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
подкачивающего агрегата. В этом случае топливо поступает в двига-
тель за счет разрежения, создаваемого насосами 7, и проходит из бака 1
через клапан 3, фильтр 6 в топливный коллектор. В аварийном режиме
работы происходит недостаточное наполнение насосов 7 топливом и
двигатель не может развить полную мощность.
Топливо, просочившееся из форсунок 8, собирается в емкость от-
куда сливается в бак. Вентиль 11 служит для удаления воздуха из наг-
нетательной магистрали, скапливающегося в системе после длительной
остановки двигателя. Для этих же целей могут устанавливаться вен-
тили и краны в других местах нагнетательной магистрали, например
на фильтрах тонкой очистки, топливоподогревателе и др.
В эксплуатации большое внимание уделяется фильтрации топлива
от механических примесей, количество и размер которых существенно
влияют на износ и надежную работу прецизионных деталей топливопо-
дающей аппаратуры. В фильтрах грубой очистки в качестве фильтрую-
щих элементов применяют сетки с размером ячеек или зазоров, изме-
ряемых сотыми долями миллиметра. Для тонкой очистки применяют
фильтрующие элементы из фильтровальной бумаги или фильтромит-
каля. Применение этих материалов обеспечивает задержание механи-
ческих примесей, размер которых превышает 2—5 мкм.
Тонливый насос и форсунка. Топливные насосы и форсунки:
дозируют количество подаваемого топлива на каждый цикл работы
в зависимости от нагрузки двигателя; подают в цилиндр топливо в уста-
новленный момент поворота коленчатого вала (опережение подачи)
в соответствии с протеканием рабочего процесса; распыливают топливо
по объему камеры сгорания, осуществляя образование смеси топлива
с воздухом, обеспечивающее наилучшее протекание рабочего процесса
по условиям экономичности и мощности.
В современных тепловозных двигателях применяются плунжер-
ные насосы с золотниковым управлением. Насосные элементы для ци-
линдров двигателя могут размещаться в отдельных корпусах или
в общем корпусе. В первом случае насосы называют индивидуальны-
ми, во втором — блочными. Дизели типов Д100, Д49, Д70, Д50 имеют
индивидуальные насосы, а 11Д45, 14Д40, М756 — блочные.
В любом топливном насосе основным узлом, осуществляющим
подачу и дозировку топлива, является насосный элемент или плунжер-
ная пара, состоящая из плунжера 13 (рис. 78) и гильзы 12. Гильза и
плунжер по своим сопрягаемым цилиндрическим поверхностям имеют
высокий класс шероховатости (не ниже 12-го), а диаметральный зазор
между ними составляет 1—3 мкм. Они образуют прецизионную пару,
детали которой заменяются только комплектно. Изготовление этих
деталей с высокой степенью точности позволило перейти на их селек-
тивную сборку без притирки.
Гильза установлена в корпусе 15, и ее положение зафиксировано
стопорным винтом 21 так, чтобы отверстия в корпусе и гильзе совпада-
ли и образовали канал А для подвода топлива из топливного коллекто-
ра. На торец гильзы установлено седло 10 нагнетательного клапана.
Соприкасающиеся торцовые поверхности седла и гильзы имеют обработ-
ку до 12-го класса шероховатости. Седло прижато к гильзе фланцем 5
4*	99
Рис. 78. Топливный насос дизеля 10Д100:
1 — регулировочный болт; 2 — рейка; 3 — болт; 4 — стрелка; 5, 22 — прокладки; 6 — фланец;
7. 17 — пружины; 8 — нажимной штуцер; 9 —прокладка; 10 — седло; 11 — нагнетательный
клапан; 12 — гнльза плунжера; 13 — плунжер; 14 — шестерня; 15 — корпус; 16 — кольцо;
18 — тарелка; 19 — стопорное кольцо; 20 — уплотнительное кольцо; 21 — стопорный вннт
через прокладку 9 из меди и нажимной штуцер 8. Благодаря этому
создается надежное уплотнение от утечек из полости высокого давле-
ния во внешнее пространство. Внутри седла 10 находится нагнетатель-
ный клапан 11 с пружиной 7. Клапан и седло притираются по кони-
ческим запорным поверхностям и образуют прецизионную пару.
Плунжер в средней части имеет шлицы (выступы), которыми он
входит в соответствующие пазы шестерни 14, и может свободно пере-
мещаться по ним вдоль шестерни. На своей наружной поверхности
шестерня имеет зубья, находящиеся в зацеплении с зубьями рейки 2.
Рейка может свободно перемещаться в корпусе насоса под действием
Рис. 79. Головка плунжера:
а — спиральная кромка; б—-кольцевая проточка; в — продольная канавка; г — выфрезеров-
ка; д, е— положения отверстия
100
вмонтированных в нее поводка, пружины и болта 1 с гайкой. Переме-
щение поводка вызывает поступательное движение рейки, которая
через зубчатое соединение вращает шестерню 14, а вместе с ней и плун-
жер вокруг вертикальной оси гильзы. Поводок соединен рычажной
передачей с регулятором частоты вращения вала двигателя.
Возвратно-поступательное движение плунжера внутри гильзы со-
вершается от кулачкового вала через толкатель. Пружина 17 через
тарелку 18, надетую на хвостовик плунжера, всегда прижимает хво-
стовик к толкателю топливного насоса, обеспечивая безотрывное движе-
ние и безударную работу системы кулачок — толкатель — плунжер.
Пружина 17 имеет предварительное сжатие благодаря наличию сто-
порного кольца 19.
В нижней части плунжер имеет головку со спиральной кромкой а
(рис. 79), кольцевой проточкой б и продольной канавкой в. Над спи-
ральной кромкой до проточки б сделана выфрезеровка г. Канавка в
всегда соединяет полость в гильзе под головкой плунжера с выфре-
зеровкой и кольцевой проточкой. Плунжер благодаря возврати о-посту-
пательному движению и вращению вокруг вертикальной оси может за-
нимать различные положения по отношению к впускному отверстию
в гильзе. Если отверстие сообщается с объемом под плунжером про-
дольной канавкой в, кольцевой проточкой б или выфрезеровкой г, то
уменьшение объема под плунжером при его движении вниз не будет
вызывать повышение давления топлива, так как оно будет вытеснять-
ся во впускное отверстие в гильзе. Когда впускное отверстие будет пе-
рекрыто наружной поверхностью головки со спиральной кромкой (по-
ложения отверстия показаны на рис. 79 пунктиром), то движение плун-
жера вниз вызовет повышение давления топлива в объеме под плунже-
ром и оно будет подаваться к форсунке.
Геометрическое начало или угол опережения подачи топлива сов-
падает с моментом, когда нижняя кромка головки перекроет впускное
отверстие в гильзе (положение 5). Конец подачи будет соответствовать
открытию спиральной кромкой этого отверстия (положение е), т. е.
сообщению его с выфрезеровкой. Величина геометрического рабочего
хода нагнетания Н, определяющего количество подаваемого топлива
за один ход, будет изменяться в зависимости от положения спираль-
ной кромки по отношению к оси впускного отверстия. Геометрическое
начало подачи топлива сохраняется неизменным и не зависит от коли-
чества подаваемого топлива и частоты вращения кулачкового вала.
Изменение количества подаваемого топлива происходит за счет изме-
нения конца его подачи.
Из предыдущего ясно, что количество подаваемого топлива регу-
лируется передвижением рейки топливного насоса. Для ориентировоч-
ной оценки количества подаваемого топлива на рейке имеются деления,
а на корпусе укреплен указатель. Производительность насоса в зави-
симости от выхода рейки измеряют на специальных стендах для опре-
деления производительности.
Угол опережения подачи топлива зависит от установки кулачка,
приводящего в поступательное движение плунжер топливного насоса,
по отношению к кривошипу коленчатого вала. Угол опережения мо-
101
жет изменяться за счет зубчатого зацепления между коленчатым и ку-
лачковым валами (см. рис. 23, 36). Помимо этого, угол опережения за-
висит от расстояния между торцом плунжера в момент его наивыс-
шего положения и осью впускного отверстия гильзы. Чем меньше это
расстояние, тем меньше потребуется времени на перемещение плунжера
до перекрытия впускного отверстия при установленном угле зацепле-
ния кулачкового вала. В этом случае произойдет более раннее перекры-
тие впускного отверстия в гильзе и угол опережения будет увеличен.
Поэтому в небольших пределах угол опережения может регулировать-
ся за счет изменения расстояния между торцом плунжера и осью впуск-
ного отверстия. Такие регулировки производятся изменением толщины
прокладок под корпус насоса или размеров толкателя. В результате
этого наивысшее положение плунжера изменяется, а пружина 17
(см. рис. 78) получает большее или меньшее предварительное сжатие.
Фактический угол начала подачи топлива в цилиндр двигателя меньше
геометрического вследствие необходимости сжатия топлива до давле-
ния впрыска, утечек топлива через зазоры плунжерной пары, упругих
деформаций трубопровода высокого давления и других причин.
Рис. 80. Форсунка дизеля 1 ОД 100:
1 — пробка; 2 — контргайка; 3 — стакан;
4 — пружина; 5 — тарелка; 6 — толка-
тель; 7, 14, 15 — прокладки; 8 — щелевой
фильтр; 9— корпус; 10 — ограничитель
подъема; 11 — игла; 11 — корпус иглы; 13 —
сопловой наконечник; 16 — накидной фла-
нец.
Топливо, просочившееся вверх
по зазорам плунжерной пары, и
частицы масла, проникшие от тол-
кателя в корпус насоса, отводятся
вовне через сливной штуцер.
Форсунка (рис. 80) служит для
распыливания топлива и равномер-
ного распределения его по камере
сгорания. Основным узлом форсу-
нок закрытого типа является игла
11, корпус 12 иглы и сопловой
наконечник 13. Игла сопряжена с
корпусом по двум поверхностям —
цилиндрической направляющей и
конической запорной. Диаметраль-
ный зазор между иглой и корпусом
по цилиндрической направляющей
поверхности 2—4 мкм.
Угол конуса иглы делают на
1—2° больше угла конуса корпуса.
Благодаря этому достигается не-
большая ширина контактного
пояска при посадке иглы в корпусе
и хорошее уплотнение по запорной
поверхности. Сопрягаемые цилинд-
рические и конические поверхности
иглы и корпуса обрабатываются с
высокой степенью точности и шеро-
ховатости (не ниже 11—12-го клас-
са), что позволило перейти на се-
лективную сборку этих деталей
102
вместо притирки. Игла и корпус составляют прецизионную пару,
детали которой заменяют комплектно.
В сопловом наконечнике 13 просверлены три отверстия диаметром
0,56 мм, через которые топливо впрыскивается в цилиндр. Направле-
ние осей отверстий выбирается с таким расчетом, чтобы в объеме ци-
линдра образовывалась равномерная смесь топлива с воздухом и наи-
лучшим образом использовался воздух всего объема для горения топ-
лива. Положение соплового наконечника относительно корпуса 9
форсунки фиксируется благодаря наличию плоскостей на их сопрягае-
мых цилиндрических поверхностях.
Конус иглы 11 прижат к корпусу 12 иглы пружиной 4 через та-
релку 5, толкатель 6 и ограничитель подъема 10 иглы. Затяжка пру-
жины форсунок дизелей типа Д100 установлена на величину 20,6 +
+ 1,0 МПа давления подводимого топлива и регулируется пробкой 1
с фиксацией контргайкой 2. В корпусе 9 форсунки расположен щеле-
вой фильтр 8 с диаметральным зазором по наружной цилиндрической
поверхности 0,05—0,105 мм. На этой поверхности имеются проре-
занные вдоль канавки. Примерно половина канавок соединена с коль-
цевой проточкой щелевого фильтра, а другая половина — с кольце-
вой проточкой корпуса распылителя.
Топливо подводится от топливного насоса к штуцеру корпуса
форсунки и через него поступает в кольцевую проточку щелевого
фильтра. Отсюда топливо поступает в продольные канавки щелевого
фильтра, протекает через зазоры фильтра на его наружной цилиндри-
ческой поверхности в другие канавки, соединенные с проточкой в кор-
пусе распылителя. Из нее топливо перетекает по продольным канав-
кам корпуса распылителя и радиальным отверстиям в нем, запрлняя
внутреннюю полость А в корпусе распылителя. Когда давление топ-
лива в полости А превысит давление затяжки пружины 4, то игла начи-
нает подниматься. Начальное усилие подъема,действующее на иглу,
пропорционально кольцевой площади Б, образованной разностью на-
ружного диаметра иглы и наибольшего диаметра запорного корпуса.
При отрыве иглы это усилие возрастает, и оно становится пропорцио-
нальным площади, образованной наружным диаметром иглы. Вследст-
вие этого происходит ускоренный подъем иглы. Наибольшая величина
подъема иглы определяется ограничителем 10. Далее топливо посту-
пает в канал соплового наконечника и через его отверстия впрыски-
вается в цилиндр.
Для устранения утечек топлива из форсунки в цилиндр и в атмос-
феру установлены прокладки 7 и 14. Прокладка 14 выполняет также
функции газового уплотнения. Прокладка 15служит для газового уп-
лотнения форсунки в адаптере. Топливо, просочившееся через зазоры
деталей форсунки, отводится через штуцер регулировочной пробки 1.
Хорошее уплотнение по запорному конусу определяет качествен-
ный впрыск топлива в цилиндр и долговечность работы форсунки в экс-
плуатации. Следует отметить, что в форсунке такой конструкции
корпус распылителя подвергается заметным деформациям при сборке
форсунки и монтаже ее в двигатель. Эти деформации оказывают
влияние на работу запорного конуса.
103
Рис. 81. Форсунка дизелей 11Д45 и
14Д40:
t — гайка; 2 — штуцер; 3, 5 — прокладки; 4 —
контргайка; 6 — регулировочный винт; 7 — та-
релка; 8 — пружина; 9 — корпус форсунки;
10 — шпиндель; 11, 18 — резиновые кольца;
12 — игла; 13 — колпак; 14 — корпус иглы; 15 —
сопловой наконечник; 16 — болт; 17 — стопор-
ная пластинка; 19 — штуцер; 20 — щелевой
фильтр; 21 — трубка
Основными отличительными
особенностями форсунки дизе-
лей 11Д45 и 14Д40 (рис. 81)
являются подвесная конструк-
ция корпуса 14 иглы и сопря-
жение иглы 12 с корпусом по
конической запорной поверх-
ности. Массивный корпус 14
иглы вместе с сопловым нако-
нечником 15 закрепляется на
корпусе 9 форсунки колпаком
13. Такая конструкция обеспе-
чивает сохранение геометрии
запорного конуса в корпусе, и
форсунка работает более дли-
тельно, обеспечивая качествен-
ный распыл топлива.
Конус иглы 12 утоплен в
конусе корпуса 14 иглы. Поэто-
му игла контактирует с корпу-
сом по наибольшему диаметру
(основанию) конуса иглы. В
процессе работы контактируе-
мые поверхности иглы и кор-
пуса изнашиваются и прямо-
линейность образующих конуса
нарушается. Однако при сопря-
жении поверхностей с утопле-
нием конус иглы при износе
будет вступать в контакт с по-
следующими участками конус-
ной поверхности корпуса и тре-
буемое качество уплотнения
сохраняется более длительное
время.
В случае посадки иглы на
седло по промежуточному диа-
метру конуса в процессе работы
на игле образуется ступенька,
которая препятствует сохране-
нию уплотнения.
Топливо подводится к фор-
сунке через щелевой фильтр 20
и по каналам а и с поступает
в полость д корпуса иглы. В соп-
ловом наконечнике 15 имеются
восемь отверстий диаметром
0,4 мм. Затяжка пружины 8
производится регулировочным
104
винтом 6, который стопорится
контргайкой 4. Усилие затяжки
пружины соответствует давлению
топлива 3,14 ф- 0,5 МПа.
Просочившееся через детали
форсунки топливо отводится через
отверстия в тарелке 7 и винте 6,
штуцер 2 по трубке 21 с накидной
гайкой 1. Резиновое кольцо 11
служит уплотнением от просачива-
ния топлива наружу, а резиновое
кольцо 18 предохраняет от попа-
дания масла из крышки цилиндра
Рис. 82. Осциллограмма работы топ-
ливной аппаратуры дизеля 2Д100
при 850 об/мин:
1 — отметка времени; 2 — нулевая линия
давления; 3 — давление в нагнетательном
трубопроводе у форсунки; 4 — движение
иглы форсунки
в гнездо форсунки.
Процесс работы. Работу топ-
ливной аппаратуры дизеля мож-
но записать на осциллограмму
(рис. 82), где по оси абсцисс за-
фиксировано время в виде колеба-
ний отметчика времени 1, совер-
шающего 500 колебаний в секунду. По оси ординат даны давле-
ние топлива (кривая 5) в нагнетательном трубопроводе у форсунки
и подъем иглы форсунки (кривая 4}. Геометрическое начало по-
дачи топлива соответствует моменту перекрытия плунжером топ-
ливного насоса впускного отверстия в гильзе. Оно происходит
несколько раньше момента повышения давления топлива от остаточ-
ного рост.
Игла форсунки начинает подниматься при достижении давления
рп. Вначале этот подъем совершается медленно, а затем ускоряется.
Далее подъем иглы достигает своего наибольшего значения Н, кото-
рое определяется ограничителем подъема иглы. Время нахождения
иглы в поднятом состоянии состоит из основного t0 и дополнительного
/п, когда игла поднимается на величину h и происходит подвпрыск
топлива.
Давление топлива в нагнетательном трубопроводе у форсунки (кри-
вая 3) начинает повышаться от рост после геометрического начала
подачи. В момент, когда это давление достигнет значения рп, превы-
шающего затяжку пружины форсунки, игла начинает подниматься.
После открытия иглы на достаточно большую величину происходит
временное понижение давления вследствие начавшегося истечения
топлива через сопловой наконечник и отсасывающего действия иглы.
Когда игла остановится, достигнув упора, давление вновь возрастает.
После достижения наибольшей величины (ртах = 40,0 МПа) начи-
нается снижение давления вначале до давления посадки иглы на сед-
ло, а затем до величины остаточного давления в системе. После посадки
иглы и прекращения подачи топлива наблюдаются колебания давле-
ния в нагнетательном трубопроводе, игла может иметь повторный
подъем на величину h<Z Н, во время которого будет совершаться
подвпрыск топлива в цилиндр.
105
1 — hi, 850 об/мин; 2— hi, 400 об/мин; 3 —
lh, 850 об/мин; 4 — h2, 400 об/мин
Величина наибольшего давле-
ния в трубопроводе при впрыске
зависит от количества подаваемо-
го топлива. Например, при малых
цикловых подачах на холостом
ходу работы двигателя наиболь-
шее давление близко к регулиро-
вочному для пружины форсунки.
Величина остаточного давления в
трубопроводе зависит от устрой-
ства и работы нагнетательного
клапана топливного насоса. Кла-
пан садится на седло под действием
остаточного давления в трубопрово-
де и усилия своей пружины. В это
время давление в трубопроводе сни-
жается вследствие обратного пере-
текания топлива из нагнетательно-
го трубопровода в подплунжерное пространство и увеличения полости
в трубопроводе под клапаном на величину объема, освобождаемого
клапаном. Остаточное давление в трубопроводе оказывает влияние на
величину цикловой подачи, особенно на режимах малых нагрузок.
Количество подаваемого в цилиндр топлива за цикл в основном
зависит от положения рейки топливного насоса. Частота вращения
кулачкового вала топливного насоса оказывает небольшое влияние на
цикловую подачу. Зависимость суммарного количества подаваемого
в цилиндр топлива от времени протекания процесса впрыска при задан-
ном выходе рейки топливного насоса представляет собой закон подачи
топлива. По опытным данным (рис. 83) показан закон подачи топ-
лива в цилиндр двигателя типа Д100 в зависимости от двух положений
реек топливного насоса ht и h.2 при частоте вращения коленчатого
вала 850 и 400 об/мин, соответствующих номинальной мощности и хо-
лостому ходу. Цикловая подача 100% принята для номинальной мощ-
ности и достигается при выходе рейки и 850 об/мин вала (кривая /).
Продолжительность подачи составляет 45- 10-4с. Характер изменения
закона подачи при меньшем выходе рейки (h2 < ht) и той же частоте
вращения вала сохраняется примерно таким же (кривая 3), но про-
должительность подачи уменьшается за счет изменения конца впрыска
и составляет 27•10~4 с.
Частота вращения вала по-разному влияет на закон подачи при
одном и том же выходе рейки. Уменьшение частоты вращения вала
растягивает процесс впрыска по времени (см. кривые 1 и 2). Что же
касается суммарного количества топлива, подаваемого в цилиндр за
цикл, то нельзя обнаружить в этом случае какой-либо закономерности.
Например, при выходе рейки и 400 об/мин цикловая подача увели-
чивается до 111 % (кривая 2) вместо 100% при 850 об/мин и том же вы-
ходе рейки (кривая 1). При меньшем выходе рейки наблюдаются дру-
гие соотношения цикловых подач в зависимости от частоты вращения
вала (кривые 3 и 4).
106
На характер зависимостей g = f (t) влияют многие конструктивные
факторы и режим работы, но законы подачи топлива золотниковой топ-
ливоподающей аппаратурой имеют однотипный характер.
3. Автоматическое регулирование частоты вращения
коленчатого вала и нагрузки двигателя
Структурные схемы. Вращение коленчатого вала двигателя совер-
шается под действием моментов сил давления газов в цилиндре и меха-
нических сопротивлений в узлах двигателя, моментов вспомогатель-
ных нагрузок, приводимых от вала на тепловозе, и эффективного момен-
та, создаваемого потребителем энергии. Локомотивные двигатели внут-
реннего сгорания обычно имеют в качестве потребителей энергии элект-
рическую или гидравлическую передачу.
Основной закон динамики вращательного движения вала как твер-
дого тела относительно неподвижной оси
J	—м м м
rjl	I	М	ВН
где J — приведенный момент инерции движущихся масс к оси
вала, кг-м2;
ю — угловая скорость вала, рад/с;
t — время, с;
Mit — соответственно моменты, создаваемые силами давления
Л1ВН, А1е) газов, механическими сопротивлениями, вспомогатель-
ными нагрузками и потребителем энергии, Н-м.
Момент, создаваемый силами газа, изменяется главным образом
в зависимости от цикловой подачи топлива и коэффициента избытка
воздуха для сгорания топлива в цилиндре. Величина механических
сопротивлений в основном определяется частотой вращения вала.
Момент вспомогательных нагрузок зависит не только от частоты вра-
щения, но и от потребностей локомотива и силовой установки (работа
вентилятора холодильника, тормозного компрессора и др.). Эффектив-
ный момент преобразуется передачей для обеспечения необходимых
тяговых качеств локомотива. Величина этого момента определяется
работой передачи. Из уравнения следует, что если его правая часть
положительна, т. е. больше нуля, то угловая скорость вала увеличи-
вается, и наоборот. Угловая скорость прямо пропорциональна частоте
вращения коленчатого вала.
Автоматическое регулирование на современных тепловозах: под-
держивает заданную частоту вращения коленчатого вала при изменении
моментов механических сопротивлений, вспомогательных нагрузок и
эффективного момента; поддерживает наибольшее значение эффектив-
ного момента при заданной частоте вращения вала и установленной
постоянной для этой частоты вращения цикловой подаче топлива при
изменяющихся моментах вспомогательных нагрузок и механических
сопротивлений. Кроме этого, автоматические регуляторы выполняют
дополнительные функции по защите двигателя от аварийных режимов
107
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
190—198 °C, а в зоне воздушной улитки определяются температу-
рой наддувочного воздуха.
Практика эксплуатации турбокомпрессоров показывает, что
в проточной части турбокомпрессоров (лопатки и сопловые аппа-
раты турбин, диффузоры компрессоров, лабиринты уплотнения)
откладывается нагар. Вследствие этого с течением времени на-
рушается балансировка роторов, снижается к.п.д., давление
наддува и расход воздуха турбокомпрессором. Повышаются тем-
пературы выпускных газов и расход топлива дизелем. Устране-
ние нагара и отложений в применяемых конструкциях турбоком-
прессоров требует их демонтажа и разборки, а иногда и последую-
щей балансировки роторов. Это усложняет и удорожает обслужи-
вание дизеля тепловоза. Поэтому турбокомпрессоры должны быть
приспособлены для промывки их проточных частей и лабиринтов
уплотнений от нагара н для диагностики состояния балансировки
ротора и работы подшипников без разборки и снятия их с дизеля.
В связи с тенденцией повышения давления наддува потреб-
ные Лк будут расти. Учитывая, что лк=3,0~-3,5 уже достигнуты,
можно ожидать появление одноступенчатых и двухступенчатых
турбокомпрессоров як=4,0-4-4,5 С повышением давления наддува
расте! влияние к.п.д. турбокомпрессора на удельный расход топ-
лива. Двухступенчатая система наддува как более сложная может
найти применение только на наиболее мощных модификациях ди-
зелей. Примером м’ожет служить система воздухоснабжения ди-
зеля 20ЧН26/26 (20ДГ).
Система воздухоснабжения состоит из двух последовательно
работающих турбокомпрессоров низкого и высокого давлений и
двух воздухоохладителей (рис. 41). Воздух всасывается компрес-
сором низкого давления (КНД), сжимается в нем до 0,2—0,24
МПа, с нагревом до температуры 100 140 ’С подается в проме-
жуточный охладитель, в котором охлаждается до температуры
50- 60 °C. Затем в компрессоре высокого давления (КВД) сжи-
мается до 0,34 — 0,35 МПа и через воздухоохладитель второй сту-
пени поступает в наддувочный ресивер гнзеля. Газы, выходящие
из дизеля, поступают в турбину высокого давления (ТВД), кото-
рая приводи! во вращение вал компрессора высокого давления, а
затем в турбину низкого давления (ТНД), вращающую компрес-
сор низкого давления (КНД).
Конструктивно оба турбокомпрессора скомпонованы в одном
агрегате. Каждый турбокомпрессор выполнен по двухконсольной
схеме, что позволяет максимально сблизить между собой рабочие
колеса гурбин высокого и низкого давлений п сократить общую
длину агрегата. Единая проточная часть обеих турбин повышает
их к.п.д. Подшипники скольжения 16 и 16 изготовлены из бронзы
ОЦС 4-4-17, имеют приработочные покрытия, корпуса турбин 5 и
5 Зак. 171	]29
Рис. 41. Двухступенчатый турбоагрегат 2ТНА:
7 — сопловые аппараты турбины низкого давления; 2, 13 — колеса компрессоров высокого и
входные направляющие аппараты компрессоров высокого и низкого давлений: 4 — корпус компрессора
пус ТВД; 6	- газовая улитка; 8. 10 — диски ТВД и ТНД; 9	- рабочие лопатки турбины низкого
пускной ТНД. 12 стакан подшипников: 15 —- переходная втулка; 16 — опорный подшипник. 17 —
подшипник
низкого давления; 3, 14 —
высокого давления; 5 — кор-
давления; 11 — корпус вы-
вал ротора: 18 — упорный
Рис. 42. Приводной объемный компрессор:
I задняя крышка; 2. IH - проставочные кольца; 3, 23 стопорные шайбы; 4. 22
чайки; ,5, 26 прокладки; 6 упругие уплотнительные кольца; 7, 10, 12, 15 сталь
ные втулки: в. 14 нажимные фланцы; 9  упорный шарикоподшипник; II вал;
13 упорный роликоподшипник: 16, 20 шестерни связи; 17 ступица; 19 торсион-
ный нал: 21 эластичная муфта; 24 закрытие шестерен связи; 25 - передняя крыш-
ка; 27 корпус: А окно
5'
131
Рис. 43. Центробежный компрессор дизеля ЮД100;
1 — опорно-упорный подшипник*. 2 — пята; 3 -- промежуточный вал с шестерней; 4 —
торсионный вал; 5 шестерня с пружинными элементами*. 6 - полый вал; 7 - ше-
стерня; 8 — отбойник; 9 — фланец; /Л 18 - кольца уплотнительные; 11 — скоба подъем-
ная: 12 крышка; 13 — опорный подшипник; 14 - патрубок; 15 — корпус компрессора;
/6’ — колесо компрессора: /7 — диффузор; 19 - корпус редуктора; 20 нал ведомый
с зубчатым колесом
// выполнены двухстенными, охлаждаемыми, из алюминиевого
сплава.
В двухтактных дизелях с газотурбинным наддувом в качест-
ве второй ступени сжатия воздуха и без наддува для продувки
применяются приводные (от коленчатого вала) центробежные
(ПЦН) или ротационные (рис. 42) (ПОН) компрессоры. Центро-
бежный компрессор с редуктором дизеля 10Д100 (рис. 43) при-
водится во вращение от верхнего коленчатого вала через торсион-
ный вал 4 [47]. Колесо компрессора 16, изготовленное из алюми-
ниевого сплава, смонтировано консольно на шлицах ведомого вала
132
20 редуктора и закреплено гайкой. Вал выполнен за одно целое
с цилиндрическим зубчатым колесом. Через подводящий патрубок
14 воздух поступает в колесо компрессора и после сжатия прохо-
дит .лопаточный диффузор 17 и корпус 15.
Для исключения утечек сжатого воздуха из полости сжатия в
редуктор предусмотрено специальное беззазорное уплотнение,
состоящее из четырнадцати колец 10, размещенных попарно в па-
зах, образуемых проставочными кольцами. Проставочные кольца
охватывают втулку с малым зазором (—0,03, +0.09 мм). Между
опорным подшипником 13 и уплотнением установлен вращающий-
ся отбойник 8. Стыковые поверхности лопаточного диффузора и
крышки точно пригнаны друг к другу и при проверке по краске
должны иметь прилегание на площади не менее 80%. Подшипники
скольжения 1 и 13 изготовлены из бронзы с баббитовой залив-
кой. В верхней части подшипников имеется канавка для распре-
деления масла по всей длине опорной поверхности. Осевое по-
ложение вала 20 фиксируется упорно-опорным подшипником 1.
При этом стальная опорная пята 2 упирается в залитый бабби-
том торец упорно-опорного подшипника. Пята закреплена гайкой,
осевой зазор между рабочим колесом компрессора и крышкой
регулируется набором прокладок. Вал 20 в сборе со всеми вра-
щающимися деталями динамически балансируют. После баланси-
ровки колесо и вал клеймят общим номером.
Редуктор компрессора имеет две ступени с общим передаточ-
ным числом i=10. Для смягчения ударных нагрузок на зубья
колес при резком изменении частоты вращения, а также для за-
щиты от крутильных колебаний в конструкции редуктора преду-
смотрена эластичная пружинная муфта, вмонтированная в веду-
щую шестерню 5. Подшипники и зубчатые колеса смазываются
от верхнего масляного коллектора дизеля по трубопроводу. Для
осмотра зубчатых колес имеются два лючка в нижней части кор-
пуса редуктора 19 и один люк в верхней крышке редуктора. Кор-
пус редуктора литой из алюминиевого сплава, неразъемный.
Приводной центробежный компрессор дизеля 1 ОД 100 потреб-
ляет примерно 180 кВт на номинальном режиме работы дизеля,
подается 6,4 кг/с воздуха. Степень повышения давления в ком-
прессоре 1,23 при к.п.д. 0,73 и к.п.д. редуктора 0,96. Аналогичный
компрессор с редуктором установлен и на дизеле 11Д45.
В длительной эксплуатации двухтактных дизелей их воздухо-
снабжение может существенно ухудшаться вследствие закоксо-
вывания выпускных окон и увеличения гидравлического сопро-
тивления цилиндров дизеля. Опыт эксплуатации тепловозных ди-
зелей 10Д100 показывает, что за пробег 8—10 тыс. км площадь
выпускных окон может уменьшаться вследствие закоксовывания
на 30—35%. Уменьшение проходных сечений выпускных окон на
133
50% снижает подачу воздуха в цилиндры и мощность дизеля при-
мерно на 38—39% и увеличивает удельный расход топлива на
3—4 г/(кВтч).
Учитывая, что приводные объемные компрессоры (ПОК) уве-
личивают давление нагнетаемого воздуха в зависимости от роста
противодавления, снижение подачи воздуха в цилиндры в этом
случае происходит в меньшей степени, но растет мощность, по-
требляемая компрессором, а вследствие этого и расход топлива
дизелем. На рис. 42 представлен ПОК второй ступени наддува
дизеля 14Д40 со сжатием вне компрессора. ПОК имеет два ротора
с тремя спиральными лопастями, что обеспечивает более равно-
мерную подачу воздуха и снижение шума при нагнетании воздуха.
Роторы отлиты из алюминиевого сплава (внутри их вставлены
стальные валы при отливке), при вращении не соприкасаются
друг с другом, а также с корпусом и торцовыми плитами. Фикса-
ция роторов относительно Друг друга и передача вращающего мо-
мента производятся стальными синхронизирующими шестернями
связи, изготовленными по 1-му классу точности. Корпус отлит из
алюминиевого сплава. В нем имеются каналы для прохода возду-
ха и расточки, в которых вращаются роторы. С торца корпус за-
крыт плитами, образующими опоры под подшипники роторов. Пли-
мента производятся стальными синхронизирующими шестернями
Масло подается только к подшипникам качения и шестерням. При-
вод компрессора осуществляется через торсионный вал и упругую
муфту. Аналогичный компрессор с приводом от верхнего коленча-
того вала применяется для продувки дизеля 2Д100. На привод
компрессора расходуется 176 кВт.
11. Охладители наддувочного воздуха
Охлаждение наддувочного воздуха после компрессора — один
из основных способов повышения мощности, экономичности и
надежности работы дизелей с наддувом. Из всех известных спо-
собов охлаждения наддувочного воздуха (поверхностные возду-
хоохладители, испарительного типа с впрыском воды, частичным
расширением в цилиндре и др.) в тепловозных дизелях практиче-
ски применяются поверхностные воздухоохладители. В этих
воздухоохладителях по одну сторону поверхности циркулирует
сжатый воздух, а по другую—охлаждающая вода (реже атмо-
сферный воздух).
На тепловозных дизелях наибольшее распространение получи
ла система с промежуточным теплоносителем — водой (рис. 44).
В этой системе теплопередаюшая поверхность разделена на две
части — два теплообменника О и Р, которые могут находиться
124
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