношение составляющих теплового балансе! в определен-
ной степени зависит от режима работы силовой установки.
Составляющие теплового баланса отечественных тепловоз-
ных дизелей на режимах максимальной мощности и холостого
хода представлены в табл. 6.2.
Из анализа приведенных табличных данных следует, что на
режиме холостого хода существенно снижается значение эффек-
тивного к.п.д. (т|с) дизеля, что обусловлено возрастанием потерь
теплоты в систему охлаждения вследствие невозможности под-
держания оптимального теплового состояния силовой установ-
ки при стоянке тепловоза и его работе на указанном режиме,
особенно в межсезонный и зимний период эксплуатации.
По найденным значениям составляющих тепловозного ба-
ланса представляется возможным: оценить эффективность ис-
пользования химической энергии топлива, рассчитать и подо-
брать оптимальные конструкции охлаждающих устройств, водо-
масляных теплообменников, воздухоохладителей; решить про-
блему утилизации отводимой в окружающую среду теплоты:
изыскать направления совершенствования системы прогрева теп-
ловозных дизелей в эксплуатации.
574
Таблица 6.2. Распределение долей теплового баланса тепловозных дизелей
Параметры
Дизели
	ПД1М	2Д100	10Д100	14Д40	11Д45	1А-5Д49	2А-5Д49	ЗА-5Д49	ЗД70	2Д70
Эффективность, кВт	885	1470	2200	1476	1650	2200	2944	880	2944	2200
Час гот враще- ния /|д. об/мин	750	850	850	750	750	1000	1000	1000	1000	1000
Количество теплоты, под- веденной с топливом. кДж/ч	8356	14545	21062	14628	16319	19556	26629	7822	26400	19138
Доля теплоты, подведенной с воздухом, с/,,,,. %	6.84	4,54	8.82	10,01	9,69	5,70	5.16	6,21	9,73	10,2
Отводы теплоты: с водой ,% с маслом,	г/< с воздухом, с газами, q,. Vt	22.48 3.07 2.05 37.64	15.67 9.85 38.9	15,92 11,05 4.12 36.53	16.06 8.60 47.52	17,09 8.94 4.55 39.1	14.94 8.05 6.41 32.1	13.43 6.42 7.50 34.43	16.54 7.63 5.70 32.22	11.28 6,31 7.08 40.91	14,12 5.35 5.03 40.5
Оста i очный член. с/,чг. (/<	3.6	3.72	3.5	3.82	3.61	3.69	3.58	3.62	3.45	3.7
Эффективный Т|с на режиме холос- |ою хода при усгановке дизеля на тепловоз. %		7.8	7.0	6.4		8,58	8.2			
Утилизация тепловых потерь локомотивов энергетической
установкой способствует повышению степени использования
теплоты, выделяемой при сгорании топлива. Наибольшая эф-
фективность теплоиспользования может быть достигнута за счет
утилизации тепловых потерь с выпускными газами и охладите-
лем (вода и масло дизеля).
Одним из направлений утилизации тепловых потерь с водой
и маслом дизеля является использование принципа рециркуля-
ции нагретого воздуха между охлаждающим устройством и
кузовом тепловоза, позволяющим тепло, отдаваемое в тепло-
возных радиаторах от охлаждающей жидкости в окружающую
среду, перепускать в воздухозаборные устройства дизеля, обес-
печивая подогрев наддувочного воздуха за счет многократной
его рециркуляции, особенно на частичных режимах и холостом
ходу в зимний период эксплуатации тепловозов. При этом теп-
лота не отводится из охлаждающего устройства в окружающую
среду, а возвращается в кузов тепловоза, а следовательно, в
цилиндры дизеля.
Внедрение указанного принципа рециркуляции на теплово-
зах с дизелями 5Д49 и 1 ОД 100 позволило па 6-ь 12% повысить
экономичность работы энергетической установки за счет сниже-
ния потерь теплоты с охлаждающей водой и дизельным маслом
и повышения теплового состояния, а соответственно механичес-
кого к.п.д. дизеля.
Утилизация тепловых потерь с охлаждающими теплоносите-
лями дизеля может быть достигнута за счет совершенствования
системы охлаждения силовой установки на основе внедрения:
высокотемпературного охлаждения, при которой температура
воды повышается до 105^-115°С, снижающей эффективность теп-
лоотдачи от стенки цилиндра к охлаждающей жидкости; систе-
мы осушения радиаторов, позволяющей значительно снизить
тепловые потери из охлаждающего устройства в окружающую
среду; межконтурного перепуска теплоносителей, обеспечиваю-
щего повышение температуры масла и наддувочного воздуха на
режимах холостого хода и частичных нагрузок в межсезонный
и зимний период эксплуатации. При утилизации потерь теплоты
с выпускными газами, имеющей огромное значение для повы-
шения эффективности к.п.д энергетической установки, имеются
серьезные трудности. Это связано с тем, что при реализации на
дизеле устройств утилизации повышается сопротивление вы-
576
пускной системы двигателя, а следовательно, значение противо-
давления. Это вызывает ухудшение качества очистки цилиндра
от отработавших газов, снижение коэффициента наполнения, не-
полное сгорание топлива, снижение мощности, эффективного
к.п.д. и повышение удельного расхода дизеля. Кроме того,
выпускные газы имеют в своем составе сажу, смолистые веще-
ства и т.д., вызывающие закоксовывание устройств утилизации.
В настоящее время для использования энергии выпускных газов
широко применяются комбинированные дизели, в которых теп-
лота, отводимая с выпускными газами из поршневой части,
передается в газовую турбину. При этом часть теплоты превра-
щается в полезную работу силовой турбины, другая ее часть —
в работу турбины турбокомпрессора, обеспечивающей сжатие
наддувочного воздуха в компрессоре. Неиспользованная часть
теплоты отводится выпускными газами из турбины.
Утилизация тепловых потерь с выпускными газами возмож-
на на путях внедрения теплообменников для подогрева надду-
вочного воздуха дизеля, адсорбирующих устройств, термоэлек-
трических генераторов, рециркуляции отработавших газов и
перепуска их в воздушный ресивер для подогрева воздуха на
режимах холостого хода и частичных нагрузок.
6.3.2. Теплонапряженность а показатели
теплонопряженности
Под тепловой нагрузкой понимается значение удельного по-
тока, передаваемого от рабочего тела к поверхности детали.
Теплота передается от рабочего тела к поверхности деталей ра-
диацией и теплоотдачей. Роль радиации особенно велика в ди-
зелях в связи с тем, что в них имеет место преимущественно
диффузионное горение, сопровождающееся обильным образова-
нием и последующим выгоранием сажи. Содержание в пламени
сажи является причиной высокой степени его черноты, а поэто-
му высокой излучательной способности пламени. В результате
температура пламени существенно (на 15-ь25%) превышает зна-
чение средней по объему термодинамической температуры.
Высокие значения температуры пламени и степени его черноты
определяют значительную долю теплоты, передаваемой излучени-
ем, в общем теплообмене (по некоторым оценкам, до 45% и бо-
19 Зак. 75
577
лее). Некоторую роль играет также излучение трехатомных газов.
Тепловое нагружение отдельных участков деталей зависит в основ-
ном от расположения участка по отношению к факелу и поэтому
неравномерна. Например, для дизелей с камерой сгорания в пор-
шне некоторые зоны таких деталей, как гильза цилиндра, крышка
цилиндра и сам поршень, экранированы корпусом поршня от фа-
кела в период наиболее интенсивного излучения.
Теплоотдача включает в себя конвективный теплообмен в
основной части заряда и передачу теплоты теплопроводностью
через пограничный слой заряда. Интенсивность теплоотдачи
определяется в большей мере локальными условиями смесеоб-
разования и тепловыделения, которые еще недостаточно изуче-
ны. Из анализа многочисленных исследований следует, что на
распределение тепловой нагрузки по деталям оказывает влияние
не столько интенсивность и характер движения заряда в цилин-
дре и камере сгорания, созданные при впуске, сколько движение
заряда, инициируемое при сгорании, а также распределение сго-
рающего топлива по объему камеры сгорания, зависящее от
числа и расположения топливных струй, размеров и конфигура-
ции камеры сгорания. Последние факторы определяют локаль-
ную температуру заряда.
Важное значение имеет наличие существенной нестационар-
ное™ теплообмена в поршневых двигателях и неравномерное
распределение тепловой нагрузки по деталям. Нестационарность
теплообмена определяется переменностью во времени всех фак-
торов, влияющих па радиацию и теплоотдачу (параметров со-
стояния заряда, его скорости, в том числе пульсационной ее
составляющей, структуры пламени и т.д.). Следует отметить, что
при нестационарном теплообмене максимальное значение
удельного теплового потока может в несколько десятков раз
превышать его среднее по времени значение. Наибольшая часть
теплоты передается в период интенсивного горения. Так, при-
мерно за 1/10 времени цикла (от 10° до ВНТ и до 60° после
ВМТ) от заряда к стенкам цилиндра передается до 70% всей
теплоты, передаваемой за цикл.
Неравномерность распределения средней по времени тепло-
вой нагрузки по поверхности деталей КШМ представлена на
рис. 6.25, из которого следует, что по поверхности поршня
удельный тепловой поток изменяется в 2,5 раза, крышки цилин-
дра — в 2,5 раза, гильзы цилиндра — в 2,3 раза.
578
a)
б)
цилиндра; в — гильза цилиндра;
R — расстояние зоны измерения от оси цилиндра Л = D/2; / — рас-
стояние зоны измерения от верхнего торца гильзы; 1г — длина гильзы
На неравномерность распределения тепловой нагрузки суще-
ственно влияют тип и размеры камеры сгорания. Так, в дизелях
с камерой сгорания в поршне неравномерность распределения
тепловой нагрузки повышается при уменьшении относительно-
го диаметра камеры сгорания. В дизелях с раздельными камера-
ми сгорания указанная неравномерность по поверхности порш-
ня и крышки цилиндра, как правило, выше, чем в дизелях с
нераздельной камерой сгорания.
Уровень тепловых нагрузок в большей мере определяется
степенью форсирования (литровой мощностью), тактностыо дви-
гателя, степенью сжатия, частотой вращения коленчатого вала,
углом опережения подачи топлива, коэффициентом избытка воз-
духа, давлением наддувочного воздуха, конструкцией камеры
сгорания, фазами газораспределения, степенью охлаждения над-
дувочного воздуха, характером изменения внешней нагрузки,
давлением и температурой воздуха перед воздухозаборными
19*
579
устройствами дизеля, режимами и переходными процессами,
имеющими место в силовых установках в условиях эксплуата-
ции.
Термин «тепловая напряженность» используется для выраже-
ния комплекса явлений, связанных с тепловым состоянием дета-
лей двигателя. Тепловое состояние деталей оказывает влияние па
прочностные характеристики материалов, из которых они изго-
товлены, на интенсивность отложений на деталях, на условиях
их смазки, трения, износа, а также па напряжения в деталях.
Появление температурных напряжений связано с неравномер-
ным распределением температуры в деталях и с тем, что конст-
рукция большинства деталей не обеспечивает возможности сво-
бодного расширения наиболее нагретых участков.
Из сказанного следует, что тепловая напряженность опреде-
ляется распределением температуры в деталях, которая является
функцией тепловой нагрузки, конструкцией детали и условиями
ее охлаждения. От конструкции деталей зависят распределение
местных термических сопротивлений. Наиболее теплонапряжен-
ными деталями дизеля являются поршень, крышка цилиндра,
цилиндровая втулка.
Рассмотрим влияние конструктивных и эксплуатационных
факторов на уровень тепловой нагрузки, а следовательно, теп-
лонапряженность двигателя.
1.	Литровая мощность. При увеличении литровой мощности
повышается количество рабочей смеси в цилиндре, а следователь-
но, давление и температура продуктов сгорания, что оказывает
влияние на увеличение механических нагрузок и теплонапряжен-
ного состояния деталей цилиндропоршневой группы. Форсиро-
вание литровой мощности должно сопровождаться подбором со-
ответствующих материалов для деталей КШМ, расчетом их
конструктивных параметров и выбором эффективной системы
охлаждения дизеля.
2.	Осуществление двухтактного цикла. Экспериментальные
исследования и сравнительные расчеты свидетельствуют о том, что
литровая мощность двухтактного двигателя при прочих равных
параметрах (степень сжатия, давление воздуха на входе в цилинд-
ры, коэффициент избытка воздуха, индикаторный к.п.д) больше
литровой мощности четырехтактного дизеля в 1,5-И,7 раза. По-
этому двухтактные двигатели отличаются более высокой тепло-
напряженностыо в работе по сравнению с четырехтактными.
580
3.	Степень сжатия (е). С ростом е уменьшается относительное
количество теплоты, выделяющейся в основной фазе сгорания, и
увеличивается доля топлива, догорающего в процессе расшире-
ния.
Веле ствие повышения максимальной температуры в цилин-
дре увеличивается интенсивность диссоциации и теплопередачи
в стенки цилиндра и поршня. В результате имеет место увели-
чение механических нагрузок и повышение теплонапряженности
двигателя. В целях снижения механических и тепловых нагру-
зок в дизелях величину е выбирают исходя из условий обеспе-
чения надежного пуска и допустимой нагрузки на детали двига-
теля.
4.	Коэффициент избытка воздуха (а). При снижении коэффи-
циента избытка воздуха до определенного предела увеличивает-
ся отношение т|/а, а следовательно, и удельная мощность. По-
нижение коэффициента а позволяет уменьшить проходные сече-
ния выпускных и впускных органов и трубопроводов, размеры
турбин и компрессоров, т.е. снизить массу и габаритные разме-
ры комбинированного дизеля. Однако при работе двигателя с
более низкими значениями коэффициента а повышаются макси-
мальная и средняя температуры цикла и температура выпуск-
ных газов, что приводит к росту теплонапряженности основных
деталей цилнндропоршневой группы и газовой турбины. Кроме
того, при пониженных значениях а возрастают требования к
организации процесса смесеобразования и сгорания.
5.	Частота вращения коленчатого вала (пд).С увеличением п
уменьшается продолжительность цикла, что сказывается на про-
текании рабочего процесса: улучшается качество распыливания
топлива, а следовательно, процессов смесеобразования, сокра-
щается относительное количество теплоты, отводимой в систему
охлаждения, и увеличиваются параметры заряда в цилиндре в
конце сжатия. Последнее оказывает благоприятное влияние на
процессы сгорания топлива. С ростом п уменьшается коэффици-
ент наполнения при неизменных фазах газораспределения и
проходных сечениях впускных и выпускных органов. По сово-
купности приведенных факторов следует, что при повышении л
теплонапряженность двигателя возрастает. Кроме того, в дан-
ном случае увеличивается средняя скорость поршня, затраты
мощности на газообмен и нагрузки от сил инерции. В резуль-
тате возрастают потери на трение, износ трущихся деталей
581
КШМ, напряжения в коленчатом валу, шатуне, шатунных бол-
тах и других деталях двигателя, что может вызвать необходи-
мость применения материалов более высокого качества и более
совершенных технологий при их обработке.
6.	Угол опережения подачи топлива (фт). При уменьшении
угла фт растягивается процесс сгорания топлива, снижается мак-
симальное давление сгорания Р_. При высоких давлениях надду-
ва сгорание топлива в основном происходит во время процесса
расширения, а это ухудшает экономичность и увеличивает теп-
лонапряженность деталей, образующих камеру сгорания, вы-
пускных органов и турбины. При увеличении угла фт период
задержки воспламенения топлива повышается, к моменту нача-
ла воспламенения в цилиндре скапливается большая часть топ-
лива. В этом случае процесс горения становится неуправляемым
и сопровождается высокой скоростью горения топлива и нара-
стания давления продуктов сгорания в цилиндре. В результате
возникают ударные нагрузки на кривошипно-шатунный меха-
низм дизеля, двигатель работает жестко.
Быстрое протекание процесса горения в бескомпрессорном
дизеле обусловливает жесткость работы, которая оценивается
скоростью нарастания давления ДР/Дф, степенью повышения дав-
ления X = PJP и фактором динамичности цикла а, представляю-
щим собой отношение количества топлива, поданного в цилиндр
за период задержки воспламенения В , к цикловой подаче топли-
ва 5ц: а = ВTjIBu. С увеличением фактора динамичности цикла воз-
растают максимальное давление сгорания Р_ и жесткость процес-
са сгорания ДР/Дф, что способствует росту механической напря-
женности и износа основных деталей и узлов дизеля. Поэтому для
снижения Р_ и ДР/Дф, а следовательно, тепловых и механических
нагрузок, следует осуществлять, например, ступенчатый впрыск
топлива, при котором в период задержки воспламенения в ци-
линдр подавать небольшое количество топлива, а в последующий
период — остальное количество топлива. В соответствии с экспе-
риментальными данными в быстроходных комбинированных
дизелях с Рк = 0,2 МПа применение ступенчатого впрыска позво-
ляет уменьшить максимальное давление газов в цилиндре Р. па
6,5%, а жесткость сгорания ДР/Дф на 23%, а следовательно, сни-
зить тепловые нагрузки на КШМ [5].
7.	Увеличение давления воздушного заряда (наддув). Извест-
но, что увеличение плотности воздушного заряда Рк на впуске в
582
цилиндры позволяет повысить эффективную мощность двигате-
ля, что привело к созданию комбинированных дизелей. При
этом следует отметить, что при повышении давления наддувоч-
ного воздуха увеличивается механическая и тепловая напряжен-
ность двигателя.
Увеличение механических нагрузок на детали дизеля с повы-
шением наддува обусловлено ростом максимального давления
газов Р в цилиндре. Так, при увеличении Рк от 0,3 до 0,6 МПа,
сохранении Л. = 1,4 = const и е = 13 = const давление Рг может
возрасти в 2 раза.
С увеличением давления наддува повышается также и тепло-
вая напряженность крышки цилиндра, клапанов, цилиндра и
особенно поршня. Вследствие роста количества теплоты, выде-
ляющейся при сгорании топлива и приходящейся на единицу
рабочего объема цилиндра, увеличивается количество теплоты,
отводимой через стенку. Этому способствует также повышение
коэффициента теплоотдачи от газа в стенки в результате роста
давления газа в цилиндре. Повышение температур и темпера-
турных градиентов приводит к увеличению напряжений в дета-
лях двигателя, ухудшению условий смазки, что неблагоприятно
сказывается на эффективности охлаждения, особенно поршня и
надежности работы силовой установки и КШМ в частности.
Таким образом, рост механической и тепловой напряженно-
сти дизелей является основной причиной, ограничивающей уве-
личение давления воздуха Рк. Отсюда следует, что, повышая
давление заряда для увеличения эффективной мощности, необ-
ходимо ограничивать максимальное давление газа в цилиндре и
скорость его нарастания, температуру и температурные градиен-
ты в стенках деталей. Этого добиваются внедрением конструк-
торских и технологических усовершенствований, а также раци-
ональной организацией рабочего процесса комбинированного
двигателя.
8.	Продувка цилиндра двигателя. На температурный режим
деталей влияют наличие и продолжительность продувки. В че-
тырехтактных двигателях продувка камеры сгорания достигает-
ся увеличением фазы перекрытия клапанов. При этом коэффици-
ент продувки достигает 1,104-1,15. Продувочный воздух охлажда-
ет поршень, выпускные органы, лопатки газовой турбины и т.п.,
а также улучшает очистку камеры сгорания от отработавших
газов, вследствие чего увеличивается коэффициент наполнения.
583
Эффективность охлаждения деталей при продувке возрастает
с уменьшением температуры наддувочного воздуха. Так, по
результатам испытаний дизеля 6ЧН15/18 (типа Д6) при Р =
= 0,775 МПа, = 1500 об/мин, Рк = 0,15 МПа с изменением фазы
перекрытия клапанов от 40° до 120° и температурой наддувоч-
ного воздуха t = 90°С температура в центре днища поршня
уменьшается за счет продувки на 10°С, при /к = 45°С — на 16°С
и при ?к = 25°С — па 20°С. Температура выпускных газов при
1к = 45°С и давлении газов в конце расширения 0,12 МПа в
указанных выше пределах изменения фазы перекрытия клапанов
понизилась на 66°С. С увеличением частоты вращения коленча-
того вала влияние продувки на температурное состояние дета-
лей уменьшается вследствие сокращения времени обдува горя-
чих стенок продувочным воздухом.
9.	Охлаждение наддувочного воздуха. Одним из рациональ-
ных способов снижения температуры деталей комбинированно-
го двигателя является охлаждение воздуха после компрессора.
В этом случае уменьшается начальная температура цикла, а сле-
довательно, и средняя температура за цикл, что приводит к по-
нижению температуры деталей. Уменьшение температур посту-
пающего воздуха и деталей двигателя обусловливает увеличение
массового наполнения цилиндра воздухом и мощности двигате-
ля. Опытные данные показывают, что мощность дизеля с проме-
жуточным охлаждением воздуха увеличивается примерно на
2-4% на каждые 10°С снижения температуры воздуха.
Обычно промежуточное охлаждение применяют при Р >
>0,15 Мпа, т.е. когда температура воздуха после компрессора
выше 55-ь60°С. С повышением давления Р. эффективность про-
межуточного охлаждения воздуха возрастает.
При увеличении коэффициента избытка воздуха а за счет
промежуточного охлаждения воздуха температура деталей по-
нижается более интенсивно, чем при увеличении а за счет роста
Рк (рис. 6.26).
Для охлаждения наддувочного воздуха кроме поверхностных
охладителей и специальных холодильных установок использу-
ют турбодетапдеры, впрыск воды (испарительное охлаждение) и
внутреннее охлаждение по способу Миллера. В последнем слу-
чае давление воздуха после компрессора несколько больше дав-
ления, необходимого для получения заданных показателей дви-
гателя. Впуск воздуха в цилиндр прекращается до того момента.
584
'С
Рис. 6.26. Зависимость
максимальной температуры
поршня tH двигателя типа
ДЮО от а:
-----при повышении давле-
ния Рк;------при промежу-
точном охлаждении воздуха
когда поршень переместится в н.м.т. (за 40-*-50° угла поворота
коленчатого вала). При движении поршня к н.м.т. объем цилин-
дра увеличивается и происходит расширение заряда до давле-
ния, при котором достигается необходимая мощность двигате-
ля. В результате уменьшается температура заряда в начале
сжатия и понижается теплоиапряженность двигателя. Регулируя
фазы газораспределения, можно изменять величину давления
заряда в начале сжатия, а следовательно, максимальное давле-
ние газов в цилиндре.
10.	Температура (ГД и давление (Ро) окружающей среды (атмос-
ферные условия). Влияние температуры То и давление Р па пока-
затели работы тепловозного дизеля 1 ОД 100 представлено па рис.
6.30, 6.31, из которых следует, что при повышении температуры и
снижении барометрического давления окружающей среды умень-
шается эффективная мощность Nc, повышается удельный расход
топлива qe; снижается коэффициент избытка воздуха а при посто-
янной цикловой подаче топлива, существенно влияющий на теп-
ловое состояние дизеля; ухудшается эффективность охлаждения
теплоносителей двигателя, вследствие чего повышаются темпера-
туры воды и масла в системах охлаждения и смазки дизеля и име-
ет место их перегрев. В этих условиях растет температура цикла,
а следовательно, и теплоиапряженность силовой установки. Так,
для дизеля 1 ОД 100 на каждые 10°С повышения температуры на
585
ружного воздуха температура отработавших газов повышается
па 20-!-25оС, температура нижнего поршня — на 12-s-16°С, цилинд-
ровой втулки в зоне выпускных окоп — на 7+8°С. При снижении
температуры TQ наблюдается уменьшение теплонапряженности
двигателя с одновременным ростом механической напряженнос-
ти из-за увеличения максимального давления сгорания и жестко-
сти работы двигателя.
11.	Состояние газо-воздушного тракта. При ухудшении техни-
ческого состояния газо-воздушного тракта (снижении критерия
PJP,, где Ps — давление наддувочного воздуха, // — давление
газов перед турбиной турбокомпрессора) вследствие загрязне-
ния системы воздухоснабжения и закоксовывания выпускного
тракта, увеличения сопротивления иа впуске и противодавления
па выпуске при постоянной цикловой подаче, соответствующей
поминальной мощности, ухудшается наполнение цилиндра све-
жим зарядом воздуха, снижается коэффициент избытка воздуха.
В результате повышаются температура цикла, а следовательно,
тепловые нагрузки на детали и узлы КШМ и их тепловая на-
пряженность. Так, для двигателя типа 5Д49 при снижении Р/Р
на 25 % значение а падает на 12-И 4 %, а температура выпускных
газов перед турбиной повышается на 11-5-13 %. Для двухтактных
дизелей 1 ОД 100 в том же диапазоне изменения величины Р /Р,
значения температуры газов перед турбиной увеличиваются па
25+30%.
12.	Температуры теплоносителей дизеля. При повышении тем-
ператур воды и масла в системах охлаждения и смазки двигате-
ля снижается теплоотвод от заряда к охлаждающей среде, что
сопровождается повышением температуры цикла, уменьшением
коэффициента наполнения и коэффициента избытка воздуха, а
следовательно, увеличением теплового состояния и теплопапря-
женности двигателя. Повышение температур теплоносителей
дизеля в эксплуатации возможно вследствие ухудшения техни-
ческого состояния системы охлаждения дизеля и охлаждающего
устройства тепловоза, эксплуатации двигателя в условиях более
высоких температур наружного воздуха и низких значений ба-
рометрического давления. При создании новых тепловозов для
повышения индикаторного Т|. проектируются высокотемператур-
ные системы охлаждения силовых установок. Однако при их
применении следует учесть повышение тепловой напряженности
двигателя и обеспечить внедрение для наиболее напряженных
586
элементов дизеля более высокопрочных материалов и современ-
ных технологий.
13.	Внешняя нагрузка. Тепловая напряженность двигателя за-
висит от режима работы локомотивной энергетической установ-
ки. При эксплуатации дизеля по внешней характеристики при
снижении частоты вращения коленчатого вала на 25% коэффи-
циент избытка воздуха уменьшается на 25+30% для двухтактно-
го и на 12+16% для четырехтактного дизеля, температура выпус-
кных газов перед турбиной возрастает соответственно на 10+12%
и 7+8%. Тепловая напряженность двигателя при этом возрастает.
При переходе на заградительную характеристику, в пределах
которой эффективная мощность двигателя повышается па 10%
относительно номинальной, тепловая напряженность двигателя
еще более повышается, вызывая перегрев его наиболее нагру-
женных деталей и узлов.
14.	Переходные процессы. Во время переходных процессов
температура теплопапряженных деталей цилиндропоршпевой
группы двигателей претерпевают значительные изменения, при
этом изменение температуры всегда отстает во времени от изме-
нения режима работы. Наблюдается так называемая тепловая
инерция. Таким образом, рабочий процесс в цилиндре при не-
установившихся режимах совершается при температурах стенок
камеры сгорания, в значительной степени отличающихся от их
значений, свойственных соответствующим установившимся ре-
жимам. Это различие в ряде случаев может оказывать суще-
ственное влияние на характер рабочего процесса, особенно при
относительно малых температурах деталей. Во время эксплуа-
тации тепловозных двигателей с частыми сменами режимов при
незавершенных переходных процессах наблюдается колебание
температуры деталей относительно среднего значения, часто
значительно превышающего температуру, свойственную средне-
му за рабочий цикл машины установившемуся режиму двига-
телю.
При больших средних загрузках средние эксплуатационные
температуры деталей могут быть выше температур, характер-
ных для поминального режима работы дизеля.
Неустановившееся температурное состояние (прогрев или
охлаждение) сопровождается заметным ростом разности темпе-
ратур в теле деталей и в большинстве случаев — увеличением
температурных напряжений.
587
Так, например, превышение температурных напряжений, ха-
рактерных для номинального режима, отмечено при резком пе-
реходе тепловозных дизелей Д49 и 14Д40 с холостого хода на
номинальный режим.
На рис. 6.27, а представлен характер изменения во времени
при указанных условиях напряжений на огневой поверхности
днища поршня дизеля Д49 (кривая 7) и в наиболее опасной с
точки зрения напряженного состояния точки во внутренней по-
верхности головки поршня (кривая 2). В первом случае заброс
напряжений в начале фазы переходного процесса по сравнению
с их значениями после окончательного прогрева дизеля состав-
ляет около 15%. Значительное превышение температурных на-
пряжений наблюдается и в зоне верхнего бурта втулки цилинд-
ра (примерно 13%). При аналогичных условиях загрузки теп-
ловозного дизеля 14Д40 температурные напряжения в верхнем
бурте втулки цилиндра на 15% выше, чем при номинальном
режиме.
На рис. 6.27, б показано изменение температурного состоя-
ния поршня после внезапной остановки полностью нагруженно-
го дизеля «Гетаверкен». Из рисунка следует, что температура
поршня в точке 3 через 2 мин после остановки дизеля поднялась
с 225 до 275°С. В точке 2 в течение 1 мин до остановки масля-
а)	б)
Рис. 6.27. Температура и температурные напряжения в головках
поршней при переходных процессах:
а — наборосе нагрузки (дизель Д49); б — внезапной остановке
588
ного насоса, температура снизилась. Однако с момента прекра-
щения подачи масла температура начала повышаться за счет
передачи теплоты от наружной поверхности днища поршня и
через 14-15 мин превысила 200°С. Если при этой температуре
запустить двигатель вторично, то возможны отложения на по-
верхности, омываемой маслом, и появление трещин в связи с
возникновением температурных напряжений. Приведенный при-
мер свидетельствует о том, что для охлажденных поршней при
резком сбросе нагрузки и последующей остановке двигателя
возможно заметное увеличение температуры в отдельных точ-
ках днища поршня. При повторном пуске двигателя это могло
бы привести к выходу из строя поршня. Для обеспечения нор-
мальной работы поршневой группы необходимо придерживать-
ся в таких случаях определенных режимов остановки двигателя
и охлаждения.
Резкое изменение режима работы двигателя в процессе про-
грева или охлаждения деталей, как правило, приводит к воз-
никновению в них температурных напряжений, значительно
превышающих их значения при соответствующих установив-
шихся режимах работы.
Последнее следует учитывать при расчете деталей на
прочность.
6.4. Технико-экономические показатели
работы ЛЭУ в эксплуатации
Известно, что магистральные и маневровые тепловозы пред-
назначены соответственно для вождения грузовых и пассажирс-
ких поездов и выполнения маневровой работы.
Для поддержания работоспособности локомотивов предус-
мотрена система их технического обслуживания и ремонта, раз-
рабатываемая для каждой серии локомотивов в зависимости от
пробега. При выполнении крупных объемов ремонта для оцен-
ки качества выполненных работ по восстановлению техничес-
кого состояния локомотива предусматривается проведение рео-
статных испытаний локомотивной энергетической установки.
Очевидно, что оценка топливной экономичности тепловозов в
условиях эксплуатации и послеремонтных реостатных испыта-
ний должна быть различной.
589
На основании вышеизложенного рассмотрим методику опре-
деления топливной экономичности во взаимосвязи с эксплуата-
ционными факторами.
1. Оценка топливной экономичности при послеремонтпых
(реостатных) испытаниях ЛЭУ.
Особенность послеремонтпых (реостатных) испытаний тепло-
возной ЛЭУ состоит в том, что основные показатели дизеля
снимаются при ее работе по тепловозной характеристике иа ус-
тановившихся режимах в зависимости от рукоятки контроллера
управления локомотивом. При этом важное значение имеет не
только проверка, настройка и обеспечение требуемой эффектив-
ной мощности и равномерное распределение ее по цилиндрам
при нормируемых значениях температур выпускных газов и
других параметров, но и оценка удельного эффективного расхо-
да топлива г/с, являющегося интегральным показателем техни-
ческого состояния ЛЭУ и характеризующим ее топливную эко-
номичность.
Удельный эффективный расход топлива определяется
а = В IN ,
~е ч е’
где — часовой расход топлива, кг/ч;
Nc — эффективная мощность дизеля, кВт.
Измерение величины Вч возможно на основе использования
как существующих (например, топливомерный бак), так и со-
временных (например, роликолопастных расходомеров с точно-
стью измерения до 0,1%) средств измерения.
Эффективная мощность определяется по току (./) и напряже-
нию ((/) на зажимах тягового генератора с учетом его к.п.д.
(т][): 2V '= /Шт|г.
Полученные в процессе испытания Вч,	при работе
ЛЭУ по тепловозной характеристике позволяют оценить вели-
чину удельного эффективного расхода топлива q. Данные зна-
чений <7е для различных тепловозных дизелей представлены на
рис. 6.28.
Однако, при оценке топливной экономичности двигателей по
значению <г/с необходимо учитывать условия, в которых прово-
дятся послеремонтпые или сдаточные испытания, а именно: тем-
пература Т и барометрическое давление Вр окружающей среды,
которые оказывают существенное влияние на индикаторные пока-
590
Рис 6.28. Изменение
удельного расхода
топлива по
тепловозным
характеристикам
дизелей:
I — 5Д49; 2 — 10Д100;
3 — 2Д100; 4 — ПД1М
затели тепловозного дизеля (рис. 6.30). Из анализа влияния дав-
ления (В ) и температуры (Г) окружающей среды следует, что
при изменении Вр на 20% индикаторная мощность изменяется на
13%; в то же время при равном относительном изменении Т ин-
дикаторная мощность изменяется на 44% (при отсутствии охлаж-
дения наддувочного воздуха после компрессора) и на 24% при
наличии промежуточного охлаждения воздуха. При постоян-
ной цикловой подаче топлива соответственно изменяется и вели-
чина г/с.
Поэтому для достоверной оценки топливной экономичнос-
ти ЛЭУ в реальных условиях на соответствие нормируемым
значениям удельного расхода топлива сц на поминальной мощ-
ности (АГ"ОМ) требуется производить приведение поминальной
мощности, полученной при испытаниях ЛЭУ в конкретных
атмосферных условиях, к нормальным атмосферным условиям
по методике в соответствии с отраслевым стандартом ОСТ
24.060.07.
Для режима Д^'ом современных тепловозных дизелей с газо-
турбинным наддувом и охлаждением наддувочного воздуха
после компрессора приведение номинальной мощности выпол-
няется по формуле, учитывающей изменение эффективной мощ-
ности N, удельного эффективного расхода топлива с/с в зависи-
мости от температуры Тр и давления В. окружающей среды:
591
N = a N
e(p) O co
где j — мощность, реализуемая дизелем при испытаниях при кон-
кретных значениях Тр и Вр;
— мощность при стандартных условиях В,, и То;
а0 — коэффициент пересчета мощности;
«0 = К - 0,7(1-К)(1/т|мо-1),
где К — коэффициент, представляющий отношение индикаторной мощ-
ности при реальных условиях окружающей среды к индика-
торной мощности при нормальных атмосферных условиях
барометрического давления Во и температуры То;
К =
у/
Тсо0
где Р — парциальное давление водяных паров при данной конкрст-
где PWK — давление насыщения водяных паров при данном баромет-
рическом давлении Вр,
ув — относительная влажность воздуха;
т(), и0, q — эмпирические коэффициенты, определяются из табл. 6.3.
Величина Т| представляет из себя коэффициент охлаждающей
эффективности системы, представляющий собой отношение фак-
тически отведенного от наддувочного воздуха теплоты Q к тео-
ретически предельному количеству теплоты, которое могло быть
отведено при полном исчерпании температурного перепада меж-
ду наддувочным воздухом и охлаждающей средой Qt:

где tk и /t — соответственно температуры воздуха на входе и выходе
из охладителя наддувочного воздуха;
Zoc — температура охлаждающей среды (воды или атмосферно-
го воздуха) на входе в охладитель. В соответствии с
ГОСТ 10598-82 величина ц < 0,7.
'to ’
592
Таблица 6.3. Значения эмпирических показателей в функции от а
Суммарный коэффициент избытка воздуха Ct	Коэффициенты		
	/Но	Но	Ч
Более 2,1	0,1	0,20(1-0,5 ц,0)	0,2 Т|,о
1,7-2,1	0,1	0,35(1-0,5 ц,„)	0,3 т),о
Менее 1,7	0,3	0,55 ( 1-0,5 т],о)	0.6 п,„
Удельный эффективный расход топлива, приведенный к нор-
мальным условиям,
^е(р) = ^ео/а0’
где — удельный эффективный расход топлива, полученный при
испытаниях ЛЭУ в данных конкретных атмосферных ус-
ловиях при МОЩНОСТИ У^р).
Приведенная методика относится в основном к четырехтакт-
ным дизелям. Учет изменения эффективной мощности двухтакт-
ных дизелей в зависимости от условий окружающей среды про-
изводится по методикам завода-изготовителя.
На основе вышеизложенной методики в процессе послеремон-
тных (реостатных) испытаний осуществляется настройка с учетом
реальных атмосферных условий тепловозной (генераторной) ха-
рактеристики, в пределах которой обеспечивается минимальный
расход топлива. Взаимное расположение генераторной и эконо-
мической характеристики рассмотрено в разделе 6.1.9.
2. Оценка топливной экономичности ЛЭУ при выполнении
локомотивом эксплуатационной работы.
В условиях эксплуатации локомотивные энергетические уста-
новки тепловозов, как известно, работают на переменных режимах
в зависимости от положения рукоятки контроллера управления
тепловозом. Для оценки эффективности использования топливно-
энергетических ресурсов в ЛЭУ на переменных режимах использу-
ется понятие среднеэксплуатациопной экономичности.
В официальной статистической отчетности МПС среднеэксп-
луатационная экономичность выполняемой локомотивом рабо-
ты оценивается расходом топлива на измеритель — 104 ткм. Он
определяется как для отдельных участков и полигонов эксплуа-
тации, так и по всему парку тепловозов за одну поездку, за
сутки, месяц и год их работы.
593
Расход топлива на измеритель «а», кг/(104 ткм бр), зависит не
только от теплотехнических качеств дизеля и тепловоза, по и от
условий, в которых выполняются перевозки, например от ско-
рости движения поезда, его массы, профиля пути и от множества
других факторов, которые определяют объем выполненной ЛЭУ
работы, а следовательно, и расход топлива на измеритель «а».
Оценка теплотехнических качеств, а также технического состоя-
ния ЛЭУ и тепловоза в целом по данному показателю эконо-
мичности затруднительна, так как она дает общее представление
об энергоемкости перевозочного процесса.
Поэтому для оценки экономичности работы локомотивной
энергетической установки, эксплуатируемой на переменных ре-
жимах, сопровождающихся переходными процессами с некото-
рым увеличением расхода топлива по сравнению с установивши-
мися режимами, вводится показатель среднеэксплуатациопного
расхода топлива брутто (<7С(С учитывающий расход топлива не
только па нагрузочных режимах, но и па холостом ходу.
Под средпеэксплуатациопным расходом топлива понимают
отношение всего количества израсходованного топлива к вы-
полненной двигателем работе
^(ср) =	+	+
где N — эффективная мощность дизеля, соответствующая f-му режи-
му работы ЛЭУ, а следовательно, Z-й позиции контроллера
управления тепловозом;
Т. — продолжительность работы дизеля на Z-м режиме;
— удельный расход топлива дизеля на Z-м режиме;
Z?v и Tv — расход топлива (кг/ч) и время работы ЛЭУ па холостом
ходу;
A£ncp(1) — расход топлива, связанный с ухудшением рабочего процес-
са па переходных режимах.
Для определения показателя среднеэксплуатациопного расхо-
да топлива необходимо знать распределение нагрузки (мощно-
сти) дизеля по времени Nc = /(т). Эти зависимости могут быть
получены путем расчетов для новых тепловозов или по средне-
статистическим данным эксплуатации определенного типа локо-
мотива иа конкретном участке, полигоне, дороге. Эксплуатаци-
онный расход топлива зависит от продолжительности работы
ЛЭУ на различных нагрузочных режимах. Несмотря на очевид-
ную целесообразность использования ЛЭУ в диапазоне нагру-
594
е<ср>
зок, имеющих наименьший удельный расход топлива, особен-
ности эксплуатации тепловозной тягн вызывают необходимость
длительной работы на неэкономичных режимах холостого хода
и частичных нагрузок и требуют непроизводительного расхода
топлива на различные вспомогательные пужды.
Зависимость удельного расхода qej от мощности N при работе
ЛЭУ по тепловозной характеристике определяется по паспортной
характеристике дизеля, снятой при стендовых испытаниях заво-
дом-изготовителем. Зависимость qej = f(Ne) может быть получе-
на и при послеремонтных (реостатных) испытаниях тепловоза,
при этом qe. принимается постоянной на соответствующем z-м ре-
жиме ЛЭУ. Например, для дизеля 10Д100 gc(HOM) - 226 г/(кВт-ч),
а - 250 г/(кВт ч).
днако в реальных условиях эксплуатации ЛЭУ, работа ко-
торой отличается переменными режимами и переходными про-
цессами, сопровождающимися повышенным расходом топлива,
по сравнению с паспортной характеристикой с/и. = /(У..), требует
более точного определения среднеэксплуатационного расхода
топлива г/ . Это может быть достигнуто применением таких
современных измерительных средств, при помощи которых воз-
можно измерение непосредственно на тепловозе интегрального
расхода топлива за поездку, учитывающего влияние различных
эксплуатационных факторов на топливную экономичность ЛЭУ.
В этом случае среднеэксплуатационный расход топлива рассчи-
тывается по формуле:
С/е(ср) ~ 51/Л?е(ср)’
где 5т — интегральный расход топлива за поездку;
^с(ср) — средняя эффективная мощность
^е(ср) =
Топливная экономичность ЛЭУ определяется величиной сред-
него эксплуатационного эффективного к.п.д. т|с(ср):
=_____________________________________________
ne<cp, DVc,t, /т|и- + (e^.Tj/3600 ’
где Т| — эффективный к.п.д. ЛЭУ при работе на i-м режиме (определя-
ется по генераторным характеристикам) рис. 6.29;
gp — теплота сгорания топлива.
595
Рис. 6.29.
Зависимости г] = f(Nc)
по генераторной
характеристике для
двигателей:
I — 5Д49 с неохлаждас-
мыми коллекторами;
2 — 10Д100; 3 — 2Д100;
4 — ГТ-3,5
Че
Как следует из уравнения, т] зависит от реализуемой мощ-
ности, значений эффективных к.п.д. на различных нагрузках,
времени работы на нагрузочных режимах и холостом ходу.
Значение эффективного к.п.д. Т| па номинальной мощности и
среднего эксплуатационного к.п.д. т| представлены в табл. 6.4.
Существенное снижение величины Т] газотурбинного дви-
гателя ГТ-3,5 объясняется, во-первых, неблагоприятным проте-
канием зависимости т] = f(N), когда к.п.д. непрерывно умень-
шается с понижением нагрузки, и, во-вторых, значительными
расходами топлива (3,5-440 кг/ч).
Важным показателем эксплуатационных режимов, имеющих
место в процессе эксплуатации ЛЭУ, является коэффициент ис-
пользования мощности силовой установки или относительная
среднеэксплуатационная мощность:
где ^С(1ЮМ)— номинальная мощность ЛЭУ;
ТГ) — суммарное время работы дизеля без учета работы при
стоянке тепловоза в депо в режиме «горячего отстоя»;
У =
596
Таблица 6.4. Значения Т]с и т] некоторых локомотивных
силовых установок
Двигатель	Пе	Цс(ср)
10Д100	0,371	0,36
2Д100	0,354	0,339
5Д49	0,414	0,398
ГТ-3,5	0,180	0,121
При выполнении анализа топливной экономичности необходи-
мо учитывать неизбежные потери топлива в эксплуатационных ус-
ловиях на таких вспомогательных режимах, как переходные про-
цессы и прогрев дизеля во время длительных стоянок в зимнее
время, вызывающие повышение величины q^cp) и снижение 'Пе(Ср^-
Прогрев дизеля позволяет поддерживать в состоянии постоянной
эксплуатационной готовности тепловоз. Следовательно, расход
топлива при прогреве является эксплуатационным расходом топ-
лива, необходимым для ЛЭУ и зависящим от ряда факторов, в том
числе от температуры наружного воздуха, термоизоляции кузова,
скорости ветра, к.п.д. обогревательной установки. В роли такой
обогревательной установки используется дизель, работающий в
режиме холостого хода, оказывающего вредное влияние па пока-
затели двигателя, топливную экономичность и техническое состоя-
ние дизеля. Поэтому необходима разработка таких систем прогре-
ва силовой установки, которые обеспечивали бы поддержание
теплового состояния ЛЭУ с неработающим дизелем за счет внедре-
ния систем осушения радиаторов, электрических систем прогрева,
стационарных неавтономных систем прогрева и т.п.
На величину удельного эффективного расхода топлива г/с и
средпеэксплуатационный к.п.д. в эксплуатации влияет множе-
ство факторов: внешние условия (температура, барометрическое
давление и относительная влажность воздуха); температура
воды, масла, наддувочного воздуха; степень нагароотложений;
техническое состояние цилиндропоршневой группы и др.
Рассмотрим подробнее зависимость показателей работы дви-
гателя от указанных эксплуатационных факторов.
1.	Температура, давление, относительная влажность окружаю-
щей среды. Локомотивные энергетические установки эксплуати-
руются в различных климатических условиях, отличающихся
изменением в широком диапазоне температуры наружного воз-
597
духа Т (от -55 до +45°С), барометрического давления В (от 790
до 6001 мм.рт.ст.) и относительной влажности воздуха. Ьлияпие
внешних условий эксплуатации неоднозначно для различных
типов дизелей и способов регулирования мощности. На рис.
6.30, 6.31 представлены характеристики изменения показателей
работы тепловозных дизелей с газотурбинным наддувом и объе-
диненным регулятором в зависимости от температуры и давле-
ния окружающей среды, из которых следует, что при снижении
барометрического давления и повышении температуры и влаж-
ности воздуха имеет место уменьшение расходов воздуха Gs и
коэффициента избытка воздуха а, а следовательно, и индикатор-
ного к.п.д. Г|(, так как в тепловозных дизелях отсутствует коррек-
тирование цикловой подачи топлива, в зависимости от атмос-
ферных условий, и ее значение является величиной постоянной
при выбранном режиме работы ЛЭУ.
При равном интервале понижения плотности воздуха при по-
стоянной цикловой подаче топлива относительная величина па-
дения индикаторного к.п.д. т| при повышении температуры воз-
духа примерно вдвое больше значения этой величины при
падении барометрического давления. Это обусловлено отрица-
тельным влиянием па Т| увеличения относительных потерь тепло-
ты в охлаждающую среду, уменьшения периода задержки вос-
пламенения топлива при постоянном значении угла опережения
подачи топлива и снижения степени повышения давления X, на-
блюдаемое по мере роста температуры воздуха перед воздухоза-
борными устройствами дизеля. Отмеченные явления в сочетании
с уменьшением давления наддувочного воздуха вызывают суще-
ственное снижение максимального давления сгорания Р_ (при-
мерно на 0,15-0,29 МПа на каждые 10°С повышения температуры
воздуха). Следствием понижения индикаторного к.п.д. Т| являет-
ся падение индикаторной и эффективной мощности и рост удель-
ного индикаторного и эффективного расхода топлива.
Понижение барометрического давления, имеющее место при
эксплуатации тепловозов па высокогорных участках, или при
изменении метеорологических условий, вызывает падение дав-
ления наддувочного воздуха, снижение коэффициента избытка
воздуха а, повышение температуры выпускных газов /т, сниже-
ние максимального давления сгорания Р_.
Сравнение изменения параметров работы дизеля в зависимо-
сти от температуры окружающей среды (Г) и барометрического
598
Рис. 6.30. Зависимость показателей дизеля 10Д100 от изменения:
а — температуры окружающей среды (Ро - 750-760 мм рт. ст.); б — барометрического давления (со - 30-40°С)
Рис. 6.31. Изменение
показателей
четырехтактного
дизеля
с газотурбинным
наддувом
в зависимости от
температуры
окружающей среды
давления (5р) показывает некоторое уменьшение влияния этих
факторов на дизелях с газотурбинным наддувом. Это обусловле-
но тем, что по мере роста значения Тр и снижения Вр повышается
температура отходящих газов перед турбиной, а следовательно,
уровень тепловой энергии на рабочих лопатках турбины турбо-
компрессора, что способствует не столь резкому падению часто-
ты вращения ротора пп и давления наддувочного воздуха Р.
Вследствие свойства саморегулирования двигателя следует отме-
тить, что в указанных дизелях влияние барометрического давле-
ния в меньшей степени сказывается на показателях рабочего про-
цесса. Некоторое влияние оказывает температура топлива. При
увеличении температуры окружающей среды повышается темпе-
ратура топлива. Поэтому несколько снижается весовая подача
топлива (около 1% на каждые 10°С изменения температуры), спо-
собствующая падению эффективной мощности.
В этом случае только усиливается влияние температуры на-
ружного воздуха на снижение мощности двигателя.
Описанные выше явления и взаимозависимости имеют место
при эксплуатации дизелей на номинальном и близких к поми-
нальному режимах. Очевидно, что понижение температуры на-
600
ружного воздуха в допустимых пределах, определяемых повы-
шением величины X и максимального давления сгорания Р_, при-
водит к улучшению рабочего процесса в цилиндре дизеля на при-
веденных режимах и снижению удельного расхода топлива и
тепловой напряженности. Одновременно уменьшается доля теп-
лоты, отводимая через стенку цилиндра в охлаждающую воду и
масло, которая может достигать 3-*-5% от всей теплоты, внесенной
в цилиндр с топливом. Рост давления наддува на 0,005 МПа на
каждые 10°С снижения температуры воздуха и увеличение перио-
да задержки воспламенения топлива приводит к повышению зна-
чения Рг примерно па 0,5 МПа на каждые 10°С, увеличению меха-
нической напряженности деталей кривошипно-шатунного меха-
низма; однако до Т = -20°С данные показатели находятся в допу-
стимых пределах. Йри дальнейшем снижении температуры окру-
жающей среды (Т < -20°С) происходит чрезмерное повышение
давления наддувочного воздуха и периода задержки воспламене-
ния топлива, что способствует возрастанию величины Р. и Л. сверх
допустимых значений, а следовательно, повышению жесткости
работы двигателя, оказывающей существенное влияние на надеж-
ность наиболее нагруженных узлов и деталей дизеля.
Для предотвращения данных явлений (при Т < -20°С) целесо-
образно применение различных способов регулирования систе-
мы воздухосиабжепия, ограничивающих рост давления наддува:
перепуск газа или воздуха в атмосферу или дросселирование на
входе, перепуск выпускных газов в выпускной патрубок за тур-
биной, прогрев воздуха перед воздухозаборными устройстами
дизеля за счет межконтурного перепуска теплоносителей из пер-
вого (горячего) контура во второй (холодный) контур охлажде-
ния наддувочного воздуха и масла дизеля, а также применение
рециркуляции воздуха между тепловозным охлаждающим уст-
ройством и дизельным помещением, позволяющей возвратить
теплоту, отводимую радиаторами в окружающую среду, в возду-
хозаборные устройства дизеля. Принцип рециркуляции воздуха
разработан и внедрен МИИТом совместно с ВНИИЖТ на тепло-
возах 2ТЭ116 и 4ТЭ10С, предназначенных для эксплуатации в су-
ровых зимних условиях.
Особые процессы имеют место при работе ЛЭУ на холостом
ходу и частичных нагрузках: влияние внешних условий па по-
казатели двигателя противоположно по сравнению с эксплуата-
цией дизелей на номинальном режиме. Так, по мере снижения
601
температуры наружного воздуха повышается часовой и удель-
ный эффективный расход топлива в диапазоне режимов малых
нагрузок и холостого хода, повышается расход воздуха G(, дав-
ление наддува Р, коэффициент избытка воздуха (а > 3,0). В
области малых нагрузок расход топлива при Т = -30°С выше,
чем при Гр = +30°С, что ведет к снижению среднеэксплуатацион-
пого к.п.д., экономичности дизеля и тепловоза в целом. Это
обусловлено чрезмерным увеличением коэффициента избытка
воздуха а, снижением температур воды и масла дизеля, завися-
щим от величины Тр (существующие системы регулирования не
способны поддерживать оптимальные температуры теплоноси-
телей на малых нагрузках и холостом ходу) и определяющим
рост мощности механических потерь и снижение механического
к.п.д. Т| , падение эффективной мощности и повышение удельно-
го эффективного расхода топлива.
Поэтому на указанных режимах воздух па впуске целесооб-
разно подогревать, особенно, в межсезонный и зимний периоды
эксплуатации тепловозов.
Зависимости изменения показателей дизеля при работе по теп-
ловозной характеристике при подогреве наддувочного воздуха
представлены на рис. 6.32, из которого следует, что подогрев над-
дувочного воздуха наиболее эффективен па малых нагрузках и
холостом ходу и экономия расхода топлива может достигать
10+20%.
Влияние влажности воздуха на параметры дизеля незначи-
тельно тем более, если учитывать, что колебание влажности
происходит в относительно узких пределах.
2.	Температура воды, дизельного масла и наддувочного воздуха.
Как правило, большинство тепловозных дизелей оборудованы
системами охлаждения наддувочного воздуха. Если на номи-
нальном режиме воздух в ресивере требуется охлаждать, то на
режимах холостого хода и малых нагрузок — наоборот подо-
гревать, особенно, при низких температурах окружающей сре-
ды. Прогрев может осуществляться при помощи межконтурного
перепуска теплоносителей при совместной работе водомасляных
теплообменников и водовоздушных охладителей наддувочного
воздуха или путем перепуска воздуха помимо воздуховоздуш-
ного охладителя. Достигаемое при этом повышение темпера-
туры масла приводит к повышению механического к.п.д. Т|м
и снижению расхода топлива (рис. 6.33). Проведенными МГУ
602
Рис. 6.32. Изменение основных параметров работы дизеля 10Д100
по тепловозной характеристике:
1 — серийная система воздухоснабжения; 2 — система воздухоснабжения
с подогревом воздуха
ПС (МИИТ) совместно с ВНИИЖТом исследованиями установ-
лено, что при межконтурном перепуске теплоносителей дизеля и
повышении температуры масла на 10-И 2°С имеет место снижение
расхода топлива на 4-5-5%.
603
Рис. 6.33. Зависимости показателей работы дизеля от изменения
температуры воды охлаждения наддувочного воздуха
Температура масла оказывает наиболее существенное влияние
на эффективный к.п.д. дизеля по сравнению с изменением темпе-
ратуры воды, хотя при пониженной частоте вращения влияние
изменения температуры воды на расход топлива увеличивается.
Первостепенное влияние температуры масла обусловлено суще-
ственным изменением его вязкости. Так, при увеличении темпера-
туры масла от 70 до 80°С вязкость масла М14 снижается на 30%,
что значительно уменьшает коэффициент трения. Влияние из-
менения температуры масла в пределах от 50 до 80°С для двух-
604
тактного дизеля 10Д100 проявляется в понижении мощности
на преодолении трения на 30%, для четырехтактного дизеля
16ЧН25х27 — па 40% при номинальной частоте вращения п . Оче-
видно, что на частичных режимах влияние изменения температу-
ры масла еще более существенно. Кроме того, на всех режимах
индикаторный к.п.д. незначительно увеличивается из-за умень-
шения на 3+4% потерь теплоты в масло. Однако при повышении
температуры масла возможно снижение надежности работы дви-
гателя за счет увеличения температуры поршня и уменьшения
толщины масляной пленки в подшипниках. По данным ПО «За-
вод им. Малышева» повышение температуры масла па 10°С при-
водит к росту температуры поршня на 4+5°С. Поэтому в зависи-
мости от типа дизеля устанавливаются допустимые оптимальные
значения температуры масла в системе смазки двигателя.
Повышение температуры охлаждающей воды приводит к за-
метному росту эффективного к.п.д., так как температура воды
также влияет на уменьшение механических потерь, однако ин-
тенсивность повышения к.п.д. меньшая, чем при увеличении
температуры масла. Существенный рост эффективного к.п.д.
может быть получен за счет увеличения уровня температур ох-
лаждающей воды и применения высокотемпературного охлаж-
дения (температура воды 105°С), позволяющего уменьшить по-
тери теплоты из цилиндра. Однако реализация данного решения
сопряжена с рядом технических трудностей, так как для предот-
вращения кипения воды требуется закрытая система охлаждения
под давлением 0,15+0,2 МПа с обеспечением требуемой прочно-
сти и герметичности основных ее элементов.
3.	Сопротивление газовоздушпого тракта. На сопротивление
газовоздушного тракта оказывают влияние: колебания фаз газо-
распределения, проходных сечений впускных и выпускных ор-
ганов; размеры деталей проточной части турбины и компрессо-
ра в пределах допусков на изготовление и сборку; техническое
состояние впускной и выпускной системы, зависящее от степени
загрязнения и закоксовывания тракта в период эксплуатации и
влияющее в итоге на расход топлива ЛЭУ.
Важным критерием технического состояния газовоздушного
тракта является величина Р/Рт, представляющая собой отноше-
ние давления наддува к давлению газов в выпускном коллекторе
и оказывающая существенное влияние на технико-экопомичес-
кие показатели двигателей, особенно двухтактных.
605
Зависимости изменения показателей рабочего процесса дви-
гателя от величины Р]РЛ представлены па рис. 6.34.
Для четырехтактных дизелей снижение величины PJP1 вызыва-
ет увеличение насосных потерь, снижение коэффициента наполне-
ния и при N ~ const — приводит к падению коэффициента избыт-
ка воздуха, увеличению удельного эффективного расхода топлива
или снижению эффективного к.п.д. Последнее является следствием
снижения механического т| и индикаторного Т| к.п.д. Так, для ди-
зеля типа 5Д49 увеличение Р]РТ на 25% ведет к снижению qe на 7%.
Особенно проявляется влияние величины Р IP на показатели
работы двухтактных двигателей. Уменьшение Р/Рт вызывает су-
щественное снижение индикаторного к.п.д. и повышение удель-
ного индикаторного и эффективного расхода топлива. Так, при
снижении величины РJPX па 10% удельный расход топлива дизе-
лем 10Д100 увеличивается на 7%. Это обусловлено ухудшением
условий газообмена, процессов смесеобразования и сгорания, а
также ухудшением качества очистки цилиндра от остаточных га-
зов, уменьшением коэффициента наполнения и коэффициента из-
бытка воздуха, уменьшением расхода воздуха через дизель, ухуд-
шением качества смесеобразования, повышением температуры
рабочего тела, уменьшением периода задержки воспламенения
топлива и снижением максимального давления сгорания.
Снижение величины Р/Р возможно вследствие загрязнения
воздушного тракта (снижение Р) и закоксовывания выпускного
тракта (повышение Рт).
Снижение величины Ps в эксплуатации часто обусловлено
загрязнением воздушных фильтров, охладителей наддувочного
воздуха, компрессора, износом и обрывом лопаток компрессо-
ра. Загрязнение компрессора происходит в основном из-за по-
падания масла через уплотнения при длительной работе двига-
теля па холостом ходу, когда компрессор является дросселем
для воздуха, а также за счет заброса масла с картерными газами
при вентиляции картера.
Повышение величины Рт в эксплуатации вызвано закоксовы-
ванием выпускного тракта, в частности органов газораспределе-
ния, выпускного коллектора, соплового аппарата и проточной
части турбины. Интенсивный процесс пагарообразования и за-
коксовывания газовоздушного тракта наблюдается при эксплу-
атации дизелей па переходных режимах и в зимнее время на
холостом ходу. Загрязнение выпускного тракта в эксплуатации
606
Рис. 6.34. Зависимости изменения основных показателей дизеля от величины PIP1 при = const, Рх - const:
а — для четырехтактного дизеля; б — для двухтактного дизеля
приводит к уменьшению площади проходного сечения, расхода
воздуха через двигатель, снижению частоты вращения ротора
турбокомпрессора и эффективной мощности дизеля.
При существенном закоксовывании выпускного тракта может
возникнуть помпаж, приводящий нередко к выходу из строя
рабочего колеса компрессора.
Уменьшение нагароотложений может достигаться за счет улуч-
шения качества переходных процессов дизеля, улучшения условий
и сокращения времени работы двигателя на холостом ходу, своев-
ременным ремонтом топливной аппаратуры, периодической очист-
кой органов газораспределения, воздушных фильтров, теплообмен-
ников и т.д. Загрязнение воздушных фильтров вызывает повышение
их сопротивления, снижение расхода воздуха через двигатель.
Особенно важное значение для эффективной работы дизелей
имеет поддержание основных узлов в технически исправном
состоянии. К таким узлам относятся цилиндропоршневая груп-
па, агрегаты наддува, топливная аппаратура.
Из вышеизложенного следует, что снижение среднеэксплуата-
циониой экономичности тепловоза в реальных условиях эксп-
луатации происходит в основном за счет снижения топливной
эффективности дизеля.
Представляется важным для повышения эксплуатационной
экономичности ЛЭУ решить следующие задачи, направленные
на совершенствование вспомогательных режимов:
обеспечить снижение расхода топлива и продолжительности
работы дизеля на режимах холостого хода, в том числе при
прогреве силовой установки;
достигнуть снижения удельного эффективного расхода топли-
ва по сравнению с номинальным в более широком диапазоне
изменения нагрузок;
уменьшить расход топлива на переходных процессах, сокра-
тить их количество и длительность протекания;
уменьшить расход топлива на выполнение работы для при-
вода вспомогательного оборудования тепловоза;
снизить расход топлива в осепне-весенний и зимний пе-рио-
ды эксплуатации за счет разработки систем аккумулирования
и рационального использования избыточной тепловой энер-
гии силовой установки.
Отдельные направления для реализации поставленных выше
задач могут быть сформулированы следующим образом:
608
1.	Создание автоматических систем раздельного регулирова-
ния температур теплоносителей и наддувочного воздуха дизеля
с целью поддержания их оптимальных значений в широком
диапазоне изменения эксплуатационных режимов и температу-
ры окружающей среды.
2.	Разработка и применение систем охлаждения с аккумулиру-
ющими устройствами, позволяющими уменьшить тепловые поте-
ри силовой установкой в окружающую среду, а следовательно, по-
высить индикаторный к.п.д. В этом отношении внедрение ие-
охлаждаемых выпускных коллекторов является оправданным.
Важным направлением может быть создание адиабатных дизелей.
3.	Создание и внедрение систем объединенного регулирова-
ния частоты вращения и мощности дизеля с коррекцией цикло-
вой подачи топлива в соответствии с давлением наддувочного
воздуха с целью улучшения качества переходных процессов в
цилиндре двигателя.
4.	Разработка таких систем воздухоснабжения, при которых
достигается снижение мощности на привод нагнетателя второй
ступени (для двухтактных двигателей) и повышение механичес-
кого к.п.д. Наиболее эффективным решением этого вопроса яв-
ляется обеспечение работы дизеля па нагрузках 75-^-100% мощ-
ности только при одноступенчатом наддуве. В этом случае
требуется решение комплекса вопросов по организации рабоче-
го процесса, созданию системы воздухоснабжения, обеспечению
надежности работы дизеля.
5.	Создание электронных систем для управления изменением
угла опережения и закона подачи топлива в соответствии с ре-
жимом работы ЛЭУ. Аналогичные разработки целесообразны и
для управления механизмом газораспределения.
6.	Использование водотопливных эмульсий, обеспечивающих
снижение расхода топлива в эксплуатации.
7.	Разработка и создание систем топливоподачи, при эксплу-
атации которых достигается постоянство давления впрыска топ-
лива независимо от режима работы ЛЭУ (аккумуляторные топ-
ливные системы, мпогорежимные форсунки, электрогидрав-
лические форсунки, управляющие клапаны и т.д.).
8.	Создание и внедрение двухфазных и ступенчатых систем
топливоподачи, позволяющих обеспечить управление периодом
задержки воспламенения топлива, снизить теплонапряжепиость
и повысить экономичность работы ЛЭУ (применение дополни-
20 Зак. 75
609
тельно устанавливаемой топливной аппаратуры для подачи за-
пальной порции топлива; специальной аппаратуры, обеспечива-
ющей двойной впрыск топлива и др.).
6.5. Надежность работы тепловозных дизелей
Надежность дизеля — это его свойство выполнять заданные
функции, сохраняя во времени значения установленных эксплу-
атационных показателей в заданных пределах, соответствующих
заданным режимам и условиям использования, технического
обслуживания, ремонтов, хранения и транспортирования.
Надежность дизеля — комплексное свойство, которое вклю-
чает безотказность, ремонтопригодность, долговечность и сохра-
няемость его элементов в определенном сочетании.
Безотказность дизеля — свойство непрерывно сохранять ра-
ботоспособность в течение некоторого времени или некоторой
наработки.
Долговечность дизеля — это свойство сохранять работоспособ-
ность до наступления предельного состояния. Предельное состояние
дизеля определяется невозможностью его дальнейшей эксплуа-
тации либо обусловленным снижением эффективности, неустра-
нимым нарушением требований безопасности, неустранимым
отклонением заданных параметров за установленные пределы.
Ремонтоспособность — это свойство объекта, заключающееся
в приспособленности к предупреждению и обнаружению причин
возникновения его отказов и устранению их путем проведения
ремонтов и технического обслуживания.
Все изделия делятся на ремонтируемые и перемонтируемые.
При возникновении отказа или повреждения работоспособность
первых подлежит восстановлению, а вторых — не подлежит вос-
становлению. Однако для тепловозного дизеля ряд узлов и де-
талей может иметь двойственный характер. Так, например, тур-
бокомпрессор, ТНВД, форсунка, поршень и др. работают до
первого отказа и по отношению к дизелю рассматриваются как
перемонтируемые. Сами же они по себе ремонтируемые (восста-
навливаемые) объекты.
Оптимальная надежность обеспечивает минимум затрат на
изготовление, эксплуатацию, техническое обслуживание и ре-
монт дизеля па протяжении суммарного срока его службы.
610
Количественная характеристика надежности двигателя, без-
отказность его работы определяется числом его отказов на
1 млн. км пробега магистрального локомотива, требующих
межпоездных и неплановых ремонтов.
По нормам ВНИТи, параметр потока отказов дизеля магист-
рального тепловоза не должен превышать 4,0 на 1106 км пробега.
По статистическим данным потока отказов, возникающих в
условиях эксплуатации, и их причинах можно: установить ко-
личественные критерии надежности для каждого узла или дета-
ли; осуществить программы повышения надежности в процессе
производства; рационально планировать техническое обслужи-
вание машин, необходимое количество запасных частей и т.д.
На выбор показателей надежности дизеля, его узлов и деталей
влияют следующие факторы: конструктивные, предусматривающие
ремоптируемость или неремонтируемость изделия; характер и ре-
жим использования по назначению; последствий отказа. Количе-
ство показателей надежности должно быть минимальным, а сами
показатели однозначными и легко определяемыми в эксплуатации.
Для тепловозного дизеля простои в эксплуатации являются
вынужденными и нежелательными явлениями. Они вызывают
увеличение эксплуатационных расходов. Для ремонтируемых
изделий основным комплексным показателем надежности для
дизеля и тепловоза как системы может быть принят коэффициент
готовности (Л"г), комплексно характеризующий безотказность и
ремоптируемость системы.
Коэффициент готовности (Кг) — это вероятность того, что
объект окажется работоспособным в любой момент времени,
кроме планируемых периодов, не предусматривающих исполь-
зования данного объекта по назначению.
Кг = Т1(Т+ Тв~),
где Тв и Т — соответственно среднее время на восстановление объекта
и наработка на отказ;
1m,	1 N
тв=-Ъ^ Т = -^,
m ,=i	m i=i
где ti — наработка /-го изделия до отказа;
t' — время простоя /-го изделия в ремонте;
N — число дизелей (тепловозов), находящихся под наблюдением;
m — число отказов.
20*
611
Коэффициент готовности дизеля в значительной степени опре-
деляет готовность тепловоза в целом и находится в пределах
О < Кг < 1. Коэффициент готовности может использоваться при
прогнозировании постановки тепловозов на плановые виды ре-
монта и оценки качества их проведения, определении резерва
локомотивов N = ЛЧТС — число локомотивов и их дизелей,
необходимое для перевозочной работы).
Для поддержания коэффициента готовности на постоянно
высоком уровне независимо от общего пробега локомотива не-
обходимо увеличение соответствующих затрат на ремонт и тех-
ническое обслуживание.
Показателями долговечности дизеля являются средний срок служ-
бы до капитального ремонта и назначенный гарантийный ресурс.
Количественной характеристикой безотказности (надежности)
отдельных деталей, узлов, агрегатов является вероятность их
безотказной работы в зависимости от пробега локомотива. При
такой оценке безотказности работы учитывается количество де-
талей и узлов, замененных на всех видах текущего ремонта.
Вероятность безотказной работы Р(/) определяется на основе
статистических данных из выражения:

где 2-'-'— общее количество замененных деталей за пробег L;
L
— количество осмотренных деталей за тот же пробег.
Опыт эксплуатации отечественных тепловозных дизелей сви-
детельствует о том, что наиболее уязвимыми являются узлы
цилиндропоршневой группы, коленчатый вал и подшипники,
распылители форсунок, плунжерные пары ТНВД, турбокомп-
рессоры повышенного давления. Характеристики вероятности
безотказной работы отдельных узлов дизеля 10Д100 от пробега
тепловоза представлены на рис. 6.35, из которого следует, что
по мере увеличения пробега локомотива «L» вероятность безот-
казной работы узлов и деталей дизеля снижается, причем наибо-
лее существенно распылителей форсунок.
612
Рис. 6.35. Вероятность
безотказной работы узлов
дизеля 1 ОД 100 от пробега
тепловоза:
1 — подшипники коленчатого
вала; 2 — втулки цилиндра; 3 —
поршни; 4 — турбокомпрессоры;
5 — распылители форсунок
Основными причинами заме-
ны указанных на рис. 6.35 узлов
являются:
подшипники коленчатого ва-
ла — выкрашивание баббита,
износ антифрикционного слоя,
кавитационные разрушения,
потеря натяга;
втулки цилиндровые — зади-
ры поверхностей трения, тре-
щины в адаптерных отверсти-
ях, износ зеркала цилиндра;
поршни — трещины в банках
под шпильки и по ручью, из-
нос и сползание полуды, раз-
гарная сетка па днище, задиры
по боковой поверхности;
турбокомпрессоры — обрыв
лопаток компрессора, прогар
лопаток турбины, поврежде-
ние подшипников ротора;
распылители форсунок — по-
теря герметичности запорного
конуса;
плунжерная пара ТНВД — по-
теря плотности, износ, закли-
нивание плунжера.
Наряду с конструкцией и технологией изготовления большое
влияние на надежность и долговечность работы узлов оказывают
следующие эксплуатационные факторы: род службы локомотива,
режим работы дизеля, климатические условия, сорта применяе-
мых топлив и масел и др. На пассажирских тепловозах при про-
чих равных условиях вероятность безотказной работы узлов
выше, чем на грузовых. Например, при пробеге 350 тыс. км пас-
сажирского тепловоза для поршней Р(/) = 0,86 вместо 0,625 у гру-
зового тепловоза.
Вероятность безотказной работы снижается и вследствие того,
что значительное время эксплуатации локомотива приходится
на режимы холостого хода и малых нагрузок. При минималь-
ных частотах вращения п на этих режимах интенсифицируются
613
процессы нагароотложений в выпускном тракте и в турбокомп-
рессоре, скопление дизельного масла в воздушном ресивере и
создания условий для его воспламенения при последующем
переходе на работу под нагрузкой, пригорания поршневых ко-
лец, понижение вязкости дизельного масла вследствие его раз-
жижения несгоревшим топливом и др.
Климатические факторы существенно влияют на показатель
Р(/). В условиях жаркого климата повышается теплонапряжен-
ность работы основных узлов дизеля и снижается вероятность
безотказной работы. Например, для поршней пассажирских теп-
ловозов, эксплуатирующихся в Северных регионах, значение
Р(/) = 0,9, а в условиях Средней Азии P(t) = 0,31 за тот же
пробег L = 450 тыс. км.
Важное значение для дизелей имеют сорта применяемых масел
и топлив, определяющих чистоту охлаждаемых маслом поверхно-
стей поршня, количество отложений нагаров в ручьях поршневых
колец, на выпускных и продувочных окнах цилиндров, клапанах
и зеркале цилиндра и т.д. Применение топлив с повышенным со-
держанием серы и масел без присадок оказывает отрицательное
влияние на показатель надежности вследствие интенсификации на-
гароотложений по сравнению с малосернистым топливом и мас-
лом с легирующими присадками. Например, при увеличении со-
держания серы в топливе в два раза и при применении масла без
легирующих присадок вероятность безотказной работы поршней
снижается в 2ч-2,5 раза и может достигать значений P(t) = 0,15.
Особенно актуально использование топлив с низким содер-
жанием серы и дизельного масла на форсированных дизелях
(типа 10Д100, 5Д49, 11Д45).
Повышение надежности тепловозных дизелей возможно не
только за счет совершенствования их конструкции и технологии
изготовления, по и за счет их модернизации на основе после-
дних научных разработок. Важное значение имеет также внедре-
ние современных усовершенствованных технологий ремонта и
технического обслуживания, систем технической диагностики.
614
£Гла£а 7. Методы оценка
экологического
воздействия
транспортных
двигателей
на окружающую
среду
Образование токсичных веществ — продуктов неполного сго-
рания в цилиндре двигателя происходит, в основном, двумя пу-
тями. Одна группа токсичных веществ образуется в результате
химических реакций окисления топлива, протекающих в про-
цессе сгорания — расширения. Вторая группа токсичных ве-
ществ образуется при соединении азота и избыточного кислоро-
да в продуктах сгорания.
При использовании дизельного топлива среднего элементар-
ного состава основными токсичными веществами являются:
сажа, окись углерода, углеводороды, альдегиды.
Образование сажи представляет собой объемный процесс тер-
мического разложения углеводородов в газовой среде в услови-
ях сильного недостатка окислителя. Реакция пиролиза (разложе-
ния) углеводородов представляется уравнением
СН о пС + 0,5тН7,	(7.1)
которое, в полной мере, не характеризует действительного
механизма образования твердого углерода (сажи).
Установлено, что наиболее общая схема образования сажи
включает в себя процессы гидрогенизации, дегидрогенизации,
крекинга, полимеризации и конденсации, приводящие к образо-
ванию очень больших молекул другого типа.
615
В общем случае предполагается, что выделение сажи в про-
цессе сгорания может быть разделено на три основные фазы:
образование зародыша; рост зародышей в частицы сажи; коагу-
ляция первичных сажевых частиц. Скорость образования сажи
определяется скоростью химических процессов, приводящих к
возникновению зародыша.
Многочисленными исследованиями установлены концентра-
ции окислителя, при которых начинается выделение сажи из пла-
мени. Концентрационный предел начала образования сажи за-
висит от давления, температуры процесса сгорания, вида топли-
ва и составляет по коэффициенту избытка воздуха а = 0,33-0,7.
С увеличением температуры начало образования сажи сдвигает-
ся в сторону более богатых топливовоздушных смесей, с увели-
чением давления — в сторону более бедных смесей. Максимум
сажесодержания при повышении температуры процесса также
сдвигается в сторону богатых смесей. На образование сажи ко-
эффициент избытка воздуха влияет не непосредственно, а через
физические факторы (температура пламени; появление зон смеси
с концентрациями, благоприятными для термического разложе-
ния).
Количество образовавшейся сажи в большей степени зависит
от температуры в зоне пиролиза углеводородов. С ростом тем-
пературы это количество резко увеличивается, так как увеличи-
вается скорость реакции (7.1). Подобным образом влияет и
увеличение давления.
Установлено, что образование сажи зависит от свойств топ-
лива. Чем выше молекулярный вес предельных и непредельных
углеводородов, тем выше скорость образования сажевых частиц.
Выявлено также, что концентрация сажи тем больше, чем выше
отношения С/Н в топливе.
В процессе образования и после образования сажевых частиц
может происходить их выгорание в реакциях с радикалами ОН
или кислородом. При составах смеси беднее стехиометрического
происходит прямое окисление сажи кислородом. Скорость вы-
горания сажи значительно меньше скорости выгорания газооб-
разных продуктов неполного сгорания.
В цилиндре дизеля происходит диффузионное горение
гетерогенной смеси, при этом в зоне пламени состав смеси
близок к стехиометрическому, и температуры соответственно
высоки. К этим высокотемпературным зонам примыкают зоны
616
со значительно более богатой смесью; здесь создаются благо-
приятные условия для пиролиза с очень малым допуском кис-
лорода. Сажа в отработавших газах дизелей представляет со-
бой образования неправильной формы с линейными размерами
0,3-100 мкм. В процессе расширения газов в цилиндре дизеля
к частицам сажи поступает кислород, т.е. создаются условия,
благоприятные для выгорания сажи. Исследования образования
и выгорания сажи в цилиндре дизеля показали, что выгорание
сажи в процессе расширения может быть значительным.
В двигателях внутреннего сгорания образование окиси угле-
рода может происходить в ходе холоднопламенных реакций при
сгорании топливовоздушпых смесей с некоторым недостатком
кислорода, а также вследствие диссоциации двуокиси углерода,
происходящей при высоких температурах. В процессе последу-
ющего сгорания и расширения при наличии кислорода воз-
можно горение окиси углерода по цепному механизму, состоя-
щему из следующих стадий:
зарождение цепей
	Н,О + СО = Н, + СО,;	(7.2)
	Н2 + О2 = 2ОН;	(7.3)
продолжение	цепей	
	ОН + СО = СО, + Н;	(7.4)
разветвление	цепей	
	Н + О, = ОН + О;	(7.5)
	О + Н, = ОН + Н;	(7.6)
обрыв цепей	па стенках	
	2Н + стенки = Н,;	(7-7)
обрыв цепей	в объеме	
	СО + О = со,.	(7.8)
Таким образом, окисление СО зависит от концентрации во-
дорода и гидроксила в продуктах сгорания. При нормальной
эксплуатации дизелей концентрация СО в отработавших газах
не превышает 0,1-0,2%.
617
В процессе сгорания топлива окислы азота (окись азота) об-
разуются в результате реакций окисления азота кислородом воз-
духа. Общепринятой теорией образования окиси азота из ат-
мосферного воздуха и кислорода в процессе сгорания является
термическая теория.
1.	Окисление азота происходит за фронтом пламени в зоне
продуктов сгорания.
2.	Выход окиси азота определяется максимальной температу-
рой горения, концентрацией азота и кислорода в продуктах сго-
рания и не зависит от химической природы топлива, участвую-
щего в реакции.
3.	Окисление азота происходит по цепному механизму:
N2 + О	NO + N-316 кДж/моль;	(7-9)
N + О2	NO + О + 316 кДж/моль.	(7.10)
В условиях, когда в газовой смеси содержатся пары воды,
механизм процесса образования NO может быть комбиниро-
ванным и может включать наряду с реакциями (7.9), (7.10) сле-
дующие реакции:
ОН + N2	NO + NH;	(7.11)
NH + О2	NO + ОН.	(7.12)
4.	Выход окислов азота зависит от скорости охлаждения про-
дуктов сгорания.
5.	В бедных смесях выход NO определяется максимальной
температурой взрыва. В богатых смесях выход NO перестает
зависеть от максимальной температуры взрыва, а определяется, в
основном, кинетикой разложения образовавшейся окиси азота.
6.	Концентрация окислов азота не превышает равновесную
при максимальной температуре взрыва.
7.	Неравномерное распределение температуры в зоне продук-
тов сгорания заметно влияет на выход NO при горении бедных
смесей и слабо — при горении богатых смесей.
Установлено, что в цилиндре двигателей внутреннего сгора-
ния происходит «закалка» окиси азота на уровне максимальной
концентрации, т.е. в процессе расширения и выпуска концент-
рация NO не изменяется.
Предполагается, что в отработавших газах двигателей содер-
жится свыше двухсот различных углеводородов, в то же время
618
ряд теоретических расчетов показывает, что углеводороды в
продуктах сгорания полностью отсутствуют. Результаты иссле-
дований показывают, что вблизи сравнительно холодных стенок
камеры сгорания происходит гашение пламени и замедление
реакции горения, что способствует образованию углеводородов
в продуктах сгорания.
Известно, что в двигателях внутреннего сгорания с воспламе-
нением от сжатия количество горючей смеси М, определяется
величиной коэффициента избытка воздуха а и теоретически не-
обходимым количеством воздуха для сгорания топлива массой
один килограмм Lo, кмоль/кг:
М, = aL0.	(7.13)
Для дизельного топлива состава C + H + S + O = l величина
Lo определяется стехиометрическим соотношением, кмоль/кг:
Lo = 0,397С + 1,19Н + 0,149S - 0,1490,	(7.14)
где С, Н, S, О — доли горючих элементов в составе топлива.
Продукты полного сгорания топлива при а = 1 состоят из
углекислого газа (СО,), водяного пара (Н2О), окиси серы (SO2),
избыточного кислорода (О2) и азота (N2), поступившего с воз-
духом. Для одного килограмма жидкого топлива с учетом
полного сгорания количество продуктов сгорания составит,
кмоль:
Мсо2 = О,О83С;	(7.15)
Мн2о = 0,5Н;	(7.16)
Мо2 = 0,21(а - l)Lo;	(7.17)
MSo2 - 0,0312S;	(7.18)
Mn2 = 0,79aLo.	(7.19)
Общее количество продуктов сгорания М, определится, кмоль
м2 = Мсо2 + МН2О + Мо2 + Mso2 + Mn2 = Mo + (а - 1 )L0, (7.20)
где Mo — количество продуктов сгорания, получающихся при сгора-
нии 1 кг топлива с теоретически необходимым количе-
ством воздуха а = 1, кмоль/кг.
619
При выполнении теоретических расчетов по выражениям
(7.15 7.19) предполагают содержание серы в топливе равным
нулю, тогда для топлива различного элементарного состава,
который учитывается характеристикой топлива:
р = 2,37(Н- 0,125 О)/С,	(7.21)
количество продуктов сгорания определится, кмоль:
Мсо2 = 0,083С;	(7.22)
мн'о= 0,5Н;	(7.23)
Мо, =	0,105С(а-1) (0,79	+ Р);	(7.24)
MN?	= 0,105аС(0,79 +	Р);	(7.25)
М2 = 0,5Н - 0,502С[а(0,79 + р)-0,21р].	(7.26)
При условии полного сгорания коэффициент избытка возду-
ха а не влияет на абсолютное количество СО, и Н2О, содержа-
щихся в продуктах сгорания. С увеличением коэффициента из-
бытка воздуха в продуктах сгорания возрастает количество дву-
хатомных газов (N и О,), а следовательно, и величина М2, т.е.
меняется объемный состав продуктов сгорания, %:
Дсо2	=	100МСО/М2;	(7.27)
^Н,О	=	100Mh?q/M,;	(7.28)
ДО,	=	Ю0Мо,/М2;	(7.29)
An?	=	100Mn2/M2.	(7.30)
Качество сгорания топлива в этом случае оценивается по
результатам анализа выхлопных газов с помощью контроль-
ного уравнения
(дСО,)с + (ДО,)С = 0,21 - Р(Дсо2)с> (7-31)
где (Aqo2)c, (Aq2). — объемные доли сухих продуктов сгорания.
При неполном сгорании углерода топлива правая часть урав-
нения (7.31) будет больше левой, обратное неравенство теорети-
чески невозможно и требует повторения анализа. Применение
формулы (7.31) возможно при наличии контрольно-измеритель-
ной аппаратуры, позволяющей оценить доли (ДсО2). и (Ао,)_-
620
При полном сгорании жидкого топлива в воздухе при а < 1
количество сухих продуктов сгорания определится, кмоль
(М,)с = 0,00879С[ос(0,79 + р) - 0,21(3].	(7.32)
Объемные доли отдельных компонентов сухих продуктов
сгорания составят:
(ДСо7)с = 0,166/[сс(0,79-+- (3) — 0,21(3];	(7.33)
(Д0?)с = 0,21(а-1)(0,79 + р)/[а(0,79 + Р)-0,21р];(7.34)
(An2)c = 0,79а(0,79 + р)/[а((0,79 + р) - 0,21Р)]. (7.35)
Расчет количества продуктов полного сгорания топлива для
/-й позиции контроллера машиниста тепловоза проводится по
выражениям, кг/ч:
МСо2 = 0,083CcNeibei mCo2;	(7.36)
Мн’о = O^HNeX тн2о;	(7.37)
Мо2 = 0,21(а - ^ЬоКе^то,;	(7.38)
Mso, = 0,03128^01X150,;	(7.39)
М\2 = 0,79aLoNeibeimN2,	(7-40)
где тсо , о, то^, т$о ,	— молярные массы СО,, Н,О, О„ SO2,
N, соответственно, кг/кмоль.
Причиной неполного сгорания топлива в дизелях является
местный недостаток кислорода в зоне горения вследствие несо-
вершенства смесеобразования или недостаточности времени для
сгорания переобедненной смеси. В этом случае продукты сгора-
ния состоят из углекислого газа (СО,), окиси углерода (СО),
водяного пара (Н2О), водорода (Н2), азота (N,) и его окислов
(NO, NO,), небольшого количества метана (СН4), следов других
углеводородов (СпНп) и свободного кислорода (О2).
Анализ продуктов неполного сгорания, проведенный рядом
исследователей, показал, что отношение содержания водорода к
содержанию окиси углерода практически не зависит от коэффи-
циента избытка воздуха, т.е. К = Мн/ Мео = /(а) ~ const.
Величина коэффициента К зависит от отношения Н/С в топливе
и может быть представлена зависимостью:
К = -12,01(Н/С)2 + 7,22(Н/С) - 0,436.	(7.41)
621
При расчете состава продуктов неполного сгорания пренеб-
регают содержанием кислорода, метана и других углеводородов
и принимают продукты сгорания, состоящими из пяти компо-
нентов — СО2, СО, Н2О, О2, N2 .
Для расчета используется система уравнений:
Мсо2 + Мео = 0,083С;	(7.42)
МН,0 + Мн2 = 0,5Н;	(7.43)
МсО2 0,5МСо *" 0,5Мц2о = 0,21oiLo + 0,03120;	(7.44)
= 0,79ocLo;	(7.45)
Мн2 = KMcO-	(7-46)
Решение системы уравнений (7.42)-(7.46) для определенных
значений К, т.е. для определенного состава топлива, имеет вид:
Мс0 = 0,42Lo(l -а)/(1 + К);	(7.47)
Мсо2= 0,083C-0,42Lo(l -а)/(1 + К);	(7.48)
Мн2 = 0,42KLo(l - «.)/(1 + К);	(7.49)
Мн20 = 0,5Н - 0,42KLo(l - а)/(1 + К);	(7.50)
MNi=0,79ocLo.	(7.51)
Выражения (7.47)—(7.51) позволяют определить количество
продуктов сгорания только при общем недостатке воздуха, т.е.
при а < I. Для условий локального недостатка кислорода вы-
полнить расчет количества продуктов сгорания топлива, исполь-
зуя выражения (7.47)—(7.51), практически невозможно.
В этом случае степень неполноты сгорания дизельного топ-
лива оценивается по контрольному уравнению:
Фс ~ I - P(rCO2)c/[0,2i - (гСО2)с + (гСО)сЬ (7.52)
где <рс — доля несгоревшего топлива.
При экспериментальном анализе экологического воздействия
локомотивов на окружающую среду концентрацию группы хи-
мических соединений однородного состава, например, углево-
дородов, представляют либо раздельно по каждому углеводо-
роду, либо суммарно по всем составляющим группы.
622
При употреблении объемных единиц производится пересчет
по молекулярной массе на выбранный эталон. Обычно
эталоном являются: для окислов азота (NOx) — двуокись азота
(NO2); для альдегидов (CnHmOp) — формальдегид (НСНО); для
соединений серы (SOx) — сернистый ангидрид (SO2); для
углеводородов (С Н ) — углерод (С). Осредненный по данным
различных исследований количественный состав отработавших
газов дизелей приведен в табл. 7.1.
Таблица 7.1. Количественный состав отработавших газов
транспортных дизелей
Наименование компонента или группы	Вредность	Предельная концентрация, %
Азот	Нетоксичен	78
Кислород	Нетоксичен	18
Пары воды	Нетоксичны	4
Окись углерода	Токсична	0,5
Окись азота в пересчете на двуокись	Токсична	0,5
Углеводороды в пересчете на гексан	Токсичны	0,5
Альдегиды в пересчете на формальдегид	Т оксичны	0,01
Двуокись серы	Токсична	0,003
Сажа	-	-
3,4-бензопирен	Канцерогенен	0,00001
Временные нормы удельных выбросов загрязняющих ве-
ществ в атмосферу с отработавшими газами дизелей тепловозов,
находящихся в эксплуатации на сети железных дорог пред-
ставлены в табл. 7.2. В основу методики положено сравнение
токсичности отработавших газов с предельными значениями
окислов азота (NOx) и окислов углерода (СО). Определение выб-
росов загрязняющих веществ с отработавшими газами дизелей
осуществлялось методом непосредственного анализа проб выб-
расываемых в атмосферу газов. Обработка результатов измере-
ний проводилась согласно ГОСТ 24585 81.
Удельные выбросы окислов азота и окиси углерода на едини-
цу мощности г/(кВт ч) вычислялись по формулам:
623
Таблица 7.2. Нормы выбросов загрязняющих веществ
в атмосферу с отработавшими газами
тепловозных дизелей
Тип дизеля	Позиция контроллера машиниста, Пк	Значение параметра и нормы выбросов по позициям контроллера машиниста, г/(кВт ч)			
		кВт	п, мин'1	t’NOx, г/(кВт ч)	<?((), г/(кВт ч)
	0	-•	350	—	—
	4	546	490	30	10
1А-5Д49	8	1162	680	32	10
	11	1696	820	45	10
	15	2250	1000	45	10
	0	-	400	—	—
	4	463	495	35	10
1 ОД 100	8	1000	625	42	10
	11	1519	720	42	10
	15	2020	850	45	10
	0	—«	300	—	—
	3	135	330	46	10
ПД1М	5	345	480	45	10
	6	490	570	42	10
	8	740	750	42	10
	0	-	350	—	—
	3	270	425	42	10
K6S310DR	5	450	515	40	10
	6	600	575	38	10
	8	880	750	36	10
CNOX = [5,72-104CNOx(Gair - 9,74-10 4Gf)]/Ne; (7.53)
есо = [3,48-104CCo(Gair - 9,74-10-4Gf)]/Ne,	(7.54)
где C]\|Qx, CcQ — соответственно концентрация окислов азота и окиси
углерода в отработавших газах, %;
Gair — секундный расход воздуха на режиме испытаний, кг/с;
Nc— эффективная мощность дизеля, кВт;
Gf — секундный расход топлива иа режиме испытаний, г/с.
Методику предлагается использовать для оценки токсичности
отработавших газов с использованием лабораторных прибо-
624
ров высокой точности. Недостатком метода следует считать от-
сутствие рекомендаций по расчету количества иесгоревшего уг-
лерода (сажи), что имеет место в транспортных дизелях при пе-
реходных режимах, и окислов серы при применении сернистых
топлив.
Оценке по названной методике подлежат выбросы окиси уг-
лерода, окислов азота, серы и сажи.
Величина выбросов z'-го вредного вещества при работе /-го
типа двигателя на к-ом режиме определяется, кг:
Gijk =	(7.55)
где gijk — удельный выброс 7-го вредного вещества при работе у'-го
типа дизеля на к-м режиме, кг/ч;
tk — время работы двигателя на /<-м режиме, ч.
Значения g получены на основании результатов исследова-
ний, проведенных специалистами ЦПЭУ, МИИТа, ВНИИЖТа,
ВНИИЖГа. Время работы дизеля на к-ом режиме должно быть
определено для каждого конкретного участка эксплуатации теп-
ловозов. Данные по удельным выбросам (получены для топли-
ва, состав которого определен ГОСТ 305-82) представлепны в
табл. 7.3.
В настоящее время в локомотивных депо сети дорог органи-
зуются пункты экологического контроля (ПЭК), предназначен-
ные для экспериментальной оценки экологического воздействия
локомотивов на окружающую среду.
Пункты оснащаются анализатором процесса сжигания топли-
ва IMR.-1400 PL, который измеряет: температуру выхлопных
газов; температуру окружающей среды; количество двухатом-
ного кислорода (ОД; количества окиси углерода (СО, г/нм3, %);
окислов азота (NOx, г/нм3, %) и дымность (N, %).
Прибор со встроенным компьютером вычисляет: избыточный
воздух; количество двуокиси углерода в топливе (СОД; неразве-
денпую окись углерода (СО риге) и другие параметры.
Значения допустимых норм выбросов вредных веществ с от-
работавшими газами характеризуются данными табл. 7.4.
Допустимые нормы дымности отработавших газов (N, %)
оцениваются в зависимости от «возраста» дизеля и характеризу-
ются данными табл. 7.5.
625
Таблица 7.3. Значения удельных выбросов вредных веществ
с отработавшими газами тепловозных дизелей
Тин дизеля	Наименова- ние вредных веществ	Значения удельных выбросов для доли нагрузки дизеля, кг/ч				
		0,02Ne	0,25Ne	0,50Ne	O,75Ne	l,00Nc
10Д100	со	0,26	5,47	5,65	34,4	73,11
	no2	0,29	14,37	27,32	40,1	67,88
	so2	0,08	1,62	3,01	3,15	3,15
	с	0,83	2,39	4,54	3,41	3,22
14Д40	со	0,23	2,57	5,85	17,23	34,0
	NO2	1,41	16,2	24,98	40.5	68,63
	so2	0,31	1,22	1,87	2,96	4,13
	с	0,00	0,14	0,23	0,64	0,9
ПД1М	со	0,16	1,89	2,23	7,75	15,19
	NO2	0,11	4,67	15,53	27,1	41,63
	SO2	0,18	0,99	2,26	2,14	1,87
	с	0,0	0,09	0,28	0,33	0,38
K6S310DR	со	0,6	0,53	2,06	4,3	6,37
	NO2	3,9	9,8	10,6	12,4	11,7
	so2	0,27	1,18	2,76	3,11	3,17
	с	0.0	0,1	0,31	0,31	0,36
Таблица 7.4. Значения допустимых норм выбросов вредных
веществ с отработавшими газами дизелей
Серия			Количество вредных веществ			
тепловоза и			для доли нагрузки дизеля			
тип дизеля		х.х.	0,25Ne	0,50Ne	0,75Ne	1,00Ne
	NOX, г/нм3	1,0835	6,1227	6,2334	8,1086	7,2818
1А-5Д49	СО, г/нм3	0,4514	2,0409	1,9314	1,8019	1,6182
	NOX, %	0,0529	0,2987	0,3041	0,3955	0,3552
	со, %	0.0361	0,1633	0,1545	0,1441	0,1295
	NOX, г/нм3	0,8566	3,4569	5,3456	3,5791	5,8240
1 ОД 100	СО, г/нм3	0,3564	0,9073	1,1687	0,7831	1,1883
	NOX, %	0,0418	0,1686	0,2608	0,1746	0,2841
	СО, %	0,0285	0,0726	0,0935	0,0636	0,0951
	NOX, г/нм'	0,6536	4,2961	7,7982	5,8525	—
ПД1М	СО, г/нм3	0,2724	0,7880	1,5651	1,2572	1,3392
	NOX, %	0,0319	0,2096	0,3804	0,2855	0,3270
	СО, %	0,0020	0,0630	0,1252	0,1006	0,1071
	NOX, г/нм3	0,8398	0,8517	7,1829	5,1790	4,6912
K6S310DR	СО, г/нм3	0,3750	1,6314	1,7957	1,3629	1,3034
	NOX, %	0,0439	0,3342	0,3504	0,2526	0,2289
	СО, %	0,0300	0,1305	0,1437	0,1090	0,1043
626
Таблица 7.5. Предельнодопустимые значения дымности
отработавших газов тепловозных дизелей
Серия тепловоза и тип дизеля	Время работы дизеля, месяц	Значения дымности по режимам работы (N, %)				
		х.х.	0,25Ne	0,50 Ne	0,75 Ne	1,00 Ne
1	2	3	4	5	6	7
1А-5Д49	0	24	22	18	18	16
	12	24	22	18	18	16
	24	24	24	22	18	16
	36	24	32	29	18	18
	48	24	40	38	25	23
	60	24	43	40	29	25
10Д100	0	20	18	16	14	14
	12	20	18	16	14	16
	24	20	18	16	17	22
	36	20	19	23	21	27
	48	20	27	31	25	30
	60	22	33	37	28	33
14Д40	0	20	18	16	16	14
	12	20	18	18	16	16
	24	20	24	22	19	18
	36	20	35	29	22	21
	48	20	43	34	26	25
	60	20	46	36	28	27
K6S310DR, ПД1М	0	28	26	24	22	20
	12	28	26	24	22	20
	24	28	26	24	22	25
	36	28	26	24	32	39
	48	28	26	24	.37	52
	60	28	26	24	39	60
Сравнительная оценка методов расчета продуктов сгорания
топлива выполнена на примере дизеля 10Д100 и представлена в
табл. 7.6, в которой обозначено:
метод 1 — расчет продуктов сгорания по условию полного
сгорания топлива при а > 1;
метод 2 — расчет продуктов сгорания по условию полного
сгорания топлива при а = 1;
627
Таблица 7.6. Сравнительная характеристика методов расчета
продуктов сгорания топлива в дизеле 10Д100
на 15-й позиции КМ
Продукты сгорания	Количество продуктов ci орания топлива (кг/ч) в отработавших газах дизеля по методам оценки				
	1	2	3	4	5
СО2	2063	1845	-	-	-
Н2О	759	725	-	-	-
02	1195	-	-	-	__
SO2	8,02	-	-	3,15	-
N2	11102	6809	-	-	-
СО	-	139	20,48	73,11	14,89
На	-	3,73	-	-	-
NOx	-	-	88,83	-	72,99
NO2	-	-	-	67,88	-
NO	-	-		-	-
С	-	-	-	3,22	13,76-8,35
метод 3 — расчет количества вредных выбросов с учетом вре-
менных (допустимых) норм выбросов;
метод 4 — расчет количества вредных выбросов с учетом
удельных норм выбросов;
метод 5 — расчет вредных выбросов по нормативной доку-
ментации пунктов экологического контроля (ПЭК) локомотив-
ных депо.
Анализ данных, представленных в табл. 7.6, показывает:
каждый из рассмотренных методов оценивает достаточно узкий
перечень вредных выбросов (продуктов сгорания) в отработавших
газах тепловозных дизелей, в основном, это окислы азота (NOx,
NO2, NO), окись углерода (СО), окислы серы (SO2) и сажа (С);
значения допустимых норм выбросов углерода (сажи) в от-
работавших газах по названным методам отличаются друг от
друга более чем на 120 процентов;
величина допустимых норм выбросов окислов серы в отра-
ботавших газах (SO2 = 3,15 кг/ч) значительно ниже теоретических
значений, полученных при условии полного окисления серы
топлива в SO2;
для всех экспериментальных методов в нормативных доку-
ментах содержатся предельнодопустимые значения вредных
выбросов для определенного режима нагрузки двигателя;
628
нормирование количества вредных выбросов по доле эффек-
тивной мощности Ne при номинальной нагрузке является не-
точным, так как уровень настройки дизелей в локомотивных
депо (даже на номинальном режиме) не является одинаковым;
отсутствуют контрольные параметры, характеризующие про-
текание рабочего процесса в цилиндрах дизеля и качество рабо-
ты системы наддува (например: температура газов иа выходе из
цилиндра; температура газов перед турбокомпрессором; макси-
мальное давление сгорания; максимальная температура сгора-
ния и т.д.);
использование приборных методов контроля требует значи-
тельных капитальных и эксплуатационных затрат, связанных с
восстановлением свойств контрольных датчиков и периодичес-
кой аттестацией прибора;
отсутствие контрольных параметров не позволяет использо-
вать результаты экологического контроля в качестве диагности-
ческих параметров для оценки технического состояния дизеля,
не позволяет наметить пути воздействия на системы дизеля с
целью уменьшения количества вредных выбросов.
Расчет равновесного состава продуктов сгорания широко
применяется в ракетных двигателях, а также в поршневых дви-
гателях внутреннего сгорания.
В общем случае, согласно [29], в составе отработавших газов
при сгорании топлива состава C + H + S + O=1b двигателях
внутреннего сгорания могут содержаться около 36 устойчивых
элементов (табл. 7.7).
Для определения содержания указанных в табл. 7.7 компо-
нентов согласно условию равновесия используется четыре урав-
нения материального баланса, составленные на основе неизмен-
ности отношения количества атомов отдельных элементов в
ходе реакции:
Sp =	Ss/Se;	(7.56)
aSc =	apSo;	(7.57)
Pp =	So/SN;	(7.58)
YP =	SC/SH,	(7.59)
где S SN, S , S)( — число атомов соответствующих элементов.
629
Таблица 7.7. Констапты равновесия химических реакций
Наименование продуктов сгорания	Молярная масса, кг/кмоль	Энергия диссоциации, к/моль	Константы равновесия, Ki
Кислород (О 2)	32,000	117973	РО2/РО2
Озон (Оз)	48,000	141829	PO-VPO3
Водород (Н2)	2,016	103264	РН2/РН2
Гидроксил (ОН)	17,008	101360	РОРН/РОН
Вода(НгО)	18,016	219361	РН2РО/РН2О
Двуокись углерода (СО 2)	44,011	381543	РСРО2/РСО2
Окись углерода (СО)	28,011	255790	РСРО/РСО
Двухатомный углерод (С 2)	24,022	143170	РС2/РС2
Одноатомный углерод (С)	12,011		
Метан (СН4)	16,043	392118	PCPHVPCH4
Двухатомный азот (N 2)	28,016	225072	PN2/PN2
Одноатомный азот (N)	14,008		
Окись азота (N О)	30,008	150043	PNPO/PNO
Сероокись азота (COS)	60,077	327259	PCPOPS/PCOS
Циан (CN)	26,019	194121	PCPN/PCN
Метин (СН)	13,019	80000	РСРН/РСН
Метилен(СН2)	14,027	206849	РСРН2/РСН2
Метил (СНз)	15,035	290581	РСРНЗ/РСНз
Формил (НСО)	29,019	285596	РНРСРО/РНСО
Формальдегид (Н 2СО)	30,027	358660	РН2РСРО/РН2СО
Этинил (С2Н)	25,030	274802	РС2РН/РС2Н
Ацетилен (С2Н2)	26,038	388140	РС2РН2/РС2Н2
Этилен (С2Н4)	28,054	531208	PC2PHWC2H4
Дициан (C2N2)	52,038	490890	PC2PN2/PC2N2
Аммиак (NH3)	17,032	276806	PNPH-VPNH3
Синильная кислота (HCN)	27,027	303183	PHPCPN/PHCN
Одноатомная сера (S)	32,066		
Двухатомная сера (S 2)	64,132	98504	PS2/PS2
Одноокись серы (SO)	48,066	123574	PSPO/PSO
Двуокись серы (SO2)	64,066	253014	PSPO2/PSO2
Трехокись серы (SO.i)	80,066	334709	PSPO3/PSO3
Полуокись серы (S2O)	80,132	214000	PS2PO/PS2O
Гидросульфид (HS)	33,074	81400	PHPS/PHS
Сероводород (Н 2S)	34,082	172129	PH2PS/PH2S
Мононитрид серы (NS)	46.074	115000	PNPS/PNS
Моносульфид углерода (CS)	44,077	175772	PCPS/PCS
Сероуглерод (CS2)	76,143	271959	PCPS2/PCS2
630
Число атомов соответствующих элементов выражается
через парциальные давления:
sp(Pc + рсо + РСО4 + pHCN + pcs + pcs, + pcos +
+ PCN + рсн + PCH2 + PCH3 + PHCO + PH,CO +
2		2	(7.60)
+ pC2H + рс2н2) - ps+ ps2 + pso + pso2 + pso3 +
+ pS2O + pHS + pH,S + pNS + pCS + pCS2 +pcos;
«p(pO + 2pO, + 3pO3 + pOH + PH2O + pco + 2pco2 +
+ 2pNO2 + pNO) = a(pC + pCO + pco2 + pCH4+ pHCN); (7’61)
3p(pNO2 + PN + 2pN, + pNO + pHN3 + pHCN) =
= PO + 2Pq2 + 3Po3 + Pqh + pH2O + PCO 2Pco2 + (7.62)
+ 2pNo, + pno;
YP(P + 2Ph2 + POH + 2pH,O + 4pCH4 + 3PNH, + phcn) =
- pc + PCO + pco2 + pCH4 + PHCN- (7-63)
Для углеводородных топлив различного элементарного со-
става (C + H + S + O= 1) значения констант оср, [Зр, у, Sp опре-
деляются по выражениям:
Sp = 0,3746S/C;	(7.64)
ур = 0,0839С/Н;	(7.65)
ар = 1/(2 + 1/(2(р));	(7.66)
Зр	= 1,1082(0,21 + О).	(7.67)
Связь между полным давлением смеси в камере сгорания и
парциальными давлениями отдельных компонентов задается
уравнением Дальтона:
631
Р = Ро + Ро2 + РО, + Рн + Рн, + Рон + РН,О +
+ Рс + Рсо + рСО2 + Рсн4 + PN + Pn2 + PNO +
+	PNO, + PNO3 + PhCN + Ps + Ps, + Pso + PSO, +
+	Pso3 + pS2O + pHS + PH,S + PNS + Pcs + Pcs, +
+	Pcos + PCN + рсн + РСн2 + РСНз + Рнсо +
+ PH,CO + Pc2H + PC,H2-
Значения парциальных давлений отдельных компонентов
продуктов сгорания определяются по известной температуре
сгорания с использованием констант равновесия реакций диссо-
циации газов.
Константы равновесия К. для /-го продукта сгорания опреде-
ляются по выражению:
LgKi = Ко + К(1пХ + К,Х2 + Кре1 + К4Х + К5Х2 +
+ К6Х3 + К7Х4 + К8Х5 + К9Х6 + К|0Х7,	(7.69)
где X - Tz/10000 — температура сгорания топлива, К;
Ко, К|; К„ ..., К1(| — коэффициенты для логарифмов констант равно-
весия.
Значения коэффициентов для логарифмов констант равнове-
сия реакций диссоциации газов представлены в табл. 7.8.
Количество продуктов сгорания топлива определяется в ре-
зультате совместного решения уравнений (7.64)-(7.67), в резуль-
тате чего определяется величина парциального давления для
каждого продукта сгорания Р, Па.
Масса т. /'-го продукта сгорания определится по уравнению
состояния газов, кг:
РТпе = т,К77ц,,	(7.70)
где ц; — молярная масса ;-го продукта сгорания, кг/кмоль.
Согласно теоретическим исследованиям установлено, что ко-
личество топлива, сгоревшего в цилиндре дизеля при идеальной
организации рабочего процесса, не превышает 99,9%. Несго-
ревшее топливо приводит к изменению количества свободного
углерода (сажи), серы, водорода и кислорода в продуктах сго-
рания.
632
Таблица 7.8. Коэффициенты в интерполяционных формулах для логарифмов констант
равновесия реакций диссоциации газов
Продукты сгорания	Значения коэффициентов										
	Ко	Ki	К,- 10“	К,	Кд	Кз	Кб	к7	К8	К,	Kio
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
02	9,11	1,05	0,21	-2,58	-6,67	15,83	-29,6	29,09	-0,42	-24,56	14,94
Оз	16,62	1,23	2,79	-3,14	-8,55	20,06	-34,2	28,84	7,00	-33,01	18,08
Н2	6,35	0,52	0,12	-2,26	2,48	-10,8	21,84	-22,0	2,79	13,61	-8,36
ОН	6,18	0,58	0,04	-2,22	2,05	-11,4	26,76	-31,7	9,94	14,72	-11,22
НзО	15,11	1,77	-0,20	-4,79	-2,39	-6,84	23,28	-30,6	10,47	13,97	-10,93
N2	8,87	1,08	-0,89	-4.90	-4,78	7,80	-9,76	5,57	4,10	-7,55	2,92
NO	8,53	1,13	-0,63	-3,27	-6,51	13,63	-22,0	18,86	1,43	-15,98	8,81
NOi	18,05	1,95	0,93	-4,86	-14,4	32,62	-56,4	49,38	3,60	-42,20	23,54
NH3	24,99	3,35	-0,68	-6,03	-13,3	13,51	-7,11	-6,05	11,77	-5,07	-0,34
СО	9,24	1,07	-0,50	-5,58	-4.86	7,40	-7,07	0,66	7,26	-7,85	2,69
СО2	19,11	1,75	1,35	-8,36	-11,9	23,22	-34,2	25,55	6,89	-27,32	14,27
СН4	38,46	5,74	-2,23	-8,52	-32,7	54,45	-70,1	48,15	5,30	-33,52	16,64
HCN	16,42	1,68	0,45	-6,64	-7,65	9,17	-6,84	0.14	3.97	-1,51	0,70
Сз	7,41	0,63	-3,10	-3,10	-1,42	-0,23	2,42	-1,71	-2,21	3,73	-1,47
S2	7,42	0,60	1,48	-2,18	-2,09	1,31	1,38	-3,55	2,89	-1,80	0,90
SO	8,06	0,84	1,10	-2,71	-4,79	10,30	-17,8	15,58	3.57	-18,55	10,46
Корректировка количества названных элементов в общей
массе продуктов сгорания выполняется по величине часового
расхода, элементарному составу топлива и доле содержания эле-
ментов топлива (С, Н, S, О) в продуктах сгорания (табл. 7.9) с
использованием выражений:
Таблица 7.9. Доля содержания элементов топлива
в продуктах сгорания
Продукты сгорания	Содержание элементов топлива			
	С	Н	S	О
1	2	3	4	5
02	—	-	-	1
Оз	—	—	—	1
ОН	-	0,0593	-	0,941
Н2О	-	1,1200	-	0,888
СО2	0,2729	—	—	0,727
СО	0,4288	-	-	0,571
NO	—	—	-	0,533
COS	0,2000	—	0,534	0,266
нсо	0,414	0,0347	-	0,551
Н2СО	0,4000	0,0672	-	0,533
NO2	—	—	-	0,695
SO	-	-	0,667	0,333
SO2	—	—	0,501	0,499
SO3	—	—	0,400	0,600
S2O	—	—	0,800	0,200
HS	—	0,0305	0,970	
H2S	—	0,059	0,941	—
NS	—	—	0,696	-
cs	0,2725	—	0,727	-
CS2	0,1577	—	0,842	—
СН4	0,7488	0,2512	-	-
CN	0,4616	—	-	-
CH	0,9225	0,770	—	-
CH2	0,8563	0,1438	-	-
СНз	0,7989	0,2010	—	-
с2н	0,9598	0,0403	—	—
C2H2	0,9226	0,0774	-	-
C2H4	0,8562	0,144	-	-
C2N2	0,4616	—	—	-
HCN	0,444	0,0373	-	-
634
Mcp =Mc + (be,Ne,C-£Ac,MJ;	(7.71)
i=i
Msp = Ms + (be,Ne,S-£As,M();	(7.72)
;=i
Мнр = Mn + (be,Ne,H-^Ан,.МД;	(7.73)
i=l
Mop = Mo + (be,Ne,O-^,Ao/M,),	(7.74)
z=i
где Ac(, As(, Дн;, До(. — доля углерода, серы, водорода и кислорода в
i-м продукте сгорания;
Мср, MSp, Мнр, Мор — количество углерода, серы, водорода и кис-
лорода в продуктах сгорания топлива, рас-
считанное по условиям равновесия кг/ч;
М-— количество /-го продукта сгорания в отрабо-
тавших газах дизеля, кг/ч.
С = /(ПД; СО = /(ПД; С = /(П); NO = /(ПД; NO2 = /(ПД -
экологические характеристики (С, СО, NO, NO2) дизелей 10Д100,
5Д49 и 14Д40, рассчитанные методом равновесного состава,
приведены на рис. 7.1-7.4.
Сравнение характеристик СО, = /(ПД; Н2О = /(ПД; О2 = /(ПД;
N2 = /(ПД, рассчитанных по условиям равновесия дизеля 10Д100
полного сгорания топлива при а > 1 представлено в табл. 7.10.
Максимальная ошибка при оценке количества двуокиси угле-
рода для рассмотренных позиций контроллера машиниста соста-
вила 3,8%, водяных паров — 5,4%, двухатомного кислорода —
1,14% и молекулярного азота — 2,4%.
Высокая точность расчета продуктов сгорания СО2, Н2О, О2,
N, по методу равновесного состава позволяет утверждать, что
названный метод приемлем и для расчета остальных продуктов
сгорания, перечень которых для дизельного топлива Н + С +
+ S + О = 1 представлен в табл. 7.9.
Расчет количества вредных выбросов дизеля 10Д100 по мето-
ду равновесного состава выполнен по результатам моделирова-
ния рабочего процесса.
635
Таблица 7.10. Сравнительная характеристика методов
расчета продуктов сгорания топлива в дизеле
1 ОД 100
Позиция контроллера машиниста	Метод расчета	Количество продуктов сгорания, %			
		СО2	Н2О	О,	N,
4	полного сгорания	13,26	4,88	8,31	73,49
	равновесия	13,55	4,93	8,40	73,01
6	полного сгорания	14,40	5,30	7,03	73,20
	равновесия	14,95	5,43	7,11	72,21
11	полного сгорания	13,96	5,14	7,53	73,32
	равновесия	14,40	5,23	7,49	72,41
15	полного сгорания	13,64	4,82	7,90	73,39
	равновесия	14,00	5,08	7,83	72,62
Мощность, частота вращения и удельный расход топлива,
используемые для расчета, получены по результатам реостат-
ных испытаний тепловозов и пересчитаны с учетом коэффи-
циента полезного действия генератора. Параметры рабочего
процесса рассчитаны по методу И.И. Вибе.
Количество несгоревшего углерода (сажи) в отработавших
газах при расчете по методу равновесного состава, определяет-
ся, в основном, количеством несгоревшего топлива (теоретичес-
ки 0,1%), поэтому величина его практически постоянна во всем
диапазоне нагрузок и составляет 0,6% от общего количества
продуктов сгорания.
Количество окиси углерода в отработавших газах характери-
зует качество выгорания топливовоздушной смеси в цилиндре
дизеля, а в общем случае, величину коэффициента избытка воз-
духа. Поэтому значительное повышение количества окиси угле-
рода в отработавших газах при номинальной нагрузке дизеля
(15 позиция), когда термодинамические параметры рабочего
процесса имеют максимальные значения, практически невоз-
можно. Метод равновесного состава, с этой точки зрения, дает
более логичные результаты. Количество окиси углерода в отра-
ботавших газах, при расчете по условиям равновесия,
составляет 0,00075%.
На нерасчетных режимах с 4 по 11-ю позицию максимальное
636
количество окиси углерода в отработавших газах не превышает
0,2%.
Количество окислов азота в отработавших газах дизеэГя
10Д100, рассчитанное методом равновесного состава, имеет зна-
чительное отличие от количества NOx, полученного приборны-
ми методами, особенно для режимов малых нагрузок.
При увеличении нагрузки дизеля уменьшение количества Nq>
в отработавших газах есть результат комплексного влияния
повышения температуры, давления цикла и уменьшения коэф-
фициента избытка воздуха.
Разработанная математическая модель, программная ее реа-
лизация, позволили выполнить цикл теоретических расчетов г1о
правилам планирования эксперимента с целью установлен 11я
влияния термодинамических параметров рабочего цикла на ко-
личество вредных выбросов в отработавших газах.
Очевидно, что для режима малых нагрузок увеличение kojI14-
чества NOx в отработавших газах может объясняться большими
значениями коэффициента избытка воздуха и в меньшей степе11и
максимальными значениями термодинамических параметров
рабочего цикла.
В качестве теоретической модели выбран трехфакторц^д
полином вида
У = Wl+ Ь2Х2 + /,3%+Z’12-Vl-Y2+	V2%+ ЬПг\Х2ХУ <7'?5)
где х,, х2, х3 — коэффициент избытка воздуха, максимальное давле-
ние и температура сгорания соответственно;
/?0, Ь}, ..., />123 — коэффициенты регрессии.
Оценка значимости коэффициентов регрессии осуществлялцсь
по критерию Стыодента. Очевидно, что для режима малых ца_
грузок увеличение количества NOx в отработавших газах мо>^ет
объясняться большими значениями коэффициента избытка аОз_
духа и в меньшей степени максимальными значениями термоди-
намических параметров рабочего цикла.
При выполнении расчетов количества продуктов сгоранцч с
использованием трехфакторного планирования каждый из 1]с_
следуемых факторов варьировался на двух уровнях:
коэффициент избытка воздуха amjn = 1,42, amix = 1,98;
максимальное давление сгорания P_min = 6,9 МПа, Р.пт= 10,8 Мпа-
максимальная температура сгорания Т_ mjn - 1651 К, Т_ тм = 2041 к’
637
Рис. 7.1. Удельное
количество углерода в
отработавших газах
тепловозных дизелей
Рис. 7.2. Удельное
количество окиси углерода
в отработавших газах
тепловозных дизелей
Пк
638
Рис, 7.3. Удельное
количество окиси азота
в отработавших газах
тепловозных дизелей
NO2
г/(кВтч)
NO
3,0
2,5
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1314 15
Пк
Рис. 7.4. Удельное
количество двуокиси азота
в отработавших газах
тепловозных дизелей
639
Оценка адекватности полученных математических моделей
выполнялась с использованием критерия Фишера.
Расчеты показали, что количество вредных выбросов в отра-
ботавших газах дизеля 1 ОД 100 может характеризоваться поли-
номами вида:
для окиси азота, кг/ч,
NO — 10,69х, + 0,02хэ + 0,02х.х, +
’	-	1 "	(7.76)
+ 0,27х,х3 - 0,01х,х3 - 0,02х,х,х3;
для двуокиси азота, кг/ч,
NO., = 0,73 + 0,28х, + 0,08х, + 0,17х3 + 0,03х,х, +
+ 0,06XjX3 + 0,01х,х3 - О,О1х(х2х3;	(7.77)
для окиси углерода, кг/ч,
СО = -0,04х, - 0,04х2 - 0,03XjX2 - 0,02х,х3; (7.78)
для двуокиси серы, кг/ч,
SO2 = 0,021 + 0,021-v, + 0,021х2 + 0,020х,х2 +
+ 0,021Х]Х3 + 0,01х,х3 - 0,021Х]Х,х3;	(7.79)
для трехокиси серы, кг/ч,
SO3 = (-2,46.x, - 2,34хэ +0,216х,х2 - 2,38х1х3 -
- 1,21х2х3 + 0,3x!X2x3)10-7;	(7‘80)
для аммиака, кг/ч,
NH3 = (-5,2Х]+1,2х, - 0,Зх(х, - 5,1х,х3 - 0,6х,х3 -
- 0,29х,х2х3)40-8;	’	(7-81)
для озона, кг/ч,
О3 = (5,5х, + 1,3х, + 9,0х3 + 0,63х,х9 + 4,2х,х3 +
+ 0,52х2х3 + 0,48х1х2х3)-10-5;	(7.82)
для формальдегида, кг/ч,
Н2СО = -l,0410l0x| + 8,75-10~14x2-l,25-10-l4x1x2-
-1,04-10 |Ох,х3+ 4,38- 1014х2х3.	(7-83)
640
В выражениях (7.76)-(7.83) параметры рабочего цикла пред-
ставлены в кодированных переменных.
Таким образом, количество вредных выбросов в отработав-
ших газах тепловозных дизелей зависит от состава топлива и
параметров рабочего процесса дизеля, значения которых могут
быть определены в результате выполнения теплового расчета с
учетом угла опережения подачи топлива и закона, характеризу-
ющего процесс выгорания.
21 Ы,
641
ЗлаЯа 8. Испытания
локомотивных
энергетических
установок
8.1. Виды испытаний дизелей
Испытания дизелей служат одним из главных средств провер-
ки качества изготовления отдельных деталей сборочных единиц,
узлов и двигателя в целом, правильности его монтажа, соответ-
ствия основных характеристик дизеля требованиям, предусмот-
ренным действующими условиями. Испытания также, помимо
правильной, падежной и экономичной эксплуатации, дают мате-
риал для усовершенствования конструкции и рабочего процесса
двигателя.
Испытания дизелей проводят на стендах завода-изготовителя
и стендах ремонтных заводов после их капитальных ремонтов.
Характер и объем их устанавливают в зависимости от цели, с
которой они производятся.
Дизели новых моделей и модификаций подвергают предвари-
тельным (заводским) и приемочным испытаниям с последую-
щим предъявлением их приемочной комиссии.
Ремонтные дизели испытывают в соответствии с утвержден-
ными МПС России правилами ремонта тепловозов, на которых
они установлены.
Основные виды и характер испытаний приведены ниже.
Обкаточные и регулировочные испытания. Заводскую обкатку
производят для приработки трущихся поверхностей. Перед нача-
лом обкатки дизель заправляют свежим маслом до верхней метки
щупа. Обкаточные испытания проходит каждый дизель и состоят
642
они из двух этапов: 1) обкаточные испытания после сборки, перед
сдаточными испытаниями; 2) обкаточные испытания после пере-
борки, перед контрольными испытаниями. В процессе обкаточ-
ных испытаний применяют топливо, масло, воду, а также очища-
ют воздух па всасывании в воздушных фильтрах в соответствии с
требованиями, предъявляемыми при работе на тепловозе. Обкат-
ка и испытания для регулировки имеют своей целью приработать
детали и узлы, проверить качество сборки дизеля в целом, окон-
чательно отрегулировать дизель, выявить и устранить все дефек-
ты и проверить основные рабочие параметры дизеля.
Так для дизеля ЗА-6Д49, работающего с гидропередачей в ус-
ловиях тепловоза, обкатку предварительно ведут на холостом
ходу. При работе с электропередачей, как правило, обкатку про-
водят с неотрегулированной электрической схемой управления
нагрузкой и регулятором, с неточной разбивкой частоты враще-
ния по позициям контроллера. Поэтому обкатку совмещают с
предварительной настройкой этих систем и выполняют ее на по-
ниженных частотах вращения коленчатого вала и нагрузке.
Приработку дизеля начинают во время заводской холодной
(если таковая предусмотрена заводской инструкцией) и горячей
стендовых обкаток. При холодной обкатке, т.е. при прокрутке
коленчатого вала дизеля от электродвигателя, мощность, по-
требляемая им для преодоления сопротивления трения, посте-
пенно снижается, а к концу обкатки стабилизируется.
Существующие рекомендации по выбору режимов горячей
обкатки основаны на данных практики, а также па методах оп-
ределения количества продуктов износа в масле. Дизель обкаты-
вают постепенно, т.е. всю обкатку разбивают на ряд этапов,
постепенно ступенчато увеличивая частоты вращения и нагруз-
ки. Продолжительность работы на каждой ступени определяют
опытным путем по содержанию железа, свинца и меди в масле,
а также по внешним параметрам дизеля, главным образом по
расходу топлива, температуре трущихся деталей и др. По ре-
зультатам анализа строят кривые накопления примесей, находят
моменты перегиба (стабилизации) кривых, окончания обкатки
па данных режимах.
Режимы обкаточных испытаний дизелей предусматривают
постепенный переход от минимальных частот вращения и на-
грузок к максимальным их значениям. При этом продолжитель-
ность работы на малых нагрузках и частотах вращения должна
•п-	643
быть не менее 50% общей продолжительности обкаточных ис-
пытаний. Перед выходом па полную мощность производят под-
регулировку углов опережения подачи топлива и мощности по
цилиндрам. В процессе горячей обкатки дизеля регулятор дол-
жен работать устойчиво и допускать отклонение нагрузки в
пределах ±10 кВт. Температура выпускных газов, воды и масла,
давление масла и топлива и другие параметры работы дизеля
должны соответствовать техническим условиям.
После завершения обкатки необходимо спять форсунки и про-
вести их ревизию с оценкой качества распыла; подтянуть шпиль-
ки крепления втулок цилиндров к крышкам цилиндров и осей
рычагов крышки цилиндра, проверить одновременность откры-
тия клапанов и зазор иа масло в гидротолкателях; проверить
крепление выпускных коллекторов к крышкам цилиндров и всех
узлов, установленных на дизеле; проверить легкость перемеще-
ния механизма управления топливными насосами и их реек.
Такие же режимы обкатки устанавливают и после проведения
переборок или ремонтов с заменой отдельных деталей, требую-
щих для своей нормальной эксплуатации приработки. Но в этих
случаях в зависимости от объема проведенных ремонтных ра-
бот и замены деталей режим обкатки может быть сокращен.
Регулировкой устанавливают требуемые по техническим ус-
ловиям фазы топливоподачи и газораспределения, обеспечивают
установленные техническими требованиями оптимальные для
данного типа дизелей параметры и показатели рабочего процес-
са: мощность, частоту вращения коленчатого вала, расхода топ-
лива, максимальные давления сгорания по цилиндрам, давление
наддувочного воздуха, температуру выпускных газов по цилин-
драм, частоту вращения ротора турбокомпрессора и пр.
Регулировку дизеля заканчивают, если его выходные пара-
метры соответствуют требованиям инструкций по эксплуатации.
На отрегулированном дизеле устанавливают общий упор пода-
чи топлива на режиме приведенной полной мощности.
Приемо-сдаточные испытания. Проверяют работу дизеля при
выпуске с завода. Испытания могут проводиться отделом техни-
ческого контроля завода-изготовителя и для представителя на-
блюдающей организации или заказчика (МПС). После установ-
ки дизеля иа тепловоз проводят новый цикл испытаний (уже в
комплексе с другими агрегатами и системами тепловоза), кото-
рый состоит из реостатных и поездных испытаний тепловоза.
644
Во время испытаний, согласно ГОСТ 10448-80 определяют
значения основных параметров, характеризующих работу дизе-
ля: эффективную мощность Nc; частоту вращения коленчатого
вала /7 ; расход топлива (часовой и удельный) Вц, g.; максималь-
ное давление сгорания по цилиндрам дизеля Р_; давление сжатия
по цилиндрам Р; температуру отработавшего газа на выходе из
цилиндров г ; давление и температуру наддувочного воздуха в
воздушном ресивере Р, Г; противодавление в газовыпускпом
трубопроводе (только при испытаниях па заводе-изготовителе)
Р ; частоту вращения вала турбокомпрессора лтк; температуру и
давление газа до турбины Гт, Рт; давление воздуха до и после
холодильника (только при испытаниях на заводе-изготовителе)
Рк, Р(; температуру охлаждающей воды на входе и выходе из
дизеля /в ю, ?в вых; давление охлаждающей воды перед дизелем
(только при испытаниях на заводе-изготовителе) Рв; давление
масла в масляной системе до и после фильтров Рм1, Рм2; темпе-
ратуру масла па выходе из дизеля /м; разрежение в картере Р ;
давление топлива до и после фильтра тонкой очистки Рт], Рт2;
температуру окружающей среды ?0; барометрическое давление
Ро; минимально устойчивую частоту вращения коленчатого вала
на холостом ходу п .
Кроме того, производя анализы топлива и масла, а при ис-
пытаниях на заводе проверяют систему пуска и автоматизации
по ГОСТ 10032-80, измеряют уровни шума и вибрации, дым-
ность отработавших газов. При проведении стендовых испыта-
ний серийных дизелей и при испытаниях на тепловозе число
измерений может быть сокращено. При специальных испытани-
ях номенклатура измерений может быть значительно расшире-
на. Анализ отработавших газов при стендовых испытаниях ди-
зелей имеет значение лишь в отдельных случаях при
специальных исследованиях.
На каждом режиме испытания желательно проведение не ме-
нее трех измерений всех контролируемых параметров, причем
начало измерений следует производить через 15-20 мин., после
перехода на новый режим, т.е. после стабилизации теплового
режима двигателя. Измерения при реостатных испытаниях сле-
дует производить при включенных вспомогательных агрегатах.
При подсчете результатов испытаний эффективная мощность
дизеля и удельный расход топлива при поминальной нагрузке
должны быть приведены к нормальным условиям окружающей
645
среды [атмосферное давление Р = 100 кПа (760 мм рт. ст.); тем-
пература окружающего воздуха t = 20°С; относительная влаж-
ность <рг= 70%; температура охлаждающей воды на входе в ох-
ладитель наддувочного воздуха 7’к=ЗООК (Гк=27°С)]. По ре-
зультатам реостатных испытаний составляют паспорт, в кото-
рый заносят параметры, отражающие техническое состояние
дизеля и окружающей среды.
По окончании сдаточных испытаний на стенде дизель частич-
но разбирают для осмотра узлов и деталей в объеме, предус-
мотренном техническими условиями. Обычно осматривают «иа
выборку» часть поршней, колец, подшипников, а также отдель-
ные узлы, если в процессе испытания они вызвали сомнение в
надежности работы. Сдаточные испытания не засчитывают, если
при переборке обнаружена необходимость замены одной из
главных деталей дизеля: коленчатого вала, шатуна, цилиндро-
вой втулки, поршня, воздуходувки, вертикальной передачи, ку-
лачкового вала и др. Если при переборке после сдаточных ис-
пытаний производилась выемка отдельных поршней,
необходимо вновь обкатать дизель в течение 2-3 часов с тем,
чтобы иметь полную уверенность в готовности дизеля к эксплу-
атации после произведенной ревизии и повторной сборки.
Во время сдаточных испытаний разрешается одна остановка
дизеля продолжительностью не более 30 мин, после чего режим
испытаний повторяется с того же положения рукоятки контрол-
лера, на котором произошла остановка.
Периодические испытания. Для контроля соответствия основ-
ных параметров дизелей, находящихся в производстве, требова-
ниям технических условий и стабильности качества изготовле-
ния проводят периодические испытания отдельных образцов
дизелей.
Помимо этого, могут быть и другие виды испытаний дизелей,
проводимые иа опытных или специально выделенных образцах
двигателей. Так, например, теплобалансовые испытания прово-
дят для получения данных о распределении теплоты, вносимой
в двигатель, которые необходимы для расчета вспомогательных
систем дизеля и выбора вспомогательного оборудования (масля-
ная система, система охлаждения, водяной, масляный насосы
и т.п.). Задачей специальных испытаний могут быть проверка пус-
ковых качеств двигателя и работы регулятора, что в сокращен-
ном виде обычно входит в испытание каждого серийного двига-
646
теля, и проверка двигателя на крутильные колебания, необходи-
мая при каждом изменении типа установки двигателя (т.е. изме-
нении масс агрегатов, присоединенных к двигателю).
Специальные испытания могут быть проведены для определе-
ния моторесурса двигателя, эксплуатационного расхода топли-
ва, проверки свойств различных топлив, масел, надежности и
износостойкости отдельных агрегатов двигателя, ремонтопри-
годности, исследования особенностей рабочего процесса и т.п.
Дополнительные испытания по заказу потребителя производят-
ся в соответствии с номенклатурой, предусмотренной ГОСТ
10448-80.
Реостатные испытания. На ремонтных заводах и в депо рео-
статные испытания производят для обкатки дизель-геиератора
после ремонта, проверки параметров работы дизеля и проведе-
ния регулировки распределения мощности по отдельным ци-
линдрам, настройки электрической схемы тепловоза и испыта-
ний других его узлов. Реостатные испытания проводят после
текущих ремонтов ТР-1, ТР-2, ТР-3, а также при обнаружении во
время эксплуатации каких-либо отклонений в работе дизель-
геператора. Они необходимы также перед эксплуатацией тепло-
воза в местности, окружающие условия которой резко отлича-
ются от условий регулировки его параметров.
При реостатных испытаниях генератор нагружают обычно
водяным реостатом. Мощность дизеля находят по значениям
тока и напряжения. Основные параметры работы дизель-генера-
тора определяют при полной (поминальной) мощности, а также
на других характерных для эксплуатации режимах. Однако обя-
зательными режимами при испытаниях являются: холостой ход;
минимальная нагрузка и 25, 50 и 75% номинальной мощности
по тепловозной характеристике; номинальная или полная мощ-
ность; минимально устойчивая частота вращения коленчатого
вала. Продолжительность и режим обкатки каждого двигателя
устанавливают опытным путем в зависимости от уровня и ста-
бильности технологии изготовления двигателей.
Поездные испытания. Испытания проводят непосредственно в
условиях эксплуатации. После пробега от постройки не менее
5 тыс. км тепловозы подвергают тягово-теплотехническим испы-
таниям, которые проводят научно-исследовательские организа-
ции и завод-изготовитель. В период эксплуатационных испыта-
ний, проводимых при пробегах до 150 тыс. км, проверяют на-
647
дежпость работы агрегатов, узлов и деталей, наблюдают за вы-
полнением графика движения поездов, расходом топлива.
Программа опытных поездок по определению удельного рас-
хода топлива на тягу поездов должна предусматривать провер-
ку его фактического расхода с поездами расчетной массы, при
действующих перегонных временах хода, с каждой категорией
составов по роду грузов в трех-пяти опытных поездках. Поезд-
ные испытания обычно проводят с применением динамометри-
ческого вагона, а проверке! теплотехнического состояния дизеля
и тепловоза в целом во время предшествующих реостатных ис-
пытаний является основным вопросом при подготовке к таким
испытаниям. Для тягово-эксплуатационных испытаний из локо-
мотивного парка выбирают такой тепловоз, состояние которого
возможно ближе к среднему состоянию локомотивов в парке.
Опытные поездки с тепловозами без динамометрического
вагона обычно проводят для проверки времени хода по перего-
нам, расхода топлива, режимов ведения поезда для уточнения
режимных карт при их разработке, составляемых для обеспече-
ния безопасности движения.
Научно-исследовательские испытания. Эти испытания разно-
образны по своему содержанию и характеру и служат для более
глубокого изучения процессов, происходящих в дизелях, их си-
стемах и агрегатах, особенностей работы дизеля в различных
условиях, воздействия различных видов нагрузок па детали и
узлы, для определения составляющих теплового баланса дизе-
ля, теплового и напряженного состояния его деталей, механи-
ческих потерь и к.п.д.; уровней шума и вибрации, токсичности
выпускных газов и т.п.
В последние годы все большее распространение получают
испытания на безмоторных стендах с использованием методов
физического и математического моделирования.
Исследовательские испытания проводят как па заводах-изго-
товителях, так и в лабораториях научных и учебных заведений.
8.2. Методы а приборы для испытания
дизелей
Дизели тепловозов с электрической передачей (дизель-гепера-
торы) проходят испытания со своими генераторами, нагружение
648
которых производят с помощью реостатов. В условиях заводс-
ких стендовых испытаний это обычно ящики резисторов, в ус-
ловиях депо — водяные реостаты. Нагрузочное устройство для
испытаний тепловозных дизель-генераторов должно удовлетво-
рять следующим основным требованиям:
обеспечивать поглощение энергии на всех режимах работы;
обеспечивать возможность измерения потребляемой энергии
с заданной точностью;
иметь характеристики, обеспечивающие идентичность ус-
ловий работы тягового генератора, передающего энер-
гию на тяговые электродвигатели или нагрузочное устрой-
ство.
Наиболее полно этим требованиям отвечают водяные реоста-
ты, используемые для испытаний тепловозных дизель-геперато-
ров.
Принципиальная схем<1
водяного реостата приведена
па рис. 8.1.
В металлической емкости
1 заземлены пластины 2,
между ними размещают под-
вижные пластины 3, имею-
щие возможность совершать
возвратно-поступательное
движение за счет подъемного
устройства 4. Нижняя поло-
вина подвижных пластин 3
выполнена в виде трапеции
(см. рис. 8.1, б), что позволя-
ет плавно регулировать вели-
чину сопротивления реос-
тата. В качестве электроли-
та используют подсоленную
воду.
Эффективную мощность
дизеля при стендовых испы-
таниях определяют по мощ-
ности генератора, кВт
Рис. 8.1. Принципиальная схема
водяного реостата
649
nc
ПгПву
(8.1)
где /г — ток в цепи реостата, А;
U — напряжение на клеммах генератора, В;
Г) , "Obv — к.п.д., соответственно, генератора и выпрямительной установ-
ки, определяемые по паспортным данным заводов-изготовите-
лей генератора и выпрямительной установки, г^, рву = /(/,).
При реостатных испытаниях на тепловозе эффективная мощ-
ность определяется
^е=-^^1О~3+Л7Всп.а.,	(8.2)
ПгПву
где А — мощность вспомогательных агрегатов, определяемая для
соответствующих агрегатов (вентилятор, компрессор и
т.п.) в зависимости от частоты вращения коленчатого
вала дизеля или соответствующего агрегата.
Ток и напряжение тягового генератора замеряют ампермет-
ром и вольтметром класса 0,5. Измерение эффективной мощно-
сти дизелей с гидродинамической передачей производят с помо-
щью гидравлических или электрических тормозов. Преимуще-
ством обладают электрические тормоза в балансирном исполне-
нии. Они позволяют прокручивать вал испытуемого дизеля,
проводить холодную приработку его после сборки, определять
потери механических сопротивлений двигателя. Момент, опре-
деляющий нагрузку двигателя, находят достаточно точно с по-
мощью весового устройства.
Весьма перспективно применение автоматизированных стен-
дов для испытаний тепловозных дизель-геператоров по програм-
ме, имитирующей реальные условия эксплуатации. Так, на ПО
«Коломенский завод» был изготовлен автоматический испыта-
тель дизельных агрегатов /АИДА/, подобный стенд — СУРА —
был изготовлен на ПО «Пенздизельмаш» и Харьковским заводом
им. В.А. Малышева.
Для исследования эксплуатационных режимов работы дизеля
необходимо моделировать не только установившиеся, но и пере-
ходные режимы его работы с обязательной регистрацией рабо-
650
них параметров. Такую сложную задачу в современных услови-
ях можно решить только с использованием специальных изме-
рительных комплексов, управляемых с помощью ЭВМ.
Дизель представляет собой энергомеханический объект иссле-
дования непрерывного действия, который представляется в виде
блочной, функциональной схемы. Логическая схема, представ-
ленная на рис. 8.2, построена на основе причинно-следственных
связей функциональных параметров дизеля в целом и работы
его подсистем.
Функционирование дизеля как энергетического объекта зави-
сит от качества рабочего процесса в его цилиндрах. Параметры,
характеризующие рабочий процесс в цилиндре, прямо опреде-
ляют функциональные параметры дизеля в целом и косвенно
характеризуют работу агрегатов воздухоснабжения, топливной
аппаратуры, гидравлического сопротивления газовоздушного
тракта, водяной и масляной систем дизеля.
Функционирование дизеля как механической системы определя-
ется параметрами, характеризующими состояние пар трения (ци-
линдропоршневая группа, подшипники коленчатого вала, клапан-
ный механизм, вкладыши поршневых пальцев и т.д.). Эти пара-
метры до определенного предела не влияют на технико-экономичес-
кие показатели дизеля — они пассивны. Однако именно предельные
изпосы в этих узлах определяют моторесурс дизеля до ремонта и
срок его службы. Величины зазоров в сопряжениях определяют по
данным анализа виброактивности дизеля в процессе испытаний.
Параметры, регистрируемые при проведении испытаний ди-
зелей, достаточно разнообразны. О количестве и разнообразии
параметров можно судить и по данным, представленным в табл.
8.1, где приведены основные измеряемые или рассчитываемые
параметры, их условные обозначения, единицы измерения и
погрешности, допускаемые при проведении приемо-сдаточных
испытаний тепловозных дизель-генераторов, а на рис. 8.3 пока-
заны точки, в которых проводится регистрация указанных пара-
метров дизель-генератора 2-26ДГ.
Аппаратуру, необходимую для измерения указанных пара-
метров дизель-генераторов, выбирают исходя из точности (см.
табл. 8.1), целей испытаний и условий их применения.
В табл. 8.2 приведен перечень приборов, используемых при
испытаниях дизель-генераторов па тепловозах (отмечено *) и
стендах заводов-изготовителей.
651
Рис. 8.2. Логическая схема исследования теплотехнического состояния дизеля:
Р|ц — давление впрыска топлива, МПа; <р — угол поворота коленчатого вала; vp v1K, vk, vn, vu — уровни
вибрации топливной аппаратуры, турбокомпрессора, распределительного вала и клапанного механизма,
вкладышей коленчатого вала, цилиндропоршневой группы; остальные обозначения см. в табл. 8.1 и 8.2
Таблица 8.1. Параметры, определяемые при приемо-сдаточных испытаниях
дизель-генераторов тепловозов
Параметр	Обозна- чение	Единица измерения	Допускаемая погрешность, %
Эффективная мощность	,Ve	кВт (л.с.)	±2,0
Частота вращения	п	с-1 (мин ')	±1.0
Давление сжатия в цилиндре	Рс	кПа (кгс/см2)	±3,0
Максимальное давление сгорания	р:	кПа (кгс/см2)	±3,0
Разрежение на всасывании	ДР„с	Па (мм вод. ст.)	±1,6
Давление воздуха на входе в дизель или турбокомпрессор	Ро	кПа (кгс/см2)	±3,0
Давление воздуха после охладителя	Рк	кПа (кгс/см2)	±3,0
Перепад давления воздуха в воздушном охладителе	ДР	Па (мм вод. ст.)	±1,6
Давление смазочного масла	р«	кПа (кгс/см2)	±2,5
Давление топлива	р.	кПа (кгс/см2)	±4,0
Температура воздуха на входе в дизель	То	К (°C)	±1,0
Температура наддувочного воздуха после охладителя	Т„	К (°C)	±4,0
Температура выпускных газов на выходе из цилиндра	Т-	К (°C)	±5,0
Температура выпускных газов на входе в турбину	т,	К (°C)	±5,0
Температура охлаждающей воды	Тг.	К (°C)	±4,0
Температура масла	Тм	К (°C)	±4,0
Температура топлива	Т ЮН	К (°C)	±4,0
Расход топлива	Сюн	кг/с (кг/ч)	±1,0
Удельный расход топлива	£=	г/(кВт ч) (г/л.с. ч)	±3,5
Расход воздуха	Свои	кг/с	±5,0
Расход охлаждающей жидкости	Ив	кг/с	±5,0
Рис. 8.3. Расположение точек измерения параметров работы
дизель-генератора 2-26ДГ (обозначения см. в табл. 8.1)
Для учета и нормирования расхода топлива, установления
рациональных режимов его потребления, определения тепло-
технических параметров дизелей, а также их диагностирования
по энергетическим показателям используют топливомеры раз-
личных конструкций. От правильности измерений при опреде-
лении массового часового расхода топлива зависит один из
главных показателей экономичности работы ДВС — удельный
расход топлива, определяющий правильность регулирования и
работы топливной аппаратуры.
Часовой массовый расход топлива определяют с помощью
расходомерного устройства топливомера, схема которого при-
ведена па рис. 8.4.
Массу топлива в расходном баке 1 подбирают такой, чтобы
время ее расходования составляло не менее 120 с при работе
двигателя па режимах, близких к номинальным.
Заполнение бака топливом осуществляют насосом 3 из внеш-
него расходного бака или резервуара, перекрыв вентили 4 и 5.
Внутри бака находится поплавок 6, подвешенный к двухпле-
чевому рычагу 7, на другом конце которого подвешена чашка
весов. При определенном положении рычага 7 замыкаются кон-
такты электрической цепи и загорается сигнальная лампочка 8.
654
Таблица 8.2. Приборы непосредственной оценки измеряемой величины
Наименование и тип прибора	Класс точности	Область применения	Приме- чание
Манометры и вакуумметры образцовые МО и МТИ Максиметры манометрические (специальной разработки) Манометры с унифицированным входным сигналом типа МЭД	0,6; 1,0 ±2,5% ±2.5%	Измерение давления воздуха, масла, топлива, градуировка электрических измерительных систем, проверка технических манометров Измерение максимальных давлений в цилиндре в период горения и сжатия Измерение давлений в комплекте со вторичными приборами типа КСД	* *
Термопары: хромсль-алюм елевые, хромел ь-коиелевые термокомплект дизельный ТКД-0.18	1,5 1,5 1,5	Измерение температуры воздуха, отработавших газов, масла, топлива и т.д. Применяют с милливольтметрами М64 ММП-06 с электронными потенциометрами т ииа КСП-4	*
Тахометр магнитный Счетчик оборотов СК Магнитоиндукционные электрические тахометры	+ 1.3% 1% 1.0	Измерение частоты вращения коленчатого вала дизеля » »	* * *
Секундомеры: механические, электрические	±0,20 с ±0,01 с	При замере расходов воды, масла, топлива и г азов	*
Весы почтовые ВЦП-28 Расходомеры объемные	+50 г +5%	Измерение расходов топлива	*
Диафрагма	+ 1,5%	Измерение расходов газа, воздуха, воды, масла	
Милливольтметр Вольтметр Амперметр	2.5 0,5; 0,2 1.0	Измерение силы тока и напряжения в электрических цепях	
Часто го.меры электро иные цифровые	0.2; 0,5	Измерение частоты и периодов электрических > йаний	
Осциллографы, магнитографы	-	К' нсграция механических и электрических параметров при работе в комплекте с датчик ами	
Управляющая ЭВМ	-	Рс1истрация параметров и обработка их по установленной методике	
Для замера расхода топлива необходимо заполнить расход-
ный бак до уровня, при котором цепь сигнальной лампочки
будет разомкнута, и переключить дизель на питание от этого
бака. В момент замыкания контактов сигнальной лампы вклю-
чается секундомер, и па чашку весов устанавливают гирю, тари-
рованную по расходу топлива. Под воздействием гири конец
рычага со стороны чашки весов опускается, а контакты размы-
каются. По мере расхода топлива рычаг постепенно приближа-
ется к контактам. В момент вторичного замыкания цепи секун-
домер останавливают, получая время т сгорания тарированной
массы топлива В.
Часовой расход топлива определяют, кг/ч:
Вч=—3600,	(8.3)
т
где В — навеска топлива для выбранной гири, кг;
т — время сжигания навески топлива, ч.
Продолжительность расхода измеряют секундомером с точно-
стью до 0,1 с и определяют как среднее арифметическое 8 10 из-
656
мерепий. Особой тщательности требуют измерения расхода топ-
лива па холостом ходу, где приходится увеличивать время на
расход топлива до 200-260 с (подбором навески), что при точнос-
ти призматических весов, секундомера и реакции проводящего
испытания обеспечивает относительную погрешность ±1%.
Действительный расход топлива, кг/ч:
- Дб,	(8.4)
где йсб — потери топлива, просочившегося из форсунки и поддонов за
время т.
На рис. 8.5 приведена схема топливомерного устройства,
мерный бак которого имеет несколько датчиков давления в за-
висимости от навески сгоревшего топлива в дизеле, автомати-
чески срабатываемый «таймер» — счетчик времени сгорания дай-
ной навески, кроме того, учитываются утечки топлива за
контролируемый период работы дизеля.
В последнее время на пунктах реостатной диагностики ряд ло-
комотивных депо Московской ж.д. начал успешно применять ро-
лико-лопастпые расходомеры, обеспечивающие технико-экономи-
ческие параметры, более высокие, чем у аналогичных расхо-
домеров зарубежных изготовителей. Прибор представляет собой
Рис. 8.5. Схема топливомсра
657
универсальный высокоточный широкодиапазонный ролико-лопа-
стной расходомер жидкости и газа, он же счетчик количества жид-
кости и газа, который может работать при давлениях измеряемой
среды до 32 МПа и выполнять функции дозатора. Разработаны и
изготовлены две серии расходомеров ОР и РЛГ (рис. 8.6, 8.7). Кон-
структивное отличие между ними заключается в исполнении ро-
тора и роликов-разделителей. В ОР-расходомерах двухлопастной
ротор и два ролика-разделителя, каждый из которых имеет по од-
ному пазу для прохода лопастей, а в РЛГ-расходомерах трехлопа-
стной ротор и ролики-разделители с двумя пазами. Расходомеры
отличаются бесшумностью в работе, чувствительны даже к капель-
ным расходам рабочей жидкости, малой инерционностью враща-
ющихся частей, долговечностью и надежностью.
Рис. 8.6.
Конструктивная
схема расходомера
серии OP-V0:
I — подводящий шту-
цер; 2 — ролик-разде-
литель: 3 — отводящий
штуцер; 4 — ротор; 5 —
корпус; 6 — капсула
658
Основные характеристики роликолопастных расходомеров
приведены в табл. 8.3.
С использованием расходомеров ОР-40/2 в депо Узловая с
октября 1999 по нюнь 2000 г. выполнена проверка и настройка
16 дизелей типов IОД 100 и 10Д100М; в депо Люблино с ноября
1999 г. настроены 10 дизелей K6S310DR. В депо Унеча расходо-
меры ОР-40/2 используют для диагностики дизелей 10Д100М,
14Д40, K6S310DR и ПД1М. В настоящее время расходомеры
внедрены и внедряются в депо Рязань, Новомосковск, Ярославль
и Хабаровск.
На пункте экипировки тепловозов в депо Бекасово примене-
ние роликолопастных расходомеров позволило повысить при-
мерно на 12% точность дозирования при заправке тепловозов
топливом и маслом. Здесь наиболее предпочтительным оказа-
лись расходомеры типоразмера РЛГ-1000/2с.
Таблица 8.3. Технические характеристики универсальных
роликолопастных расходомеров и счетчиков
количества жидкости и газов
11араметр	Размер- ность	Типоразмер расходомера			
		ОР-40/4	ОР-40/2	РЛГ-1000/2	РЛГ-1000
Диаметр	мм	8	16	40	75
условного прохода Рабочий объем	3 см	10	20	500	1000
Расход	дм’/мин	24	70	1500	3000
максимальный Рабочее давление: исполнение С	МПа	<10	<10	<7,5	<7,5
исполнение В		£32	<32	—	—
Тонкость филь- трации измеряе- мой среды Класс точности: для газа в диа-		0,25	0,25	0,1	0,1
пазонс 10/1 для жидкости		0,1	0,1	0,1	0,1
в диапазоне 100/1 Масса, кг		1,5	2,0	20	45
Г абаритные размеры ПхЛ	ММ	92x110	92x154	230x350	230x440
659
На линейных тепловозах применение точных расходомеров
является наиболее предпочтительным. В этом случае при полу-
ченных статистических данных имеется возможность оценки точ-
ности нормирования расхода топлива по участкам обращения,
отдельным локомотивам и в целом по локомотивному депо.
Наибольший эффект следует ожидать от установки расходоме-
ров ОР-40/2 или ОР-40/4 на магистральные и маневровые тепло-
возы.
Для контроля расхода топлива в эксплуатации, например, за
одну поездку, часть тепловозов оборудована гидростатическими
топливомерами, позволяющими контролировать уровень топ-
лива в расходном баке тепловоза.
Для измерения расхода топлива дизелями отечественных теп-
ловозов, имеющих двухпроводную или проточную схему топ-
ливоснабжения, разработан дистанционный топливомер типа
ДТ. Этот прибор содержит два измерительных элемента: на вхо-
де в топливный коллектор и на выходе из него. Вращение от
измерительных элементов через магнитную муфту передается на
узел вычитания и согласования. Все это вместе образует преоб-
разователь расхода. Далее сигнал разности преобразуется в им-
пульсный сигнал счета в фотоэлектрическом преобразователе.
Эти два преобразователя конструктивно выполнены в одном
блоке. Топливомер содержит блок питания и указатель расхода
количества топлива, в которых размещены триггерные счетчики.
Количество потребляемого дизелем топлива представляется в
цифровом виде с ценой деления 0,1 дм3, а расход — в аналогич-
ном виде — миллиамперметром па 5 мА с ценой деления 20 дм3/ч.
Одному дм3 измеряемого топлива соответствует 4 оборота винта
и 128 импульсов счета. Информацию о количестве и расходе топ-
лива можно вывести па внешние устройства индикации и регист-
рации. Включают приборы на стыке топливной системы дизеля и
тепловоза, т.е. перед фильтром топкой очистки топлива и после
подпорного клапана.
Результаты проверки характеристик опытных образцов топ-
ливомеров ДТ-500 до и после эксплуатационных испытаний
показали, что па уровне расходов 20 100% номинального значе-
ния в 500 дм’/ч, соответствующем потреблению топлива дизеля-
ми магистральных тепловозов при их работе в режиме холостого
хода, относительная погрешность приборов несколько увеличи-
вается. Учет расхода топлива за поездку этими расходомерами
660
осуществляется с точностью до 2‘Х>, что вполне приемлемо для
эксплуатационной работы.
Для определения расхода дизельного топлива при опытных
поездках с динамометрическим вагоном применяют счетчик рас-
хода топлива типа ПР995.01, изготавливаемый ПКБ ЦТ МПС.
Принцип его действия основан на суммировании объемов жид-
кости, вытесненных из дозирующей камеры за определенное
время. Счетчик применяют для определения и записи расхода
дизельного топлива на ленту специально приспособленного для
этих целей локомотивного скоростемера в условиях эксплуата-
ции, а также при реостатных испытаниях тепловозов, а при
опытных поездках с динамометрическим вагоном расход топли-
ва регистрируют на лепту стола.
Необходимо отметить особую важность проверки отсутствия
утечек или подсоса воздуха в дополнительных соединениях, не-
избежных при установке любых топливомеров, особенно при
эксплуатационных испытаниях. Утечки искажают показания топ-
ливомеров, а подсос воздуха приводит к сжатию в насосе топ-
ливно-воздушной эмульсии, обуславливающей запаздывание
впрыска топлива в цилиндр, что определяет ухудшение рабоче-
го процесса.
Температуру отработавших газов па выходе из цилиндра из-
меряют электрическими термометрами, называемыми пиромет-
рами, принцип действия которых основан на использовании тер-
моэлектрического эффекта, т.е. возникновения ЭДС при нагреве
места спая двух проводников из неоднородных металлов. Пиро-
метры состоят из термопары, измерительного прибора и соединя-
ющих их проводов. Схема пирометра приведена па рис. 8.8, а.
Температура холодных спаев должна быть равной и постоянной
(точки 2 и 4) и их, как правило, погружают в среду с температу-
рой тающего льда. В противном случае вводят поправку па тем-
пературу окружающей среды путем перестановки стрелки гальва-
нометра, проградуированного в градусах в нулевое положение
сообразно с фактической температурой холодных спаев.
Термопары чаще всего изготавливают из хромеля и копеля.
Хромель — сплав, состоящий из 90% Ni и 10% Сг; из него изго-
тавливают положительный электрод. Копель — сплав из 56% Си
и 44% Ni; из него делают отрицательный электрод. Толщина
электродов 0,3—1,5 мм. Измерителем ЭДС в пирометрах чаще
всего являются милливольтметры типа МВТ магпитоэлектричес-
661
кой системы, шкалы которых отградуированы в °C. При испы-
тании ДВС применяют термометры в виде термометрических
комплектов ТКД-50М, позволяющих, пользуясь одним
гальванометром 6 (см. рис. 8.8, б), измерять последовательно
температуры газов в каждом из патрубков (на выходе из цилин-
дра). В каждый патрубок дизеля вставлена своя термопара типа
ХК (хромель-копель). Схема термопары, соединенной с изме-
рительным прибором с помощью компенсационных проводов,
приведена на рис. 8.8, б, где 1 — горячий спай термопары, 2 и
3 — выводы термопары — холодные спаи, 4 и 5 — компенсаци-
онные провода, 7 — переключатель.
ТКД-50М позволяет оперативно измерять температуры отра-
ботавших газов по цилиндрам, являющиеся косвенным показа-
телем неравномерности распределения мощности по цилиндрам
многоцилиндрового дизеля. Такими же косвенными показателя-
ми регулировки цилиндров являются максимальное давление
газов и давление сжатия Рс, измеряемые по цилиндрам с
помощью максиметра (рис. 8.9).
Манометрический максиметр состоит из корпуса 5 и маномет-
ра 6. Корпус снабжен ребрами для улучшения отвода теплоты и
662
соединен с манометром стальной
спиральной трубкой 7, предохра-
няющей манометр от перегрева и
вибрации. В корпусе установлены
дроссельная шайба 4 и невозврат-
ный клапан 10 с седлом 2. Фильтр
11 препятствует попаданию нагара
к невозвратному клапану и дрос-
сельной шайбе. Ход клапана (0,15-
0,20 мм) регулируют винтом 3.
Игольчатый клапан 8 с маховиком
9 служит для выпуска газов из
максиметра после измерения. К
индикаторному клапану цилиндра
прибор присоединяют с помощью
накидной гайки 12 с маховиком 1.
Для измерения давления Рс или
Рт. продувают индикаторный
клапан, присоединяют к нему
максиметр и закрывают игольча-
тый клапан, после чего открыва-
ют на несколько секунд индика-
торный клапан. При этом невоз-
вратный клапан препятствует вы-
ходу газов из прибора, а дрос-
сельная шайба обеспечивает плав-
ное повышение давления, и про-
исходит как бы накачивание газов
в прибор до тех пор, пока не ус-
тановится наибольшее давление.
После остановки стрелки па мак-
симальном давлении проводят от-
счет по шкале манометра, закры-
вают индикаторный клапан, от-
Рис. 8.9. Манометрический
максиметр
крывают игольчатый вентиль и
снимают максиметр. После 20-30 замеров проверяют герметич-
ность невозвратного клапана. Герметичность считают удовлет-
ворительной, если падение давления за 1 мин не превышает 40%
от первоначального (игольчатый клапан после замера давления
должен быть закрыт).
663
Пределы измерений максиметров 100, 25, 16 и 10 МПа. по-
грешность измерений ±1,5%.
Правильность регулирования мощности по цилиндрам опре-
деляют средним индикаторным давлением. Средняя по цилинд-
рам индикаторная мощность дизеля дает возможность опреде-
лить мощность, затрачиваемую на механические потери, меха-
нический к.п.д. дизеля. Как распределение индикаторной мощ-
ности по цилиндрам, так и механические потери (особенно в
виде среднего давления) являются важными показателями резер-
вов снижения расхода топлива и повышения надежности двига-
теля в целом.
Кроме этого, индикаторные диаграммы позволяют проанали-
зировать протекание рабочего процесса на разных его участках,
например, процессы сгорания, газообмена, работу агрегатов сис-
темы воздухоснабжения, тепловую напряженность цилиндра и т.д.
Анализ рабочего процесса двигателя по индикаторным диаграм-
мам позволяет выявить возможность совершенствования дизеля
для повышения топливной экономичности и снижения тепловой и
механической напряженности, т.е. повышения его надежности.
Весьма распространены для ипдицировапия дизелей электри-
ческие индикаторы, которые позволяют снимать индикаторные
диаграммы, относящиеся к одному циклу работы двигателя, и
состоят нз датчиков, усилителей и осциллографа.
При индицировании обоими типами индикаторов существен-
на погрешность, связанная со сдвигом ВМТ. Сдвиг ВМТ на Г
п.к.в. приводит к погрешности при определении среднего инди-
каторного давления па 8-10% и может привести к значительно
более существенной ошибке в оценке механических потерь и
протекании рабочего процесса. Поэтому весьма желательна кор-
ректировка положения ВМТ за счет полного отключения подачи
топлива в индицируемый цилиндр. Положение ВМТ устанавли-
вают по симметрии пика давлений (в районе, отстоящем более
чем на 15° п.к.в. от ВМТ).
При постоянной нагрузке дизеля и па установившемся режиме
индицирование дизеля выполняют индикаторами с цилиндричес-
кой (п < 500 мшг1) и со стержневой пружинами (п > 500 миш1).
Работа таких индикаторов ясна из рис. 8.10, а и б.
Механический индикатор с цилиндрической пружиной состо-
ит из цилиндра 1, поршня 8 со штоком 7, пружины б, пишущего
механизма 5 с карандашом 3 и барабана 7, на котором с помо-
664
Рис. 8.10. Индикатор с цилиндрической пружиной:
а — схема; б — общий вид
щыо пластинчатых пружин закрепляют индикаторную бумагу.
Индикатор устанавливают на индикаторный клапан цилиндра с
помощью накидной гайки 9. Давлением газа поршень 8 переме-
щается вверх, растягивая пружину 6. Движение поршня вниз
происходит под действием пружины. При изменении давления
газа поршепь индикатора и связанный с ним рычаг пишущего
механизма будут совершать возвратно-поступательное движе-
ние. Барабан 4 с помощью индикаторного шнура присоединяют
к специальному индикаторному приводу. При работе двигателя
индикаторный привод совершает возвратпо-поступательиое дви-
жение, копируя в уменьшенном масштабе движения поршня в
рабочем цилиндре, и при помощи шнура поворачивает барабан
индикатора на некоторый определенный угол. Замкнутый кон-
тур индикаторной диаграммы получается за счет одновременно-
го возвратно-углового движения барабана и возвратно-посту-
пательного движения карандаша пишущего механизма.
Индикатор со стержневой пружиной (рис. 8.11) по устройству
аналогичен индикатору с цилиндрической пружиной. Его отли-
чительная особенность состоит в том, что в корпусе 2 размещен
горизонтальный стержень I равного сопротивления, жестко за-
665
Рис. 8.11. Индикатор со стержневой пружиной
крепленный одним концом в корпусе прибора с помощью гайки
и корпуса. Другой конец 3 стержня шарнирно соединен с пор-
шеньком 4 индикатора.
Масштаб пружины следует выбирать таким, чтобы высота
диаграммы получалась равной приблизительно 80-90% от мак-
симальной, допускаемой индикатором. Для высокооборотных
двигателей иногда приходится сознательно уменьшать высоту и
длину диаграммы, выбирая более жесткую пружину, чтобы из-
бежать колебаний пишущего механизма от сил инерции движу-
щихся масс.
Пневмоэлектрический индикатор имеет существенные пре-
имущества перед механическими индикаторами:
1.	Большая величина индикаторной диаграммы при достаточ-
ной точности. Величина индикаторной диаграммы составляет по
оси абсцисс 360 мм и 130 мм по оси ординат.
2.	Возможность применения ппевмоэлектрического индикато-
ра при высоких частотах вращения коленчатого вала.
666
3.	Возможность установки индикатора не рядом с цилинд-
ром; пневмоэлектрический индикатор устанавливают обычно у
одного из концов коленчатого вала. Поэтому отсутствует влия-
ние температуры на регистрирующий механизм индикатора.
4.	Малая инерционность.
Схема пневмоэлектрического индикатора ТЛ-2 показана на
рис. 8.12.
Рис. 8.12. Схема пневмоэлектрического индикатора ТЛ-2:
1 — мембрана с подвижным контактом; 2 — корпус датчика; 3 — не-
подвижные контакты с проводом первичной цепи; 4 — вентиль для выпуска
воздуха в атмосферу; 5 — вентиль для впуска воздуха в воздушную систему
индикатора; 6 — баллон со сжатым воздухом; 7 — аккумуляторная батарея;
8 — масса; 9— конденсатор; 10— наконечник, обеспечивающий пробивку
искры; 11 — кулачковая муфта; 12 — муфта привода индикатора типа
Ольдгейма; 13 — шарнирно-записывающий механизм; 14 — стрелки
записывающего механизма; 15 — направляющие стрелки; 16 — масляный
резервуар; 17 — масляный сервомотор; 18 — поршень сервомотора (двух
диаметров: 20,27 и 9,06 мм); 19 — пружина; 20 — вторичная индукционная
обмотка; 21 — первичная индукционная обмотка
667
Принцип действия индикатора ТЛ-2 заключается в следую-
щем. Сжатый воздух высокого давления из баллона 6 подводит-
ся в воздушную систему индикатора, которая сообщает полость
над мембраной 1 (или клапаном) датчика с воздушной полос-
тью масляного резервуара /6; в последнем давление через масло
передается на поршень 18 сервомотора 17, связанного с шарнир-
но записывающим механизмом 13.
В зависимости от величины давления воздуха в воздушной
системе индикатора, уменьшающегося в результате выпуска воз-
духа в атмосферу (обычно по линейному закону), отклоняется
стрелка записывающего механизма с наконечником 10 в виде
иглы.
Электрическая система индикатора состоит из следующих
элементов.
Подвижный контакт укреплен иа мембране 1 (или клапане)
датчика, неподвижный — иа корпусе датчика. Когда давление в
воздушной системе индикатора превышает давление в цилиндре,
происходит замыкание контакта. Следовательно, первичная об-
мотка 21 катушки или первичная цепь замыкается.
Первичная цепь состоит из контакта датчика, первичной об-
мотки 21 катушки, один конец которой соединен с аккумулятор-
ной батареей 7, а второй — с массой 8. Параллельно электроду
датчика обычно подключают конденсатор 9.
Вторичная цепь состоит из вторичной индукционной обмот-
ки 20, один конец которой присоединен к первичной обмотке 21,
а второй — к шарнирно записывающему механизму 13.
В тот момент, когда давление в цилиндре станет равным дав-
лению в воздушной системе индикатора, происходит разрыв
первичной цепи.
В результате во второй обмотке возникает индукционный ток
высокого напряжения, под действием которого через иглу нако-
нечника 10 стрелки пробивается бумага, уложенная на барабане
индикатора.
Барабан индикатора вращается синхронно с коленчатым ва-
лом, и точки на диаграмме, получаемые в момент равенства
давления в цилиндре давлению в воздушной системе, соответ-
ствуют одному циклу работы дизеля.
Воздух из баллона, имеющего давление, которое на 2,0-
3,0 МПа превышает максимальное давление сгорания в цилинд-
ре, подается в систему индикатора. Затем вентиль подачи возду-
668
ха из баллона закрывают и начинают постепенный выпуск воз-
духа из системы индикатора в атмосферу.
Искра пробивает на диаграмме за один цикл только две точ-
ки. Остальные точки соответствуют другим циклам, поскольку в
период выпуска воздуха из баллона совершается целый ряд цик-
лов. То есть снятая диаграмма соответствует не одному циклу,
а множеству, на ней представлены усредненные давления раз-
личных циклов. В этом заключается принципиальный недоста-
ток таких индикаторов, который особенно ощутим, когда невоз-
можно сохранить стабильный режим работы дизеля.
Пневмоэлектрические индикаторы МАИ и «Амипоко» отли-
чаются наличием тиратронного реле в первичной цепи прерыва-
теля, возможностью одновременной двухкапальной записи ин-
дикаторных диаграмм в двух масштабах, кроме того, в этих
индикаторах существенно уменьшены погрешности, связанные с
трением поршней сервомотора индикатора.
Значительный интерес представляет электрический индикатор,
разработанный в Ростовском институте инженеров железнодо-
рожного транспорта (РИИЖТ) Ю.А. Магнитским и В.Д. Кар-
мииским, который позволяет при установке датчиков во всех ци-
линдрах двигателя путем дискретно-непрерывного снятия
характерных точек определять непосредственно среднее индика-
торное давление. Прибор способствует диагностике такого важ-
ного фактора, определяющего надежность и экономичность дви-
гателей в целом, как неравномерность распределения мощности
по цилиндрам.
Для снятия с цилиндра импульсов соответствующей продолжи-
тельности предложено использовать коллектор с подвижным кон-
тактом, жестко связанным с валом двигателя. Токопроводящие
пластины коллектора и контакт соединены с усилителем и регист-
рирующим прибором. Тем самым упрощено устройство для изме-
рения внутрицилиндровых процессов при соблюдении необходи-
мой точности измерений. Погрешности не превышают 1% для
любого двигателя. Вся анализирующая аппаратура размещена в
небольшом переносном приборе. Конструкция установки для оп-
ределения среднего индикаторного давления несложна (рис. 8.13).
Перемещение контакта по 12-ти коллекторным пластинам
обеспечивает изменение направления тока при прямом и обрат-
ном ходе поршня и сокращение времени действия тока на от-
дельных участках окружности, описываемой кривошипом.
669
Рис. 8.13. Схема
электрического индика-
тора для непосредст-
венного измерения на
двигателе среднего инди-
каторного давления:
1 — цилиндр; 2 — датчик:
3 — блок питания; 4 — уси-
литель; 5 — постоянные
резисторы; 6 — неподвиж-
ные коллекторные пласти-
ны; 7 — подвижный кон-
такт; 8 — измерительный
прибор; 9 — жесткая связь
контакта с валом двигателя
В результате определения среднего индикаторного давления
из индикаторных диаграмм появляется возможность найти весь-
ма важную величину, характеризующую механические качестве!
дизеля — мощность механических сопротивлений или среднее
давление механических сопротивлений:
р _ зол;,.j
•'м.С.	17
VIA
Определение мощности механических сопротивлений может
быть выполнено не только по индикаторным диаграммам, ио и
другими способами.
Способ непосредственного определения мощности механичес-
ких сопротивлений путем поочередного отключения подачи топ-
лива в цилиндры при положении реек топливных насосов на упоре
и мощности (0,4-0,5)Nc , т.е. на режиме, соответствующем зна-
чениям а, мало влияющим на Т|. В этом случае при сохранении
постоянной частоты вращения коленчатого вала дизеля индика-
торную мощность выключенного цилиндра определяют по раз-
ности мощностей дизеля при всех работающих и при одном от-
ключенном цилиндре. Это позволяет определить равномерность
распределения мощности по цилиндрам. Этот способ имеет сле-
дующие недостатки: во-первых, несколько неточно определяется
670
индикаторная мощность каждого цилиндра многоцилиидрового
дизеля как разность двух больших величин; во-вторых, мощ-
ность механических сопротивлений цилиндра с отключением по-
дачи топлива возрастает по времени из-за охлаждения цилиндра,
что нарушает точность ее определения; в-третьих, если упор выс-
тавляют на мощности, соответствующей зоне полного изменения
функции т|.(а), неточность определения мощности механических
сопротивлений увеличивается. Тем не менее, этот способ вполне
может быть применен для дизелей с умеренным числом цилинд-
ров (не более шести) и важен для определения равномерности рас-
пределения мощности по цилиндрам.
Способ нахождения мощности механических сопротивлений
методом выбега (вращение вала по инерции), разработанный
ЦНИДИ, основан на определении производной от частоты вра-
щения по времени при резком выключении подачи топлива в
момент работы дизеля на различных нагрузках.
Механический к.п.д. в этом случае
Vi -	~ х.	(8 5)
Мм	п >	(<>•')
tg₽M
где Рхх — угол наклона касательной к кривой выбега на холостом
ходу в точке, соответствующей данной частоте вращения
(рис. 8.14, а).
Рм — угол наклона касательной к кривой выбега под нагрузкой
(рис. 8.14, б);
Мощность трения	N N.lv=-^-Nc, ’ 1м
или	1 — Т| ' =		”,	(8-6)
Во время выбега иа холостом ходу кинетическая энергия рас-
ходуется на преодоление сил трения. Угловое ускорение (замед-
ление) при этом
671
Рис. 8.14. Кривая изменения частоты вращения коленчатого вала
двигателя при резком выключении подачи топлива:
а — на холостом валу; б — под нагрузкой
dt к хх'
где /нп — масштаб частоты вращения;
к — масштаб времени.
Способ определения мощности механических сопротивлений,
пригодный лишь для двухтактных дизелей типа ДЮО, заключа-
ется в оценке эффективной мощности двигателя при поочеред-
ном выключении левого и правого рядов топливных насосов,
при постоянном положении реек топливных насосов, выстав-
ленных па упоре при мощности (0,4—O,5)jV. 1(ом, соответствующем
значениям (а), и постоянной частоте вращения при очередном
выключении левого и правого рядов топливных пасосов. С уче-
том определенного (путем тщательной обработки индикаторных
диаграмм) отношения индикаторных к.п.д. мощность механи-
ческих сопротивлений
,, Nc - Ncm' -Ncnt"
N = —-------------------
М.с.	,	,,	,	’
m +m -1
где	jV', N" — эффективные мощности дизеля при работе
двух рядов топливных насосов, кВт;
т' - тр/ц', т" = тр/г|" — относительное увеличение индикаторного
к.п.д. при работе на двух рядах по сравне-
нию с работой на одном ряде левых и правых
топливных пасосов.
Этот способ не имеет недостатков, присущих первому спосо-
бу, и дает относительно правильные результаты. Однако он тре-
672
бует определенного относительного увеличения индикаторного
к.п.д. по сравнению с работой на левом и правом рядах топлив-
ных насосов, что затрудняет его использование.
8.3. Обработка результатов эксперимента
Как и в любом эксперименте, при испытаниях дизеля могут
возникать три вида ошибок при получении экспериментальных
данных: грубые — из-за нарушения элементарных правил экспе-
римента; систематические, в основном из-за неточности прибо-
ров, неправильной их установки и т.п. и случайные, неизбежные
при проведении эксперимента. Первые два вида ошибок должны
быть устранены до математической обработки результатов экс-
перимента.
Для нейтрализации случайных ошибок и повышения досто-
верности оценок при наличии случайных ошибок проводят па-
раллельные опыты. При тех же условиях эксперимента делают
повторные замеры и затем берется среднее арифметическое всех
результатов:
где у. — результат /'-го повторного опыта;
п — общее число повторных опытов.
Отклонение результата любого опыта от среднего арифмети-
ческого А = у.-у свидетельствует об изменчивости повторных
опытов. Для измерения этой устойчивости чаще всего использу-
ют дисперсию.
Дисперсией о2 называют среднее значение квадратов отклоне-
ний величины от их среднего арифметического
Ё(у,-у)2
<т2=^-------
п -1
(8-8)
673
Деление па (/?-!) связано с числом независимых степеней
свободы, одна из которых использована для вычисления средне-
го г. Само о, равна корню квадратному из выражения (8.8).
называют средним квадратичным отклонением (с.к.о.), которое
имеет размерность измеряемой величины и характеризует ста-
бильность эксперимента — рассеяние результатов параллельных
опытов около среднего значения.
Следует отметить, что вычисление у и о подразумевает, стро-
го говоря, что закон распределения измеряемой величины нор-
мальный [3]. Необходимо принять все возможные меры к устра-
нению источников систематических и грубых ошибок, перед
обработкой результатов. Для отбрасывания грубых ошибок, все
же возникающих при повторных опытах па стадии математичес-
кой обработки, существует определенное правило. Если
V — V
——— >t, то подставленный по сомнению замер у* отбрасыва-
5*
ют. В этом неравенстве у, а — среднее арифметическое и с.к.о.
подсчитывают по остальным замерам. Значение t (критерия
Стыодепта) берут по таблицам в зависимости от числа опытов
и надежности вычисления ошибки [3].
Чаще всего экспериментальные исследования двигателя про-
водят для установления функциональной зависимости между
различными параметрами. В качестве примера рассмотрим за-
висимость температуры отработавших газов дизеля 1 ОД 100 от
мощности на 15-ой позиции контроллера, соответствующей
п - 850 мин1. С достаточной для практических целей точностью
можно считать эту зависимость линейной Г = а + hN. Таким
образом, задача эксперимента сводится к отысканию парамет-
ров а и h. Для замера температуры у( = (Q было проведено
п - 6 опытов (/'= 1, 2, ..., п) при различных значениях мощности
-\=
В результате эксперимента получены следующие значения:
/	1	2	3	4	5	6
•Л	500	840	1170	1530	1840	2200
У,/(А),	190	240	280	330	380	420
674
Если бы все экспериментальные данные точки лежали стро-
го на прямой, то для каждой из них было бы справедливо
у. = а + bx,, i = 1,2, и, и тогда в отыскании а и b не было бы
никакой проблемы — достаточно воспользоваться любыми дву-
мя точками. Однако иа самом деле, даже если модель этого
процесса верна, то разброс точек будет наблюдаться вследствие
случайных ошибок в эксперименте. В этом случае проведение
прямой по точкам будет приводить к различным результатам в
зависимости от того, какая именно пара точек взята (рис. 8.15).
Для конкретного проведения прямой существует множество под-
ходов. Из них наиболее простым и часто используемым являет-
ся метод наименьших квадратов.
Для каждой точки А, — разность между экспериментальными
и вычисленными по принятой зависимости значениями в z-й
экспериментальной точке. В данном случае А =	- (« + bx).
Будем считать, что прямая проходит паилучшим образом, если
сумма квадратов ее отклонений от всех опытных эксперимен-
тальных точек .S = £A" будет оптимальна:
/=1
S = L()'i - п-Ьх,)2.
1=1
(8.9)
Рис. 8.15. Зависимость температуры выпускных газов от
эффективной мощности дизеля:
/ — результаты эксперимента; 2 — их обработка
675
Величина 5 является функцией искомых коэффициентов пря-
мой а и Ь, наилучшие значения которой находятся из условия
min S. Как известно, это достигается при равенстве нулю част-
ных производных:
~-=0;
da
^ = 0,
db
откуда получаем
- (а+<&,)=°;
1=1
Х[у, - (а + t/х, )]х, =0,
(=1
что, в свою очередь, приводит к системе двух уравнений от-
носительно двух неизвестных а и b
Лна + ki2b = Г]
к2^а 4- к^2Ь =
(8.10)
п	п	п	п
где =£1 = п; к12 =	к22 =lLxi i
i=i	1=1	<=i	<=i
п	п
г\=ЪУ7’ г2 = Хл-,у,..
1=1	1=1
Окончательно решая систему
лы для коэффициентов:
(8.10), можно получить форму-
а _ г1к22 - г2кп .
к\\к22 ~кп
r2k{l -T|fc2|
ку \к22 — к]2
676
Отметим, что если при проведении эксперимента присутство-
вали повторные опыты, то перед включением их в общий вы-
числительный процесс отыскания коэффициентов а и b их можно
обработать так, как это было показано выше, включая процеду-
ру отбрасывания грубых ошибок. Для рассмотренного примера
были найдены а = 123, b = 0,135. Соответствующая прямая при-
ведена на рис. 8.15 жирной линией.
Приведем другой пример — отыскание зависимости удельно-
го расхода топлива у = gc от мощности х = по нагрузочным
характеристикам (п. = const). В этом случае зависимость носит
более сложный экстремальный характер и требует нелинейных
функций для ее описания
У = а\ (х) + a2f2 (х) +... + amfm (х) = £ ах-.ft (х),	(8.11)
1=1
где «р а2,..., ат — коэффициенты зависимости, подлежащие опре-
делению из обработки экспериментальных дан-
ных;
/,(х), f2(x),...,fm(x') — система функций, на которых строится зависи-
мость.
При выборе этой системы функций главное — опыт исследо-
вателя, наличие априорной физической информации и характера
исследуемой зависимости, а также простота окончательных со-
отношений. Чаще всего при обработке используются степенные
полиномы /1(х)=1,/2(х)=х,...,/и(х)=х"'*1. Вводим для таблицы эк-
спериментальных данных х., у. аналогичную (8.11) сумму квад-
ратов отклонений:
5(а,, а2,..., ат) = £	= £ [у,- - ах J\ (х;) - a2f2 (хх) -... - ат	(х,-)]. (8.12)
/=1 (=1
Как и ранее коэффициенты кривой, наилучшим образом опи-
сывающие экспериментальные данные, могут быть найдены из
условия min S, приводящего к системе т уравнений:
2£ = 0; “=»..2£ = 0,
дах да2 да„,
677
откуда
Zb>, - aj\ (х,-) - д2/2 (x,) -... - amfm {xi)]./; (x,.) = 0;
/=1
Z[Л - a\ f (x/) - a2A (*,) - • • • - amf„, (x, )]/2 (x,.) = 0;
/=1
Z [y, - “1 f(x, >~a2f2 (xi )-•••- amfn, (л-,. )]/„, (A-,.) = 0,
<=1
что в свою очередь дает т линейных неоднородных уравне-
ний с in неизвестными a., i = 1,.,.,/п:
/<цй| + кпа2 +— + kimam ~ГГ>
k2lai+k22a2+... + k2iial„=r2-
km\U\ ~У^т2^2 У '"У ^mni^ni
(8.13)
здесь ке j = к je = X fj (Xj )fe(х/);
<=1
fj ='tfj(xi)yi.
<=i
Решение системы уравнений (8.13) осуществляют одним из
численных методов [3] с применением ЭВМ.
Поставленная задача обработки экспериментального ис-
следования зависимости gc = f(Nc) была решена с использовани-
ем полинома второго порядка:
т = 4; ^(х) = 1; /2(х) = х; /3(х) = 1/х; /4(х) - х2; f5(x) = 1/х2.
При этом были найдены следующие коэффициенты: а}, а2, av а4:
£е = £еном - 79,1 UVe + 2,8UVe-1 + 107jVj + 0,6N;2. (8.14)
678
График зависимости (8.14) и экспериментальные точки пред-
ставлены на рис. 8.16.
Решение большинства практических задач испытания двигате-
лей и, в частности, получение универсальной характеристики
~ f(Nc, п) позволяет выяснить зависимости удельного эффек-
тивного расхода топлива gc не от одного, а от целого ряда па-
раметров. Обобщение метода наименьших квадратов в этом
случае не связано с принципиальными трудностями. Искомую
зависимость записывают в виде
У = «i/iCvp-.A'a) + «2/2(хxN) + ... +	(8.15)
Здесь у — параметр, зависимость которого от переменных
Хр..., ,vv подлежит определению. Для каждого /-го опыта суще-
ствует свое сочетание значений независимых переменных (фак-
торов) (хД, (л,)., ...,(хл,)., при замеренном значении удельного
эффективного расхода топлива у,. Введем уже знакомое пам по-
Рис. 8.16. Изменение удельного эффективного расхода топлива
по нагрузочной характеристике
679
нятие отклонения А экспериментального значения у от рассчи-
танного по зависимости (8.15)
Л,- = У,-(х2),,...,(л-Д] = у - д,/,^,.) - «2/2(х,.) - ... - а„,/„,(х,).
Здесь использовано векторное обозначение
ffi) = /-[ОД’
Тогда, составив сумму квадратов отклонений по всем экспе-
риментальным точкам,
S== £[у,- - «1/. й) -... -	U)]2.
1=1	i=i
Найдем искомые коэффициенты др д ,д обеспечивающие
зависимость (8.15) паилучшим образом, описывающую массив
экспериментальных данных из условия min S'.
Это приведет, как и раньше, к линейной системе уравнений,
совпадающей с (8.13) с точностью до замены х на х.. Решение
системы (8.13) может быть получено методом Гаусса или одной
из его многочисленных модификаций с использованием стан-
дартных программ математического обеспечения ЭВМ.
В качестве/^.(х) чаще всего используются степенные функции,
в частности:
линейный полином для N факторов
Я*) = д0 + ахх{ + агх2 + ... + aNxN; (8.16)
линейный полином с «парным взаимодействием» для факто-
ров
Я-v) = а0 + аххх + ... + aNxN + flpxrv2 +
4.	'4.	ЛЛ-MV V	(8.17)
+ я13Х|Х5 + ••• + aN X, NW^N;	v
квадратный полипом для N факторов
Я*) = а0 + аххх + ... + aNxN + a|2xrx2 + aNV NXNXXN +
। э ।	.	(8.18)
+	+ ... + Cl^X^.
Для локальный оценки точности проведенной аппроксима-
ции используют абсолютные погрешности А. = ,(х,) - у, и от-
s. А-
носительпые о =-----—.
Уоп(*<)
680
Интегральным критерием качества проведенной аппроксима-
ции является тахЗ, или остаточная величина суммы квадратов
отклонений, которая должна быть минимальна для полученной
зависимости уоп(.т) . Разделив ее на число степеней свободы
f = n-N (разность между количеством опытов и найденным ко-
эффициентом), получим остаточную дисперсию или дисперсию
2 А/
адекватности аад=2,—называемую так потому, что она вхо-
,=1 п
дит в проверку адекватности используемой математической за-
висимости (8.18) реальному объекту и процессу [3].
Следует обратить внимание на соотношение числа опытов
и количества коэффициентов. Часто экспериментатор счита-
ет, что чем больше коэффициентов, тем лучше будет получен-
ная аппроксимация. Это весьма опасное заблуждение. Дело
в том, что по мере приближения числа коэффициентов к чис-
лу опытов аппроксимация превращается в интерполяцию —
проведение по точкам, что, учитывая их случайный разброс,
приводит к существенному снижению истинного характера зави-
симости.
Таким образом, при аппроксимации должна быть соблюдена
достаточная избыточность числа опытов над количеством коэф-
фициентов f = n-N> 1.
На качество и саму возможность обработки эксперименталь-
ных данных влияет характер сочетания параметров (факторов,
фиксировавшихся при проведении экспериментов).
Хорошим введением в проблему анализа и организации эк-
спериментальных исследований является книга X. Шенка «Тео-
рия инженерного эксперимента» [4], в которой помимо тради-
ционного материала, относящегося к применению методов тео-
рии вероятности для описания закономерностей формирова-
ния погрешностей экспериментов (главы 2 и 3) и методов ма-
тематической статистики для обработки их результатов (главы 7
и 8), она содержит оригинальные разделы, посвященные вопро-
сам системного подхода к организации испытаний (главы 4,
5, 6).
Большинство рекомендуемых приемов анализа эксперимента
и обработки его результатов иллюстрированы примерами из
различных областей техники.
681
8.4. Техника безопасности при испытаниях
двигателей
Необходимым условием безопасной эксплуатации и проведе-
ния испытаний силовых установок является знание и строгое
соблюдение обслуживающим персоналом правил техники безо-
пасности и инструкций по эксплуатации механизмов.
Ответственность за предупреждение несчастных случаев на
локомотиве, па испытательном стенде, обучение обслуживаю-
щего персонала безопасным приемам и методам труда песет ру-
ководитель предприятия, либо руководитель работ при проведе-
нии стендовых испытаний. Помимо знаний правил техники
безопасности обслуживающий персопал и участники испытаний
должны быть предельно внимательны, находясь в зоне работа-
ющего двигателя. Запрещается носить обувь на резиновой подо-
шве, впитывающей нефтепродукты, а также с металлическими
набойками. Спецодежда должна быть исправной, застегнутой.
Нарушение этих правил приводит к тяжелым последствиям при
захвате свободных концов одежды или волос движущимися
(вращающимися) частями механизмов, а также к ожогам, при
соприкосновении с горячими поверхностями.
Длительное нахождение в помещении с повышенным шумом
может привести к постепенному ослаблению слуха. В целях пре-
дупреждения возникновения этого явления испытательная бри-
гада (комиссия), обслуживающая силовую установку с уровнем
шума, превышающим допустимые нормы, должна пользоваться
индивидуальными средствами защиты (противошумовыми на-
ушниками или пробками). Доступ посторонним лицам в зону
работающего двигателя без разрешения руководителя испыта-
ний запрещен.
К испытательным стендам предъявляются следующие требо-
вания. Соблюдение чистоты и порядка у постов управления и в
проходах, наличие ограждений и кожухов в опасных зонах, до-
статочная освещенность и вентиляция, трапы, решетки, площад-
ки, ограждения, поручни. Крышки горловин и люков должны
содержаться в исправном состоянии. К распределительным ко-
робкам, кранам и клапанам систем должен быть свободный до-
ступ. На всех клапанах и крапах должны быть надписи и стрел-
ки, указывающие направление открытия и закрытия вентиля,
или риски на торце пробки, указывающие его положение. Махо-
682
вички вентилей горячих трубопроводов необходимо оплетать
петеплопроводным изоляционным материалом.
Вредные выделения паров и газов, имеющие место при под-
готовке к испытаниям и проведении их, не должны превышать
в помещениях стенда предельно допустимых концентраций, ус-
тановленных санитарными нормами.
Сосуды и аппаратура, работающие под давлением, должны
быть изготовлены, смонтированы и эксплуатироваться с соблю-
дением «Правил устройства и безопасной эксплуатации сосудов,
работающих под давлением».
Испытательные стенды должны быть оборудованы эффектив-
ными средствами пожаротушения. Помимо обычных средств
пожаротушения (пожарные гидранты с рукавами, огнетушите-
ли, ящики с песком), могут применяться стационарные и пере-
движные установки пенс- и газотушения. С целью быстрого уда-
ления паров пролитого топлива, особенно легкоиспаряющегося,
необходимо создать принудительную приточную вентиляцию,
исключающую образование взрывоопасных концентраций сме-
си паров топлива с воздухом. Производительность вытяжной
вентиляции, как правило, должна быть выше приточной для
обеспечения некоторого разрежения в вентилируемом помеще-
нии. Снабжение испытательных установок топливом рекоменду-
ется осуществлять централизованным путем — с помощью на-
соса по трубопроводам из топливохранилища, расположенного
вне помещения стенда. Магистральные трубопроводы рекомен-
дуется прокладывать с внешней стороны здания стенда, в поме-
щении стенда топливные трубы следует прокладывать в отдель-
ных каналах, в которых не должны проходить теплопроводы и
электрокабели.
Стендовые топливные системы должны быть оборудованы
быстродействующими, аварийными крапами, приводимыми в
действие дистанционно, с пульта управления. Из всех стендовых
емкостей топливной системы должен быть предусмотрен ава-
рийный слив топлива в топливохранилище или в отдельную
емкость, расположенную вне стенда.
Twin 9. Тенденции
и перспективы
развития
локомотивных
энергетических
установок
9.1.	Тендениии развитая современных
тепловозных дизелей
Возможности создания новых, более совершенных и эффек-
тивных тепловозов, в первую очередь, определяются состоянием
дизелестроения как в нашей стране, так и во всем мире.
В табл. 9.1 приведены основные параметры дизелей, приме-
ненных или применявшихся, на отечественных тепловозах, а
также проектировавшихся и построенных в экспериментальном
порядке в рамках СССР и СНГ. Для возможности анализа тен-
денций и сравнения в табл. 9.1 приведены также аналогичные
данные мощных современных дизелей транспортного типа, раз-
работанных и выпущенных заводами и фирмами за рубежом.
Как видно из таблицы, в мировом локомотивостроении в пос-
леднее время определились тенденции применения на мощных
тепловозах трех основных классов дизельных двигателей:
двухтактные дизели средней быстроходности (со скоростью
вращения вала на номинальных режимах п от 750 до 900
950 об/мин) ;
четырехтактные дизели средней быстроходности (п от 750 дс
1000-1100 об/мин);
Таблица 9.1 Основные параметры тепловозных дизелей
Модель	Страна, фирма-изго- товитель	Размерность D/S, см		Число цилинд- ров, Z	Мощ- ность, я, кВт	Частота вращения вала, п, об/мин	Рабо- чий объем, Км’	Масса, Р, кг	Удельн. масса, P/Ne, кг/кВт	Средн, эффект, давл. pt. МПа
1	2	3		4	5	6	7	8	9	10
				А. Двухтактные дизели						
2Д100	СССР, зм		20,7/2x25,4	ЮР	1470	850	0,171	16000	10,9	0,61
10Д100	СССР, зм		20,7/2x25,4	ЮР	2210	850	0,171	16700	7,6	0,91
18Д100	СССР, зм		20,7/2x25,4	12Р	2650	850	0,205	22000	8,3	0,93
ПД45	СССР, ктз		23/30	16V	2210	750	0,199	13800	6,3	0,89
14Д40	СССР, ктз		23/30	12V	1470	750	0,151	12585	8,5	0,79
645ЕЗА	США, GMC		23/25,4	20V	2905	900	0,211	18640	6,4	0,94
645F3	США, GMC		23/25,4	16V	2830	950	0,169	15650	5,6	1,08
710G	США, GMC		23/27,9	16V	2980	900	0,186	18000	6,1	1,10
685
Б. Четырехтактные дизели средней быстроходности
2-2Д49	Россия, КТЗ	26/26	12V	1470	1000	0,166	15000	10,2	1,06
1А-5Д49	Россия, КТЗ	26/26	16V	2250	1000	0,221	20800	9,2	1,25
2В-5Д49	Россия, КТЗ	26/26	16V	2940	1000	0,221	21500	7,3	1,63
1Д49	Россия, КТЗ	26/26	20V	4410	1000	0,277	25700	5,8	1,96
Д56 (пр.)	Россия, КТЗ	32/32	16V	4410	900	0,412	36800	8,3	1,45
1Д56	Россия, КТЗ	32/32	12V	4410	900	0,309	27800	6,3	1,94
2Д70	СССР, ЗМ	25/27	16V	2250	1000	0,212	18735	8,2	1,31
ЗД70	СССР, ЗМ	25/27	16V	2940	1000	0,212	19300	6,6	1,66
Продолжение табл. 9.1
Модель	Страна, фирма-изго- товитель	Размерность D/S, см	Число цилинд- ров, -	Мощ- ность, Nc. кВ г	Частота вращения вала. п. об/мин	Рабочий объем, V, м'	Масса, Л кг	Удельн. масса, P/Nc, кг/кВт	Средн, эффект, давл. МПа
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
1Д80	СССР, зм	26/27	16V	2940	1000	0,229	21600	7,3	1,25
2Д80 (пр)	СССР, зм	26/27	16V	3750	1000	0,229	22430	6,1	1,37
ЗД8О (пр)	СССР,ЗМ	26/27	16V	4410	1000	0,229	22430	5,1	1,45
Д90А (пр)	СССР, зм	28/31	16V	4410	900	0,305	27640	6,3	1,97
ПД1М	Россия, П	31,8/33	6Р	880	750	0,157	16200	18,4	0,9
S310DR	Чехия, ЧКД	31/36	6Р	990	750	0,163	13470	13,6	0.99
RK3CT	Англия, ЕЕ	25,4/30,5	16V	3130	1000	0,247	23970	7,7	1,55
LVA24	Швейцария, S	24/28	16V	2940	1100	0,202	18500	6,3	1,69
AS25/30	Швейцария, S	25/30	16V	3600	1000	0,236	27200	7,6	1,66
251Е	США, ALCo	22,9/26,7	16V	2870	1100	0,176	19200	6,7	1,89
25ID	США, ALCo	22,9/26,7	16V	2650	1050	0,176	19000	7,2	1,84
270	США, ALCo	27/30,5	16V	3825	1000	0,278	—	—	1,68
7-FDL	США, GE	22,9/26,7	16V	1050	1050	0,176	19700	6,8	1,92
V625H	США, ФРГ	26,5/30	16V	4700	1000	0,265	—	—	2,13
РА5-255	Франция, Р	25,5/27	12V	2650	1000	0,165	17000	6,4	1,96
РА5-255	Франция, Р	25,5/27	16V	3825	1100	0,22	—	—	1,94
РА6-280	Франция, Р	28/29	16V	4120	1050	0,286	24000	5,8	1,65
РА6-280	Франция, Р	28/29	18V	4630	1050	0,321	26700	5,8	1,65
РА6-280	Франция, Р	28/29	18V	5300	1100	0,321	26800	5.1	1.8
Окончание табл. 9.1
!	2	. . А	А	5		7	8	9	10
		В. Четырехтактные быстроходные дизели							
M753	СССР, Звезда	18/20	12V	550	1400	0,062	1600	2,9	0,79
M756	СССР, Звезда	18/20	12V	735	1500	0,062	1800	2,4	0,95
1Д12	СССР, БЗ	15/18	12V	220	1500	0,039	1800	8,2	0.47
1Д12-400	СССР, БЗ	15/18	12V	290	1600	0,039	1900	6.5	0,58
956TB12	ФРГ, мти	23/23	20V	4100	1500	0.191	15520	3,8	1,92
956	ФРГ, мти	23/23	16V	2940	1500	0,153	10950	3,7	1,57
1163TB	ФРГ, мти	23/28	20V	4100	1200	0,233	16220	3,9	1,79
AGO240	Франция, SA	24/32	20V	4045	1350	0,199	18000	4,4	1,84
AGO240	Франция, SA	24/22	16V	2650	1350	0,163	15000	5,7	1,51
PA4-200	Франция, Р	20/21	16V	2060	1500	0,106	7720	3,7	1,56
PA4-200	Франция, Р	20/21	18V	2320	1500	0,119	8800	3,8	1,59
Условные обозначения: ЗМ — «Завод им. Малышева» (Харьков); КТЗ — Коломенский
тепловозостроительный завод; GMC — General Motors Corporation; П — завод “Пензадизельмаш”; ЕЕ —
English Electric: S — Sulzer; ALCo — American Locomotive Company; GE — General Electric; P — Pielstick;
БЗ — Барнаульский завод; MTU — Motoren und Turbinen Union; SA — SACM.
четырехтактные быстроходные дизели (п - 1400-1600 об/мин).
Для тепловозных двухтактных дизелей средней быстроходно-
сти в последние десятилетия достигнуты единичные мощности
порядка 2 900—3 000 кВт (3 950-4 050 л.с.) — двигатели типов 645
и 710 Дженерал Моторе (США). Двухтактные дизели, как было
показано в предыдущих главах, использованы на отечественных
тепловозах типов ТЭ10 и М62 , составляющих и ныне основную
часть грузового тепловозного парка, а также на пассажирских
ТЭП60.
Двухтактные дизели имеет значительная часть (не менее по-
ловины грузового парка) тепловозов железных дорог США —
это локомотивы производства Отделения электрической тяги
корпорации Дженерал Моторе (Electro-Motive Division, General
Motors Corporation). Такие тепловозы работают также во мно-
гих странах Южной Америки, Азии и Африки.
Удельная масса этих двигателей составляет 5,6-6,4 кг/кВт
(4-7 кг/л.с), что при нормальной величине массы дизеля для
шестиосной секции тепловоза в пределах 18-20 т дает возмож-
ность иметь ее секционную мощность именно на том уровне, о
котором была речь выше, — порядка 2 900 кВт (4 000 л.с.).
Достигнутая величина среднего эффективного давления у
мощных двигателей (р = 0,9-1,1 МПа), по-видимому, макси-
мальна для этого класса двигателей, и возможности их дальней-
шей форсировки исключены всеми производителями.
Однако этого нельзя сказать о возможностях повышения эко-
номичности этих двигателей. Они связаны в основном с улуч-
шением качества работы двигателей на частичных (не поминаль-
ных) режимах и нагрузках. Магистральный грузовой тепловоз
около половины времени своей работы не потребляет энергии
от своего дизеля, и последний работает на холостом ходу.
Ряд мер, направленных на улучшение работы дизелей типа
ДЮО планировался их изготовителем — Харьковским заводом
им. Малышева — еще в середине 80-х годов На первом этапе
модернизации предусматривались: повышение давления сгора-
ния, применение топливных насосов с увеличенным диаметром
плунжера, новых кулачковых валов и двухрежимных форсунок.
Реализация только этих мер позволяла ожидать снижения удель-
ного расхода топлива на 7-9 г/кВт ч. На втором этапе предпо-
лагалось улучшение аэродинамики камеры сгорания и окон
гильзы цилиндра, а также повышение к.п.д. турбокомпрессора,
688
что могло привести к еще большему снижению расхода топли-
ва. К сожалению, большая часть этих разработок осталась не-
реализованной.
В то же время корпорация Джеперал Моторе, которая в те-
чение 60 лет ориентировалась исключительно па развитие своего
ряда двухтактных дизелей (типы 567, 645 и 710), получила суще-
ственный эффект па двигателях сначала типа 645 и затем на типе
710, за счет целого ряда следующих усовершенствований в этом
направлении:
снижения частоты вращения коленчатого вала в режи-
ме холостого хода — с 315 об/мин сначала до 235, а затем и
до 200 об/мин. При этом сокращались затраты энергии на
привод вспомогательного оборудования и на преодоление
трения в движущем механизме;
повышения степени сжатия в цилиндре с 14,5 до 16;
усовершенствования турбокомпрессора;
увеличения диаметра плунжера топливных насосов.
Значительные успехи были достигнуты в последнее время в
создании мощных четырехтактных дизелей средней быстроход-
ности, к которым относятся и двигатели типа Д49 Коломенского
завода, с применением которых были созданы современные оте-
чественные тепловозы: грузовые 2ТЭ116, 2ТЭ121, 2ТЭ136 и пасса-
жирские ТЭП70, ТЭП80.
Повышение мощности двигателей ряда Д49 иа этих теплово-
зах связано с увеличением среднего эффективного давления
Сейчас его величина составляет у серийных двигателей 1,3—
1,6 МПа и достигает 1,7-1,9 МПа и даже более у опытных ма-
шин. Эти характеристики привели в последнее время к постепен-
ному вытеснению с тепловозов двухтактных двигателей. В пла-
нах модернизации отечественного тепловозного парка пред-
усмотрена замена устаревших дизелей типов ДЮО и 14Д40 на
более эффективные четырехтактные типа Д49.
Четырехтактные дизели (типа 7-FDL фирмы Купер - Бессе-
мер) традиционно применяет па своих тепловозах другой круп-
нейший производитель тепловозов в США — Отделение транс-
портных систем корпорации Джеперал Электрик (General
Electric Transportation Systems).
Даже Джеперал Моторе в США, убедившись в том, что даль-
нейшее повышение мощности своих двухтактных дизелей имеет
предел, в 1996 г. для возможности создания мощных тепловозов
689
совместно с немецкими фирмами разработала четырехтактный
двигатель V625H размерностью 26,5 x 30 с высоким наддувом и
величиной = 2,13 МПа. Мощность этой машины в 16 цилин-
драх достигла 4 700 кВт. Тепловозы с такими двигателями и с
электрическими передачами переменного тока уже проходят ис-
пытания в опытной эксплуатации.
Быстроходные четырехтактные дизели находят преимуще-
ственное применение па западноевропейских тепловозах с гид-
равлическими передачами, где их компактность и малый вес по-
зволяют создавать достаточно мощные локомотивы при огра-
ниченных допускаемых осевых нагрузках. Агрегатные мощнос-
ти дизелей такого типа, как видно из табл. 9.1, могут достигать
4 000 -4 100 кВт в 20 цилиндрах (немецкие двигатели MTU типов
956 и 1163, а также французские SACM типа AGO 240). При
среднем эффективном давлении 1,7—1,8 МПа их удельная масса
составляет 3,7-4,4 кг/кВт. Однако двигатели этого типа и такой
мощности на тепловозах еще не устанавливались.
Сравнение весовых данных тепловозных дизелей показывает,
что при одинаковой мощности масса дизеля средней быстроход-
ности примерно в полтора раза выше массы быстроходного
дизеля. Однако долговечности этих двигателей (сроки службы)
находятся примерно в обратной пропорции. Быстроходные ди-
зели находят применение на маневровых и промышленных теп-
ловозах с гидравлическими передачами.
Быстроходные дизели малой мощности успешно использу-
ются па легких видах автономного пассажирского транспорта:
автомотрисах, рельсовых автобусах и дизель-поездах.
9.2.	Проблема альтернативных видов
топлива
В последнее время, после нескольких энергетических и эконо-
мических кризисов, в мире усилился интерес к поиску так назы-
ваемых «альтернативных» видов топлива для двигателей внут-
реннего сгорания. При этом подразумевается альтернатива имен-
но жидкому топливу, запасы которого весьма ограничены и це-
на на которое растет быстрее цен на другие виды топлива. По
расчетам специалистов нашей стране собственных запасов неф-
ти может хватить на 35 лет. Не случайны поэтому различные
690
разработки по применению альтернативных видов топлива па
железнодорожном транспорте для автономной тяги поездов.
Рассматриваются возможности использования различных ви-
дов синтетического жидкого топлива или природного газа для
дизелей тепловозов. Вновь неоднократно привлекается внима-
ние к постоянной проблеме послевоенного отечественного
транспортного машиностроения — проблеме газотурбовозов,
которые в принципе позволяют рассчитывать на использование
более дешевых сортов нефтяного топлива, природного газа, а, в
перспективе, и даже твердого топлива в той или иной форме.
Предприятиями и научными организациями промышленнос-
ти разрабатывались проектные соображения по применению па
автономных магистральных локомотивах ядерных энергетичес-
ких установок.
Именно в таком плайе — поиска путей использования более
дешевого, менее дефицитного топлива — следует рассматривать
проблему «альтернативных» видов топлива и новых «источни-
ков» энергии.
Решение этой проблемы очень важно для железных дорог
России, около половины протяженности которых при любых
реальных темпах электрификации неизбежно будут обслужи-
ваться автономными видами тяги и в XXI веке. Поэтому изуче-
ние, исследования, разработки и создание новых типов энерге-
тических установок и новых видов автономных локомотивов
(помимо тепловозов, использующих жидкое топливо) имеют
жизненно важное значение для будущего железнодорожного
транспорта страны.
Ближайшей альтернативой дизельному топливу для теплово-
зов считается природный газ, по использованию которого на
тепловозах уже получены некоторые положительные результа-
ты. Однако усложнение ситуации с газом в стране требует рас-
смотрения возможностей применения и других видов топлива.
В дизельных двигателях могут применяться различные сорта
жидкого топлива из растительного сырья. В Южной Америке
рассматривались возможности получения спиртового топлива
из продуктов переработки сахарного тростника. В Германии
проведены исследования по созданию жидкого топлива для ди-
зельных двигателей на основе переработки в метиловый эфир
рапсового масла. И те, и другие исследования дали положитель-
ные результаты.
691
Реальным путем получения альтернативного горючего для
д.в.с. является переработка природного газа — метана — в ме-
танол (метиловый спирт) — экологически чистое топливо. Пока
его получение неэкономично, но уже получены первые резуль-
таты в создании более дешевых путей его промышленного про-
изводства.
Применение искусственного топлива неизбежно связано и с
некоторыми недостатками. Применительно к метиловому эфиру
рапсового масла ( МЭРМ ) и метанолу можно отметить следу-
ющие:
меньшая, чем у дизельного топлива, теплота сгорания, что
характерно для большинства искусственных моторных топлив
(включая и природный газ), приводит к повышению расхода
топлива примерно на 10%;
соответствующее снижение мощности двигателя;
увеличение ( до 10-12% при использовании МЭРМ ) содержа-
ния оксидов азота в выхлопных газах (однако объемы всех дру-
гих вредных выбросов — СО, СН, сажа — существенно снижа-
ются, в выбросах практически полностью отсутствует сера);
необходимость обеспечения устойчивости трубопроводов
топливных систем, уплотнений и лакокрасочных покрытий к
воздействию МЭРМ ввиду его большей химической активности.
Тем не менее, можно считать, что искусственное жидкое топ-
ливо всех видов может применяться на существующих и эксплу-
атируемых дизелях без значительных проблем и почти без кон-
структивных изменений. Дело только за освоением технологий
синтеза новых видов топлива и обеспечением производства до-
статочным количеством сырья.
9.3.	Использование природного газа
на тепловозах
Применение газообразного топлива для двигателей внутрен-
него сгорания является реальным и естественным путем сокра-
щения затрат нефтяного топлива. В качестве газообразного топ-
лива наиболее приемлемо использование природного газа,
который в зависимости от месторождения на 85-95% состоит из
метана, или попутного (нефтяного) газа, в котором содержание
метапа несколько ниже.
692
Наиболее реальным в настоящее время является использова-
ние природного газа. Метан, составляющий его основу, относи-
тельно даже более безопасен по сравнению с другими видами
топлива. Он неядовит, значительно легче воздуха и при утечках
быстро улетучивается. Другие компоненты природного газа —
углекислый газ, азот и другие углеводороды.
Горючая метано-воздушная смесь должна содержать 5-15%
метана. При большей или меньшей концентрации смесь не заго-
рается. Температура воспламенения метана достаточно высока —
не менее 718°С, иными словами он может воспламеняться только
при наличии открытого пламени. С низкой воспламеняемостью
метана связаны его антидетонационные свойства, что делает его
удобным для использования в качестве моторного топлива, в том
числе и для карбюраторных двигателей.
Можно отметить еще некоторые преимущества природного
газа, как топлива для д.в.с. Двигатели, работающие на природ-
ном газе, уже сейчас отвечают всем современным нормам по
допустимому содержанию газообразных составляющих в вых-
лопных газах. Твердые составляющие (частицы двуокиси серы и
сажа) в выбросах двигателя практически полностью отсутству-
ют. Выбросы не имеют запаха и не воспринимаются человеком.
Благодаря чистому сгоранию природного газа на деталях
двигателя не образуется маслянистый нагар. Моторное масло не
загрязняется продуктами сгорания и служит дольше. Детали
двигателя, вследствие более мягких характеристик процесса сго-
рания газового топлива, испытывают меньшие механические
нагрузки. Возрастание давления при горении газа имеет более
плавный характер, нежели при сгорании дизельного топлива.
Этим объясняется и более низкий уровень шума при работе
двигателя.
Пробег между заводскими ремонтами работающего на газе
двигателя может быть в два-три раза больше, чем у работающе-
го на дизельном топливе.
Недостатком природного газа является его существенно мень-
шая величина теплоты сгорания на единицу объема по сравне-
нию с дизельным топливом. В сжатом состоянии при давлении
порядка 20 МПа (степень сжатия — 200) теплота сгорания при-
родного газа в четыре раза ниже, чем у дизельного топлива. Даже
в сжиженном состоянии (при температуре— 162°С) объемная теп-
лота сгорания природного газа составляет всего 21 МДж/л против
693
39 МДж/л у дизельного топлива. Для получения одной и той же
работы вместо 1 кг дизельного топлива необходимо затратить
примерно 3,8 кг природного газа. Это обстоятельство создает оп-
ределенные трудности при создании мощных транспортных
средств на природном газе, увеличивая массу перевозимого запа-
са топлива.
Для транспортных целей возможно использование природ-
ного газа в двух состояниях: сжатом и сжиженном.
Примерно 10-15 лет назад в СССР были начаты работы по
приспособлению тепловозных дизелей к работе на природном
газе и созданию тепловозов с ними. Предполагалось построить
и испытать три опытных образца газотепловозов 2ТЭ10Г и
2ТЭ116Г, работающих на сжиженном природном газе с проведе-
нием их опытной эксплуатации на Северной ж.д. с базировани-
ем их и организацией заправки топливом в депо Сосногорск.
Двухсекционные тепловозы были оснащены третьей, промежу-
точной секцией — криогенным тендером для хранения запаса
сжиженного газа. На Северной же дороге предполагалось про-
вести испытания и опытную эксплуатацию маневровых теплово-
зов, работающих па сжатом природном газе. Выполнение этих
работ должно было послужить первым практическим шагом па
пути решения проблемы использования природного газа на ав-
тономных локомотивах (опытные образцы транспортных
средств создаются и в других видах транспорта — известны
разработки по использованию природного газа на самолетах и
вертолетах). Экономические и политические события последнего
десятилетия не дали возможности завершить эти работы в наме-
ченные сроки. Но работа над проблемой продолжается. Брянс-
ким заводом построен новый образец маневрового газотепло-
воза ТЭМ18Г, который испытывается.
Сжатый природный газ уже применяется па автомобилях, что
оказывается целесообразным по соображениям цены и экологи-
ческой безопасности.
Однако несмотря на то, что сжатый газ безусловно дешевле
сжиженного и использовать его технически проще, он не может
быть применен па магистральных локомотивах. Пробег локомо-
тива на сжатом газе ограничивается разумными размерами емко-
стей для пего. Ведь, как уже отмечалось, для того, чтобы двига-
тель на сжатом газе обладал способностью выработать то же
количество тепловой энергии, что и тепловозный дизель, объем
694
газа в резервуарах газотепловоза должен быть в 5 раз, а масса
газа в них — в 4 раза больше (не считая массы самих резерву-
аров, выдерживающих давление газа 20 МПа). Представить себе
толстостенный баллон емкостью 40 куб. м на секции тепловоза
невозможно. Следовательно, сжатый газ может применяться
именно на локомотивах с ограниченным радиусом действия, ма-
невровых, как ТЭМ18Г, газовые резервуары которого имеют ем-
кость 8 куб. м, или на еще менее мощных, промышленных. При
наличии в депо парка таких газотепловозов необходимы мощ-
ные компрессорные станции для обеспечения заправки теплово-
зов за непродолжительное время.
Работа локомотива на газе не исключает потребности в ди-
зельном топливе, расход которого может достигать 50% от об-
щего расхода.
Таким образом, для магистральных локомотивов по отме-
ченным причинам может быть применен лишь сжиженный при-
родный газ, при использовании которого возникают проблемы,
связанные с эксплуатацией криогенной техники, сложностями
организации экипировки газотепловозов топливом, имеющим
температуру порядка минус 160-170°С.
Эти проблемы в принципе разрешимы и разрешаются. Глав-
ная трудность в распространении этого направления — в орга-
низации производства сжиженного газа и снабжения им транс-
порта в необходимых размерах. Поэтому естественно, что в на-
чале эксплуатация газотепловозов может быть реализована
именно в районах непосредственной добычи газа.
В дальнейшей перспективе (первая четверть XXI века) исполь-
зование газотепловозов, возможно, сможет существенно и повсе-
местно расшириться, если будут решены проблемы получения
гидрата метана, «замороженного газа», находящегося па дне хо-
лодных морей и в зонах вечной мерзлоты на большой глубине.
9.4.	Возможности работы локомотивных
энергетических установок на твердом
топливе
Необходимость удовлетворения возрастающих потребностей
в энергии в сочетании с дефицитом наиболее эффективных видов
моторного топлива (нефти и газа) приводит во всем мире к
695
возрождению широкого использования каменного угля в энер-
гетике. В частности, и в России восстановление прежнего уровня
и возможный рост производства электроэнергии возможны, в
основном, за счет тепловых электростанций.
Несмотря па усложнение проблем, связанных с разведкой и
добычей первичных источников энергии, можно считать, что за-
пасы каменного угля на земном шаре еще достаточно велики. По-
видимому, они превышают, по крайней мере на порядок запасы
нефти и газа. Считают, что каменного угля человечеству хватит
еще на 150-200 лет (запасы России оцениваются в 180 лет).
Поэтому, естественно, необходима оценка возможностей ис-
пользования этого вида топлива для тяги поездов не только
посредством электрической энергии, выработанной на тепловых
электростанциях, но и непосредственно — на автономных локо-
мотивах. Этому способствуют как большая доступность угля,
как топлива, особенно в восточных регионах страны, так и от-
носительно более низкие цены па пего в районах добычи.
Кроме того, безусловным основанием для анализа этих воз-
можностей должны служить и объективные факты — во всем
мире не менее 50-70 лет (примерно с 1880 по 1950 г.) каменный
уголь был основным и почти единственным видом топлива для
локомотивов железнодорожного транспорта — паровозов. Рас-
смотрим возможности использования твердого топлива на изве-
стных типах автономных локомотивов: тепловозах, газотурбо-
возах, паровозах и паротурбовозах.
9.4.7.	Тепловозы а газотурбовозы
на твердом топливе
В связи с достаточным развитием газовых двигателей внут-
реннего сгорания, в том числе и на основе работ по примене-
нию природного газа на тепловозах, в большинстве случаев
попытки и способы использования каменного угля на локомо-
тивах этих типов (тепловозах и газотурбовозах) основываются
на газификации твердого топлива и сжигании генерируемого
газа в локомотивных энергетических установках, приспособлен-
ных для этого. По степени разработанности и реальности осу-
ществления наиболее очевидные из этих способов можно рас-
смотреть в следующей последовательности.
696
Газогенераторные тепловозы. Этот тип автономного локомо-
тива на твердом топливе был бы наиболее реален и доступен к
осуществлению и использованию на железпых дорогах страны
практически сегодня же, так как имеется опыт создания таких теп-
ловозов и эксплуатации их па железных дорогах СССР и КНР
почти 50 лет назад — в 1950-х годах. Этот опыт, в свою очередь,
основывался на широком использовании газогенераторных ав-
томобилей в стране в годы Великой Отечественной войны, выз-
ванном нехваткой жидкого топлива в тылу из-за потребностей
фронта. Создание газогенераторных тепловозов в 50-е годы было
вызвано аналогичной ситуацией. С одной стороны, было стрем-
ление расширить полигон применения тепловозов и сокращать
полигон паровозной тяги, а с другой — развитие тепловозной
тяги сдерживалось недостаточной добычей нефти в то время и ее
потребностями для восстановления народного хозяйства.
Эффективность использования угля на газогенераторных теп-
ловозах была заметно выше, чем на паровозах того времени.
Однако газификация угля иа транспортных газогенераторах
происходит менее эффективно, чем это возможно в стационар-
ных условиях, где к.п.д. процесса может достигать 80%. Причи-
ны — те же, по которым к.п.д. энергетических установок паро-
возов (парового котла и паровой машины, ограниченных габа-
ритами и весом), ниже к.п.д. стационарных паросиловых уста-
новок тепловых электростанций, не имеющих таких ограниче-
ний. Более сложными являются и обеспечение надежности, и
достаточного срока службы подвижного газогенератора с его
интенсивными термохимическими процессами.
Инерционность теплового процесса генерирования газа при
резко переменных режимах работы локомотивов не исключала
и не могла исключить полностью использования и жидкого топ-
лива. Практически получалось, что расход дизельного топлива
снижался лишь наполовину, максимум на две трети (аналогич-
ная картина имеет место и на современных опытных газотепло-
возах).
Теплота сгорания газа, получаемого в результате газифика-
ции угля, или точнее, объемная теплота сгорания рабочей смеси
при одинаковом коэффициенте избытка воздуха, оказывается
ниже чем у обычного дизельного топлива. В результате для по-
лучения равноценной тяговой мощности локомотива требуется
значительное увеличение рабочего объема двигателя (числа или
697
размеров цилиндров). Причем эта разница будет тем больше,
чем ниже по качеству сорт примененного в газогенераторе топ-
лива. Таким образом, естественное стремление применять для
газификации низкосортные и более дешевые виды угля будет
связано со снижением эффективности всего процесса.
Большое значение имеет и экологическая сторона процесса.
В составе более дешевых сортов угля содержится больше инер-
тных и вредных примесей, при их сжигании увеличивается за-
грязнение атмосферы окислами серы. Поэтому па газогенера-
торных локомотивах должен применяться каменный уголь до-
статочно высокого качества.
Несмотря па указанные трудности, еще в начале восьмидеся-
тых годов повсеместно в мире усилилось внимание к возможно-
сти создания автономных локомотивов с газификацией угля.
Корпорация Бробек (США) спроектировала прицепной тендер-
газогенератор для тепловоза. Ранее аналогичный проект был
сделан в Великобритании. Оба проекта исходили из возможно-
сти их немедленного осуществления. По разным причинам в то
время интерес к этим проектам снизился и они остались нереа-
лизованными.
К.п.д. газогенератора в обоих проектах оценивался на уров-
не 75-76%, что соответствовало бы величине общего к.п.д. теп-
ловоза с электрической передачей 19-19,5%. Ожидалось, что сто-
имость такого тепловоза будет на 25-30% выше, чем
традиционного дизельного той же мощности. Стоимость эксп-
луатации та- кнх локомотивов также должна быть выше, так как
для них требуются дополнительные экипировочные устройства
и операции при их обслуживании: хранение и предварительная
подготовка угля, его загрузка, очистка и удаление шлака, кото-
рые раньше были присущи паровозной тяге.
Несмотря на все минусы, не исключено, что данный путь
снижения потребления дизельного топлива и природного газа
может быть востребован в будущем.
Газотурбинная локомотивная установка па твердом топливе
может быть осуществлена двумя путями: иа генераторном газе,
т.е. с газогенератором, и пылеугольпым отоплением.
Первая схема (газогенераторный газотурбовоз) аналогична
рассмотренной выше схеме газогенераторного тепловоза со все-
ми ее недостатками. Так как газотурбинные установки использу-
ют для получения локомотивов большой мощности, то в этом
698
случае потребуется и газогенератор большей производитель-
ности.
Инерционность ЛЭУ (газогенератор - газовая турбина - ком-
прессор) в этом случае еще больше повысится, что увеличит
затруднения с частичными режимами ее работы. Поэтому сфе-
рой возможного применения такого газогенераторного локомо-
тива может быть скоростное пассажирское движение на пеэлек-
трифицированных линиях.
Вторая схема требует предварительной подготовки пылевид-
ного угля в стационарных условиях или па самом локомотиве.
Принципиально эта схема возможна, но она не безупречна в
экологическом отношении — она связана с концентрированным
выбросом так называемой «летучей золы», которая на тепловых
электростанциях на пылевидном топливе рассеивается при по-
мощи высоких дымовых труб и громоздких электростатических
фильтров. На локомотиве подобные методы применить невоз-
можно.
Работа турбины па пылевидном топливе неизбежно связана с
интенсивным абразивным износом ее соплового аппарата и ло-
паток.
Обе схемы в простейшем исполнении будут иметь невысокие
значения к.п.д. Создание в будущем многовальных турбин с
применением высококачественных жаропрочных материалов
(включая керамику) позволит поднять уровень энергетической
эффективности ЛГТУ и ослабить их неприспособленность к пе-
ременным режимам работы.
9.4.2. Паросиловые энергетические установки
Так как применение твердого топлива на локомотивах рас-
сматривается как вариант альтернативы жидкому топливу, то
естественно, периодически возникают предложения о «возврате к
паровозу», т.е. об использовании для локомотивов паросило-
вой энергетической установки на современном техническом
уровне.
Буквально «возвращение» паровозов на железные дороги воз-
можно и оправдано, если иметь в виду их ограниченное примене-
ние для тяги поездов и маневровой работы непосредственно в
районах добычи каменного угля, где цена его ниже. Работа пре-
699
жних паровозов даже при их низком к.п.д. на малодеятельпых
линиях может оказаться целесообразной.
Для возможности эффективного использования паросиловой
энергетической установки в качестве ЛЭУ автономного локомо-
тива необходимо решение целого ряда сложных технических
задач на современном уровне пауки и техники.
Основные из них следующие.
1. Повышение к.п.д. парового двигателя. Для этого специа-
листами разных стран предложены следующие возможные пути:
применение многоцилиндровой паровой машины (с общим
валом для всех цилиндров — по типу коленчатого вала дви-
гателя внутреннего сгорания) с механической передачей па
колеса и возможностью продолженного расширения пара в
дополнительной турбине (комбинированный паровой двига-
тель по аналогии с комбинированным двигателем внутренне-
го сгорания — идея проф. С.М. Куценко, Харьковский поли-
технический институт);
двухступенчатое расширение пара с промежуточным его по-
догревом (докт. Дж. Шарп, Лондонский университет);
применение паровой турбины вместо паровой машины (па-
ротурбовоз, о котором речь шла выше, в главе 1).
2. Повышение качества и полноты сгорания твердого топли-
ва. Вместо традиционного у паровоза сжигания угля в слое па
колосниковой решетке предложены и рекомендуются следую-
щие способы:
сжигание угольной пыли в циклонной топке, что реализовать
на локомотиве сложно, о причинах говорилось выше;
двухступенчатое сжигание угля в топке парового котла (гази-
фикация в слое при недостатке воздуха и последующее сжи-
гание газовой смеси — идея инж. Д. Порта, Аргентина). Эта
идея была использована в 1980-х годах на нескольких пост-
роенных в Южной Африке паровозах. Впоследствии идея
была применена в американском проекте «паровоза будуще-
го» АСЕ-3000;
сжигание угольной пыли в «кипящем» слое при температуре
порядка 85О°С по типу новых стационарных парогенерато-
ров. Эта технология, по мнению многих энергетиков, един-
ственная, которая решает обе упомянутые выше проблемы
(использование низкокачественного топлива и обеспечение
чистоты выбросов в атмосферу). Парогенератор такого типа
700
в середине 80-х годов разрабатывала корпорация NSP (США)
в расчете на работу с многоцилиндровой паровой машиной
типа тепловозного дизеля.
В числе мер, направленных на повышение эффективности
локомотивных паросиловых установок, обращается внимание
на уменьшение затрат и времени на их межпоездное обслужи-
вание. В отдельных проектах предусмотрена блочная (контей-
нерная) заправка водой и углем и такая же система удаления
шлака при сжигании угля в слое. Рассматриваются возможности
уменьшения потребления воды (за счет конденсации пара в тен-
дере-конденсаторе по типу созданного в предвоенные годы для
паровозов СО).
Как видно из обзора, в настоящее время уже имеется серьез-
ный научно-технический задел для возможности создания совре-
менных автономных локомотивов на твердом топливе. Однако
реальные потребности в использовании этих разработок воз-
никнут, по-видимому, не скоро.
9.5. Атомная (ядерная) энергетическая
установка
Атомная энергетика. Атомные электростанции (АЭС) в после-
дней трети 20-го столетия становились все более заметным источ-
ником электроэнергии в мире. Уже к 1982 г. на их долю приходи-
лось приблизительно 10% общего производства электроэнергии
(в 24 странах действовало 293 АЭС). В масштабах бывшего СССР
установленная мощность АЭС составляла к 1985 г. 20 млн. кВт,
т.е. примерно 7% общей мощности всех электростанций страны.
Ими вырабатывалось также примерно 10% электроэнергии.
Атомная энергетика страны интенсивно развивалась. В последу-
ющие годы планировался ввод в действие новых блоков АЭС и
намечалось строительство новых станций, несмотря на то, что
величина их к.п.д. (примерно 32-33%) несколько ниже к.п.д. со-
временных тепловых электростанций (35-36%). К 1990 г. предус-
матривалось довести долю АЭС в производстве электроэнергии
до 20%.
Катастрофа на Чернобыльской АЭС в 1986 г. остановила
дальнейшее развитие ядерной энергетики в СССР.
По вопросам ядерной энергетики существуют две полярные
701
точки зрения. Специалисты считают, что развитие атомной энер-
гетики — необходимый путь выхода из энергетического тупика,
связанного с неизбежным увеличением дефицитности природно-
го органического топлива — нефти и газа. Другая точка зрения,
которая не имеет научного обоснования, но распространена
среди населения, настаивает на том, что безопасность АЭС не
может быть обеспечена.
В целом во всем мире АЭС по-прежнему продолжают оста-
ваться важным источником энергии, в некоторых странах (на-
пример, во Франции) — даже основным. В то же время есть и
страны, которые под давлением общественного мнения сверты-
вают свои ядерпые программы (Швеция). Есть и противополож-
ные примеры, когда ранее остановленные и законсервированные
АЭС вновь включаются в эксплуатацию (Армения).
Интенсивный ввод в действие новых АЭС и их блоков про-
должается повсеместно в мире и, видимо, будет неминуемо про-
должаться, несмотря па различные точки зрения на этот неиз-
бежный процесс, вследствие ограниченности природных ресур-
сов ископаемого энергетического топлива.
В России сейчас действуют 28 энергоблоков АЭС, планирует-
ся завершение строительства и ввод в эксплуатацию новых бло-
ков и станций.
Принцип действия энергетической установки АЭС. По прин-
ципу действия и общему устройству атомная электростанция в
целом представляет собой ту же тепловую электростанцию с па-
росиловой установкой. Различаются они только па начальной
стадии энергетической цепи: источником энергии (топливом) и
этапом преобразования внутренней энергии этого топлива в теп-
ловую.
Источником энергии (топливом) служит так называемое ядер-
ное топливо или «горючее», обладающее способностью деления
ядер своих атомов, при котором выделяется тепловая энергия.
Обычно им служит уран (в виде его двуокиси UO,). Природный
урап, который на 99,3% состоит из основного изотопа U238 и
процесс деления ядер протекает мало активно, содержит при-
мерно только 0,7% более легкого изотопа U235, который облада-
ет большей способностью к делению ядер. Чтобы повысить ве-
роятность деления ядер U235, природный урап обогащают с
целью повысить содержание этого изотопа с 0,7 до нескольких
(2-4) процентов.
702
Ядерная силовая установка АЭС — это атомный реактор,
который является тепловым генератором, т.е. источником теп-
ловой энергии, которая выделяется в процессе цепной реакции
деления (распада) атомов ядерпого топлива. При помощи теп-
лоносителя, которым могут быть жидкость, пар или газ, эта
энергия в теплообменнике, играющем роль парового котла теп-
ловой электростанции, может быть преобразована в тепловую
же энергию конечного теплоносителя — сжатого пара и переда-
на тепловым двигателям, которыми па АЭС, как и па тепловой
электростанции, служат паровые турбины, преобразующие теп-
ловую энергию пара в механическую работу вращения вала
турбины, а затем генераторы преобразуют работу турбины в
электрическую энергию.
Локомотив с ядерпой силовой установкой (ЯСУ). Интерес к
атомным локомотивам возник еще в 60-х годах, когда было
разработано, в том числе и в СССР, несколько различных про-
ектов. Таких локомотивов и сегодня в мире еще нет, но прора-
ботки проектов выполняются и в наше время и на самом совре-
менном уровне. Поэтому целесообразно представить себе
принцип действия, возможные схему устройства и эффективность
атомного локомотива. Это тем более имеет смысл, что в те годы,
когда об атомной энергии и о возможностях ее практического
использования было мало что известно, известный российский
специалист по локомотиваги профессор Ю.В. Ломоносов, автор
проекта и создатель первого в мире работоспособного магист-
рального тепловоза, писал еще в 1926 г., оценивая свою работу:
«Тепловоз — это не последняя стадия развития локомотива, на
смену ему, вероятно, придет локомотив, работающий энергией
распадения атомов... Но это уэ/се задача для наших детей и вну-
ков. »
Принцип действия локомотива с ЯСУ пе отличается от прин-
ципа действия всех автономных локомотивов. Ядерная силовая
установке» — атомный реактор — является тепловым генерато-
ром, т.е. источником тепловой энергии, которая выделяется в
процессе цепной реакции деления (распада) атомов ядерпого
топлива. При помощи теплоносителя эта энергия, так же как на
АЭС, должна быть передана в теплообменнике рабочему телу,
которое в каком-то тепловом двигателе, в свою очередь, преоб-
разует свою тепловую энергию в механическую работу, кото-
рую далее можно использовать для создания силы тяги.
703
При реализации этого принципа возникает необходимость
решения нескольких технических задач. Рассмотрим их, как если
бы нам пришлось проектировать атомный локомотив.
Атомный локомотив не обязательно должен повторять энерге-
тическую схему АЭС. Паросиловой цикл АЭС неприемлем для ло-
комотива, так как он дублирует недостатки паровоза. Применение
водяного пара, который используется на стационарных энергети-
ческих установках АЭС и ТЭС, на локомотиве, как на подвижной
транспортной машине, неудобно по ряду причин: на создание
пара расходуется вода, следовательно, новый локомотив должен, с
одной стороны, как паровоз, возить с собой ее запас, причем тем
больший, чем больше будет его мощность. С другой стороны, на
железной дороге потребуется восстановить организацию водо-
снабжения, которое было ранее при паровозной тяге, для пополне-
ния этих запасов во время движения локомотива с поездом, что
требует и капитальных затрат, и увеличения текущих расходов.
К этому добавляются собственные минусы ядерного реакто-
ра: невозможность быстрого изменения нагрузки и большая
балластная масса биологической защиты реактора. Эти недо-
статки в меньшей мере проявляются при использовании ЯСУ на
морских судах и подводных лодках ввиду относительной ста-
бильности режимов их движения, но на железных дорогах они
существенно ограничивают возможности локомотива.
Более предпочтительным видом рабочего тела мог бы слу-
жить атмосферный воздух, запасы которого на локомотиве не
требуются, так как воздух окружает пас везде, а использовать
его можно непрерывно, как его используют транспортные ма-
шины с двигателями внутреннего сгорания, в том числе и такие
автономные локомотивы, как тепловозы и газотурбовозы.
Атомная локомотивная энергетическая установка с использо-
ванием воздушного цикла включает в себя компактный ядерный
реактор с жидкометаллическим теплоносителем и воздушную
(типа газовой) турбину с последующей электрической переда-
чей. Тепловая энергия от жидкого теплоносителя реактора пере-
дается воздуху, нагнетаемому из атмосферы компрессором. По
этой схеме выполнены эскизные проработки.
Такой локомотив, по сути дела, является тем же газогенера-
торным газотурбовозом, в котором газогенератор заменен ядер-
ным реактором с воздухоподогревателями. Или его можно счи-
тать электровозом с собственной АЭС.
704
Конструкция локомотива оказывается ие менее громоздкой,
чем у паротурбовоза. Ои может состоять из нескольких секций,
например, из трех: одна — реакторная, в середине, и две турбо-
генераторных. Общая масса локомотива с тепловой мощностью
реактора 30 МВт достигает 460 т, что при допустимой нагрузке
от оси на рельсы 230 кН требует 20 осей. К. п. д. такого локо-
мотива при температуре воздуха на лопатках турбины 600°С
составит около 15% .
Возможности реализации таких проектов технически зависят
от развития в двух разных областях энергетического машино-
строения: атомном реакторостроеиии и газотурбостроении. С
одной стороны, необходима конструкция компактного и безо-
пасного транспортного ядерного реактора. С другой, необходи-
мо создание специально локомотивных многовальных газотур-
бинных установок.
Но главное все-таки не в этом. Пока пет ясности, где на же-
лезных дорогах мира можно эффективно использовать преиму-
щества ЯСУ, дающей возможность локомотиву длительно на-
ходиться в автономном и безостановочном движении. Это
свойство, необходимое атомным ледоколам и подводным лод-
кам, не нужно даже торговым судам.
Резкое усиление требований к безопасности ЯСУ, экологичес-
кой чистоты и абсолютной радиационной защиты, трудно обес-
печиваемые в условиях напряженной работы железнодорожного
транспорта, делает в настоящее время задачу создания атомного
локомотива пока не актуальной.
9.6. Возможности нетрадииионных
энергетических установок
для локомотивов
Развитие криогенной техники и ее изучение специалистами
локомотивостроения в процессе создания газотепловозов позво-
лили рассматривать в качестве перспективных энергетических
установок для автономных локомотивов некоторые источники
энергии, еще не достигшие стадии промышленного применения.
Локомотив на топливных элементах. Такой локомотив теоре-
тически мог бы иметь определенные преимущества по сравне-
нию с обычным тепловозом. Они состоят в следующем. В пер-
23 Зак 75
705
вую очередь, это отсутствие теплового генератора и связанных
с преобразованием в нем потерь энергии. Однако есть и суще-
ственные минусы, не считая главного — того, что кислородно-
водородные топливные элементы пока реально существуют
лишь малых размеров и используются для пикового энерго-
обеспечения космических аппаратов.
Для энергетической установки из топливных элементов необ-
ходимы значительно большие размеры охлаждающих устройств
(ОУ), чем ОУ тепловозного дизеля. Требуются аккумуляторы
энергии для обеспечения собственных нужд локомотива, при-
цепной криогенный тендер для запаса жидкого водорода и т.п.
Выполненные в США расчеты показали, что локомотив тако-
го типа не может иметь очевидных технико-экономических пре-
имуществ по сравнению с обычным тепловозом — сокращение
затрат на топливо в эксплуатации будет перекрываться в приве-
денных расходах значительно большей стоимостью самого ло-
комотива и увеличением затрат на его обслуживание.
Кстати, примерно такие же качества имел бы тепловоз с ди-
зелем, переоборудованном на водородное топливо.
Нетрадиционные источники энергии. Сюда можно отнести
некоторые способы получения энергии, возможности практичес-
кого использования которых сейчас представляются достаточно
отдаленными.
Это могут быть тепловозы с дизелем на жидком водородном
топливе, упомянутые выше. По принципу действия — это те же
газотепловозы с криогенной системой хранения сжиженного
газа. Особенностями водорода, как топлива, являются его низ-
кое октановое число, определяющее его взрывоопасность и же-
сткую работу двигателя, и относительно высокая стоимость.
Применение водорода в д.в.с. требует особых условий и конст-
рукций. Однако практическая неограниченность запасов водо-
рода на Земле делает его потенциальным резервом энергии, в
том числе, и для транспорта.
Криогенная техника позволяет применять явления сверхпро-
водимости, которое может быть использовано для создания на-
копителей энергии на автономных локомотивах или магнито-
гидродинамических генераторов энергии.
* *
*
706
Список использованной питературы
Глава 2 (пункт 2.1)
1.	Володин А.И. Локомотивные двигатели внутреннего сго-
рания, 2-е издание, перераб. и доп. М.: Транспорт, 1990. 256 с.
2.	Тепловозы. Под ред. Н.И. Панова. М.: Машиностроение,
1976. 334 с.
3.	Куриц А.А. Тепловозные двигатели и их мощностные
ряды. М.: Машиностроение, 1967. 252 с.
4.	Нот и к З.Х. Тепловозы ЧМЭЗ, ЧМЭЗТ, ЧМЭЗЭ: Пособие
машинисту, 2-е издание, перераб. и доп. — М.: Транспорт, 1996.
444 с.
5.	Карянин В.И. Дизель будет совершеннее. «Локомотив»,
№ 4, 2000. с. 4 9.
(пункт 2.3)
1.	Двигатели внутреннего сгорания: Конструирование и рас-
чет на прочность поршневых и комбинированных двигателей
под ред. А.С. Орлина, Н.А. Круглова. 4-е изд., перераб. и доп.
М.: Машиностроение, 1984. 384 с.
2.	Дизели: Справочник. Под ред. В.А. Ванштейдта, Н.Н. Иван-
ченко, Л.К. Коллерова. М.: Машиностроение, 1977. 480 с.
3.	С и н е и к о А.П., Турчак Е.В., Резник И.И. Тепловоз-
ные дизели типа Д70. М.: Транспорт, 1977. 216 с.
4.	Совершенствование основных узлов турбопоршпевых двига-
телей. Е.А. Никитин, П.М. Мерлис, А.М. Салтыков, Г.Л. Василь-
ев. Под ред. А.С. Орлина. М.: Машиностроение, 1984. 208 с.
5.	Иванов В.И., Андропов В.С., Савин И.М. Повы-
шение надежности втулок цилиндров транспортных дизелей. М.:
Транспорт, 1976. 264 с.
6.	Исследование и доводка тепловозных дизелей. Н.П. Синен-
ко, Ф.Г. Гринсберг, И.Д. Половинкин и др. М.: Машинострое-
ние. 1975. 184 с.
7.	Тепловозные дизели типа Д49. Е.А. Никитин, В.М. Ширя-
ев, В.Г. Быков и др. Под ред. Е.А. Никитина. М.: Транспорт,
1982. 255 с.
23*
707
(пункт 2.4)
1.	Балтер М.А. Упрочнение деталей машин: Повышение
усталостной и контактной прочности. М.: Машиностроение,
1978. 184 с.
2.	Двигатели внутреннего сгорания: Конструирование и рас-
чет на прочность поршневых и комбинированных двигателей.
Учебник для студентов вузов, обучающихся по специальности
«Двигатели внутреннего сгорания». Под ред. А.С. Орлина,
М.Г. Круглова. 4-е изд. перераб. и доп. М.: Машиностроение,
1984. 384 с. ил.
3.	Совершенствование основных узлов турбопоршневых дви-
гателей. Е.А. Никитин, П.М. Мерлис, М.А. Салтыков, Г.Л. Васи-
льев. Под ред. А.С. Орлина. М.: Машиностроение, 1984. 208 с.
4.	Совершенствование дизелей типа Д49. Никитин Е.А., Ши-
ряев В.М., Быков В.Г. Двигателестроение, 1983, № 5. С. 3-6.
5.	Захаров С.М., Никитин А.П., 3 а г о р я н с к и й Ю.А.
Подшипники коленчатых валов тепловозных дизелей. М.:
Транспорт, 1981, с. 181.
6.	Фролов В.К., Никифоров В.А., Сталеалюминиевые
подшипники для транспортных дизелей. «Локомотив» № 12,
1999. С. 20-21.
(пункт 2.5)
1. Скепский В.П. Топливная аппаратура тепловозных ди-
зелей. Учебное пособие. М.: МНИТ. 1990. 123 с.
(пункт 2.6)
1.	Володин А.И. Локомотивные двигатели внутреннего
сгорания, 2-е изд., перераб. и доп. М.: Транспорт, 1990. 256 с.
2.	Тепловозные двигатели внутреннего сгорания: Учебник для
вузов. А.В. Симеон, А.З. Хомич, А.А. Куриц и др. 2-е изд.
перераб. и доп. М.: Транспорт, 1987. 536 с.
3.	Тепловозные двигатели типа Д49. Е.А. Никитин, В.М. Ши-
ряев, В.Г. Быков и др. Под ред. Е.А. Никитина. М.: Транспорт,
1982. 255 с.
4.	С и н е н к о А.П., Турчак Е.В., Р е з и и к И.И. Тепловоз-
ные двигатели типа Д70. М.: Транспорт, 1977. 216 с.
708
(пункт 2.8)
1. Обельницкий А.М. Топливо и смазочные материалы.
Учебник для вузов. М.: Высшая школа, 1982. 208 с.
2. Беленький А.Д. Экономия моторных масел на тепло-
возах. М.: Транспорт, 1984. 88 с.
Глава 5
1.	Чистяков В.К. Динамика поршневых и комбинирован-
ных двигателей внутреннего сгорания. Учебное пособие для ма-
шиностроительных ВУЗов по специальности «Двигатели внут-
реннего сгорания». — М.: Машиностроение, 1989. 256 с.
2.	Двигатели внутреннего сгорания: конструирование и рас-
чет на прочность поршневых и комбинированных двигателей.
Учебник для студентов ВТУЗов, обучающихся по специальнос-
ти «Двигатели внутреннего сгорания». Под ред. А.С. Орлина,
М.Г. Круглова. 4-е изд. перераб. и доп. М.: Машиностроение,
1984. 384 с.
3.	Володин А.И. Двигатели внутреннего сгорания, тепло-
возные дизели и газотурбинные двигатели. Задание на курсовой
проект с методическими указаниями для студентов 5 курса. М.:
1981. ВЗИИТ. 40 с.
4.	Гогин А.Ф. и др. Судовые дизели: основы теории, уст-
ройство и эксплуатация. Учебник для речных училищ и техни-
кумов водного транспорта. 4-е изд. перераб. и доп. М.: Транс-
порт, 1988. 439 с.
5.	Автомобильные двигатели. Под ред. М.С. Ховаха. М.:
Машиностроение, 1977. 591 с.
Глава 6
1.	Симеон А.Э., X о м и ч А.З., Куриц А.А. и др. Тепло-
возные двигатели внутреннего сгорания. Учебник для вузов. М.:
Транспорт, 1987. 536 с.
2.	Володин А.И. Локомотивные двигатели внутреннего сго-
рания. М.: Транспорт, 1978. 239 с.
3.	Костин А.К., Пугачев Б.П., К о чип ев Ю.Ю. Работа
дизелей в условиях эксплуатации. Л.: Машиностроение, Ленин-
градское отделение, 1989. 285 с.
709
4.	Володин А.И., Фофанов Г.А. Топливная экономич-
ность силовых установок тепловозов. М.: Транспорт, 1979. 127 с.
5.	Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых ком-
бинированных двигателей. 4-е изд. перераб. и доп. Под ред. А.С.
Орлина, М.Г. Круглова. М.: Машиностроение, 1983. 375 с.
6.	Поварков И. Л., Ап тюх и и Г.Г. Совершенствование
систем воздухоснабжения тепловозных двигателей. М.: Интекст,
Труды ВНИИЖТа, 1999. 190 с.
7.	Фофанов Г.А., Пахомов Э.А., Лосев А.А. Режимы
работы тепловозов и пути повышения их топливной экономич-
ности. Вестник ВНИИЖТ, 1983, № 6. 85 с.
8.	Эпштейн А.С. Переменные режимы работы двигателей
с газотурбинным наддувом. М.: Машгиз, 1962. 207 с.
9.	X о м и ч А.З. Топливная эффективность и вспомогательные
режимы тепловозных дизелей. М.: Транспорт, 1987. 271 с.
10.	К осс о в Е.Е., Сухопаров С.И. Оптимизация режи-
мов работы тепловозных дизель-генераторов. М.: Интекст, Тру-
ды ВНИИЖТа, 1999. 183 с.
Глава 8
1.	Вешкельский С.А. Справочник моториста установок с
ДВС. Л.: Машиностроение, 1985. 270 с., с ил.
2.	С и мео и А.Э., С и н ей к о А.П. и др. Испытания тепло-
возных и судовых дизелей типа Д100. М.: Машиностроение,
1960. 264 с.
3.	Хартман К., Л е ц к и й Э., К. Ш е ф ф е р В. Планирова-
ние эксперимента в исследовании процесса. М.: Мир, 1977. 320 с.
4.	Шенк X. Теория инженерного эксперимента. Перевод с
английского Е.Г. Коваленко. М.: Мир, 1972. 381 с.
710
ОГЛАВЛЕНИЕ
От авторов................................................ 3
Глава 1. Общие сведения о локомотивных энергетических...
установках....................................... 4
1.1.	Энергетические основы работы локомотивов......	4
1.2.	Типы локомотивных энергетических установок....	7
1.3.	Краткая история развития локомотивных энергети-
ческих установок..................................... 8
1.4.	Принципиальные основы работы энергетических
установок........................................... 27
Глава 2. Классификация и технические характеристики локо-
мотивных энергетических установок........................ 40
2.1.	Технические требования и основные характеристики
тепловозных дизелей.................................. 45
2.2.	Устройство и кинематические схемы дизелей ..... 53
2.3.	Остов дизеля................................... 92
2.4.	Шатунно-кривошипный механизм.................. 125
2.5.	Системы топливоподачи......................... 183
2.6.	Системы автоматического регулирования частоты
вращения коленчатого вала и нагрузки двигателя..... 209
2.6.1.Основы работы и устройства регулятора.... 212
2.6.2.Объединенный регулятор мощности ......... 220
2.6.3.Регулирование частоты вращения и нагрузки
дизеля на тепловозах с гидропередачей..... 237
2.7.	Системы предохранительных устройств автоматичес-
ческой защиты дизеля............................... 237
2.8.	Системы охлаждения энергетических установок... 245
2.9.	Системы смазки, требования к ним и смазочным
маслам............................................. 252
Глава 3. Основы теории двигателей....................... 264
3.1.	Общие положения о рабочем	цикле.............. 264
3.1.1.	Рабочий цикл с подводом теплоты при У = const 264
3.1.2.	Рабочий цикл с подводом теплоты при Р = const 265
3.1.3.	Смешанный цикл.......................... 267
3.1.4.	Действительный цикл двигателя........... 268
3.1.5.	Принцип действия двигателей............. 268
3.1.5.1.	Принцип действия 4-тактпого двигателя.... 270
711
3.1.5.2.	Принцип действия 2-тактпого двига-
теля .................................... 272
3.2.	Рабочие тела действительных циклов........... 274
3.2.1.	Заряд цилиндра и продукты сгорания..... 274
3.2.2.	Теплоемкость, внутренняя энергия заряда и про-
дуктов сгорания.............................. 276
3.3.	Процессы газообмена.......................... 277
3.3.1.	Фазы газораспределения................. 277
3.3.2.	Показатели качества газообмена......... 280
3.3.3.	Теоретически необходимое и располагаемое
«время-сечение».............................. 283
3.4.	Процесс наполнения........................... 287
3.4.1.	Коэффициент наполнения................. 287
3.4.2.	Давление и температура заряда в начале сжа-
тия (конце наполнения)....................... 291
3.5.	Процесс сжатия............................... 293
3.5.1.	Теплообмен в процессе сжатия........... 293
3.5.2.	Параметры заряда в конце сжатия........ 297
3.5.3.	Выбор степени сжатия................... 298
3.6.	Процесс сгорания............................. 299
3.6.1.	Коэффициенты выделения и использования
теплоты....................................... 299
3.6.2.	Термодинамическое уравнение сгорания...	300
3.7.	Процесс расширения........................... 304
3.7.1.	Теплообмен в процессе расширения....... 304
3.7.2.	Параметры газов в конце процесса расширения 305
3.7.3.	Определение среднего показателя политропы
расширения................................... 307
3.8.	Индикаторные и эффективные показатели работы ди-
зелей	  310
3.8.1.	Индикаторная диаграмма................. 310
3.8.2.	Среднее индикаторное давление.......... 312
3.8.3.	Индикаторная мощность.................. 314
3.8.4.	Индикаторный к.п.д..................... 315
3.8.5.	Эффективная мощность................... 315
3.8.6.	Механический к.п.д..................... 316
3.8.7.	Среднее эффективное давление........... 317
3.8.8.	Эффективный к.п.д...................... 317
3.8.9.	Влияние различных факторов на индикатор-
ные и эффективные показатели................. 318
712
3.9.	Топлива, применяемые в дизелях..................... 321
3.9.1.	Требования, предъявляемые к топливам...	321
3.9.2.	Нормируемые физико-химические свойства
топлива ............................................ 322
3.9.3.	Сорта топлив и их характеристики............ 328
3.10.	Смесеобразование и сгорание в дизелях............. 331
3.10.1.	Процесс подачи топлива..................... 331
3.10.2.	Процесс смесеобразования................... 333
3.10.3.	Факторы, влияющие на качество распыливания
топлива ............................................ 334
3.10.4.	Сгорание топлива .......................... 342
3.10.4.1 .Фазы сгорания топлива.............. 342
3.10.4.2.Показатели динамичности процесса
сгорания...................................... 346
3.11.	Наддув в дизелях.................................. 346
3.11.1.	Наддув как способ увеличения мощности дви-
гателя ............................................. 346
3.11.2.	Способы наддува............................ 348
3.11.3.	Схемы газотурбинного и комбинированного
наддува ............................................ 351
3.11.4.	Охлаждение наддувочного воздуха............ 352
3.11.5.	Совместная работа дизеля и агрегатов газо-
турбинного наддува.................................. 354
3.12.	Разработка методики оценки параметров рабочего
дизеля с учетом угла опережения подачи	топлива ....	357
3.13.	Рабочие процессы лопаточных машин и газотурбин-
ного двигателя .................................... 384
3.13.1.	Кинематика потока в ступени турбины...	385
3.13.2.	Кинематика потока в ступени компрессора ...	389
Глава 4. Принципиальные схемы и основы расчета локомо-
тивных газотурбинных установок.............................. 413
4.1.	Схемы и циклы транспортных газотурбинных уста-
новок	  413
4.2.	Термодинамический расчет газотурбинной установки	421
4.3.	Анализ параметров газотурбинной установки.....	428
4.4.	Особенности работы локомотивных тяговых турбин	432
4.5.	Работа газотурбинной установки па переходных ре-
жимах	  439
4.6.	Схемы локомотивных газотурбинных установок....	443
713
Глава 5. Динамика поршневых и комбинированных двига-
телей внутреннего сгорания............................. 454
5.1.	Кинематика и динамика кривошипно-шатунного
механизма.......................................... 454
5.2.	Силы и моменты, действующие в КШМ............. 464
5.3.	Уравновешивание двигателей.................... 483
5.4.	Крутильные колебания валопровода дизеля....... 493
Глава 6. Эксплуатация локомотивных энергетических уста-
новок ................................................. 507
6.1.	Режим работы дизелей.......................... 507
6.1.1.	Эксплуатационные характеристики дизелей
при работе на установившихся режимах...........	510
6.1.2.	Внешняя характеристика.................. 513
6.1.3.	Нагрузочная характеристика.............. 520
6.1.4.	Регуляторная характеристика............. 526
6.1.5.	Тепловозная характеристика.............. 526
6.1.6.	Винтовая характеристика................. 528
6.1.7.	Ограничительная характеристика.......... 528
6.1.8.	Регулировочная характеристика........... 530
6.1.9.	Универсальные (трехпараметрические) и эко-
номические характеристики...................... 532
6.1.10.	Режимы холостого хода и малых нагрузок.	536
6.2.	Неустановившиеся режимы и переходные процессы ... 548
6.2.1.	Режим пуска двигателя................... 550
6.2.2.	Процесс разгона ........................ 555
6.2.3.	Процесс паброса нагрузки................ 559
6.2.4.	Сброс нагрузки.......................... 562
6.2.5.	Методы улучшения переходных процессов...	564
6.3.	Тепловой баланс и теплоиапряженность дизеля...	569
6.3.1.	Тепловой баланс тепловозного двигателя..	569
6.3.2.	Теплоиапряженность и показатели теплона-
пряженности..................................... 577
6.4.	Технико-экономические показатели работы ЛЭУ
в эксплуатации .................................... 589
6.5.	Надежность работы тепловозных дизелей......... 610
Глава 7. Методы оценки экологического воздействия транс-
портных двигателей на окружающую среду................. 615
714
Глава 8. Испытания локомотивных энергетических установок 642
8.1.	Виды испытаний дизелей...................... 642
8.2.	Методы и приборы для испытания дизелей.....	648
8.3.	Обработка результатов эксперимента.......... 673
8.4.	Техника безопасности при испытаниях двигате-
лей ............................................. 682
Глава 9. Тенденции и перспективы развития локомотивных
энергетических установок................................. 684
9.1.	Тенденции развития современных тепловозных дизе-
лей ................................................ 684
9.2.	Проблема альтернативных видов топлива........... 690
9.3.	Использование природного газа	на	тепловозах....	692
9.4.	Возможности работы локомотивных энергетических
установок па твердом топливе........................ 695
9.4.1.	Тепловозы и газотурбовозы па твердом топ-
ливе ............................................ 696
9.4.2.	Паросиловые энергетические установки.....	699
9.5.	Атомная (ядерная) энергетическая установка.....	701
9.6.	Возможности нетрадиционных энергетических уста-
новок для локомотивов............................... 705
Список использованной литературы......................... 707
715

Учебно-методический кабинет МПС России
предлагает учебно-программную документацию,
учебную, учебно-методическую литературу
и компьютерные программы
1.	Примерные программы учебных дисциплин для Госу-
дарственных образовательных стандартов высшего про-
фессионального образования
Специальность 150700 Локомотивы
Общий курс железных дорог (для всех железнодорожных
специальностей)
Теория локомотивной тяги
Организация и планирование производства
Экономика транспорта
Теоретическая механика
Локомотивы ('общий курс)
Локомотивные энергетические установки
Теория и конструкция локомотивов
Надежность локомотивов
Основы надежности тепловозов
Производственный менеджмент и основы маркетинга
Программа производственной практики
1997
1998
1997
1997
1998
1998
1998
1999
1999
1999
1997
1999
2.	Методические рекомендации
Методические рекомендации для руководителей практики. Орга-
низация производственной практики студентов на предприятиях
железнодорожного транспорта
3.	Учебники и учебные пособия
Дайлидко А.А. Электрические машины (альбом). 2002. -- 43 с.
Дайлидко А.А. Электрические машины тягового подвижного
состава, 2002.-- 404 с.
Венцевич Л.Е. Локомотивные скоростемеры и расшифровка ско-
ростемерных лент. 2001. - 272 с.
Зеленченко А.П. Устройство диагностики тяговых двигателей
электроподвижного состава. 2002. — 38 с.
4.	Компьютерные программы
Автоматизированная интерактивная система тестирования
АИСТ (дискеты, методическое описание)
Автотормоза. Тема «Компрессор». 1999
Конструкция колесной пары электровозов с унифицированной
механической частью, 1999
Правила и технология выполнения основных работ при текущем
содержании пути, 2001
ПТЭ, ИСИ. ИДИ. 1997
Ремонт колесной пары электровозов с унифицированной меха-
нической частью. 1999
Сигнализация. 2000
Устройство автосцепки СА-3, 2000
Учебно-экзаменационная система по электросхема.м электропо-
езда ЭР2, 1994
Электрическая схема тепловоза 2М62, 2000
Электрическая схема тепловоза 2 ГЭ116. 2000
Электротехника. Постоянный гок. 2001
Энергетические установки подвижного состава, 2002
Заяв к а, с у к а з а н и е м с в о е г о п о ч т о во г о а др е с а,
направляйте в УМК МП С России
107078. г.Москва, Басманный пер., д.6:
wi/факс 262-12-47, 262-81-20
E-mail: markcliиg_umkmps@mail.ru
Internet: vaw.umkmps.da.ru.