/
Author: Кузьмич В.Д.
Tags: тяга поездов на железных дорогах подвижной состав тепловозы железнодорожный транспорт
ISBN: 5-277-00920-5
Year: 1991
Text
Тепловозы ОСНОВЫ ТЕОРИИ И КОНСТРУКЦИЯ Под редакцией доктора техн, наук В. Д. КУЗЬМИЧА ИЗДАНИЕ ВТОРОЕ. ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ Утверждено Главным управлением кадров и учебных заведений МПС в качестве учебника для учащихся техникумов железнодорожного транспорте МОСКВА «ТРАНСПОРТ» 1991
УДК 629.424.1 (075.32) Тепловозы: Основы теории и конструкция: Учеб, для техникумов/В. Д. Кузьмич, И. П. Бородулин, Э. А. Пахомов и др.; Под ред. В. Д. Кузьмича.—2-е изд., перераб. и доп.—М.: Транспорт, 1991.—352 с. Приведены основы гидравлики, технической термодинамики и теории теплопередачи. Описана работа основных узлов тепловоза. Отражены особенности конструкций новых отечест- венных тепловозов. 1-е изд. вышло в 1982 г. Для учащихся техникумов железнодорожного транспорта, может быть полезен работникам железнодорожного транспорта, связанным с ремонтом, эксплуатацией и обслуживанием тепло- возов. Рис. 281, табл. 13, библ. 17 назв. Рецензент Б. С. Шванштейн Заведующий редакцией В. К. Тихонычева 3202030000-128 Т ----------------- 049(01)-91 ISBN 5-277-00920-5 КБ-11-91-1991 8 Издательство «Транспорт», 1982 Коллектив авторов, 1991, с изменениями н дополнениями
ОТ АВТОРОВ Первое издание учебника* вышло 9 лет назад и встретило положи- тельные отзывы преподавателей, уча- щихся и специалистов-практиков. Об этом свидетельствует тот факт, что тираж учебника, несмотря на его не- бывалые размеры для специальной литературы такого вида (35 тыс. экз.), разошелся полностью букваль- но за год. Это побудило авторов подготовить второе издание учебни- ка. Оно отличается некоторыми уточ- нениями и дополнениями. Авторы благодарны преподавате- лям Даугавпилсского, Кременчугско- го, Саратовского, Московского им. Дзержинского техникумов Не- федову Н. П., Семикозу Ю. В., Ханенко Б. И. и другим, приславшим рецензии с предложениями по содер- жанию переиздаваемого учебника. К сожалению, многие предложения, с которыми согласны и авторы, принять не удалось, так как они были связаны с необходимостью увеличе- ния объема книги. Сложность тепловоза как машины требует рассмотрения в ограничен- * Тепловозы. Основы теории и конструкция. М/. Транспорт, 1982. 317 с. ном объеме учебника широкого круга технических вопросов. Разнообразие конструкции различных серий оте- чественных тепловозов, различия их узлов, усилившиеся за последнее вре- мя, не давали возможности привести в учебнике более полные описания (хотя бы краткие) даже основных типов эксплуатируемых тепловозов, так как это потребовало бы непомер- но большого объема, нереального для учебника. Поэтому в книге более подробно рассматриваются общие принципы работы и устройства теп- ловозов и их узлов. Конструкция локомотивов рас- смотрена в основном на примере серийных грузовых тепловозов типа 2ТЭ10 (2ТЭ10М, 2ТЭ10В, 2ТЭ10Л) с двухтактным дизелем и электри- ческой передачей постоянного тока. Рассмотрены также основы конструк- ции тепловозов 2ТЭ116 с четырех- тактным дизелем и передачей пере- менно-постоянного тока, которые должны послужить принципиальной основой для создания локомотивов большей мощности. В ряде случаев отражены особенности других серий тепловозов, представляющие интерес с точки зрения изучения конструк- ции, тенденций ее развития.
ВВЕДЕНИЕ Типы локомотивов. Тепловоз является одним из возможных типов локомотивов. Локомотивами называются транс- портные машины, предназначенные для создания движущей силы (силы тяги), под действием которой по рельсовым путям железных дорог могут перемещаться составы вагонов с грузами и пассажирами. Железные дороги как вид транс- порта в современном понимании воз- никли более 170 лет назад. История железнодорожного транспорта на- чинается с появлением первых локо- мотивов, которые превратили обыч- ные рельсовые пути, каких уже в кон- це XVIII и начале XIX веков было много в горной промышленности, в транспортную систему — железную дорогу. На железных дорогах использо- вались и используются локомотивы различных типов: паровозы, тепло- возы, электровозы и др. Тип локомо- тива определяется устройством и принципом действия его энергетиче- ской установки — первичного двига- теля, который преобразует внутрен- нюю (химическую) энергию топлива в механическую работу вращения движущихся колес. Первым историческим типом локо- мотивов был паровоз. Он возник в результате усилий многих талантли- вых инженеров и изобретателей в первой трети XIX века. В августе 1834 г. была закончена постройка первого русского паровоза. Его соз- дателями были талантливые меха- ники Мирон Ефимович Черепанов и его отец Ефим Алексеевич. Более 100 лет паровоз был символом же- лезной дороги, ее единственным тя- говым средством. На паровозах внутренняя хими- ческая энергия топлива (угля или 4 нефти) преобразуется в механичес- кую посредством паросиловой уста- новки, состоящей из парового кот- ла — генератора энергии — и паро- вой машины — двигателя. Такое пре- образование энергии связано с боль- шими потерями теплоты. В связи с этим паровозы работают очень не- экономично. Их коэффициент полез- ного действия (к.п.д.) составляет всего 5—7 %. Иными словами, толь- ко 5—7 % энергии, содержащейся в топливе, используется для движения поезда, вся остальная энергия рас- сеивается в атмосферу и теряется безвозвратно. Поэтому паровозы во второй половине нашего века повсе- местно во всем мире заменены (или заменяются) более современными ло- комотивами: электровозами и тепло- возами. Тепловозами называются локомо- тивы, у которых роль силовой уста- новки выполняют тепловые двигате- ли, а именно поршневые двигатели внутреннего сгорания (д.в.с.) — ди- зели. Преобразование химической энергии топлива в механическую работу в таком двигателе проис- ходит в отличие от паросиловой установки в ограниченном, замкну- том объеме внутри цилиндра (внут- реннее сгорание топлива, в отличие от внешнего — в топке паровоза), что значительно снижает потери и обеспечивает более высокую эффек- тивность локомотива. СССР — родина тепловозострое- ния. В рождении самой идеи теплово- за как локомотива с более совершен- ным, чем паровая машина, тепловым двигателем, в развертывании научно- исследовательских работ и постройке первых тепловозов большую роль сы- грала наша страна. Русские инже- неры и ученые оценили преимущест- ва такого локомотива над паровоза-
ми и начали работать над созданием тепловоза еще в конце прошлого столетия. В 1905 г. Н. Г. Кузнецов и А. И. Одиицов разработали проект локо- мотива с двигателями внутреннего сгорания и электрической переда- чей. Проект Кузнецова и Одинцова был оригинален во многих отноше- ниях. Ряд решений этого проекта (тележечный тип локомотива, элект- рическая передача и т. д.) и сейчас используется в тепловозостроении. В последующие дореволюционные годы несколько различных проектов неф- тевозов (дизельных локомотивов) было предложено инженерами заво- дов и железных дорог России. В частности, подробно был разработан проект тепловоза в 1909 г. Коломен- ским машиностроительным заводом, в 1912 г. была закончена работа над проектом нефтевоза непосредст- венного действия на Ташкентской железной дороге (инженеры Ю. В. Ломоносов и А. И. Липец). Проблему тепловозостроения активно изучали ученые Московского высшего техни- ческого училища (МВТУ) В. И. Гри- невский, Б. М. Ошурков, А. Н. Ше- лест. Однако ни один из этих проектов не мог быть осуществлен в условиях царской России. Кстати, в то время не удалось осуществить и попытку создания тепловоза за рубежом. Тепловоз непосредственного дей- ствия, построенный в Германии в 1912—1914 гг., по проекту известных фирм Зульцер и Борзиг, в разработке которого принимал участие сам изоб- ретатель двигателя — Р. Дизель, оказался неработоспособным. Только после победы Великой Октябрьской социалистической ре- волюции стал возможным практичес- кий подход к созданию нового типа локомотива. По инициативе Владимира Ильича Ленина, обратившего внимание на преимущества тепловозов по сравне- нию с паровозами, которые в нашей стране для восстановления желез- нодорожного транспорта в те годы приходилось заказывать за границей, 4 января 1922 г. было принято спе- циальное решение высшего народно- хозяйственного органа страны — Со- вета Труда и Обороны, которое отмечало особую важность развития тепловозостроения для нашей стра- ны. Это постановление положило начало практической работе по со- зданию тепловозов. Строительство первых тепловозов было решено на- чать за границей в счет заказов на паровозы. Эту работу проводила советская железнодорожная миссия под руководством проф. Ю. В. Ломо- носова. Одновременно по предложению проф. Я- М. Гаккеля, работавшего в Петроградском электротехничес- ком институте, было начато строи- тельство тепловоза по его проекту силами петроградских заводов («Красный путиловец», Балтийский, «Электрик»). Постройка двух первых в мире теп- ловозов с электрической передачей была завершена в конце 1924 г. Тепловоз по проекту Я- М. Гаккеля, построенный в Ленинграде, получил наименование Щзл1 (его мощность примерно соответствовала мощности четырехосного паровоза Щ). Тепло- воз Ээл2, построенный в Германии под руководством Ю. В. Ломоносова, был несколько мощнее и эквивален- тен пятиосным паровозам Э. В 1925 г. эти тепловозы уже на- чали работать на наших железных дорогах. На ст. Люблино была со- здана опытная тепловозная база для их эксплуатации и обслужива- ния. С 1930 г. базой отечественного тепловозостроения стал Коломенский паровозостроительный завод, на ко- тором серийно выпускались тепло- возы серии Ээл (было построено около 30 тепловозов). Впервые в мире в 1931 г. в СССР на участке Ашхабадской дороги была введена тепловозная тяга, в Ашхаба- де было организовано первое тепло- возное депо. Эксплуатация опытно- го тепловозного участка подтвердила 5
существенные преимущества тепло- возов над паровозами, особенно в безводных условиях. Так начала развиваться тепловоз- ная тяга, в настоящее время наибо- лее распространенная на железных дорогах мира. Развитие тепловозостроения в СССР. Сразу же после окончания Ве- ликой Отечественной войны на базе Харьковского завода транспортного машиностроения (ХЗТМ) началась постройка новых тепловозов серии ТЭ1 с электрической передачей, а с 1949 г.— двухсекционных теплово- зов ТЭ2. В 1953 г. заводом была разработана конструкция и построен первый двухсекционный тепловоз ТЭЗ мощностью 2000 л. с. в каждой секции. С 1955 г. он стал выпускать- ся серийно. Тепловозная тяга особенно широко начала внедряться на наших же- лезных дорогах с 1955—1956 гг. Раз- витие народного хозяйства страны и рост грузооборота железных дорог вызвали необходимость дальнейшего расширения производства и повыше- ния мощности тепловозов. В 1956 г. было признано необходимым пре- кратить строительство паровозов и приступить к широкому внедре- нию на железнодорожном тран- спорте новых типов локомотивов: тепловозов и электровозов. В резуль- тате в 1956—1970 гг. на железных дорогах страны была проведена коренная техническая реконструкция тяги. Для ее обеспечения на произ- водство тепловозов были переведены крупнейшие в стране предприятия транспортного машиностроения: Луганский (Ворошиловградский — ВТЗ), Коломенский (КТЗ) и Брянс- кий (БМЗ) заводы. С 1957 г. три завода — ХЗТМ, ВТЗ и КТЗ — одновременно в кооперации с заводом «Электротяжмаш» серий- но строили тепловозы ТЭЗ. К тепло- возостроению были привлечены так- же Людиновский, Калужский, Му- ромский и другие заводы. В настоящее время Луганский завод — производственное объеди- нение (ПО) «Лугансктепловоз» — специализирован на производстве мощных грузовых тепловозов. ПО «Коломенский завод» выпускает пассажирские тепловозы, Брянский и Людиновский заводы — маневро- вые тепловозы, Муромский— про- мышленные. За прошедшие годы возросла мощ- ность выпускаемых промышлен- ностью тепловозов. Основу локомо- тивного парка страны сегодня со- ставляют тепловозы мощностью 2200 кВт (3000 л. с.) в секции: грузовые типов 2ТЭ10 и 2ТЭ116, пассажирские типа ТЭП60.
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ТЕПЛОВОЗАХ 1.1. ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ И УСТРОЙСТВО ТЕПЛОВОЗА Принцип действия и основные узлы тепловоза. Важнейшей частью любого тепловоза является его пер- вичный двигатель — дизель. Дизель преобразует внутреннюю химическую энергию топлива в механическую энергию вращения коленчатого вала. Свойства дизеля как двигателя не в полной мере соответствуют требо- ваниям поездной работы локомоти- ва, его переменным режимам работы. Мощность дизельного двигателя пря- мо пропорциональна частоте враще- ния его коленчатого вала (при не- изменной подаче топлива). Для локомотива более полезной являет- ся работа двигателя на постоянном режиме — обычно при максимальной (номинальной) частоте вращения ко- ленчатого вала, когда дизель раз- вивает наибольшую мощность. Что- бы обеспечить возможность работы дизеля с постоянной частотой вра- щения вала при любых режимах движения поезда, энергия от вала двигателя передается колесным па- рам, скорость вращения которых при движении должна меняться не непосредственно, а через специаль- ные промежуточные устройства, на- зываемые передачей. Передача при- спосабливает дизель к условиям работы на локомотиве. На тепло- возах применяются главным образом электрические или гидравлические передачи. При электрической передаче (рис. 1.1, а) механическая энергия вра- щения коленчатого вала дизеля 1 сообщается электрическому тяговому генератору 2, который преобразует ее в электрическую. Электрическая энергия от генератора поступает в тяговые электрические двигатели 3, которые кинематически связаны с движущими колесными парами 4 и приводят их во вращение. На тепловозах с гидравлической передачей (рис. 1.1, б) энергия дизеля 1 затрачивается на привод гидравлического насоса 2, сообщаю- щего энергию жидкости, которая циркулирует в замкнутом контуре. Поступая в гидравлическую турби- ну 5, поток жидкости передает на ее лопатки свою кинетическую энер- гию и вращает вал ротора турбины, а вместе с ним и колесные пары 4 тепловоза. К основным частям тепловоза, по- мимо дизеля и передачи, можно от- нести вспомогательное оборудование и экипажную часть. Экипажная часть тепловоза со- стоит из кузова, главной рамы с Рис. 1.1. Схемы размещения основного оборудования и преобразования энергии на тепловозах: а — с электрической передачей; б — с гидравлической передачей 7
ударно-сцепными устройствами (ав- тосцепками) и тележек с колесны- ми парами и упругим рессорным подвешиванием. Главная рама тепловоза служит основанием для размещения сило- вой установки и вспомогательного оборудования. Она передает их вес через колеса на рельсы. Кроме того, рама передает продольные тяговые усилия от ведущих осей к составу. Кузов размещается также на раме и защищает оборудование теплово- за от внешних воздействий. Кузова тепловозов бывают двух типов (рис. 1.2): вагонного или закрытого (обыч- но у магистральных тепловозов) и капотного (у маневровых теплово- зов). В первом случае кузов обра- зует машинное помещение с внут- ренними проходами для обслужи- вания силовой установки; во вто- ром — капот накрывает оборудова- ние тепловоза, доступ к которому снаружи обеспечивается через боко- вые дверцы. Для возможности прохо- да обслуживающего персонала на те- пловозе с капотным кузовом устраи- вают продольные (с обеих сторон) и поперечные (по концам рамы) площадки. Колесные пары большинства со- временных тепловозов размещены в тележках, двух- или трехосных1, которые могут поворачиваться отно- сительно опирающейся на них глав- ной рамы. Такое устройство эки- пажной части облегчает прохожде- ние тепловозом кривых участков пу- ти. У некоторых промышленных теп- ловозов малой мощности движущие колесные пары соединяются непо- 1 Термин «ось» в транспортной технике употребляется в двух значениях. Буквально «ось» — это одна из деталей колесной пары, объединяющая два колеса в одно целое и воспринимающая вес локомотива или вагона. Однако часто это слово используется в более общем переносном смысле. Под «осью» подразумевается колесная пара, единичная точка опоры подвижного состава на рельсы. Именно в этом смысле говорят «шестиосный локомотив», «восьмиосный вагон», «трехос- ная тележка», «нагрузка на ось (или от оси иа рельсы)» и т. д. 8 средственно с главной рамой (эки- паж в жесткой раме). Вспомогательное оборудование обеспечивает нормальную работу дизеля, передачи и экипажной части, а также тепловоза в целом. К нему относятся топливная, водяная и масляная системы дизеля, его уст- ройства охлаждения и воздухо- снабжения, а также системы охлаж- дения и вспомогательные устройства передачи, песочная система экипажа, воздушная (тормозная) система теп- ловоза, система пожаротушения и т. п. Топливная система обеспечивает питание дизеля жидким топливом. Она состоит из топливных баков, вспомогательных подкачивающих насосов, топливных фильтров, топ- ливоподогревателей, основных топ- ливных насосов и форсунок, рас- пиливающих топливо в цилиндрах дизеля. Система водяного охлаждения ди- зеля (водяная система) служит для отвода теплоты от его цилиндров и включает в себя циркуляционный водяной насос и радиаторы, в ко- торых теплота от воды передается атмосферному воздуху. Для более интенсивного отвода теплоты от ра- диаторов воздух через них прого- няется принудительно — специаль- ным вентилятором. Масляная система дизеля, состоя- щая из насосов, фильтров для очистки масла и охлаждающих уст- ройств (радиаторов или теплообмен- ников), служит для подачи смазки масла к трущимся частям дизеля, а также частично и для отвода теплоты от них, а в некоторых случаях и от поршней дизеля. Воздушная система тепловоза (тормозной компрессор, главные и запасные резервуары сжатого возду- ха и др.) обеспечивает работу тор- мозных средств всего поезда, а также ряда вспомогательных устройств теп- ловозов. Системы воздухоснабжения и воз- душного охлаждения состоят из агре- гатов, предназначенных для подачи
воздуха (воздуходувки и нагнета- тели — для дизеля, вентиляторы — для охлаждения электрических ма- шин), воздухозаборных устройств (окна, жалюзийные решетки), воз- духоочистителей и воздуховодов. Общее устройство современных тепловозов рассмотрим на примере магистральных тепловозов типа 2ТЭ10 (2ТЭ10Л, 2ТЭ10В, 2ТЭ10М), наиболее распространенных серий- ных грузовых тепловозов СССР в настоящее время. Тепловоз имеет электрическую передачу постоянного тока и состоит из двух одинаковых секций (рис. 1.3), соединенных меж- ду собой стандартной автосцепкой 21. Каждая секция с кузовом 12 ва- гонного типа имеет свою кабину машиниста 2 с пультом управления 1 и в случае необходимости может использоваться в качестве самостоя- тельного локомотива. При совмест- ной работе обе секции управляются с поста управления головной секции. Источником энергии на тепловозе служит двухтактный дизель типа 1 ОД 100 мощностью 2200 кВт. Основ- ная часть энергии дизеля 13 пере- дается тяговому генератору 9, вал якоря которого соединен при помощи Рис. 1.2. Тепловозы с различными типами кузова: а—вагонного; б--капотного полужесткой пластинчатой муфты с коленчатым валом дизеля. Тяговый генератор преобразует механическую энергию вращения вала дизеля в электрическую. Дизель с генерато- ром, установленные на общей под- дизельной раме 10, представляют собой единый силовой агрегат — дизель-генератор. Дизель-генератор, являющийся наиболее тяжелой частью тепловоза, расположен на главной раме 26, в ее средней части. Это необходимо для равномерного распределения на- грузок на колесные пары 23, которые объединены в две одинаковые трех- осные тележки 25. Рис. 1.3. Схема размещения основных узлов на секции тепловоза 2ТЭ10 9
Рама 26 опирается на каждую тележку 25 в четырех точках (бо- ковых опорах). Центральный шкво- рень, соединяющий раму с тележкой, является осью поворота тележки от- носительно рамы и передает только горизонтальные усилия. Все оси тепловозов (см. сноску к с. 8) движущие. На оси каж- дой колесной пары 23 подвешен тя- говый электродвигатель 22. Тяговые электродвигатели питаются током от тягового генератора 9. Они преоб- разуют электрическую энергию в механическую и через зубчатые пере- дачи (редукторы) приводят во вра- щение колесные пары 23. Для привода агрегатов вспомога- тельного оборудования мощность от вала дизеля отбирается через перед- ний 6 и задний 15 редукторы. В частности, с передним редуктором 6 связаны тормозной компрессор 4 и двухмашинный агрегат 3, состоящий из возбудителя, питающего обмотку главных полюсов тягового генерато- ра, и вспомогательного генератора, являющегося на тепловозе источни- ком низкого (75 В) напряжения для цепей управления, освещения и т. п. От заднего редуктора 15 через гидроредуктор 19 приводится венти- лятор охлаждающего устройства 17. Последний просасывает воздух через радиаторы для охлаждения воды, состоящие из отдельных секций 18. Сёкции (различной величины) распо- ложены в два яруса с обеих сторон шахты холодильника 20. Нагретый воздух вентилятор выбрасывает вверх через крышу тепловоза. Между кабиной машиниста 2 и машинным помещением по обеим сто- ронам от центральной двери нахо- дятся высоковольтные камеры 7, в которых размещена большая часть электрических аппаратов. По обеим сторонам дизеля под полом расположены элементы акку- муляторной батареи, которая исполь- зуется для пуска дизеля. Роль пус- кового двигателя (стартера), рас- кручивающего вал дизеля, играет при этом тяговый генератор. На его 10 полюсах размещена дополнительная пусковая обмотка, которая при пуске включается последовательно с обмоткой генератора на напряже- ние аккумуляторной батареи. Генег ратор, таким образом, оказывается временно в режиме электродвигателя последовательного возбуждения. Когда вал дизеля достигнет необ- ходимой частоты вращения и дизель начнет работать, пусковая цепь раз- мыкается. После этого тяговый гене- ратор, приводимый дизелем, может сам вырабатывать электрическую энергию. При работе дизеля аккуму- ляторная батарея заряжается от вспомогательного генератора. Запас топлива хранится в баке 24, подвешенном к главной раме в сред- ней ее части. Воздух для дизеля засасывается из атмосферы через воздухоочистители, расположенные в боковых стенках кузова с обеих сторон тепловоза, турбокомпрессора- ми 14 и центробежным нагнетате- лем 11, работающими последователь- но, и через воздухоохладитель на- гнетается в цилиндры дизеля. Про- дукты сгорания (газы) из цилиндра отводятся через турбины турбокомп- рессоров 14, глушители, находящие- ся на противоположном от генера- тора торце дизеля, и выхлопные патрубки на крыше кузова в ат- мосферу. Тяговые электрические машины, в обмотках которых при работе вы- деляются большие количества теп- лоты, охлаждаются воздухом. Для охлаждения генератора служит спе- циальный вентилятор 8, связанный с верхним валом дизеля. Охлаждение тяговых электродвигателей обеспе- чивается вентиляторами 5 и 16. Они приводятся во вращение от вала дизеля соответственно через перед- ний 6 и задний 15 редукторы. Каж- дый вентилятор подает воздух в три двигателя одной тележки. Воздух подводится к двигателям по каналам в раме тепловоза и затем по гибким брезентовым рукавам. На привод вспомогательных агре- гатов тепловоза затрачивается зна-
чительная мощность — 160—230 кВт на секцию (вентиляторы охлажде- ния тяговых электродвигателей — по 15 кВт, вентилятор тягового гене- ратора—18 кВт, вентилятор холо- дильника— 90—120 кВт, в зависи- мости от режима, тормозной комп- рессор — до 45—60 кВт). С учетом потерь в передаче мак- симальная полезная (так называе- мая касательная) мощность тепло- воза 2ТЭ10В, имеющего дизели об- щей мощностью 4400 кВт (6000 л. с.), составляет примерно 3400 кВт. Наи- большая (конструкционная) ско- рость тепловоза 100 км/ч. Магистральные грузовые теплово- зы с электрической передачей (ТЭЗ, 2ТЭ116) имеют в основном такое же, как на тепловозе типа 2ТЭ10, распо- ложение силового и вспомогатель- ного оборудования, но имеют конст- руктивные отличия. 1.2. КЛАССИФИКАЦИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЕПЛОВОЗОВ Тепловозы классифицируются по ряду различных признаков. Наиболее важным является разделение тепло- возов по следующим признакам. По роду службы (виду выполняе- мой работы) они делятся на грузо- вые, пассажирские, универсальные (предназначенные для выполнения различной работы, например, грузо- пассажирские, маневре во-вывозные и т. п.), маневровые и промышлен- ные. Назначение тепловоза отража- ется на его характеристиках, кон- струкции передачи и экипажной части. Современные тепловозы по типу передач делятся на тепловозы с электрической и гидравлической пе- редачами. Электрические передачи могут быть постоянного, переменно- постоянного и переменного тока. Промышленные тепловозы малой мощности выполняют и с механи- ческой передачей. По устройству ходовых частей различаются тепловозы тележечного типа, аналогичные рассмотренным выше тепловозам типа 2ТЭ10, и теп- ловозы с осями в жесткой раме (бестележечные). Почти все совре- менные тепловозы тележечного типа. Тепловозы делятся также: по ши- рине рельсовой колеи — на теплово- зы нормальной колеи — 1520 мм в СССР и 1435 мм во многих зару- бежных странах — и узкоколейные (ширина колеи от 600 до 1000— 1100 мм); по числу секций—на одно-, двух- и многосекционные. Односекционные тепловозы часто имеют две кабины управления, двух- секционные — по одной на секцию. У многосекционных тепловозов про- межуточные секции вообще могут не иметь кабин машиниста, так как управляются с головных секций. Серии тепловозов, т. е. группы тепловозов, построенных по одним и тем же проектам, на железных дорогах СССР принято обозначать сочетанием заглавных букв русского алфавита и цифр. В большинстве случаев обозначе- ние начинается с буквы Т («теп- ловоз») ; вторая буква, как правило, характеризует тип передачи (Э — электрическая, Г — гидравличес- кая); третья—обычно говорит о назначении тепловоза (П — пасса- жирский, М—маневровый, у гру- зовых тепловозов третья буква в се- рии отсутствует). Цифры обозначают номер серии тепловоза, для поездных тепловозов обычно указывающий также и на завод-изготовитель. Но- мера серий от 1 до 49 отводились ма- гистральным тепловозам, спроекти- рованным Харьковским заводом транспортного машиностроения им. В. А. Малышева. Номера от 50 до 99 присваиваются тепловозам разработ- ки Коломенского тепловозострои- тельного завода им. В. В. Куйбыше- ва (ныне ПО «Коломенский завод»), а номера выше 100 входят в серии локомотивов Ворошиловградского тепловозостроительного завода им. Октябрьской революции (ныне ПО «Лугансктепловоз»). Таким образом, обозначение ТЭЗ 11
расшифровывается так: грузовой тепловоз с электрической передачей третьей серии, спроектированный Харьковским заводом; обозначение ТГ102—тепловоз с гидравлической передачей, грузовой 102-й серии Ворошиловградского завода; ТЭП70 — тепловоз с электрической передачей пассажирский постройки Коломенского завода; ТГМЗ и ТЭМ5 — тепловозы маневровые со- ответственно с гидравлической и электрической передачами (в сериях маневровых и узкоколейных тепло- возов цифра обозначает только порядковый номер модели). Цифра перед буквенным обозна- чением означает число секций много- секционного тепловоза, созданного на базе основной серии (например, 2ТЭП60 — двухсекционный пасса- жирский тепловоз, ЗТЭ10М — трех- секционный грузовой). Буква после номера серии указывает либо на мо- дернизированный вариант (М), либо на завод-изготовитель, если первона- чальный проект тепловоза разрабо- тан другим заводом. Так, тепловоз 2ТЭ10В создан Ворошиловградским заводом на базе односекционного тепловоза ТЭ10 Харьковского завода (серия 2ТЭ10Л разрабатывалась ра- нее, когда завод, как и в настоящее время, назывался Луганским). В обозначения серий тепловозов, работающих в СССР, но построен- ных за рубежом, введена буква, указывающая на страну-изготови- тель. Так, серии ЧМЭ2 и ЧМЭЗ озна- чают маневровые тепловозы с элект- рической передачей, построенные в Чехословакии. Одной из важных характеристик каждого тепловоза, как и любого локомотива, является его осевая фор- мула. Она характеризует число, рас- положение и назначение осей локомо- тива. Для тепловозов тележечного типа осевая формула представляет сочетание цифр, число которых соот- ветствует числу тележек, а каждая цифра показывает число осей в те- лежке. Например, шестиосный тепло- воз ТЭП70 имеет осевую формулу Зо—Зо, которая показывает, что у тепловоза две трехосные тележки (рис. 1.4, а). Знак «—» (тире) означает, что тележки не соединены между собой (несочлененные), а индекс «0» у цифр показывает, что каждая ось имеет индивидуальный (отдельный) привод (тяговый элект- родвигатель). Для двухсекционного тепловоза 2ТЭ10В (рис. 1.4,6), у которого секции сцеплены между собой, осевая формула выглядит так: Зо—Зо + Зо—Зо или 2(30—Зо). Для тепловозов нетележечного типа в осевой формуле последова- тельно перечислено число осей бегун- ковых, ведущих (сцепных) и поддер- живающих. Например, 0—3—0 (рис. 1.4, в) — бегунковых осей нет, веду- щих три, поддерживающих нет, привод групповой (тепловоз ТГМ1); 2—5о—1 (рис. 1.4, г) —две бегун- ковые оси, пять ведущих с индиви- дуальным приводом, одна поддержи- вающая (тепловоз Ээл довоенной постройки). За рубежом в осевых формулах тепловозов число ведущих осей в тележках обозначают не цифрой, а буквой, подразумеваемый поряд- ковый номер которой в латинском алфавите соответствует числу осей (А — одна ось, В — две, С — три, D—четыре). Следовательно, обо- значение Со—Со (или, просто, С— С) будет соответствовать рассмот- а) (tl°fa-3Do'3°'O} V Зо-Зо^Зо-Зо 2(з,-з.) 6) о-з-о г) г-50-1 Рис. 1.4. Осевые формулы тепловозов: а—Зо—Зо (ТЭП70); б — 2(30 —Зо) или Зо—Зо + Зо—Зо (2ТЭ10В, 2ТЭ116); в —0—3-0 (ТГМ1); г- 2—5о—1 (Э“) 12
ренной выше формуле Зо—Зо. (Во Франции принято буквы писать слит- но: ВВ, СС). Наличие же бегунковых или поддерживающих осей обозна- чается также цифрами. В некоторых странах применяют колесные формулы, в которых цифры указывают на число колес, а не осей. Написанная по этому принципу ко- лесная формула тепловоза Ээл выгля- дит так: 4—10—2, т. е. все цифры удвоены по сравнению с осевой фор- мулой. К характеристикам локомотивов относятся также осевая нагрузка, служебный и сцепной вес, а также габарит. Осевая нагрузка (или, точнее, нагрузка от оси на рельсы) харак- теризует статическое воздействие ло- комотива на железнодорожный путь. Для магистральных локомотивов, эксплуатирующихся на железных дорогах СССР, наибольшие допусти- мые нагрузки на рельсы составляют 225 кН. У новых локомотивов, уже разработанных промышленностью, осевые нагрузки достигают 235 кН (электровозы ВЛ 15 и ВЛ85) и 245 кН (тепловозы 2ТЭ121 и опытный тепловоз ТЭ136). Служебным весом тепловоза назы- вается его полный вес — с локомо- тивной бригадой, полным запасом воды и масла и двумя третями запасов топлива и песка. Вес, приходящийся на движущие колесные пары и участвующий в создании силы тяги, называется сцепным весом. Так как почти у всех современных тепловозов все оси яв- ляются движущими, то для них сцеп- ной вес равен служебному. С дру- гой стороны, служебный вес равен сумме нагрузок от ведущих осей на рельсы. Габаритом называется предельное поперечное очертание (перпенди- кулярное оси пути), за пределы ко- торого не должна выступать ни одна часть локомотива как нового, так и предельно изношенного. Для локомотивов СССР стандар- том установлены габариты Т и 1Т. Наиболее распространенный габарит 1Т имеет наибольшую предельную ширину 3400 мм и высоту 5300 мм. Действительные допускаемые пре- дельные значения высоты и ширины кузова имеют меньшие значения, так как при их подсчете учитываются все возможные смещения локомоти- ва от оси пути как по горизонтали, так и по вертикали. Тепловозы, предназначенные для экспорта, вы- полняются по меньшим габаритам (например, тепловозы М62 и ТЭ109— по габариту 02-ВМ).
Г л а в a 2. ОСНОВЫ ГИДРАВЛИКИ 2.1. ГИДРОСТАТИКА Основные понятия. Гидравликой называется прикладная наука, изу- чающая законы равновесия и движе- ния жидкостей и способы их прак- тического использования. Жидкостью в физике считается тело, обладающее текучестью. Вслед- ствие слабых связей между собой частицы жидкости обладают высокой степенью подвижности. Поэтому жидкое тело в отличие от твердого не имеет собственной формы и при- нимает форму сосуда, в котором оно находится. Гидравлика состоит из двух основ- ных разделов: гидростатики и гид- родинамики. В гидростатике рас- сматриваются законы равновесия жидкостей, в гидродинамике — зако- ны их движения. С точки зрения гидравлики под термином «жидкость» понимают не только жидкие, но и газообразные тела. В связи с этим жидкости делят на капельные и газообразные. В гидравлике преимущественно рассматриваются капельно-жидкие тела, характеризующиеся очень ма- лой сжимаемостью. Однако при дав- лениях, близких к атмосферному, и газы, которые характерны большой сжимаемостью при повышении дав- ления, ведут себя как практически несжимаемые жидкости и подчиня- ются основным законам гидравлики. Особенности движения газов при иных давлениях и температурах, когда заметно проявляются их от- личия от капельных жидкостей, изучаются в аэродинамике и газовой динамике. Физические свойства жидкостей. В гидравлике используются основ- ные свойства жидкостей, изучаемые в курсах физики, а именно удельный 14 вес, плотность, сжимаемость, теп- ловое расширение и вязкость, кото- рые кратко рассмотрены ниже. Как и все физические величины, характе- ристики этих свойств могут измерять- ся в различных системах единиц измерения, из которых наиболее рас- пространена Международная систе- ма (СИ) как более универсальная. Удельным (или объемным) весом у жидкости называют вес жидкости в единице объема, т. е. отношение V=G/V, (2.1) где G — вес (сила тяжести) определен- ного количества (определенной массы) жидкости; V — объем этого количества жидкости. Размерность удельного веса в со- ответствии с формулой (2.1) равна отношению единицы силы к единице объема, т. е. Н/м3. Плотность р жидкости представ- ляет величину ее массы в единице объема: p = M/V, (2.2) где М — масса жидкости в объеме V. Размерность плотности — кг/м3. Так как вес (сила тяжести) и масса тела связаны между собой на осно- вании второго закона Ньютона (б = = Mg, где g = 9,81 м/с2 — ускорение свободного падения), то аналогично связаны между собой удельный вес и плотность: Y = pg. (2.3) Отсюда p = y/g. Поэтому размер- ность плотности представляет отно- шение размерностей удельного веса и ускорения. Удельный объем v — объем едини- цы массы—величина, обратная плотности: v = V/M=\/p. (2.4)
Его единица — м3/кг. Удельный вес, плотность и удель- ный объем капельных жидкостей и газов не являются постоянными ве- личинами, они зависят от давления и температуры. При повышении температуры жидкости ее удельный вес и плотность уменьшаются, а удельный объем увеличивается. Теп- ловое расширение жидкостей харак- теризуется температурным коэффи- циентом объемного расширения 0(, который равен отношению прираще- ния объема AV к первоначальному объему Vo и приращению темпера- туры А/ (при постоянном давлении): Размерность Р/ обратна размернос- ти температуры. Из формулы (2.5) можно опре- делить приращение объема жидкос- ти при нагревании: AV=₽/V0At (2.6) Для капельных жидкостей величи- на р( относительно невелика (для воды 0,0004 при температуре 20—100 °C) и приращение их объема при нагревании незначительно. Но все же нагревание воды в системе дизеля, объем которой составляет более 1200 л, от 20 до 90 °C изменяет эту величину на 40 л. Газы вообще характерны высокими значениями ₽/• При повышении давления удель- ный вес и плотность жидкости увеличиваются, а удельный объем уменьшается. Сжимаемость жидкос- тей характеризуется коэффициентом объемного сжатия рр, который равен относительному уменьшению объема жидкости на единицу приращения давления Др при неизменяемой температуре: 1 AV Др Уо ’ Рр (2.7) где ДУ — изменение объема (минус в формуле указывает на его уменьшение). Размерность £р обратна размер- ности давления. Рис. 2.1. Внутреннее трение в слое жидкости Уменьшение объема жидкости при сжатии ду=-рру0Ар. (2.8) Величина 0Р для капельных жид- костей также очень мала (₽р = = 0,0005, если давление измеряется в МПа), поэтому сжимаемостью капельных жидкостей обычно можно пренебрегать (их считают в гидрав- лике несжимаемыми). Необходимо отметить также, что жидкости прак- тически не сопротивляются растяже- нию. Вязкость — свойство жидкости оказывать сопротивление относи- тельному перемещению ее частиц. Предположим, жидкость (масло) заполняет тонкий зазор между вра- щающимся валом А и неподвижным подшипником Б (рис. 2.1). Опыт показывает, что частицы жидкости, непосредственно соприкасающиеся с граничными стенками, как бы прили- пают к ним и имеют одинаковую с ним скорость. Следовательно, слой жидкости, примыкающий к валу А, будет перемещаться со скоростью вала и, а слой, соприкасающийся с подшипником, будет неподвижен. Таким образом, скорость промежу- точных слоев жидкости в зазоре будет различной и каждый из них будет перемещаться (сдвигаться) относительно соседних слоев. Внут- реннее трение в жидкости оказы- вает сопротивление такому сдвигу с силой F по площади сдвига S. Удельная сила трения т («тау») — напряжение сдвига: Г Д“ , с, ГЛ т = Т=(1а/Г’ <2-9) 15
где ц («мю») — динамическая вязкость; \u/\h — градиент скорости в слое жид- кости: отношение разности скоростей смежных слоев жидкости (Лм = И| —и2) к расстоянию Д/г между ними (см. рис. 2.1). Единица измерения р, — Н-с/м2, или Па "С. Эта единица очень зна- чительна по своему размеру. По- этому применяют дольную единицу— миллипаскаль-секунду (мПа>с). В гидравлике используется также понятие кинематической вязкости v («ню»): v = p./p, (2.10) где р — плотность жидкости. Единица измерения v — м2/с. Вяз- кость характеризует степень подвиж- ности частиц жидкости. Вода имеет низкую вязкость, нефтепродукты (различные масла, дизельное топли- во) отличаются более высокой вяз- костью. Вязкость жидкостей уменьшается при повышении их температуры. Вязкие свойства и сжимаемость жидкостей значительно усложняют рассмотрение многих вопросов их движения. Поэтому в гидравлике часто пользуются понятием идеаль- ной жидкости, т. е. условной жид- кости, не обладающей вязкостью и абсолютно несжимаемой. Такая жид- кость имеет постоянную плотность, не обладает внутренним трением и, следовательно, не оказывает сопро- тивления перемещению. Идеальных жидкостей в природе не бывает, но использование этого понятия об- легчает выяснение основных законо- Рис. 2.2. К выводу основного уравнения гидростатики: а — сосуд с жидкостью; б — элемент объе- ма жидкости 16 мерностей гидравлики, используя ко- торые применительно к реальным жидкостям, необходимо учитывать поправки на их вязкость и сжимае- мость. Основное уравнение гидростатики. В открытом сосуде с жидкостью, находящейся в покое (рис. 2.2, а), представим мысленно на глубине h площадку AS и рассмотрим условия ее равновесия. Для этого выделим элемент объема жидкости, располо- женный над площадкой (рис. 2.2, б), заменив его связи с окружающим пространством внешними силами. В горизонтальном направлении на боковую поверхность цилиндра дей- ствуют силы давления окружающей его жидкости. Они уравновешивают- ся как равные и противоположно направленные. В вертикальном направлении на элемент действуют: сила внешнего давления P — p0\S, где р0 — внешнее давление на свободную поверхность жидкости (для открытого сосуда— атмосферное давление ра — ро)', сила тяжести G массы жидкости в объеме элемента (G=y/iAS = pg/iAS). Обе эти силы действуют вниз. Од- нако элемент, как и вся жидкость в сосуде, находится в равновесии. Та- кое равновесие возможно лишь при наличии уравновешивающей силы R, действующей на площадку со сторо- ны остального объема жидкости, т. е. снизу вверх. Эту распределен- ную по площадке силу можно пред- ставить, так же как и силу внеш- него давления, в виде произведения давления на площадь: 7? = pAS. Величина p = R/\S носит название гидростатического давления. Гидростатическое давление харак- терно двумя важными свойствами: оно всегда направлено перпендику- лярно к площадке, на которую дейст- вует; величина гидростатического давления в любой точке объема жидкости не зависит от положения (угла наклона) площадки, на кото- рую оно действует (иными словами, в данной точке оно одинаково по всем направлениям).
Условием равновесия выделенного объема в вертикальном направлении будет уравнение /? — Р—G = 0 или pAS — poAS — pghAS=0. Отсюда p=po + pgh = po+yh. (2.11) Уравнение (2.11) называют основ- ным уравнением гидростатики. Оно показывает, что гидростатическое давление в любой точке внутри жидкости равно давлению на ее сво- бодную поверхность, сложенному с давлением столба жидкости, высота которого равна глубине точки, в ко- торой измеряется давление. Гидростатическое давление по формуле (2.11) называют полным, или абсолютным. Избыточное (или манометриче- ское) давление рИзб==р — po = pgh = yh. (2.12) Измерение давления. Как видно из уравнения (2.12), избыточное дав- ление совпадает с давлением столба жидкости. Это совпадение указывает на простой и удобный способ из- мерения небольших избыточных дав- лений — по высоте столба жидкости. Простейшим прибором такого типа является пьезометр (рис. 2.3, а) — вертикальная прозрачная трубка, присоединенная к сосуду с жидко- стью своим нижним концом. Верх- ний конец трубки открыт. Если в со- суде давление атмосферное—уров- ни жидкости в нем и в трубке будут одинаковы. Если же в сосуде давле- ние выше атмосферного, столб жид- кости в трубке будет выше уровня в сосуде на высоту h, которая назы- вается пьезометрической высотой и является по уравнению (2.12) ме- рой избыточного давления. Этот же способ используется в общеизвест- ном U-образном манометре (рис. 2.3, б), применяемом обычно для измерений малых давлений в воздуш- ных и газовых потоках. Если высота трубки в таких приборах не превы- шает 1 м, то наибольшее избыточ- ное давление, которое можно изме- Рис. 2.3. Измерение гидростатического давле- ния: а — пьезометр; б — U-образный манометр; в — дифференциальный манометр рить, не превышает 10 кПа. Для измерений больших давлений приме- няют манометры с ртутью, удельный вес которой в 13,6 раза больше удельного веса воды. Это позволяет или увеличить диапазон измеряемых давлений, или уменьшить высоту трубок. Для измерения разности дав- лений Ай в разных сосудах или в раз- личных участках трубопровода при- меняют дифференциальные маномет- ры (рис. 2.3, в). Для измерения высоких давлений применяют металлические маномет- ры (пружинные и мембранные). Закон Паскаля. Из основного уравнения гидростатики (2.11) сле- дует, что внешнее давление, при- ложенное к свободной поверхности жидкости, находящейся в ограничен- ном сосуде, передается в любую точку жидкости без изменения. Ины- ми словами: давление, приложенное в каком-то участке замкнутой гид- равлической системы, сообщается всей жидкости, находящейся в си- стеме. Это положение, называемое за- коном Паскаля, широко использует- ся в технике в различных гидрав- лических устройствах, предназначен- ных для «выигрыша» в силе (грузо- подъемные устройства, домкраты, прессы) или передачи силы на рас- стояние (гидропривод). Устройства, основанные на законе Паскаля, ши- роко применяются и в тепловозо- строении. Это, например, гидравли- ческое управление иглой форсунки дизеля, гидростатический привод вентиляторов, сервомотор регулято- 17
ра частоты вращения вала дизеля и т. п. Принципы их действия иллюстри- руются схемами рис. 2.4. Если соеди- нить два цилиндра диаметрами di и d2, заполненные жидкостью (рис. 2.4, а), или просто расположить два разных поршня в одном резервуаре (рис. 2.4, б), то, приложив силу Pi к поршню малого цилиндра, мы со- здадим во всей системе давление p = 4Pi/(nd2i). Под действием этого давления поршень большого цилинд- ра при перемещении способен пре- одолеть гораздо большее усилие: лс/? 4Р, лс/? / с/2\2 значение которого зависит от квад- рата соотношения диаметров этих цилиндров. Так, например, устроены гидравлические домкраты. На осно- ве этого принципа создаются гид- равлические прессы, способные раз- вивать колоссальные усилия (тысячи и десятки тысяч тонн). Схема (рис. 2.4, в) показывает передачу управляющего усилия на Рис. 2.5. К определению давления жид- кости на вертикальную стейку 1« расстояние: приложив силу Pi к поршню цилиндра А, соединенного трубопроводом с цилиндром Б, мы заставим перемещаться его поршень, несмотря на то, что цилиндры могут быть удалены друг от друга. Давление жидкости на стенку сосуда в соответствии с основным законом гидростатики неодинаково по высоте. Это наглядно видно на примере вертикального резервуара (рис. 2.5). Если просверлить в его боковой стен- ке несколько отверстий на разной высоте, то мы увидим, что вода будет вытекать из них в горизонтальном направлении и дальность струи будет тем больше, чем ниже отверстие. Этот опыт подтверждает также, что вода оказывает именно боковое дав- ление на стенку, перпендикулярное к ее поверхности. Если требуется определить силу давления жидкости на плоскую стенку сосуда, то необ- ходимо иметь в виду, что на уровне свободной поверхности давление на стенку равно внешнему давлению ро(Л = О), а на дно сосуда давление p = Po + pgH. Так как гидростатиче- ское давление по уравнению (2.11) линейно зависит от глубины, то, чтобы вычислить силу давления на всю стенку, достаточно определить сред- нее давление: pCp = Po4~pg///2 и ум- ножить его на площадь стенки. 2.2. ГИДРОДИНАМИКА Движущуюся массу жидкости для возможности анализа закономернос- тей движения в гидродинамике счи- тают состоящей из отдельных элемен- тарных струй, каждая из которых перемещается, не смешиваясь с дру- гими. Совокупность элементарных струй представляет поток жидкости. Потоки характеризуются живым се- чением и расходом. Живым сечением потока называет- ся поверхность, перпендикулярная в каждой точке сечения направлению течения жидкости в этой точке. В общем случае, когда направления
движения в отдельных элементарных струйках различны, живое сечение представляет криволинейную поверх- ность. Если направления одинако- вы — живое сечение 1-2-3-4-1 будет плоским (рис. 2.6, а). Но даже в плоском живом сечении скорости те- чения Vi в отдельных струйках, хотя и направлены одинаково, но различ- ны по величине в отдельных точках (а, Ь, ..., i, .... п) этого сечения. Картина распределения скоростей по сечению называется полем скоро- стей. Живое сечение характеризуют сле- дующие параметры: площадь живого сечения S, опре- деляемая как часть поперечного се- чения канала, ограничивающего по- ток жидкости, занятой ею (площадь 11г на рис. 2.6, а); смоченный периметр х («кап- па») — часть периметра поперечного сечения канала (1-2-3-4), которая смачивается жидкостью; гидравлический радиус /? = S/x, представляющий отношение площа- ди живого сечения к смоченному периметру. Для круглой трубы гид- равлический радиус равен четверти ее диаметра. Расходом называется количество жидкости, протекающее через живое сечение в единицу времени. Разли- чают объемный расход Q (м3/с) и Массовый М (кг/с): M=pQ. (2.13) Средняя скорость потока v пред- ставляет собой частное от деления объемного расхода на площадь жи- вого сечения (м/с): v — Q/S. (2.14) Зная среднюю скорость потока, можно определить объемный расход жидкости в нем Q = vS. (2.15) Потоки жидкости могут иметь раз- личный характер движения. Движе- ние называют установившимся, если в каждой точке потока величины скорости, давления и температуры жидкости (различные в разных точ- ках) с течением времени не меняют- ся. Несоблюдение любого из условий делает движение потока неустано- вившимся. Установившееся движение назы- вается равномерным, если поток по всей длине имеет одинаковые живые сечения и, следовательно, скорости. Уравнение неразрывности потока. Если в установившемся потоке жид- кости выделить сечения А и Б (рис. 2.6, б), то объемные расходы жид- кости в этих сечениях Qf, — Vf,SA и Рис. 2.6. Схемы потока жидкости 19
<2Б=иБ5Б должны быть одинаковы, так как поток сплошной, в нем нет никаких пустот, жидкость несжимае- ма, и между этими сечениями она никуда не расходуется и ниоткуда не поступает. Отсюда следует, что и в других сечениях неразветвленного потока расходы жидкости должны быть также одинаковы. Следовательно, Q = t)S = const. (2.16) Уравнение (2.16) называется урав- нением неразрывности потока, или уравнением постоянства расхода. По существу оно выражает общеизвест- ный закон сохранения массы. Из этого уравнения следует, что Уа/уб = '$б/За, т. е. средние скорости потока обратно пропорциональны площадям его живых сечений. На- пример, если диаметр трубы увели- чить в два раза, скорость потока уменьшится в 4 раза. Уравнение Бернулли. Рассмотрим состояние элемента установившегося потока идеальной жидкости между сечениями А и Б (см. рис. 2.6, б) через малый промежуток времени А/ (рис. 2.6, в). Ограничивающие его сечения за это время переместятся: А — в положение А' на расстояние Д/д=идД/, а Б — в положение Б' на расстояние Д/Б = иБД/. Определим изменение кинетичес- кой энергии рассматриваемого эле- мента потока при перемещении его из положения АБ в положение А'Б'. Очевидно, что кинетическая энергия основной части объема между сече- ниями Л' и Б не меняется. Различать- ся могут лишь кинетические энергии частей объема между сечениями А и А', которую рассматриваемый элемент освобождает при течении, и между сечениями Б и Б', занимае- мой вновь. Из механики известно, что кинети- ческая энергия движущегося тела равна половине произведения массы его на квадрат скорости (ЕКИН = =mv2/2). Кинетическая энергия эле- мента объема между сечениями А и А' равна 20 £KA„„ = pQA/aAy2A/2, (2.17) где pQ&t — MAt=m — масса жидкости в объеме элемента АА'; аА — коэффициент Кориолиса. Этот коэффициент компен- сирует неточность, которая возникает, если кинетическую энергию рассчиты- вать по средней скорости потока (дей- ствительная кинетическая энергия равна сумме кинетических энергий отдельных струй потока). Безразмерный коэффици- ент а представляет отношение дейст- вительной кинетической энергии к ее зна- чению, рассчитанному по средней скорос- ти. Значения а зависят от неравно- мерности скоростей потока по сечению и обычно лежат в пределах 1 —1,10. Поэтому часто величиной а в расчетах пренебрегают. Аналогично для элемента ББ' E\m = pQAtabv2b/2. (2.18) Разность этих величин, или измене- ние кинетической энергии, Д£'кин = ^-р<2Д<(аБг’Б—«а^а)- (2-19) Изменение энергии тела, как сле- дует из механики, равно работе внеш- них сил. Такими силами для элемента потока являются силы тяжести и си- лы гидростатического давления на торцовые сечения элемента. Работа силы тяжести равна произ- ведению веса тела на величину его перемещения по вертикали. Согласно уравнению постоянства расхода (2.16) массы частей потока АА' и ББ' одинаковы. Их вес равен pgQA/, а перемещение по вертикали — раз- ности ординат zA —гБ. Тогда работа силы тяжести A£g=pgQA/(zA—£Б). (2.20) Давления на торцы объема раз- личны по величине (рА=И=рБ) и про- тивоположны по знаку ( + Ра и — рБ), так как давление рБ препятст- вует течению потока. Работа сил давления АЕР — = Ра$а^1к—РбЗьА1ъ. Произведения 5АД/А и 5бД/б пред- ставляют собой части объема между сечениями А—А' и Б—Б'. По уравне- нию постоянства расхода они одина- ковы и равны каждое QAZ (напри- мер, БаД/а = 5ауаД/ = QAt).
Тогда Д£р = (Рл— РбЮЫ- (2-21) Так как А£кин = Ч” А^р, то 1-рРД/(аБг>2Б— аАг>гА) =pgQM(zA— — 2б) +(Ра—Рб) Q^t- Разделим все члены этого выраже- ния на вес рассматриваемого элемен- та потока pgQAt, т. е. будем рас- сматривать удельную энергию на единицу веса. Тогда получим (имея в виду, что y = pg): «а , Ра Рб “Б 2g “А 2g Zk 2б + т т ’ После перестановки членов имеем 2 2 , Ра , «а , Рв , vb ZA + — + «A-2J- - 2Б + — + (2.22) Выражение (2.22) называется урав- нением Бернулли для идеальной жид- кости. Это одно из важнейших урав- нений гидравлики, оно в 1738 г. впер- вые было установлено известным уче- ным Даниилом Бернулли, членом Российской Академии наук. Так как выполненное рассуждение можно провести и для любых других сечений и элементов потока, то уравнение (2.22) можно записать в более общем виде: 2 +а-^-= const. (2.23) Выражение (2.23) применительно к движению идеальной жидкости выражает закон сохранения энергии. Оно говорит о том, что удельная энергия в установившемся потоке идеальной жидкости постоянна, она не может ни увеличиваться, ни уменьшаться. Изменение одного из слагаемых должно неизбежно при- водить к изменению других слагае- мых. Рассмотрим подробнее слагаемые удельной энергии в уравнениях (2.22) и (2.23). Все они имеют ли- нейную размерность (м). Для слагае- мого z это очевидно, но нетрудно убедиться в этом и для других слагае- мых: М-21Д1-М [т] м2 Н а [ v2 ] (м/с)2 м2 • с2 И ТТТ] м/с2 ~ с2 - м ~ М’ Первый член уравнения (2.23) представляет геометрическую высоту (геометрический напор) рассматри- ваемого сечения потока над выбран- ным уровнем сравнения, для которого 2 = 0. Второй член — это гидростатичес- кое давление, выраженное высотой столба жидкости. Третий член уравнения выражает кинетическую энергию потока и назы- вается скоростным (или динамичес- ким) напором. Таким образом, каждое слагае- мое — это отдельный вид удельной энергии: z — удельная энергия вы- соты (или положения); р/у — удель- ная энергия давления; aa2/2g — удельная кинетическая энергия. Сумма всех слагаемых может быть названа полной удельной энер- гией потока И (полным напором). Следовательно, уравнение Бернул- ли можно представить в простом виде: // = const, (2.24) имея в виду, что // = 2 + ^- + -^. (2.25) Из последнего уравнения, в част- ности, следует, что при увеличении скорости течения жидкости давление в потоке уменьшается и, наоборот, уменьшение скорости потока вызы- вает повышение давления в нем. Это положение называют законом Бернулли. Уравнения (2.22) — (2.25) получе- ны для жидкости, не имеющей вяз- кости. При течении реальной жид- кости вследствие ее вязкости часть энергии затрачивается на преодоле- ние трения (внутреннего — между 21
Рис. 2.7. Графическая иллюстрация закона Бернулли Таким образом, полная удельная энергия потока реальной жидкости в любом сечении равна полной удельной энергии в любом предшест- вующем сечении за вычетом потерь давления на участке потока между этими сечениями: ЯА=ЯБ+ДЯАБ. (2.27) Рассмотрим некоторые частные случаи уравнения (2.26). Если поток движется горизонтально (zA = zB), уравнение приобретает вид Рис. 2.8. Измерение скорости потока жидкости отдельными струями потока и внеш- него—о стенки канала). Эта часть энергии, как и всякая работа сил трения, преобразуется в тепловую энергию и рассеивается в окружаю- щую среду, т. е. для механической энергии потока теряется безвозврат- но. Поэтому для реальной жидкости нельзя ограничиваться рассмотре- нием только механической энергии, для нее закон сохранения энергии надо рассматривать в общем виде. Однако чтобы не вводить чрезмер- ных усложнений, можно представить потерянную часть механической энергии в виде дополнительной по- тери давления потока вследствие трения. Тогда уравнение Бернулли для реальной жидкости можно пред- ставить на основе уравнения (2.22), включив в правую часть четвертое слагаемое АН АБ, представляющее собой необратимую потерю энергии, связанную с преодолением сопротив- лений течению потока на участке АБ: Ра “а“2а _ Рб “гХ I у + “Г" у I 2g "Т + ДЯАБ- (2.26) (2.28) Из выражения (2.28) видно, что в этом случае уменьшение скорости течения (например, если пв<пА вследствие увеличения диаметра тру- бопровода) может привести к увели- чению статического давления в точке Б по сравнению с точкой А. Если же жидкость течет в гори- зонтальном канале одинакового сече- ния (трубе), то пА — оБ. Уравнение существенно упрощается: рА —рв = = уАНАБ, т. е. в этом случае раз- ность давлений в двух точках пред- ставляет потерю давления на трение между этими точками. Ввиду того что все члены уравне- ния Бернулли имеют линейную раз- мерность, его можно наглядно пред- ставить графически, как это сделано на рис. 2.7 для участка потока АБ (см. рис. 2.6). Точки А и Б на рис. 2.7 обозначают центры тяжести соответ- ствующих сечений, а отрезки орди- нат, измеренные от условного уровня О—0,— частные и полные удельные энергии потока. Уравнение Бернулли имеет очень широкое применение в гидравличес- кой технике. На его основе рассчи- тываются гидравлические системы и машины. Оно также служит основой для проведения измерений в потоках жидкости, например для измерений скоростей, расхода и т. п. Наиболее простым устройством для измерения местной (локальной) 22
скорости жидкости является трубка Пито-Прандтля (рис. 2.8, а), пред- ставляющая комбинацию пьезометра и трубки Пито с изогнутым концом, направленной навстречу потоку (рис. 2.8, б). Трубка Пито показывает пол- ный напор жидкости в потоке (р/у + и2/2g), а пьезометрическая трубка—статический напор р/у. Таким образом, разность уровней в трубках А/г соответствует динами- ческому напору v2/2g. Следователь- но, скорость жидкости в точке изме- рения v = k-y/2g\h, (2.29) где k — тарировочный коэффициент, учи- тывающий вязкость жидкости и особен- ности конструкции и установки трубки. Изменяя положение трубки по вы- соте, можно установить распределе- ние скоростей жидкости по сечению и вычислить среднюю скорость, по которой определяется расход жид- кости. 2.3. ДВИЖЕНИЕ ЖИДКОСТИ ПО ТРУБАМ Гидравлические сопротивления. При течении жидкости по трубам ей приходится затрачивать энергию на преодоление сил внешнего и внут- реннего трения. В прямых участках труб эти силы сопротивления дейст- вуют по всей длине потока и общая потеря энергии на их преодоление прямо пропорциональна длине тру- бы. Такие сопротивления называются линейными. Их величина (потеря давления) зависит от плотности и вязкости жидкости, а также от диа- метра трубы (чем меньше диаметр, тем больше сопротивление), скорости течения (увеличение скорости уве- личивает потери) и чистоты внутрен- ней поверхности трубы (чем больше шероховатость стенок, тем больше сопротивление). Кроме трения в прямых участках, в трубопроводах встречаются допол- нительные сопротивления в виде по- воротов потока, изменений сечения, кранов, ответвлений и т. п. В этих случаях структура потока нарушает- ся и его энергия затрачивается на перестроение, завихрения, удары. Та- кие сопротивления называют местны- ми. Линейные и местные сопротив- ления являются двумя разновиднос- тями так называемых гидравличес- ких сопротивлений, определение ко- торых составляет основу расчета лю- бых гидравлических систем. Режимы течения жидкости.. В практике наблюдаются два характер- ных режима течения жидкостей: ламинарный и турбулентный. При ламинарном режиме элемен- тарные струйки потока текут парал- лельно, не перемешиваясь. Если в такой поток ввести струйку окра- шенной жидкости, то она будет продолжать свое течение в виде тонкой нити среди потока неокра- шенной жидкости, не размываясь. Такой режим течения возможен при очень малых скоростях потока. С увеличением скорости выше опре- деленного предела течение становит- ся турбулентным, вихреобразным, при котором жидкость в пределах поперечного сечения трубопровода интенсивно перемешивается. При по- степенном увеличении скорости окра- шенная струйка в потоке сначала начинает колебаться относительно своей оси, затем в ней появляются разрывы из-за перемешивания с дру- гими струями и затем вследствие этого весь поток получает равно- мерную окраску. Наличие того или иного режима течения зависит от величины отно- шения кинетической энергии потока (^-mv2=Jj-pVu2) к работе сил внут- реннего трения (Fl = I) —см. (2.9). Это безразмерное отношение ^-рЕи2/ (p,S^/) можно упростить, имея в виду, что Au пропорцио- нально v. Величины I и АЛ также 23
имеют одну и ту же размерность, и их можно сократить, а отношение объема V к поперечному сечению S является линейным размером d. Тогда отношение кинетической энергии к работе сил внутреннего трения с точностью до постоянных множителей можно характеризовать безразмерным комплексом: Re = ±^ = A (2.30) р. v ' который называется числом (или критерием) Рейнольдса в честь анг- лийского физика Осборна Рейнольд- са, в конце прошлого века экспе- риментально наблюдавшего наличие двух режимов течения. Малые значения чисел Рейнольдса свидетельствуют о преобладании ра- боты сил внутреннего трения в потоке жидкости и соответствуют ламинар- ному течению. Большие значения Re соответствуют преобладанию кинети- ческой энергии и турбулентному режиму течения. Граница начала перехода одного режима в другой — критическое число Рейнольдса — со- ставляет ReKp = 2300 для круглых труб (в качестве характерного раз- мера принимается диаметр трубы). В технике, в том числе и тепло- возной, в гидравлических (в том чис- ле воздушных и газовых) системах обычно имеет место турбулентное те- чение жидкостей. Ламинарный ре- жим бывает лишь у вязких жидкос- тей (например, масло) при малых скоростях течения и в тонких кана- лах (плоские трубки радиатора). Расчет гидравлических сопротив- лений. Линейные потери напора определяются по формуле Дарси- Вейсбаха: I п2 U xbg где X («лямбда») — коэффициент ли- нейного сопротивления, зависящий от числа Рейнольдса. Для ламинарного потока в круглой трубе X = 64/Re (за- висит от скорости), для турбулентных потоков величина X мало зависит от 24 скорости и, главным образом, опреде- ляется шероховатостью стенок труб. Местные потери напора также счи- таются пропорциональными квадра- ту скорости и определяются так: о2 ДЯ» = £-£-. (2.32) где («дзета») — коэффициент мест- ного сопротивления, зависящий от типа сопротивления (поворот, расширение и т. п.) и от его геометрических характеристик. Коэффициенты местного сопротив- ления устанавливаются опытным пу- тем, их значения приводятся в спра- вочниках. Понятие о расчете гидравлических систем. При расчете любой гидрав- лической системы решается обычно одна из двух задач: определение необходимого перепада давлений (напора) для пропуска данного рас- хода жидкости или определение рас- хода жидкости в системе при задан- ном перепаде давлений. В любом случае должна быть опре- делена полная потеря напора в си- стеме А Я, которая равна сумме со- противлений всех участков системы, т. е. сумме линейных сопротивлений' всех прямых участков трубопроводов и местных сопротивлений других элементов системы: ДИ-ХДИ. + ХДИ.-Х^зЙ + +2 (Нт)' <233» Если во всех участках трубопро- вода средняя скорость течения оди- накова, уравнение (2.33) упрощается: Д//= px^- + S^^-. (2.34) Обычно в системе имеются участ- ки, скорости течения в которых от- личаются друг от друга. В этом случае удобно привести уравнение (2.33) к другой форме, учитывая,
что расход жидкости постоянен для всех элементов системы (без ответв- лений). Подставив в условие (2.33) значения v — Q/S, получим ““S (*72&)+2(fcS)-*«’• (2.35) +*(»]- гидравлическая характеристика, или об- щий коэффициент сопротивления систе- мы. Необходимо иметь в виду, что рас- чет трубопроводов не является ре- шением задачи с одним определен- ным ответом. Его результаты зави- сят от выбора величины диаметров участков трубопровода или скоростей в них. Действительно, можно принять в расчете невысокие значения ско- ростей и получить небольшие потери напора. Но тогда при заданном расходе сечения трубопроводов (диа- метры) должны быть большими, система будет громоздкой и тяже- лой. Приняв высокие скорости тече- ния в трубах, мы уменьшим их попе- речные размеры, но при этом сущест- венно (пропорционально квадрату скорости) возрастут потери напора и затраты энергии на работу системы. Поэтому при расчетах обычно задают- ся какими-то средними, «оптималь- ными», значениями скоростей тече- ния жидкости. Для водяных систем оптимальная скорость имеет порядок примерно 1 м/с, для воздушных систем низкого давления — 8— 12 м/с. Гидравлический удар представляет собой явление, происходящее в потоке жидкости при быстром изменении скорости его течения (например, при резком закрытии задвижки в трубопроводе или остановке насоса). В этом случае кинетическая энергия потока мгновенно переходит в потенциальную энер- гию и давление потока перед задвижкой резко возрастает. Область повышенного дав- ления затем распространяется от задвижки в сторону еще не заторможенного полностью потока со скоростью, близкой к скорости звука а в этой среде. Резкое повышение давления приводит если не к разрушению, то к упругой деформации элементов трубопровода, что уменьшает силу удара, но усиливает колебания давления жидкости в трубе. Величина скачка давле- ния при полной остановке потока жидкости, имевшего скорость v, определяется по фор- муле выдающегося русского ученого — про- фессора Н. Е. Жуковского, полученной им в 1898 г.: Др = роа, где р — плотность жидкости. С целью предотвращения ударных явле- ний в крупных гидравлических системах (например, водопроводных сетях) запорные устройства выполняют так, чтобы их закрытие происходило постепенно. 2.4. НАСОСЫ И ВЕНТИЛЯТОРЫ Насосом называется гидравличес- кая машина для напорного переме- щения жидкости по трубопроводам и гидравлическим системам в резуль- тате сообщения жидкости энергии (кинетической и потенциальной). Вентиляторы предназначены для подачи воздуха или других газов под давлением (обычно до 0,15 МПа). Струйные насосы представляют со- бой устройства для нагнетания (от- сасывания) жидкой или газообраз- ной среды, увлекаемой струей жид- кости, пара или газа. Работа насоса (вентилятора) ха- рактеризуется расходом (подачей) Q жидкости или газа, напором (дав- лением) Н, к.п.д. ц и потребляемой мощностью Расходом (объемным или массовым) называется объем (масса) жидкости или газа, пере- мещаемый в единицу времени. На- пор насоса (давление, развиваемое вентилятором) — это приращение удельной энергии потока жидкости при входе и выходе из насоса (вен- тилятора) . По принципу действия насосы, применяемые на тепловозах, можно разделить на две группы: объемные, в которых жидкость перемещается за счет периодического изменения объе- ма, занимаемого ею, и динамические, преобразующие механическую энер- гию, подведенную к лопастям насоса, в энергию перемещаемой жидкости. К объемным машинам относятся поршневые, шестеренные, винтовые, роторно-поршневые насосы и ротор- ные воздушные нагнетатели, приме- няемые для наддува дизелей. По динамическому принципу рабо- 25
тают лопастные центробежные и осе- вые насосы и вентиляторы. Насосная установка (рис. 2.9) в общем случае представляет собой насос 3, всасывающий жидкость из расходного резервуара 5 по трубо- проводу 4 и подающий ее по трубо- проводу 2 в напорный резервуар 1. В насосной установке должна за- трачиваться работа для подъема жидкости на геометрическую высоту z, представляющую разницу уровней свободных поверхностей жидкости нижнего и верхнего резервуаров, на преодоление разности давлений pi и рг в этих резервуарах, на сообщение кинетической энергии жидкости и на преодоление сил гид- равлического сопротивления 2/гП0т трубопроводов. Затраченная энер- гия, отнесенная к единице массы жидкости, является полным напором gH насосной установки и в соответ- ствии с уравнением Бернулли „ , Р2-Р. , 02-»? , gH — gz--------------1----g-----t-g2fcnOT. (2.36) где pi и рг — давление в расходном и напорном резервуарах, Па; vt и v? — скорости жидкости в контрольных сече- ниях на входе и выходе, м/с. Напор gH как удельная работа в системе СИ измеряется в Дж/кг и может быть приведен к высоте столба жидкости, выражен- ной, например, в метрах водяного столба (единица измерения напора в метрах в 9,81 Рис. 2.9. Схема насосной уста- новки раза больше величины напора, выраженной в Дж/кг). Слагаемые уравнения (2.36) формально имеют размерность м2/с2, а по фи- зическому смыслу выражают энергию, от- несенную к 1 кг жидкости: Дж/кг = НХ X м/кг= (кг-м/с2Х (м/кг) =м2/с2). Давление, развиваемое насосом, можно получить, если все состав- ляющие уравнения (2.36) умножить на плотность р жидкости: О? — »? pgfi = pgZ + р2 — Pi + Р-2----|" “I" РД^^пот- Слагаемые этого уравнения имеют размерность давления Па (Н/м2) и выражают энергию (Дж) или (Н-м), отнесенную к единице объема (м3) жидкости. Полезная мощность насоса (венти- лятора) — это энергия, подводимая к перемещаемой жидкости (газу) в единицу времени: /V = __ _QP_ (2 37) 1000 1000’ { > где М — массовый расход, кг/с (Л1 = = Qp); Н — напор, м; Q—объемный расход, м3/с; р—давление, Па. Объемные насосы. В объемных на- сосах перемещение жидкости осу- ществляется за счет вытеснения ее движущимся рабочим органом — поршнем или плунжером. При дви- жении вытеснителя 7 (рис. 2.10, а) объем рабочей камеры 4 периоди- чески изменяется, а полный цикл работы насоса состоит из хода вса- сывания и хода нагнетания. Во время хода поршня вправо в рабо- чей камере образуется разрежение, благодаря чему жидкость под дейст- вием атмосферного давления подни- мается из резервуара 1 по всасы- вающему трубопроводу 2, проходит через открывшийся всасывающий клапан 3 и заполняет рабочую ка- меру 4. В течение хода поршня влево всасывающий клапан закры- вается и жидкость вытесняется через нагнетательный клапан 6 в напор- ный трубопровод 5. У плунжерных насосов вместо поршня- диска приме- няется удлиненный цилиндр — плун- 26
жер; эти насосы создают давление до нескольких десятков МПа. Расход жидкости не является постоянным в течение двойного хода поршня (плунжера). Объем жидкос- ти, вытесняемый поршнем за одну секунду, Qc = fv, где v — скорость поршня; f — площадь поршня. Путь, пройденный поршнем от его мерт- вой точки, x = R— /?cos<p, где R— радиус кривошипа; <р — угол пово- рота кривошипа. Скорость поршня dx г, . dtp п . v = = R sincp = R sinqxo где о — угловая скорость (частота вра- щения) кривошипа. Тогда секундный расход жидкости Qc = /^cosin<p. На рис. 2.10, б изображен график геометрической подачи жидкости в зависимости от времени для одно- плунжерного насоса, который пока- зывает, что движение жидкости как в насосе, так и в трубопроводах неустановившееся. При большой длине напорного трубопровода, а значит, и при большой массе уско- ряемой жидкости могут возникнуть большие давления, опасные для дета- лей насоса и самого трубопровода. С другой стороны, при ходе всасы- вания, в случае большой длины вса- сывающего трубопровода, необходи- мо иметь большое разрежение, что может привести к образованию пара между поршнем и жидкостью и, как следствие, к значительным ударам и толчкам в насосе. Для снижения пульсаций давления применяют мно- гопоршневые насосы, насосы двойно- го действия, воздушные напорные колпаки. Из графика (см. рис. 2.10, б) сле- дует, что средний расход Qcp значи- тельно меньше максимального Qmax, взятого по наибольшей ординате си- нусоиды. В случае применения кулачкового привода плунжерного насоса могут быть получены различные, отлича- ющиеся от синусоидального графи- ки расхода в зависимости от выбора очертания рабочего профиля кулач- ка (на рис. 2.10, б показан трапе- цеидальный график — штриховая линия). Если частота вращения кривоши- па (кулачка) насоса выражена чис- лом оборотов в минуту п, то теоре- тический объемный расход жидкости <2т = (лД2/4)$п/60 = Fsn/60 (м3/с), где произведение Fs соответствует объему жидкости, перемещаемому за один ход плунжера. Действительный расход поршнево- го (плунжерного) насоса всегда меньше теоретического в связи с перетеканием жидкости из полости нагнетания во всасывающую полость через зазоры между вытеснителем и гильзой цилиндра и уплотнения. При определении мощности NH, необходимой для привода насоса, следует учитывать общий к.п.д. насоса т]н: N = 2L = ДУ_ (2.38) Рис. 2.10. Схема поршневого насоса (а) и график расхода Q в зависимости от времени (б) 27
где т)мех — механический к.п.д., учиты- вающий потери энергии на преодоление сил трения (т]мех = 0,85-?-0,95); ц0— объемный к.п.д., оценивающий сниже- ние производительности насоса в связи с неполным использованием рабочего объема; зависит от конструкции насоса, износа его рабочих органов (q0 = = 0,84-0,98); — гидравлический к.п.д., учитывающий потери энергии, затрачиваемой на преодоление гидрав- лического сопротивления клапанов и ка- налов насоса (т)г = 0,84-0,95). Таким образом, значение полного к.п.д. поршневых (плунжерных) на- сосов оценивается величиной 0,6— 0,9. Для обеспечения нормальной рабо- ты поршневых насосов особое зна- чение представляет установление на- ибольшей возможной высоты zBC всасывания жидкости, которая опре- деляется из выражения gzBC ~ ^вс (2.39) где рат и pmin—величины абсолютного давления (Па) в напорной магистрали при пуске насоса и минимального давле- ния при адиабатическом расширении воздуха за время хода всасывания; /гВс — гидравлическое сопротивление (Дж/кг) всасывающего тракта насоса. Если возможная высота всасыва- ния жидкости поршневым насосом недостаточна для насосной установ- ки, то необходимо заполнить всасы- вающий тракт путем перепуска жид- кости из напорного трубопровода. Необходимо иметь в виду также, что пуск насоса и его работа при перекрытом напорном трубопроводе не допускаются во избежание поло- мок насоса и гидравлической систе- мы. В тепловозостроении плунжерные насосы высокого давления приме- няются для подачи дизельного топ- лива в цилиндры двигателя. Неравномерность движения жид- кости, присущая поршневым насо- сам, сравнительно небольшая произ- водительность и необходимость по- стоянного ухода в условиях эксплуа- тации ограничивают их применение в гидравлических системах тепло- возов. Шестеренные и винтовые насосы. Насосы, работающие по объемному принципу, имеют непрерывное вра- щательное движение рабочих орга- нов — вытеснителей, осуществляю- щих как перемещение, так и отсеч- ку подаваемого объема жидкости. Рабочие органы насосов этого типа полностью уравновешены, что по- зволяет использовать привод с бо- лее высокой частотой вращения и, следовательно, уменьшить массу и габаритные размеры насосов. Для вытеснения жидкости в шес- теренном насосе (рис. 2.11, а) ис- пользуется пара одинаковых шстерен 1 и 5, находящихся в зацеплении и имеющих малые зазоры (измеряе- мые десятыми долями миллиметра) между их поверхностями и корпу- сом 2. Процесс перемещения жид- кости происходит при вращении шестерен; при этом объемы жидкос- ти, находящиеся между зубьями (во впадинах) поступают из области вса- сывания В в полость нагнетания И. Рис. 2.11. Объемные насосы: а — схема шестеренного насоса; б — схема запирания жидкости в пространстве между зубьями; в — схема винтового насоса 28
Со стороны полости нагнетания на участке зацепления зубьев часть объема жидкости, находящейся во впадинах, вытесняется зубьями шес- терен, благодаря чему давление пере- мещаемой жидкости увеличивается. Для предохранения насоса и напор- ного трубопровода, подключенного к полости нагнетания от превышения давления жидкости сверх допустимо- го (например, при увеличении вяз- кости жидкости от снижения темпе- ратуры), устанавливают предохрани- тельный клапан 4, который при оп- ределенном давлении преодолевает усилие затяжки пружины 3 и пере- пускает часть жидкости из полости нагнетания в полость всасывания. Шестеренные насосы могут созда- вать значительные давления, поэто- му во избежание поломок элемен- тов необходимо перед пуском на- сосов открыть соответствующие вен- тили и краны. Объем (м3/с), вытесняемый из впадин двух шестерен с числом зубь- ев z и частотой вращения п (об/мин) в единицу времени (с), определяется из выражения Qc = 2zbfn/6Q, где f — площадь рабочей части зуба (приближенно подсчитывается как с лД2 г, / = ——. здесь D — диаметр началь- ной окружности шестерни); b — ши- рина шестерни. При определении действительной производительности необходимо учитывать объемные потери (утечки жидкости через торцовые и радиаль- ные зазоры), оцениваемые объемным к.п.д. т]о = 0,8—0,9. Мощность, по- требляемая шестеренными насосами, определяется по формуле, аналогич- ной для мощности поршневых (плун- жерных) насосов. Общий к.п.д. на- ходится в пределах 0,6—0,75. Шестеренные насосы, так же как и поршневые, имеют неравномерный (пульсирующий) расход; пульсации уменьшаются с увеличением чисел зубьев шестерен. Шестеренные на- сосы с внешним и внутренним за- цеплением нашли широкое примене- ние в масляных и топливных си- стемах тепловозов. При работе шестеренных насосов объем, заключенный между зубьями вращающихся шестерен, сначала уменьшается, а затем увеличивает- ся (см. рис. 2.11, б). При расшире- нии объема, занимаемого жидкостью, образуется глубокий вакуум, способ- ствующий выделению воздуха из жидкости, что приводит к ее вспени- ванию и снижению эффективности работы как насоса, так и гидро- системы в целом. Это является не- достатком таких насосов. Для умень- шения этого вредного явления в ряде тепловозных насосов применяют ко- созубые или шевронные шестерни, что одновременно уменьшает и не- равномерность расхода, поскольку разные участки зуба находятся в раз- ных фазах зацепления. Винтовые насосы. По сравнению -с шестеренными насосами эти насосы имеют следующие преимущества: равномерность расхода жидкости и отсутствие пульсации давления; по- стоянство объема жидкости, находя- щейся между рабочими органами- вытеснителями; отсутствие вспенива- ния жидкости (что весьма важно при перекачивании дизельного масла и топлива); высокий к.п.д. (0,8—0,85); бесшумность и плавность работы. В винтовом насосе (см. рис. 2.11, в) вытеснителями жидкости являются два или более винтов. Ведущий винт 7 находится в зацеплении с ведомыми винтами 8 и 9, имеющими противо- положное направление нарезки по сравнению с ведущим винтом. Резь- ба винтов представляет собой слож- ный криволинейный профиль, наруж- ный контур которого с весьма ма- лым зазором охватывается корпу- сом 6. Жидкость, поступающая из полости всасывания В, заполняет впадины, образуемые винтовой на- резкой, и перемещается в осевом направлении на величину шага за один оборот ведущего винта. На- гнетаемая жидкость переходит в по- лость И, а затем в напорный трубо- провод. 29
Теоретический расход жидкости винтового насоса в течение одного оборота ведущего винта соответст- вует объему впадин на длине одного шага. При частоте вращения веду- щего винта п теоретическая про- изводительность винтового насоса определяется так: Чт 60 где F — площадь расточки корпуса под винты; f' и f" — площадь поперечного сечения ведущего и ведомых винтов (определяется по геометрическим пара- метрам резьбы); t— шаг винта. Величина (F— f' — f") t показыва- ет объем жидкости, вытесняемой в те- чение одного шага ведущего винта. Винтовые насосы применяются в гидросистемах отечественных и зару- бежных тепловозных дизелей для по- дачи топлива и масла. Недостатком насосов этого типа является слож- ность технологии изготовления вин- тов. Роторно-лопастные насосы. Насо- сы действуют по принципу вытесне- ния объема перемещаемой жидкости, имеют сравнительно невысокие вели- чины давления и расхода и при- меняются для обеспечения функцио- нирования системы смазки вспомо- гательных агрегатов тепловозов (ре- дукторов, компрессоров и др.). В расточку корпуса 1 (рис. 2.12) с некоторым эксцентриситетом е по- Рис. 2.12. Схема роторно-лопастного на- соса мещен ротор (валик) 2, в прорезь которого вставлены лопасти 3, раз- жимаемые изнутри пружиной 4. При вращении ротора жидкость, прохо- дящая из полости всасывания В и заполняющая серповидную полость С, перемещается нижней лопастью в направлении стрелки и затем вы- тесняется в полость нагнетания Н. Приращение давления жидкости про- исходит за счет уменьшения объема части серповидной полости, приле- гающей к стороне нагнетания. Вели- чину расхода роторно-лопастного на- соса за один оборот валика можно установить (при известной ширине лопасти) как разницу объема, обра- зуемого расточкой корпуса и объема, занимаемого ротором и лопастями. Аксиально-поршневые насосы. В качестве вытеснителей эти насосы (рис. 2.13, а) имеют поршни (плун- жеры) 3, совершающие возвратно поступательное осевое (или аксиаль- ное) движение в блоке цилиндров 5, приводимом в движение от двигателя ведущим валом 9 и карданным ва- ликом 8. Для получения возвратно-поступа- тельного движения поршней оси вра- щения ведущего вала и блока ци- линдров пересекаются под некоторым углом у (обычно не более 30°). Ведущий вал и блок цилиндров вращаются в корпусе 1; механи- ческая энергия от вала 9 передается через сферические шарниры 7, штоки 6 и шарниры 2 поршням 3, которые за один оборот блока совершают ход всасывания и нагнетания. Жид- кость подводится к цилиндрам и от- водится от них через специальный торцовый распределитель и крышку 4. Теоретический расход жидкости nd2 FDotgyzun *2 — 60-4 SZu-n ~ 60 ’ где du и 5—диаметр и ход поршня, м; zu — число поршней в блоке цилиндров; F— площадь поршня, м2 (F = nd2/4); Do — диаметр окружности расположения осей цилиндров в блоке, м; п — частота вращения ведущего вала, об/мин. 30
Рис. 2.13. Аксиально-поршневая гидромашина: а— схема гидронасоса; б — схема передачи усилия от поршня к валу гидромотора Мощность, необходимая для при- вода насоса, находится из выраже- ний (2.37) и (2.38). Значения к.п.д. насоса т}н = 0,88-=- -т-0,92; объемного к.п.д. аксиально- поршневых насосов г|0 = 0,95-=-0,98. Расход жидкости в аксиально- поршневых насосах сравнительно не- большой, значения скоростей движе- ния жидкости по трубопроводам со- ставляют 3—5 м/с, однако развивае- мые давления достигают более 10 МПа. Это обстоятельство позво- ляет использовать аксиально-порш- невые гидромашины в качестве гид- родвигателей, которые преобразуют энергию давления подводимой к ним жидкости в механическую энергию. Для передачи энергии на небольшие расстояния используют так называе- мые обратимые гидромашины, одина- ковые по принципу действия и кон- струкции и связанные между собой трубопроводами. Одна из машин яв- ляется гидронасосом и преобразует механическую энергию в энергию давления жидкости, а другая — гид- ромотор или гидродвигатель — испы- тывает воздействие этого давления и преобразовывает его в механичес- кую энергию (необходимую, напри- мер, для привода вспомогательных агрегатов тепловозов). Из схемы (рис. 2.13, б) видно, что усилие, воспринимаемое поршнем от жидкости, передается через шток на сферический шарнир, к которому приложена результирующая сила R, дающая составляющие: осевую Ро< и радиальную Ррад, воспринимаемые подшипниками и корпусом гидрома- шины, и окружную составляющую, образующую на плече г вращаю- щий момент, передаваемый приводи- мому агрегату. Преимуществом аксиально-порш- невых гидродвигателей является спо- собность передавать значительную мощность при малых массе и габа- ритных размерах (масса, приходя- щаяся на 1 кВт передаваемой мощ- ности, около 5—6 кг/кВт). К не- достаткам следует отнести высокую стоимость, связанную с особеннос- тями технологии изготовления, и сложность ремонта. Лопастные центробежные и осе- вые насосы и вентиляторы. В лопаст- ных насосах происходит силовое взаимодействие вращающихся ло- пастей и частиц жидкости, приводя- щее к изменению скорости жид- кости при одновременном протека- нии ее через рабочее колесо. При взаимодействии лопастей с жид- костью происходит увеличение кине- тической энергии потока и ее потен- циальной энергии давления. К центру рабочего колеса 1 центробежного насоса (рис. 2.14, а) подводится жидкость через подводящий патру- бок 2. Под действием вращающихся лопастей 3 жидкость движется от центра к периферии и далее — по неподвижной спиральной камере 4 поступает в нагнетательный патру- бок 5. В процессе движения в полости рабочего колеса жидкость 31
Рис. 2.14. Центробежный насос: а — схема; б— параллелограммы скоростей движения жидкости совершает сложное движение: пере- носное (вращательное) и относи- тельное (вдоль каналов, ограничен- ных соседними лопастями). Абсолют- ное движение жидкости, рассматри- ваемое относительно неподвижного корпуса насоса, является суммой переносного и относительного движе- ний. На рис. 2.14, б показаны па- раллелограммы скоростей частицы жидкости, находящейся вблизи ло- патки при входе в рабочее колесо и выходе из него. Векторы скоростей и их проекции имеют цифровые ин- дексы 1 и 2, соответствующие входу и выходу. Векторы U и W представляют окружную и относительную скорости. Вектор абсолютной скорости С имеет проекции: Си — окружная со- ставляющая и Сг — радиальная со- ставляющая. Угол а находится меж- ду направлением векторов абсолют- ной и окружной скоростей. Таким образом, вектор абсолютной скорости С частиц жидкости яв- ляется суммой векторов относитель- ной скорости W (при движении вдоль лопасти) и вращательной (окружной) скорости U, т. е. С — = W + U. Момент сил, действующих на частицы жидкости массой т в рабочем канале на- соса при движении по средней струйке от входа к выходу, M—lntCuzR? — mCutRt) /Ы. Энергия, подводимая от рабочего колеса насоса к жидкости, равна работе, совер- шаемой моментом М, т. е. 32 С АЛ Л J m(^-u2^2 CU1 #t) <1>Д/ Е — Молы = —---------—----------= А/ — т R% — Си| /?]) <о. Теоретический напор колеса как удель- ная энергия, сообщаемая единице массы жид- кости, Hj==(CuiU2— CulUi). Это уравнение было получено впервые академиком Российской Академии наук Лео- нардом Эйлером в 1755 г. и называется его именем. При определении действительного напора, развиваемого насосом, учи- тывается конечное число лопастей рабочего колеса и гидравлический к.п.д. насоса: 7/=цт,гАГт, где ц — коэффициент, учитывающий конечное число лопастей, р < 1,0; т]г — гидрав- лический к.п.д. насоса, т}г = 0,8 4- 4-0,95. Теоретический расход цент- робежного насоса определяется ра- диальной составляющей абсолютной скорости СГ2 и площадью f живого сечения рабочего колеса на выходе из насоса: QT = fC’r2 = 2n/?262C'2sina2, где Ь2 — ширина рабочего колеса на выходе. Полный к.п.д. центробежных на- сосов находится в пределах 0,7—0,8. Лопастные насосы в связи с малой высотой всасывания должны запол- няться жидкостью при пуске. Для подобных режимов работы лопастных насосов, имеющих геомет- рически подобные рабочие колеса, производительность пересчитывается по формуле Qi/Q2 = «i/n2(£)i/£)2)3, где £)| и £)2 — диаметры двух рабо- чих колес. Эта зависимость полу-
чается из условий подобия паралле- лограммов скоростей: С ~ U ~ nD, кроме того, Q ~ Cf ~ nDD2 = nD3. Напор при подобных режимах ра- боты согласно уравнению Эйлера за- висит от квадрата произведения час- тоты вращения на диаметр: Н\/Н% = —[ri\D\l(ti-iD^, так как теоретичес- кий напор насоса Ят~п2О2. Мощность насосов изменяется в соотношении ^2 X П2/ \ &2/ Рг поскольку N ~ pQH ~ nD3n2D2p = — pn3D3 Характеристики лопастных насо- сов представляют собой графичес- кую зависимость напора Н насоса от расхода Q жидкости. С учетом гид- равлических потерь энергии, которые пропорциональны квадрату скорости, а следовательно, и квадрату расхода Q2, может быть построена характе- ристика сети, показывающая требуе- мый для подъема жидкости и прео- доления сопротивления сети напор насоса, определяемый суммой //с = = Ятр = /7г + /7св + г<22, где Нг и Нсв— геометрический и свободный напоры; z — общий коэффициент сопротивле- ния трубопроводов. Для определения устойчивого режима работы насоса на его характеристику наносят ха- рактеристику сети (рис. 2.15, а); точка пересечения этих характерис- тик называется рабочей точкой для данной сети. При регулировании дросселированием (задвижкой) про- исходит увеличение потерь напора (рис. 2.15, б), характеристика сме- щается из точки А в точку А', производительность насоса при этом уменьшается, а мощность, потреб- ляемая насосом, увеличивается. При регулировании изменением частоты вращения рабочего колеса происходит смещение характеристи- ки насоса (рис. 2.15, в) вверх, если П2>П), или вниз, если пз<пг, точки совместной работы насоса и сети определяются точками пересе- чения полученных новых характерис- тик насоса с характеристикой сети. Осевые гидравлические машины. Эти машины отличаются от центро- бежных тем, что движение потока жидкости у них направлено вдоль оси рабочего колеса. Для уменьше- ния явления закручивания потока жидкости за рабочим колесом у осе- вых гидромашин применяют спрям- ляющие аппараты, устанавливаемые на выходе потока из рабочего колеса. На рис. 2.16, а показана схема осевого насоса, в корпусе 1 которого вращается рабочее колесо 2, имею- щее в центральной части обтекатель 4 для снижения потерь энергии жидкости при входе. За рабочим колесом установлены лопасти не- подвижного спрямляющего аппарата 3. Из треугольников скоростей (см. рис. 2.16, б) видно, что окружные ско- рости при входе и выходе равны, тогда статический напор жидкости в рабочем колесе повышается только за счет изменения скорости отно- Рис. 2.15. Характеристики насоса: а — совместная работа насоса и сети (// Q - зависимость напора насоса от расхода, Нс—Q—харак- теристики сети); б — регулирование дросселированием; в~ регулирование изменением частоты вра- щения 2 Зак. 443 33
Рис. 2.16. Осевой насос: а — схема; 6 — треугольники скоростей движения жидкости Рис. 2.17. Схемы вентиляторов: в — центробежный; б — осевой; в — поток при различных углах атаки; г — холодильника теплово- за 2ТЭ116 и характеристики вентиляторов при последовательном (д\ и параллельном (е) включениях 34
сительного движения, т. е. gH„ = =(Wi — Wl) /2. С целью регулирова- ния мощности осевых гидромашин лопасти рабочего колеса или направ- ляющего аппарата могут выполнять- ся поворотными, что обеспечивает изменение производительности ма- шины в широком диапазоне. Рабочие колеса осевых насосов характеризуются высокой быстро- ходностью и имеют в отличие от центробежных колес широкие лопас- ти и малые значения отношения диа- метра выхода к диаметру входа, которые находятся в пределах 0,8— 1,0 (у центробежных колес это отношение в диапазоне 1,5—3). В связи с этим осевые насосы способ- ны создать большие расходы при сравнительно невысоких значениях напоров. Центробежные и осевые вентиля- торы. Вентиляторы — это гидравли- ческие машины для перемещения воздуха. К кожуху 1 центробежного вентилятора (рис. 2.17, а) по всасы- вающему патрубку 2 через лопаст- ной направляющий аппарат 3 воздух подводится к рабочему колесу 4, имеющему простые, непрофилиро- ванные лопасти 5, загнутые в сто- рону вращения. При работе колеса создается разрежение и воздух, поступающий из всасывающего пат- рубка, изменяет направление движе- ния при входе в рабочее колесо на 90°, захватывается лопастями, по- лучает приращение давления и по- кидает полость вентилятора. Давле- ние, развиваемое вентилятором, характеризуется коэффициентом давления p = p/pUi (где р — плот- ность воздуха). Коэффициент давле- ния у различных центробежных вентиляторов находится в диапазоне 0,5—1,5 и зависит от числа и формы лопастей. Для осевых вентиляторов р<0,5. Параметры работы центробежных и осевых вентиляторов описываются такими же уравнениями, как и для центробежных и осевых насосов, в связи с одинаковым принципом дей- ствия. 2* Центробежные вентиляторы с ло- пастями, загнутыми по направлению движения (см. рис. 2.17, а), создают больший напор и расход воздуха, чем такие же вентиляторы с другими формами лопастей. Центробежные вентиляторы широко используются на тепловозах для подачи воздуха, охлаждающего тяговые электричес- кие машины и аппараты. Осевые вентиляторы (рис. 2.17, б) имеют простое устройство: к бараба- ну 1 прикреплены лопасти 2, вра- щающиеся внутри воздуховода 3, играющего роль кожуха. Воздух при проходе рабочего колеса не изменяет направления движения; поток в пре- делах рабочего колеса имеет слож- ный пространственный характер; скорости и давления значительно изменяются по длине лопастей. По- этому лопастям рабочего колеса при- дают специальную форму и профиль с целью получения наибольшего эффекта при их использовании, т. е. чтобы гидравлические сопротивле- ния, которые зависят от формы и размеров лопасти, были бы возможно меньшими. Контур профиля (на рис. 2.17, в показана развертка части рабочего колеса) очерчивается плавными кри- выми; с целью уменьшения потерь энергии потока входная кромка вы- полняется утолщенной и закруглен- ной, а выходная кромка должна быть по возможности тонкой (толщина ее определяется условиями прочности). На характер работы лопастного колеса существенное влияние оказы- вает так называемый угол атаки, измеряемый как угол между каса- тельной к средней линии лопасти на входе и направлением набегающего потока (см. рис. 2.17, в). Угол атаки может быть положительным (-Н), если поток набегает с рабочей сторо- ны лопасти, и отрицательным (— t), если поток направлен к тыльной (не- рабочей) стороне лопасти. Угол атаки изменяется при измене- нии режима работы (например, рас- хода) рабочего колеса. При больших положительных углах атаки проис- 35
ходит отрыв потока преимущественно с тыльной стороны лопасти, при боль- ших отрицательных углах атаки по- является вихревая зона с рабочей стороны лопасти. Наличие вихревых зон приводит к значительным поте- рям энергии потока. Оптимальное значение углов атаки зависит от из- гиба профилей и находится в диапа- зоне i=( —4-г+4°С). Осевые вентиляторы способны создавать большие расходы, в связи с этим они применяются на тепло- возах для пропуска большого коли- чества воздуха через охлаждающие устройства дизелей и в системах централизованного воздухоснабже- ния для охлаждения тяговых элект- рических машин. К.п.д. осевых венти- ляторов, имеющих пространственные (закрученные) лопасти, на 15—2Q % выше к.п.д. вентиляторов с непрофи- лированными и незакрученными ло- пастями и составляет 0,7—0,85. На величину к.п.д. влияет также зазор Д (см. рис. 2.17, б) между торцами лопастей и внутренними стенками, величина которого составляет около 1 % длины лопасти. Параллельная и последовательная работа вентиляторов. В охлаждаю- щих устройствах ряда тепловозов применяется несколько совместно работающих вентиляторов, что дает возможность осуществлять измене- ние расхода воздуха путем их отклю- чения. На рис. 2.17, г представ- лена схема расположения четырех мотор-вентиляторов 2 тепловоза 2ТЭ116 в холодильной камере /; лопасти 4 присоединены к ротору 3 асинхронного электродвигателя. Абсциссы характеристики 1 (рис. 2.17, е), представляющей зависи- мость напора, развиваемого одним вентилятором от расхода воздуха, в случае параллельной работы вен- тиляторов суммируются; рабочая точка находится на пересечении суммарной характеристики 2 венти- ляторов с характеристикой сети 3 (воздушного тракта холодильной ка- меры). Общая мощность совместно работающих вентиляторов равна сумме мощностей каждого вентиля- тора. При последовательной работе вен- тиляторов суммируются ординаты характеристик 1 (рис. 2.17, д); рабо- чей точкой является пересечение суммарной характеристики 2 с харак- теристикой сети 3. Регулирование работы вентилято- ров осуществляют двумя способами: изменением характеристик вентиля- торов и характеристик сети. В пер- вом случае изменяют частоту враще- ния рабочего колеса вентилятора или угол установки лопастей (на тепловозах 2ТЭ121 применены по- воротно-лопастные рабочие колеса вентиляторов). Во втором случае изменяют сопротивление сети с по- мощью жалюзи, заслонок, шиберов, однако этот способ менее экономи- чен.
Г л а в a 3. ОСНОВЫ ТЕХНИЧЕСКОЙ ТЕРМОДИНАМИКИ И ТЕОРИИ ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ 3.1. ТЕХНИЧЕСКАЯ ТЕРМОДИНАМИКА Термодинамика — это отрасль фи- зики, изучающая законы преобразо- вания энергии и процессы перехода ее из одних форм в другие. Техни- ческая термодинамика имеет своим предметом технические приложения основных принципов термодинамики к процессам преобразования тепло- вой энергии в механическую работу или, наоборот, работы в тепловую энергию в так называемых тепловых машинах — двигателях, турбинах, компрессорах и т. д. Эта наука содержит теоретические основы ра- боты тепловых машин и позволяет оценивать эффективность их рабочих процессов. Рабочее тело и параметры его состояния. Работа тепловых машин осуществляется с использованием рабочих веществ — теплоносителей, которые называются рабочими тела- ми. В качестве рабочих тел исполь- зуются, как правило, вещества в га- зообразном (парообразном) состоя- нии. Газы и пары под воздействием внешних условий (температуры и давления) допускают значительные изменения своего объема и поэтому могут совершать при расширении или сжатии существенно большую работу, чем жидкие и твердые тела, которые практически несжимаемы. Количество рабочего тела как количество вещества принято измерять в молях. Моль — это количество вещества, число молекул (или атомов) которого равно количеству атомов в 0,012 кг (12 г) углерода -12. В термодинамике обычно используется более крупная единица— киломоль (1 кмоль=10 м3 моль). Киломоль (килограмм-молекула) — это количество ве- щества, масса которого в килограммах численно равна его относительному молеку- лярному весу. С другой стороны, масса одного киломоля вещества называется молярной массой (кг/кмоль) этого вещества р.. Молярная масса водорода 2 кг/кмоль, кислорода 32 кг/кмоль и т. д. Если рабочее тело будет находить- ся в среде, имеющей постоянные давление и температуру, то по исте- чении достаточного времени в рабо- чем теле по всему его объему уста- новятся такие же по величине давле- ние и температура. В дальнейшем состояние рабочего тела будет неиз- менным, пока не изменятся пара- метры внешней среды. Рабочее тело в этом случае находится в термодина- мическом равновесии с окружающей его средой. При неравновесном со- стоянии параметры рабочего тела по объему неодинаковы и нельзя гово- рить в целом об его давлении и тем- пературе. Таким образом, физическое состоя- ние рабочего тела в термодинамичес- ком равновесии определяется тремя термодинамическими параметрами состояния: температурой, давлением и удельным объемом (или плот- ностью). Необходимо отметить, что такими параметрами являются не просто температура и давление, а именно абсолютные их величины. Абсолютная температура Т служит пара- метром теплового состояния тела, она изме- ряется в кельвинах (К). Разность темпе- ратур может выражаться в кельвинах или в градусах Цельсия (IK — 1 °C). Абсолютное давление было определено в п. 2.1 [см. формулу (2.11)]. Там же было дано и понятие удельного объема [см. формулу (2.4)]. Зависимость типа f(p, v, Т) = 0, свя- зывающая параметры состояния, на- зывается в термодинамике уравне- нием состояния. Идеальный газ. Реальные рабочие тела тепловых машин имеют слож- ный и часто переменный состав, что усложняет анализ их рабочих процессов. Для возможности изуче- ния общих принципов поведения ра- 37
бочих тел в различных процессах в физике введено понятие идеального газа. Идеальный газ в отличие от реальных характерен отсутствием сил взаимодействия между молеку- лами. Сами же молекулы считаются не занимающими объема. Основные законы идеальных газов. Эти законы (или, как их иногда на- зывают в физике, газовые законы) установлены трудами ряда крупных ученых и поэтому связаны с их именами. Еще во второй половине XVII века работы англичанина Ро- берта Бойля (1661 г.) и независимо от него проведенные более подроб- ные исследования Эдма Мариотта (1676 г.) во Франции выяснили одну из важных закономерностей, прису- щих газам. Более чем через сто лет французы Жак Шарль (1787 г.), Жозеф Луи Гей-Люссак (1802 г.) и итальянец Амедео Авогадро (1802 г.) получили ряд важных результатов, которые сложились в систему газо- вых законов — простых аналитиче- ских выражений, определяющих свой- ства и поведение идеальных газов. Напомним их вкратце, имея в виду, что часто поведение реальных газов (при сравнительно низких давлениях и достаточно высоких температурах) может определяться этими законо- мерностями идеального газа. Закон Бойля — Мариотта. При неизмен- ной температуре удельные объемы газа обратно пропорциональны его давлениям, или, иными словами, произведение давле- ния на удельный объем есть величина для данного газа постоянная (при постоянной температуре). Таким образом, p\V\=ptU2, или при T = const po = const. (3.1) Закон Гей-Люссака. При постоянном дав- лении удельные объемы идеального газа прямо пропорциональны его абсолютным температу- рам: V\/V2=T\/Ti, или при p = const u/7’ = const. (3.2) Закон Шарля. При постоянном удельном объеме абсолютные давления идеального газа прямо пропорциональны его абсолютным тем- пературам: Pl/p2 = Ti/T2, или при y=const p/T = const. (3.3) Закон Авогадро. Все идеальные газы в единице объема при одинаковых давлениях 38 и температурах содержат одинаковое число молекул. Этот закон в отличие от предыдущих по существу является лишь гипотезой, т. е. предположением, ибо доказать его непосред- ственно нельзя — ведь невозможно пересчи- тать молекулы. Но целый ряд косвенных факторов дает этому закону убедительное подтверждение. Из закона Авогадро вытекает важное следствие: объем одного и того же количества вещества любого идеального газа (например, киломоля) должен быть одинаков, т. е. 1/ц = ро = const. При нормальных условиях (/о = 0°С и ро = 0,1013 МПа) 1/ио = рУо = 22,4135 м3/кмоль, или, приближенно, 1^0 = 22,4 м3/кмоль. Отсю- да для любого идеального газа при нормаль- ных физических условиях оо = 22,4/р и ро = р/22,4. Объединенный газовый закон. Этот закон может быть получен из совместного рассмот- рения законов Бойля—Мариотта и Гей-Люсса- ка. Для перехода 1 кг газа из состояния Pi, Ц|, Г1 в состояние р2, 02, Т2 оказывается справедливым следующее соотношение между этими параметрами: piViT2 = p2V2Ti или po/7’ = const. (3.4) Эту постоянную величину для 1 кг газа называют удельной газовой постоянной и обозначают R. Размерность R— Дж/(кг-К). Из размерности следует физический смысл этой величины — это работа, которую со- вершает 1 кг газа при его расширении или сжатии, вызванном изменением его температуры на один градус (1 К) при по- стоянном давлении. Для каждого идеального газа удельная газовая постоянная имеет свое значение. С использованием величины R уравнение (3.4) можно представить в следующем виде: pv=RT. (3.5) Известное из физики уравнение объеди- ненного газового закона в виде условия (3.5) называют в термодинамике уравнением состояния идеального газа, так как оно представляет собой связь между всеми тремя термодинамическими параметрами состояния для одного килограмма идеального газа. Уравнение (3.5) также называют уравнением Клапейрона, по имени Бенуа Эмиля Клапей- рона — французского физика, впервые уста- новившего эту зависимость. Газовые законы лежат в основе термодинамики. Их значение очень велико, причем очень важны даже не сами законы, а то, что они сущест- вуют. Ведь аналогичных общих зако- нов нет ни для жидкостей, ни для твердых тел. Наличие же сходства поведения у различных газов озна- чает, что всем газам свойственно
что-то принципиальное, отличающее их от жидкостей и твердых тел. Свойства жидкостей и твердых тел зависят от типа частиц, из которых они состоят, и сил взаимодействия между ними. В газах же расстояния между молекулами настолько велики по сравнению с размерами самих молекул, что силы взаимодействия между ними почти не проявляются. Следовательно, свойства газов мало зависят от свойств их молекул и все газы в обычных условиях ведут себя поэтому практически одинаково. Для любой массы газа т уравне- ние состояния имеет вид pV=mRT, (3.6) где V = vm — объем газа. Уравнение состояния в любом виде дает возможность определить один из параметров состояния газа по известным значениям двух других. В частности, уравнение можно ис- пользовать для приведения объема V газа в произвольных условиях (р, 7") к нормальным физическим условиям (Ро, То): рТ0 V°~V1TT' (3-7) Ро 1 Универсальная газовая постоян- ная. Если умножить в уравнении Клапейрона (3.5) обе части на мо- лярную массу ц (кг/кмоль), как предложил великий русский химик Д. И. Менделеев, то можно полу- чить уравнение состояния для одного киломоля идеального газа, которое называют уравнением Клапейрона- Менделеева: PV. = }iRT, (3.8) где = м3/кмоль — объем одного киломоля газа в данных условиях (р и Г). Величина = называется уни- версальной газовой постоянной, ко- торая имеет одно и то же значение для всех идеальных газов. По па- раметрам нормальных физических условий (ро = О,1О13 МПа и То — = 273,15 К) можно подсчитать зна- чение 7?и = 8314,3 Дж/(кмоль-К). Значения удельных газовых по- стоянных для любых газов можно определить, разделив универсальную постоянную на молярную массу. Уравнение состояния реального газа раз- работано голландским физиком Ван дер Ва- альсом (1873 г.) на основе уравнения Кла- пейрона. Оно имеет вид RT а р = <3-9) где а и b — постоянные коэффициенты, имею- щие различные значения для разных газов. Дробь a/v2 измеряется в единицах давле- ния и характеризует силы взаимного при- тяжения молекул реального газа. Коэффи- циент b представляет собой величину удель- ного объема реального газа при наиболь- шем возможном сжатии, т. е. по существу это собственный объем молекул единицы мас- сы реального газа. Расчеты по уравнению Ван дер Ваальса для реальных газов более точны, но и значительно более сложны. Опыт показывает, что с достаточной для практических целей точностью для расчетов рабочих процессов достаточно нагретых реаль- ных газов в тепловых машинах можно пользоваться уравнением Клапейрона. Смеси газов. Рабочие тела боль- шинства тепловых машин не являют- ся однородными газами, а состоят из нескольких различных газов. Даже атмосферный воздух состоит, по крайней мере, из трех составляющих: азот, кислород, водяные пары. Если смесь нескольких идеальных газов занимает один общий объем V при темпера- туре Т, то, очевидно, что каждый из газов, составляющих смесь, занимает тот же объем и имеет ту же температуру. Давления от- дельных составляющих должны в сумме быть равны давлению смеси, т. е. Р = Р1+Р2 + - + Р, + - + Рп- (3.10) Это выражение называется законом Даль- тона, который установил, что давление смеси газов равно сумме парциальных давлений отдельных составляющих смеси. Парциальны- ми давлениями р< называются давления, которые имели бы составляющие, если каждая составляющая в отдельности занимала бы весь объем смеси К при ее температуре Т. Закон Дальтона справедлив только для идеальных газов. Иными словами, как каж- дая составляющая, так и смесь в целом должны подчиняться уравнению состояния Клапейрона, а элементы смеси должны быть химически инертны по отношению друг к другу. Состав смеси газов может быть задан различными способами: в абсолютных вели- чинах масс trii, объемов и, или количеств 39
веществ (числа молей) Л4„ ее составляющих, либо в относительных долях по массе или объему. Массовой долей g, называют отношение массы т, составляющей смеси (то есть данного газа) к массе смеси тсм: gi = mi/me„. (3.11) Очевидно, что сумма массовых долей составляющих при таком определении равна единице: gi+£г +•••+ g.+ ••+&.= 1- Объемной долей называется отношение приведенного объема составляющей смеси vi к общему объему смеси усм: г, = у:/усм. (3.12) Под приведенным (парциальным) объемом vi понимается объем газа, входящего в смесь, при давлении р и температуре Т смеси. Сумма приведенных объемов всех компонен- тов смеси равна объему смеси, а сумма объемных долей равна единице: Г|4-''г4- — ’+- 4-Г;4-... + гп=1. Молярные доли смеси равны объемным, т. е. Mi/M = r:. Парциальные давление и объем состав- ляющей смеси связаны между собой по закону Бойля — Мариотта: р,Усм=рщ. Таким образом, pi^pvi/v^^pr, — парци- альное давление составляющей равно давле- нию смеси, умноженному на объемную долю соста вляющей. К расчету поведения смеси однородных газов можно применить уравнение состо- ния идеального газа в обычной форме, например для 1 кг pv<„ — Rc„T. Однако в этом случае смесь надо рассматривать как ус- ловный однородный газ массой 1 кг, в кото- ром было бы то же количество вещества (число молекул), как и в смеси. При этом надо подразумевать, что смесь имеет условную (усредненную) молярную мас- су Цсм, а ее средняя удельная газовая по- стоянная Лем =8314,3/цсм. Величина |ЛСм опре- деляется по одному из выражений в зависи- мости от способа задания состава смеси: Рем = girl + цаг2 4~ - 4~ 4" ... 4" (3.13) _____________________1______________ ^см gi/Hi 4- g2/l12 + "- + s,7i1i4-...4-g„/M.„ (3.14) С использованием понятия приведенной молярной массы смеси можно получить соот- ношения между массовыми и объемными долями составляющих смеси: И = г,---------; г. g. Нем н, ' (3.15) Так как из закона Авогадро следует, что при одинаковых р и Т плотности газов пропорциональны их молярным массам, то из выражения (3.15) получаем формулу для определения плотности смеси: Рем = Т1PI + <2р2 4- • • • 4- пр<4- • • • 4- ГпРп. (3.16) Из определения удельной газовой постоян- ной смеси и выражения (3.16) следует воз- можность ее подсчета через значения Л,: Лем — giR\ -j-giRz4" ••• + giRi4~ + gnRn- (3.17) Некоторые понятия термодинамики. В термодинамике предметом исследования яв- ляются термодинамические процессы, под которыми подразумеваются изменения со- стояния рассматриваемого объекта (рабочего тела, например) в результате обмена энергией с внешней окружающей средой. Тело или груп- па тел, состояние которых исследуется, называется термодинамической системой. Система, как уже отмечалось выше, может находиться в состоянии равновесия с внеш- ней средой, т. е. в равновесном состоянии. Если под действием каких-либо внешних или внутренних факторов система (рабочее тело) выведена из равновесного состояния, то зна- чения всех ее параметров состояния изме- няются — произойдет термодинамический про- цесс изменения состояния системы. Если внеш- ние воздействия прекратятся, термодинами- ческая система постепенно сама возвратится в равновесное состояние. Термодинамические процессы сами по себе могут быть равновесными, протекающи- ми столь медленно, что в каждый момент вре- мени параметры системы имеют по всему ее объему одинаковые значения, соответствую- щие параметрам внешней среды, н неравно- весными, протекающими быстро, когда значе- ния давлений и температур по объему системы не успевают выравняться и имеются раз- личия между параметрами системы и среды. Равновесный процесс можно представить цепью последовательных (различных) равно- весных состояний. Равновесные процессы яв- ляются идеальными процессами. Происходя- щие в реальных условиях термодинами- ческие процессы являются неравновесными, так как протекают с конечной скоростью и всегда имеются конечные значения разнос- тей температур и давлений системы и среды. Однако во многих случаях степень неравно- весности относительно невелика, и такие про- цессы можно рассматривать как равновесные. Равновесными с некоторыми оговорками мож- но считать и рабочие процессы в двигателях внутреннего сгорания. Равновесный процесс, который может быть осуществлен в обратном направлении через тот же ряд последовательных равновесных состояний прямого процесса, называют обра- тимым процессом. Необратимые процессы характерны тем, что рабочее тело невозмож- но вернуть в исходное состояние без внеш- него дополнительного воздействия. Например, процесс нагревания одного рабочего тела за счет тепла другого тела с более высокой температурой — процесс необратимый, так как передача тепла в обратном направлении от меньшей температуры к большей принци- пиально невозможна без дополнительной 40
затраты энергии (работы). Следовательно, реальные процессы ие только Неравновесны, но и необратимы. Однако изучение равно- весных обратимых процессов, являющихся идеализацией реальных процессов, дает воз- можность выявить основные закономерности последних, получить сравнительно простые выражения для их описания, облегчить их анализ и исследования. Неточности, связан- ные с таким подходом, обычно компенси- руются введением специальных поправок. Внутренняя энергия системы (рабочего тела) складывается из кинетической энергии движения молекул и потенциальной энергии их взаимодействия. Мерой кинетический энергии тепловых движений молекул являет- ся температура тела. Потенциальная со- ставляющая внутренней энергии зависит и от температуры, и от удельного объема тела, так как взаимодействие молекул зависит От расстояний между ними. Таким образом, величина полной внутренней энергии тела U, измеряемой в джоулях, определяется двумя параметрами его состояния: Т и v. В термодинамике исследуется обычно ие абсолютная величина внутренней энергии те ла, а ее изменения (увеличение или умень- шение) в термодинамических процессах. Эти изменения однозначно определяются началь- ными и конечными значениями параметров состояния тела и не зависят от вида и характера процесса, в котором имеют место. Удельная внутренняя энергия тела, отнесен- ная к 1 кг его массы, обозначается и, ее размерность Дж/кг. Изменения внутренней энергии системы мо- гут проявляться в различных формах: в виде тепловой энергии или механической ра- боты. Часть внутренней энергии тела в тер- модинамическом процессе может передавать- ся от рабочего тела (или восприниматься им) в виде определенных количеств тепла Q. Необходимым условием передачи энергии в виде теплоты является наличие разности температуры тела и среды. Следовательно, теплота Q (Дж) может подводиться к телу (положительная энергия) и вызывать увели- чение его внутренней энергии, или, наоборот, отводиться от него (отрицательная энергия) и уменьшать его внутреннюю энергию. Удель- ный подвод или отвод тепла обозначают q (Дж/кг). Обмен энергии в виде тепла может иметь место без видимого движения тела, изме- нения его объема. Передача энергии в виде механической работы обязательно связана с видимым перемещением тела или его Частей, с изменением его объема. Работа L рабочего тела равна произведению давления в системе р на изменение объема тела AV, т. е. L—pixV. Если к телу подводится энергия в виде затраченной на изменение его объема работы, работу считают отрицательной. Если тело отдает энергию, совершая механическую рабо- ту, ее считают положительной. Соотношения между теплом и работой в термодинамических процессах зависят от ха- рактера процесса, в котором они участвуют. Таким образом, тепло и работа в отличие от внутренней энергии являются функциями про- цесса, а не состояния рабочего тела. Для более полной характеристики термо- динамических процессов используется понятие энтальпии: l — U-\-pV (Дж), или в удельной форме i=u + pv (Дж/кг). Энтальпия склады- вается по определению из внутренней энергии тела и механической работы, затраченной на то, чтобы ввести тело с объемом V в среду с давлением р. Энтальпия тела определяется параметрами состояния и является функцией состояния Тела. Ее изменение в термодинамическом про- цессе зависит только от начальных н конечных значений параметров состояния и не зависит от характера процесса. Первый закон термодинамики ус- танавливает количественную связь между внутренней энергией системы U, тепловой энергией Q и механи- ческой работой L. Он является част- ным случаем общего закона сохра- нения энергии, согласно которому энергия не создается вновь и не исчезает, а лишь переходит из одной формы в другую. Первый закон термодинамики устанавливает зако- номерность взаимного преобразова- ния теплоты и работы в системе, а именно тепловая энергия Q, под- веденная к телу, расходуется только на изменение внутренней энергии тела и на совершение внешней рабо- ты L: Q = ^U + L, (3.18) или в удельных величинах q = \u + l, (3.19) где А(7 и Ли — соответственно изменения полной и удельной внутренней энергии тела при подводе (отводе) и затрате или совершении работы; / — удельная работа. Аналитические выражения первого закона термодинамики устанавли- вают принцип эквивалентности теп- лоты и работы. Из него следует, что, если вся подведенная к телу теплота отводится в виде работы (или наоборот), внутренняя энергия тела не меняется. Теплоемкость газов. Под теплоем- костью тела в физике понимается количество теплоты, которое необхо- 41
димо подвести к телу, чтобы поднять его температуру на один градус. Удельная теплоемкость определя- ется по отношению к единице ко- личества вещества, которое может измеряться по-разному. Используются следующие удель- ные значения теплоемкости: удель- ная массовая с Дж/(кг-К), удель- ная объемная с' Дж/(м3-К), удель- ная молярная р,с Дж/(кмоль-К). Эти величины взаимосвязаны меж- ду собой: = сц = 22,4 с , (3.20) где Vo — удельный объем при нормаль- ных физических условиях; 22,4 — объем одного киломоля в нормальных усло- виях, м3. В термодинамике почти всегда ис- пользуются понятия именно удельной теплоемкости, и поэтому принято на- зывать ее просто теплоемкостью (это и подразумевается далее в данной книге, при этом оговаривается, какая именно удельная теплоемкость имеет- ся в виду). Величина теплоемкости идеальных газов зависит от температуры, при которой проходит процесс теплооб- мена, и увеличивается с ее повыше- нием (у реальных газов теплоем- кость зависит и от давления). По- этому различают понятия средней теплоемкости ст\ч. для какого-то интервала температур (Л, t2 или Т\, Т2) и истинной теплоемкости с для данной температуры (/ или Т). Для определения истинных тепло- емкостей используются эмпирические формулы типа c = a + bt-\-dt2..., где a, b, d — постоянные коэффициенты (различные для каждого газа). В таких формулах часто ограничива- ются подсчетом лишь двух слагае- мых. Средняя теплоемкость определяет- ся экспериментально по количеству тепла q, подведенного к телу: cmI2 = 7-V- (3.21) l2 I, Значения средних теплоемкостей, обычно для интервалов температур (0°, /), приводятся в справочных таблицах. Если известны значения средних теплоемкостей cmOi и сто2 соответственно в интервалах темпе- ратур (0°, fi) и (0°, t2), то среднюю теплоемкость в интервале температур (С, t2) можно подсчитать по формуле (3.21). Для этого определим коли- чество теплоты qi2, необходимое для нагревания 1 кг газа от температуры t\ до температуры t2. Сначала полу- чим количества теплоты q0\ и q02,. необходимые для нагревания до тем- ператур /1 и t2 от нулевой температу- ры (0 °C): qo\ = cmo\ti и qo2 = cmo2t2. Тогда q\2 — qoi — qo \ — Cmozh — (3.22) Подставив значение gi2 в формулу (3.21), получим значение средней теплоемкости cm i2. По аналогии с формулой (3.22) можно получить более общие форму- лы для расчета количества теплоты Q12 на нагревание определенного количества газа (т, V или Л1) в диапазоне температур от t\ до t2: Ql2 = fncmi2(i2— /]) = ИСт 12(^2— Л) = = Mp,cmi2(t2 — /1). (3.23) Теплоемкости газов при постоян- ном давлении ср (в изобарном про- цессе) и при постоянном объеме си (в изохорном процессе) имеют в тер- модинамике особое значение, по- скольку такие процессы часто явля- ются предметом ее исследования. Эти теплоемкости часто называют изо- барной и изохорной — в соответст- вии с наименованием процесса. Каждая из этих теплоемкостей мо- жет быть массовой (истинной ср и cv или средней срт и сит), объемной (соответственно с'р, c'v и с'рт, c'vm) и мольной (р.ср, pcv и рсрт, pcvm). Выбор необходимой теплоемкости осуществляется в соответствии с конкретными условиями. При изохорном нагревании газа его объем не изменяется (u=const). 42
Следовательно, газ при этом не со- вершает механической работы, свя- занной с его расширением и прео- долением сопротивления внешних сил. При изобарном процессе (р = = const) нагревание неизбежно при- водит к расширению газа, увеличе- нию его объема, связанному с со- вершением механической работы против внешних сил. Поэтому оче- видно, что для нагревания одного и того же количества газа до одной и той же температуры в одинаковых условиях при изобарном процессе надо затратить больше теплоты, чем при изохорном. Следовательно, изобарная теплоемкость газа выше изохорной теплоемкости. Значения этих теплоемкостей свя- заны между собой. Немецкий врач Юлиус Роберт Майер установил в 1842 г., что хотя ср и cv зависят от природы газа, разность между ними почти одинакова для всех газов. Она равна работе, которую совер- шает газ при расширении за счет нагревания на один градус, т. е. удельной газовой постоянной R. Та- ким образом, сР — cv = R. (3.24) Это выражение называют уравне- нием Майера. Если умножить обе части уравнения на молярную массу р,, получим уср —- р.с0 — ц/? = Rp = = 8314 Дж/(кмоль-К), или цСр—рс„ = 8314 Дж/(кмоль-К).(3.25) Поскольку ср> си, их отношение Cp/cp — k больше единицы. Коэф- фициент k для идеальных газов яв- ляется постоянной величиной, зави- сящей лишь от природы газа. Для одноатомных газов &= 1,67, для двухатомных — k = 1,41. Теплоемкость смеси газов равна сумме произведений теплоемкостей составляющих на их доли, а именно Сем = Cig,-f-Csg's-f-.•• + +(3 26) + c„g„ ' ’ или Сем — с t г 1 -(- СгГ2 + • • + с'г, -(-... -(- (з 27) -{- СпГп- Основные термодинамические про- цессы. Изменения состояния идеаль- ного газа, связанные с подводом или отводом теплоты или совершени- ем работы, сводятся к изменению зна- чений его параметров состояния. В большом числе возможных процессов изменения параметров, связанных уравнением состояния pv = RT, мож- но выделить несколько основных, в которых какой-либо один из парамет- ров состояния не меняет своего зна- чения. В первую очередь можно ука- зать на процесс при постоянном объеме (u = const) —изохорный, процесс при постоянном давлении (p = const) —изобарный, процесс при постоянной температуре (Т = — const) —изотермический, про- цесс без теплообмена с внешней средой (q = 0)—адиабатный, про- цесс при постоянной теплоемкости (c = const) —политропный. Проведем анализ основных осо- бенностей этих процессов. Предва- рительно отметим следующее. Так как произвольное состояние газа определяется тремя параметрами (р, и, Т), это состояние можно пред- ставить точкой в трехмерном прост- ранстве с осями координат (р, и и Т). Чаще, однако, используют более про- стое графическое представление тер- модинамических состояний и про- цессов — на плоскости, обычно в ко- ординатах (р и и). Такой график процесса называют pv-диаграммой. Она позволяет оце- нить работу, совершаемую в про- цессе. С другой стороны, для оценки тер- модинамических процессов использу- ется еще один комбинированный па- раметр состояния, называемый энт- ропией S. В термодинамике имеет значение не само абсолютное зна- чение энтропии, а ее изменение в процессе (так же как и изменение внутренней энергии). Изменение энтропии AS определяется отноше- нием количества тепла Q, подведен- ного к телу (или отведенного от не- го), к средней температуре тела Тт. Удельное изменение энтропии As 43
подсчитывается по удельному коли- честву тепла q: \S = Q/Tm, \s = q/Tm. (3.28) Для подсчета изменения удель- ной энтропии «2 —Si используется следующее выражение: Г2 v2 As = S2 — Sj == Cv ln-zr— + /? In-. ' 1 V1 (3.29) С использованием энтропии стро- ятся так называемые энтропийные диаграммы термодинамических про- цессов, в которых по оси абсцисс откладывается энтропия s, а по оси ординат — или абсолютная темпера- тура Т (Ts-диаграмма) или удельная энтальпия i (is-диаграмма). Более наглядны в наших случаях изображения процессов в коорди- натах (Т, $), которые позволяют судить о степени использования теп- лоты в рассматриваемых процессах. Анализ каждого из основных про- цессов проведем в следующей по- следовательности: рассмотрим урав- нения и графики процесса в коор- динатах (р, v) и (Т, $), установим соотношения между изменяющимися в процессе параметрами, получим формулы для подсчета работы, коли- чества теплоты и изменения внут- ренней энергии газа. Основные результаты этого иссле- дования сведены в табл. 3.1. Изохорный процесс (рис. 3.1) про- текает при нагревании или охлаж- дении газа в замкнутом сосуде, т. е. при неизменном объеме. Его урав- нение u = const. В координатах (р, v) этот процесс изображается верти- кальной линией — изохорой 1—2 (рис. 3.1, а). Уравнения состояния для точек 1 и 2 соответственно будут piVy = R7\ и p2V\ = RTi. Разделив одно на другое, получаем соотношение между пара- метрами состояния этих точек Pi/P2 = 7’1/7,2, являющееся выраже- нием закона Шарля, рассмотренного выше: в изохорном процессе давле- ние газа изменяется прямо пропор- ционально его температуре. Таблица 3.1. Соотношения между параметрами состояния в основных термодинамических процессах Процесс Уравнения процесса Соотношения между переменными параметрами Механическая работа Теплота Изохорный о = const Pl _ Р2 Ту Т2 1 = 0 q=c»(T2 — Ti) Изобарный р — const 0| 1>2 Ту г2 l = p(v2— Vy) = = R(T2—Ty) <7 = cp(T2 — T1) Изотерми- ческий Г=con st (pv=const) Р|0| =р2У2 /=/?TirA= P2 = RTin^ Vi q=i Адиабатный As=O (<7==°) (ргг=con st) PlVl=p2V2 TyV\~'= T2v2~' 11 г №^5 1 । 1 1 TO to a К» q = 0 Политроп- ный po" = const ptv1=p2vi Tyv"-' = T2vn-' f Р1Ш—P2P2 n — 1 _R<Ty — T2) n— 1 ^с’П-^т2-т^ 44
При подводе теплоты к газу дав- ление и температура газа повышают- ся (от точки 1 к точке 2), при отводе теплоты — понижаются (от точки 2 к точке 1). В изохорном процессе, как это следует из его определения, работа, связанная с изменением объема, равна нулю (/ = 0). Иными словами, в процессе работа не совершается. Поэтому вся подведенная теплота идет на повышение внутренней энер« гии, т. е. qv=^uv=cvm(T2—Ti). (3.30) Из уравнения (3.29), так как в изохорном процессе ln(u2/vi) = lnl =*= = 0, следует, что изменение энтропии в процессе \sv — cvm\r\{T2/T\). (3.31) Это выражение представляет собой уравнение процесса в переменных (Г, s). Графически процесс в координатах (Г, s) показан на рис. 3.1, б. Пло- щадь под кривой 1—2, так как по определению (3.28) Tm&s^q, равна количеству тепла, участвующему в процессе. Изобарный процесс (рис. 3.2) про- текает при постоянном давлении, например при нагревании или охлаж- дении газа в цилиндре, на поршень которого действует постоянная по величине сила. Уравнение процесса р = const. В координатах (р, о) гра- фиком процесса (см. рис. 3.2, а) является прямая 1—2, параллельная оси абсцисс, называемая изобарой. При подводе тепла температура и объем газа увеличиваются (процесс идет от точки 1 к точке 2), при отводе тепла — уменьшаются (от точки 2 к точке /). Уравнения состояния для этих то- чек соответственно выглядят так: piV\ — RT] и ptV2 — RT2. Разделив первое на второе, получаем соотно- шение параметров в процессе v\/v2 = T\/T2, являющееся выраже- нием закона Гей-Люссака, рассмот- ренного ранее: в изобарном процессе удельные объемы газа изменяются прямо пропорционально его темпера- туре. Изменение энтропии в процессе определяется по уравнению (3.29), из которого с учетом закона Гей- Люссака и уравнения Майера (3.24) следует Asp = cpmln(7'2/7’1). (3.32) В координатах Т, s график про- цесса показан на рис. 3.2, б. Сравнение выражений (3.32) и (3.31) показывает, что одному и тому же изменению температур (от Т\ до Тг) в изобарном процессе соот- ветствует большее изменение энтро- пии (так как ср> си). Следовательно, в координатах Т, s изохора круче изобары. Количество теплоты, подведенной в процессе при постоянном давле- нии, составляет qp^Cprntb-Ti). (3.33) Работа расширения (или сжатия) газа при постоянном давлении опре- деляется, как в любом процессе, площадью под графиком процесса на ри-диаграмме. В данном случае 1Р=р(у2— °i)- Изменение внутренней Рис. 3.1. Изохорный процесс (t»=const) Рис. 3.2. Изобарный процесс (p=const) 45
энергии газа в процессе Аир = — cvm(J2 — Т[). Изотермический процесс (рис. 3.3) протекает при неизменной темпера- туре. Его уравнение 7’=const, или, по закону Бойля — Мариотта, pv = = const, на основе которого и уста- навливается соотношение между па- параметрами процесса v\lv2 — p2/p\'. в изотермическом процессе давления газов обратно пропорциональны их объемам. Таким образом, в коорди- натах р, v график процесса — изо- терма—представляет собой равно- бокую гиперболу (рис. 3.3, а). При подводе теплоты газ расширяется и совершает работу, при отводе тепло- ты — сжимается. Так как в изотермическом про- цессе температура газа не меняется, следовательно, не меняется и его внутренняя энергия. В этом случае, очевидно, что в соответствии с пер- вым законом термодинамики вся под- веденная теплота преобразуется в механическую работу. Изменение энтропии в процессе можно получить из выражения (3.29), если иметь в виду, что ln(7’2/7’i) = lnl =0. Тогда Asr=/?ln(v2/vi). (3.34) В координатах Т, s (рис. 3.3, б) график процесса 7’ = const представ- ляет собой прямую линию, парал- лельную оси абсцисс. Площадь под этой линией T\s = q — по опре- делению энтропии. Так как q = l, как было показано выше, то получаем формулы для количества теплоты и механической работы: Адиабатный процесс (рис. 3.4) протекает без теплообмена газа с внешней средой (д = 0). Для того чтобы процесс изменения состояния газа был адиабатным, его надо проводить, например, в цилиндре с поршнем, выполненных из материа- лов, не проводящих тепло. В действи- тельности абсолютно нетеплопровод- ных материалов нет, но тем не менее часто можно некоторые быстропро- текающие процессы в тепловых ма- шинах считать приближенно адиа- батными. При большой скорости процесса за малый промежуток вре- мени, в течение которого он проте- кает, рабочее тело не успевает отдать или получить сколько-нибудь замет- ные количества теплоты. Поэтому с практической точностью теплообме- ном в такой форме можно прене- бречь. Таким образом, при отсутствии внешнего теплообмена в адиабатных процессах расширение или сжатие газа происходит только вследствие изменения его внутренней энергии. Так как в процессе q = 0, то в соот- ветствии с уравнением (3.28) изме- нения энтропии не происходит. Поэ- тому уравнением процесса можно считать выражение As = 0. При расширении газа (уменьше- нии внутренней энергии) его темпе- ратура понижается, при сжатии (увеличении внутренней энергии) по- вышается. Графиком этого процесса в коор- динатах р, ц(рис. 3.4, а) служит линия — адиабата, которая так же, как изотерма, является гиперболой, Рис. 3.3. Изотермический процесс (7" = const) Рис. 3.4. Адиабатный процесс (s=const) 46
Ее уравнение выглядит так: pv* = const, (3.36) где k = cp/cv — показатель адиабаты, представляющий собой отношение изобарной и изохорной теплоемкос- тей. Из уравнения (3.36) вытека- ют следующие соотношения между параметрами процесса: Р1/Р2 = (v2/vj)*; Т{/Т2 = (v2/vi)k~l; fe-1 Ti/T2 = (pi/p2) k . (3.37) Работа в адиабатном процессе, равная изменению внутренней энер- гии газа, определяется следующими выражениями: l=cvm(T,-T2) (3.38) и / = -у^Т(Р!У1 — р2^)- (3.39) В координатах Т, s (рис. 3.4, б) графиком адиабатного процесса яв- ляется прямая, параллельная оси ординат: процесс проходит без изме- нения энтропии. Взаимное расположение графиков основных термодинамических про- цессов на pv- и Гх-диаграммах характеризуется рис. 3.5, где показа- ны рассмотренные пути перехода состояния идеального газа из исход- ной точки 1 (pi, ui, Т\, si) в точки 2 с расширением газа или отводом теплоты (сплошные линии) и в точки 3 при сжатии или подводе теплоты (пунктирные линии). На ри-диаграмме (рис. 3.5, а) необходимо обратить внимание на взаимное расположение адиабаты и изотермы. При адиабатном расшире- нии (линия 1—2а) давление газа падает быстрее, чем при изотерми- ческом (линия 1—2т). Это объясня- ется следующими причинами. Так как адиабатный процесс проходит без подвода теплоты, расширение газа возможно лишь за счет умень- шения его внутренней энергии, т. е. снижения температуры. При изотер- мическом процессе температура неиз- менна (по определению) и расшире- ние газа является следствием как подвода теплоты, так и уменьшения внутренней энергии. Следовательно, температура газа при адиабатном расширении (см. линию 1—2а на рис. 3.5, б) ниже неизменной тем- пературы Т\, при которой происходит изотермическое расширение. А так как давление газов по уравнению состояния при одной и той же вели- чине объема (например, и2 на рис. 3.5,а) пропорционально температу- ре, то меньшей температуре адиабат- ного расширения соответствует мень- шее давление. Таким образом, при расширении адиабата 1—2а падает круче изо- термы 1—2т. При сжатии газа (влево от точки 1 на рис. 3.5, а) адиабата 1—За также идет круче изотермы 1—Зт, потому что при адиабатном сжатии теплота не отводится и температура газа в процессе 1—За (см. рис. 3.5,6) будет выше температуры Т\ процесса 1—Зт, а следовательно, и давление газа при одном и том же значении объема (и3 на рис. 3.5, а) в адиабатном сжатии 1—З'а всегда будет выше, чем в изотермическом (1~3т). На Гх-диаграмме (см. рис. 3.5, б) следует рассмотреть взаимное распо- ложение изохоры и изобары. При подводе теплоты к газу его темпера- тура от значения Т\ повысится до Т2. Однако так как ср> cv, в изобар- ном процессе (линия 1—26) для этого потребуется большее количест- во теплоты и, как следствие, при оди- наковой средней температуре процес- Рис. 3.5. Сравнение графиков идеальных тер- модинамических процессов 47
ca 7’m=^_(7’l + 7’2) большее измене- ние энтропии ($26—«1),ЧеМ ($2х — $1) в изохорном процессе (линия 1—2х). Таким образом, изохора круче изо- термы и при одинаковом приращении энтропии (например, $2х— si) темпе- ратура газа в изохорном процессе всегда будет выше, чем в изобарном. Политропные процессы. Рассмотренные выше и приведенные на рис. 3.5, а основные процессы характерны тем, что в каждом из них один из параметров состояния (р, v, Ths) оставался неизменным. Очевидно, что каждый из этих процессов поэтому является частным случаем из неограничен- ного множества возможных процессов, в кото- рых изменяются все параметры состояния. Ясно, например, что, если расширение газа, т. е. переход газа из состояния с объемом о, (точка 1) в состояние с большим объемом, возможно по направлениям 1—26 (изобара), I—2а (адиабата) и 1—2т (изотерма), то эти направления не исчерпывают всех воз- можных процессов расширения. Практически вся полуплоскость вправо от изохоры Зх—1— 2х представляет собой поле, в котором могут проходить процессы расширения газа из состояния 1 (pi, 01). Такие процессы назы- ваются политропными (их кривые показаны на рис. 3.5, а штрнхпунктиром). Все они подчиня- ются общему уравнению политропных про- цессов: pn" = const, (3.40) в котором п — показатель политропы (так называют кривые этих процессов), который может принимать в разных процессах различ- ные значения. Нетрудно показать, что уравне- ния всех рассмотренных выше и показанных на рис. 3.5, а процессов являются частными случаями уравнения (3.40), отличающимися друг от друга значениями показателя п. Действительно, из уравнения (3.40), при п = 0, так как р°=1, получаем р = const — уравнение изобарного процесса; при п = 1 получаем рц = const — уравнение изотерми- ческого процесса; при n — k — уравнение адиабатного процесса. Если преобразовать уравнение (3.40), извлекая из обеих его час- 1 тей корень rt-ной степени, к виду рлц = const, нетрудно увидеть, что при п=±оо пока- затель степени 1/п обращается в нуль, и, так как р°=1, получаем n = const—уравне- ние изохорного процесса. Рассмотрим результаты этого анализа на рц-диаграмме (см. рис. 3.5, а), сопоставляя линии рассмотренных процессов расширения с полученными значениями показателей политропы. Тогда становится ясно, напри- мер, что в участке плоскости pv вправо от точки 1 между линиями 1—26 (п — 0) и 1—2т (/1—1) могут протекать процессы изменения состояния газа при расширении, если их показатель политропы находится в диапазоне от нуля до единицы (0<д<1). Между кривыми 1~2т (д=1) и 1—2а (n = k) могут протекать процессы расширения, характер- ные тем, что ICrtCfe. Часть плоскости между кривыми 1—2а (адиабата) и 1—2х (изохора) является полем множества процес- сов, в которых k<zn<z оо, а четверть плос- кости вправо и вверх от изохоры /—Зх и изо- бары 1—26 является полем множества поли- тропных процессов расширения, в которых показатель политропы имеет отрицательные значения. Характерно, что графики этих про- цессов будут не гиперболическими, а парабо- лическими кривыми, так как уравнение р/пл —const есть уравнение параболы. Соотношения параметров состояния для политропных процессов аналогичны соот- ношениям параметров в адиабатном процес- се — уравнениям (3.36). В них необходимо только показатель адиабаты k заменить по- казателем политропы п (см. также табл. 3.1). аналогично по уравнению (3.39) с заменой k на п определяется механическая работа этих процессов. Количество теплоты, участвующей в политропных процессах, определяется выра- жением <7 = с„(Г2-Г!), (3.41) где сп — теплоемкость в политропном про- цессе. Ее величина определяется следующим образом; = <3-42) Формула (3.42), как и все формулы для политропных процессов, универсальна. Так, при п = 0 получаем cn = cvk = cp. Термодинамические циклы. При рассмотрении основных термодина- мических процессов было показано, что в некоторых процессах может совершаться в определенных усло- виях при расширении газа механи- ческая работа. Следовательно, воз- можно использование таких процес- сов в тепловых машинах, предназ- наченных для преобразования тепло- ты в работу. Однако для того чтобы это преобразование в тепловой машине могло происходить непре- рывно (в течение определенного вре- мени), необходимо, чтобы рабочее тело после расширения было бы возвращено в первоначальное, исход- ное, состояние, т. е. сжато для возможности последующего расши- рения. Очевидно, что сжатие должно 48
осуществляться иным процессом, чем расширение, чтобы затрата работы на сжатие была бы меньше работы, получаемой при расширении. Таким образом, для непрерывного преобразования теплоты в работу необходимо использование рабочего тела в замкнутой последовательности процессов с периодическим возвра- щением в первоначальное состояние. Замкнутая совокупность термодина- мических процессов такого типа называется в термодинамике круго- вым процессом, или термодинами- ческим циклом. На pv- и Тх-диаграммах круговой процесс изображается замкнутой кривой. Цикл, показанный на рис. 3.6, а, характерен тем, что работа расширения /21 (площадь под кри- вой 2—а—1) больше работы сжатия /12 (площадь под кривой 1—б—2). Поэтому в результате цикла будет получена полезная механическая ра- бота / = /21-/12 (площадь замкнуто- го контура). На Ts-диаграмме (рис. 3.6, б) площади под соответ- ствующими кривыми характеризуют распределение теплоты: qi2—под- веденная теплота, ^21 — отведенная теплота, q = qi2— ^21 — теплота, пре- образованная в работу. Так как в цикле изменения внут- ренней энергии не происходит (ра- бочее тело возвращается в исходное состояние, поэтому Аи = 0), то ис- пользованное тепло равно полезной работе: q — l. Рассмотренный цикл, осущест- вляющийся на pv- и Тх-диаграммах по часовой стрелке, называется пря- мым циклом, или термодинамичес- ким циклом тепловых двигателей, преобразующих теплоту в работу. По обратному циклу (против часо- вой стрелки) работают холодильные машины, затрачивающие работу на отбор теплоты. Эффективность теплового двигате- ля будет тем выше, чем большая часть подведенной теплоты преобра- зуется в работу. Степень эффектив- ности цикла оценивается его терми- ческим к.п.д.: О / Ч12 <721 , <721 ТЦ = = ----= ---------= 1--------- <712 <7|2 <712 <712 (3.43) Из выражения (3.43) следуют два вывода: при преобразовании тепла в работу часть подведенного тепла qzi должна неизбежно быть отдана рабочим телом и не может быть преобразована в работу; термичес- кий к.п.д. цикла всегда меньше еди- ницы, так как g2i> 0. Цикл Карно. Французский инже- нер Сади Карно в 1824 г. пред- ложил и исследовал теоретический идеальный цикл, эффективность ко- торого должна быть наибольшей возможной. Цикл Карно (рис. 3.7) состоит из четырех процессов: двух изотермических (ab и cd) и двух адиабатных (Ьс и da). Такой цикл можно было бы воспроизвести в теп- ловой машине, в которой рабочее тело (идеальный газ) находится внутри рабочего цилиндра и отделе- но от внешней среды поршнем. Все элементы конструкции машины (дно и стенки цилиндра, поршень) должны быть абсолютно нетеплопро- водными. Однако в изотермических процессах дно цилиндра должно попеременно сообщаться с источни- Рис. 3.6. Произвольный круговой процесс (цикл) Рис. 3.7. Цикл Карно 49
ком теплоты с температурой Т\ или с теплоприемником (холодиль- ником) с температурой /2, причем Т2<ТЬ Рассмотрим процессы, составляю- щие этот цикл. Начало цикла опре- деляется точкой с, состояние тела в которой определяется параметра- ми рс, vc, Тс и sc, причем Тс — Т\; Sc = St>. Изотермическое расширение cd происходит при контакте дна цилинд- ра с источником теплоты. Рабочее тело при температуре Т\ получает количество тепла q\ = Ti(sa— sc) и расширяется изотермически по линии cd, совершая механическую работу за счет полученной теплоты. В точке d (pd, Vd, Td и sd) контакт рабочего тела с источником теплоты прекра- щается (дно цилиндра становится нетеплопроводным). Адиабатное расширение da явля- ется продолжением процесса. Даль- нейшее расширение, связанное с со- вершением работы за счет внутрен- ней энергии, приводит к снижению температуры и давления газа соот- ветственно до значений Та = Т2 и ра- В точке а рабочее тело через дно цилиндра вступает в контакт с тепло- приемником, имеющим ту же темпе- ратуру. Изотермическое сжатие ab проис- ходит медленно, теплота, выделяю- щаяся при этом, полностью отводит- ся в теплоприемник. Таким образом, работа внешних сил, затрачиваемая на сжатие, в виде теплоты в коли- честве <72= T2(sa-—Sb) переходит в теплоприемник, а внутренняя энергия тела не меняется (7'a(, = 7,2 = const). Давление газа возрастает до вели- чины рь при уменьшении объема до Vt,. В точке Ь дно цилиндра тепло- изолируется. Адиабатное сжатие Ьс продолжает процесс ab, но без теплообмена с внешней средой. Работа внешних сил увеличивает внутреннюю энер- гию. В результате температура и давление рабочего тела повышаются до Т\ = ТС и рс. Таким образом, ра- бочее тело приходит в свое перво- начальное термодинамическое состо- яние. Цикл cdabc завершен. Пло- щадь контура cdabc на рц-диаграмме равна полезной работе цикла (раз- ность работы расширения 1\ и ра- боты, затраченной на сжатие 12). На Тх-диаграмме площадь кон- тура cdabc — это количество тепло- ты, преобразованной в работу (раз- ность <71 — <72). Так как теплота —q2 преобразуется в работу в идеальном цикле без потерь, то пло- щади контуров на обеих диаграммах равны. Термический к.п.д. цикла Карно можно определить по формуле (3.43): <7, r2(s„ — S3 Г, л = 1 -21 = 1 1 --Д. <7| Л(-%-Ъ) С (3-44) Следовательно, термический к.п.д. цикла будет тем ближе к единице (но всегда меньше нее), чем больше будет температура источника тепло- ты Т\ и чем ниже — температура теплоприемника Т2. Рабочие циклы реальных тепловых машин отличаются от идеальных ус- ловий протекания процессов по циклу Карно. Поэтому их к.п.д. т| ниже теоретического к.п.д. т]< цикла Карно. Степень приближения отношения т]/т]1 к единице оценивает степень совершенства реальных цик- лов. Второй закон термодинамики, открытый Сади Карно, имеет несколько различных формулировок, смысл которых состоит в определении условий преобразования тепло- ты в работу и ограничений возможностей использования этой работы. Главные поло- жения второго закона термодинамики уста- новлены выше при анализе цикла Карно и применительно к двигателям сводятся к сле- дующему. 1. Для преобразования теплоты в меха- ническую работу необходим температурный перепад между источником теплоты и тепло- приемником (принцип Карно). 2. Вся подведенная теплота не может быть использована для преобразования в работу — ее часть должна быть отведена в тепло- приемник, т. е. к внешним телам, имеющим температуру ниже температуры источника теплоты. 50
К холодильным машинам, работающим по обратному циклу, относится еще одна формулировка второго закона термоди- намики: теплота не может самопроизвольно без затраты внешней работы переходить от тела с меньшей температурой к телу с большей температурой. 3.2. ИДЕАЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ ТЕПЛОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Идеальный цикл Карно является циклом с подводом теплоты при постоянной температуре (7' = const), т. е. в медленном изотермическом процессе. Практически трудно пред- ставить возможность осуществления такого процесса в реальных тепло- вых машинах. Поэтому рассмотрим особенности теоретических (идеаль- ных) циклов, в которых тепло- та подводится к рабочему телу в иных условиях, а именно при по- стоянных объеме (y = const) или дав- лении (p = const), а также смешан- ного цикла. Циклы характеризуются в первую очередь степенью сжатия рабочего тела: е = v\/v2, являющей- ся геометрической характеристикой конкретного двигателя. Цикл с подводом теплоты при пос- тоянном объеме. Цикл (рис. 3.8) состоит из двух адиабат (/—2 и 3— 4) и двух изохор (2—3 и 4—1) и начинается в точке 1 (р\, ги, Ti и si). От точки 1 до точки 2 сжа- тие газа происходит без теплообмена со средой (адиабатный процесс) за счет внешней приложенной работы. По изохоре 2—3 к рабочему телу подводится теплота q\, при этом дав- ление возрастает с р2 до рз (1. — рз/р2 — степень повышения давления). За- тем рабочее тело расширяется по адиабате 3—4, совершая механичес- кую работу. В конце этого процесса по изохоре 4—1 отводится во внеш- нюю среду теплота q2. Определим параметры состояния рабо- чего тела в основных точках цикла и ха- рактеристики процессов. Точка 2 — конец адиабатного сжатия. На основании уравнения (3.37): pi(»t/t»2)*= pie*; u2 = oi/e; (3.45) 7’2 = 7’l(y1/o2)*-' = 7’|8ft-1. Изохорный подвод теплоты 2—3: q\ = = с1>(Тз — Тг). Точка 3—конец изохорного подвода теп- лоты: рз = Р2^ = р|в‘Х; vs = о2 = 01 /е; 7’з = Т2Х = Г|8*-1Х. (3.46) Точка 4 — конец адиабатного расширения: р4 = Рз(0з/04)* = Рз/е‘ = р|А.; u4 = fi; Т4 = Тз(оз/»4) * -1 = Тз/е*-1 = ТА, (3.47) где оз/о4 = о2/о| = 1/е. Изохорный отвод теплоты 4—1: q2 = c„(Ti— -т,). Термический к.п.д. цикла Т4 - Т, 1 (3.48) 7 3 1 2 8 зависит от степени сжатия е и увеличивается с ее увеличением. Цикл с подводом теплоты при по- стоянном давлении. Цикл (рис. 3.9) состоит из адиабат 1—2 и 3—4, изо- бары 2—3 и изохоры 4—1. Подвод теплоты в данном цикле отличается от предыдущего и происходит при изобарном расширении газа 2—3, ко- торое характеризуется степенью предварительного расширения р = = V3/V2. Параметры точек и процессов цикла. Точка 2—конец адиабатного сжатия — по формуле (3.45). Изобарный подвод теплоты 2—3: qt = = с„(Тз-Т2). Точка 3 — конец изобарного подвода теплоты: Рз = Р2 = Р1е‘; Цз = Ц2Р = (У1р/е; 7’з = Т|ре*-1 (3.49) Точка 4 — конец адиабатного расширения: p4 = pip*; У4 = Уь Tt = Ttpk. (3.50) Рис. 3.8. Идеальный цикл с подводом теплоты при постоянном объеме (по изохоре 2—3) 51
Рис. 3.10. Идеальный цикл со смешанным подводом теплоты (по изохоре 2—3' и изо- баре 3'—3) Рис. 3.9. Идеальный цикл с подводом теплоты при постоянном объеме (по изобаре 2—3) Изохорный отвод = с„(Г4-Г,)- Термический к.п.д. теплоты 4—1: qi = цикла ^4 Л _ । р* — 1 fe(T3— Т2) (р — 1) (3.51) увеличивается с возрастанием степени сжатия в и уменьшается с увеличением р. Цикл со смешанным подводом теп- лоты. Цикл (рис. 3.10) представляет собой комбинацию двух предыдущих. Он состоит из адиабат 1—2 и 3—4, изохор 2—3' и 4—1 и изобары 3'—3. В этом цикле часть теплоты q\ = cv(T’3— Гг) подводится при пос- тоянном объеме, другая часть q"= — Ср(Тз-Тз') —при постоянном давлении, причем q'i + q"=q\. Параметры процесса: Точка 2 — конец адиабатного сжатия — по формуле (3.45). Точка 3' — конец изохорного подвода теплоты: Рз = Р-2- = v3 = t»2 = n,/8; T3=T^-'K (3.52) где Х=рз/Рг- Точка 3 — конец изобарного подвода теплоты — по формуле (3.49). Точка 4 — конец адиабатного расшире- ния: Р4 = Р1Р*^-; V4 = vi; Т4=Т)рЧ. (3.53) Термический к.п.д. цикла т4 - т, ~ 1 ~ (П-т2) + Чг3-т3) ~ 1 ~ __________^Р* ~ '______ (з 54) г‘-'[Х- 1 + Wv(p- I)]' возрастает с увеличением е и Л. и уменьшается с повышением р. Фор- мула (3.54) для термического к.п.д. цикла является наиболее общей, уни- версальной. При <р=1 формула (3.54) приводится к виду (3.51), а при р = 1 — к виду (3.48). Сравнение к.п.д. трех идеальных циклов показывает, что при одинако- вых значениях степени сжатия е наи- большее значение г]/ имеет цикл с изохорным подводом теплоты, наи- меньшее — с изобарным. При одина- ковых значениях наибольших давле- ний в цикле (на которые рассчи- тывается прочность конструкции) большее значение термического к.п.д. гр достигается в цикле с изобарным подводом теплоты, меньшее — в цик- ле с изохорным подводом теплоты. При одинаковых наибольших темпе- ратурах термический к.п.д. цикла с изобарным подводом теплоты также выше, чем к.п.д. изохорного цикла. Смешанный цикл во всех случаях по величине к.п.д. занимает проме- жуточное положение между этими циклами. Использование идеальных циклов для анализа рабочих процессов поршневых двигателей внутреннего сгорания (д.в.с). Идеальные циклы, рассмотренные выше, основаны на следующих условиях: рабочее тело— идеальный газ с постоянной, не за- висящей от температуры теплоем- костью; количество, состав и свойст- ва рабочего тела за время цикла не меняются; теплота к рабочему телу подводится от внешнего условного источника; процессы сжатия и рас- 52
ширения являются адиабатными, т. е. проходят без теплообмена с внешней средой; теплота отводится от рабочего тела к внешнему услов- ному теплоприемнику. Строго говоря, все эти предпо- сылки не соблюдаются в двигателях внутреннего сгорания, рабочие про- цессы которых, так же как и идеаль- ные циклы, протекают внутри цилин- дра с подвижным поршнем. Рабочи- ми телами в них на разных этапах цикла являются воздух, смесь возду- ха с парами топлива, газы — про- дукты сгорания топлива. Стало быть, состав и количество рабочего тела в цикле меняются, во время расшире- ния или сжатия часть теплоты рас- сеивается во внешнюю среду. Про- цесс подвода теплоты фактически является горением топлива, а отво- да — выбросом (рабочий процесс не является циклическим — он разомк- нут) продуктов сгорания в атмосфе- ру и т. п. Однако рабочие газы в двигате- лях находятся при довольно высо- ких температурах и относительно невысоких давлениях, что делает их свойства близкими к свойствам идеальных газов. Одно обстоятель- ство, что атмосферный воздух на 77 % состоит из азота, который не участвует в горении и не меняет своего количества, состава и свойств в цикле, уже позволяет утверждать, что, по крайней мере, у трех четвер- тей массы рабочего тела не меняются свойства. Поэтому и у всей массы они изменяются мало. Такие оговор- ки с достаточной для практики точностью позволяют использовать для анализа реальных рабочих про- цессов д.в.с. закономерности, полу- ченные при исследовании идеальных циклов. Поэтому обычно вместо реального цикла д.в.с. рассматривается работа идеальной циклической установки, использующей воздух в качестве рабочего тела и имеющей такую же степень сжатия, как и д.в.с. Говорят, что такая установка работает по стандартному воздушному циклу. С ее работой и сравнивается эф- фективность рабочего процесса реального двигателя. Надежность сравнения возрастает из-за внешнего сходства между индикаторной диа- граммой реального д.в.с. (зависи- мость давления от объема цилиндра) и диаграммой состояния (рц-диа- грамма) соответствующего воздуш- ного цикла. Имеются три таких стандартных воздушных цикла. 1. Цикл Отто, или цикл быстрого сгорания, соответствующий идеаль- ному циклу с подводом тепла по изохоре. Цикл был разработан фран- цузом Бо де Роча в 1862 г. и при- менен позднее в своем двигателе немецким инженером Николасом От- то. 2. Цикл Дизеля, или цикл посте- пенного сгорания, соответствующий идеальному циклу с изобарным под- водом теплоты. Цикл назван по име- ни изобретателя двигателя с воспла- менением от сжатия Рудольфа Дизе- ля, немца по национальности, родив- шегося и работавшего во Франции. 3. Смешанный цикл, соответствую- щий идеальному циклу со смешан- ным подводом теплоты. Параметры состояния рабочего те- ла и характеристики процессов в стандартных воздушных циклах с достаточной точностью могут опре- деляться по аналогичным зависимос- тям для идеальных циклов. Теоретические циклы газотурбин- ных двигателей. Газотурбинным двигателем (ГТД) называется тепло- вой двигатель лопаточного типа, работающий на горячих газах — продуктах сгорания топлива. ГТД (рис. 3.11) состоит из компрессо- ра К, подающего воздух, необходи- мый для сгорания топлива, камеры сгорания С, в которой непрерывно протекает горение топлива, и газовой турбины Т, на лопатках которой газы расширяются и совершают ра- 53
Тепл Рис. 3.11. Схема газотурбинного двигателя боту, вращая ротор ГТД. От вала ротора отбирается мощность (до 75 %) для привода компрессора. Оставшаяся часть — это полезная мощность ГТД. Рабочий процесс такой установки, строго говоря, нециклический. Через ГТД проходит непрерывно установившийся поток газа по разомкнутой схеме. Однако так как воздух засасывается из атмосферы, а газы возвращаются также в среду с тем же атмосфер- ным давлением, это дает возмож- ность условно замкнуть цикл и счи- тать процесс циклическим. Особенностью простейших идеаль- ных циклов, используемых в ГТД, является отвод тепла при постоянном давлении, т. е. по изобаре. Таких циклов может быть два — в зависи- мости от способа подвода теплоты — по изобаре или по изохоре. Цикл ГТД с подводом теплоты по изобаре (рис. 3.12) состоит из двух адиабат (/—2 и 3—4) и двух изобар (2—3 и 4—/). По линии 1—2 протекает адиабатный процесс сжатия рабочего тела (воздуха) в компрессоре, по изобаре 2—3 подвод теплоты — горение топлива в камере сгорания. По линии 3—4 протекает адиабатный процесс расширения га- за на лопатках турбины. Линия 4—1 представляет собой изобарный отвод теплоты (выпуск газов в атмосфе- ру). По такому циклу работают турбореактивные двигатели самоле- тов. Термический к.п.д. цикла опреде- ляется по выражению (3.48), где под e = i>i/t)2 подразумевается степень сжатия воздуха в компрессоре, с уве- личением которой к.п.д. цикла воз- растает. Газ, выходящий из турбины в окружающую среду, имеет темпе- ратуру Ti, более высокую, чем темпе- ратура воздуха Ti после сжатия в компрессоре. Это дает возможность усовершенствовать работу установки путем использования теплоты уходя- щих газов для предварительного подогрева воздуха перед его поступ- лением в камеру сгорания (регене- рация) . Цикл ГТД с подводом тепла по изохоре (рис. 3.13) состоит из двух адиабат (/—2 и 3—4), изохоры (2—3) и изобары (4—1). Термический к.п.д. такого цикла £ 11/* _ 1 (3-55) где Х = р3/Р2 — степень повышения дав- ления газа при сгорании топлива. Очевидно, что к.п.д. этого цикла ниже, чем цикла с изобарным под- водом теплоты. Рис. 3.12. Идеальный цикл ГТД с подводом теплоты при постоянном давлении (по изоба- ре 2—3) Рис. 3.13. Идеальный цикл ГТД с подводом теплоты при постоянном объеме (по изохо- ре 2—3) 54
3.3. ТЕОРИЯ ТЕПЛООБМЕНА Способы передачи тепла. Преобра- зование теплоты в механическую ра- боту в двигателях внутреннего сго- рания и газотурбинных установках, охлаждение тяговых электрических машин и аппаратов, подогрев топли- ва, охлаждение наддувочного возду- ха и многие другие процессы на тепловозах сопровождаются тепло- обменом, т. е. передачей тепловой энергии (теплоты) от одного тела к другому. Природа тел, между которыми проходит теплообмен, мо- жет быть различной, в теплообме- не могут участвовать твердые, жид- кие и газообразные тела. Теплота может передаваться либо непосред- ственно от тела к телу (например, от твердого тела к твердому, жидко- му или газообразному или наоборот), либо более сложными путями (на- пример, от твердого тела к твердо- му, но не непосредственно, а через промежуточный теплоноситель — жидкость или газ). Передача тепла между жидкими и газообразными телами также может проходить либо непосредственно (при их смешивании или через свободную поверхность жидкости), либо через разделяющую их потоки перегородку (твердую стенку). В соответствии со вторым зако- ном термодинамики необходимым условием теплообмена является на- личие разности температур между телами. Иными словами, естествен- ным путем тепловая энергия может переходить от более нагретого тела к менее нагретому, но не наоборот. Процессы теплообмена являются сложными физическими явлениями. Из физики известно, что в природе имеют место три различных способа переноса тепла: теплопроводность, конвекция, излучение (радиация). Теплопроводность — это передача тепла внутри одного и того же тела между его частями, имеющими различную температу- ру. Более подвижные (т. е. более нагретые) частицы тела (молекулы, атомы) при непосредственном соприкосновении передают часть своей энергии менее подвижным, т. е. более холодным частицам. Процесс тепло- обмена теплопроводностью имеет место глав- ным образом в твердых телах, частицы ко- торых более сближены друг с другом. Так, при нагревании металлического листа водном месте, например при его сварке, спустя не- которое время можно обнаружить, что по- высилась температура и других участков листа, которые непосредственно не нагрева- лись: тепло распространилось теплопровод- ностью. В тепловых процессах капельных жидкос- тей, а тем более газов, теплопроводность играет малую роль (теплопроводность жид- костей и газов невелика). Конвекция — перенос тепла в процессе пе- ремещения н перемешивания более нагретых и менее нагретых частиц. Такой процесс может иметь место в среде с подвижными частицами, т. е. в капельных жидкостях и газах. Обычно конвекция сопровождается обменом энергией между этими частицами — теплопроводностью. Такой процесс называют конвективным теплообменом. Его интенсив- ность зависит от состояния, скорости и харак- тера движения жидкости. Перемещение жид- кости может быть как естественным, так и вынужденным. Естественное (свободное) пе- ремещение частиц возникает в результате раз- ности плотностей более нагретых и менее нагретых объемов жидкостей в сосуде. Если прозрачный сосуд с капельной жидкостью подогревать снизу, то можно увидеть восхо- дящие струйки жидкости. Они вызваны тем, что в нагретой части объема жидкости (у дна) плотность жидкости меньше плот- ности ее верхних слоев. Из-за разности плотностей нагретых и хо- лодных слоев в соответствии с законами гидростатики возникает подъемная сила, под действием которой нагретые частицы снизу перемещаются вверх, перенося с собой свою энергию (теплоту). Такое явление называют естественной конвекцией. Одновременно с конвекцией часть теплоты передается тепло- проводностью при непосредственном сопри- косновении между частицами жидкости. Сле- довательно, явление конвекции обусловли- вает перенос теплоты в объеме жидкости как за счет непосредственного соприкосновения между частицами жидкости (теплопровод- ности), так перемещения частиц жидкости в объеме при естественном их движении. При подводе тепла к жидкости сверху свободного перемещения частиц жидкости в сосуде не будет. В этом случае тепло в объеме жидкости может распространяться лишь теплопроводностью. Принудительное перемещение теплоноси- теля (жидкости, газа) вдоль нагретой или холодной поверхности (насосом или вентиля- тором) усиливает роль конвекции в тепло- обмене. Такой процесс называют вынужден- ной конвекцией. Тепловое излучение (лучеиспускание, или лучистый теплообмен) — это распространение 55
теплоты путем преобразования тепловой энергии в энергию электромагнитных коле- баний (лучистую энергию) в источнике тепла и обратного преобразования (поглощения излучения) в нагреваемом теле. Все тела при любой температуре излу- чают энергию, которая распространяется в пространстве со скоростью света в виде элек- тромагнитных колебаний, но интенсивность излучения резко возрастает с повышением температуры. Как показано на примере конвекции, отдельные способы распространения тепла, так сказать, в чистом виде встречаются ред- ко. Чаще всего теплообмен осуществляется в результате совокупного действия теплопро- водности, конвекции и теплового излучения. Сложные процессы переноса теплоты от одного теплоносителя к другому через разде- ляющую их твердую стенку называют тепло- передачей. Процессы теплообмена между телами мо- гут происходить при установившемся (ста- ционарном) и неустановившемся (нестацио- нарном) режимах. Распределение темпе- ратур в различных точках тела при стацио- нарном режиме остается неизменным с тече- нием времени: процесс распространения тепла установился, и тепловое состояние элементов тела уже не меняется. В установившемся тепловом режиме могут находиться двигате- ли внутреннего сгорания и электрические машины тепловозов после продолжительной работы, если за это время режимы их на- грузки и условия охлаждения не меняются. При нестационарных режимах температу- ры в отдельных точках тела меняются со временем. Так происходит, например, при пуске и прогреве дизеля, при переменных режимах работы. Нестационарные режимы весьма сложны для изучения. Поэтому в дальнейшем рассматриваются стационарные режимы теплообмена, с одной стороны, более доступные для анализа, а с другой — имею- щие важное практическое значение для проек- тирования и эксплуатации тепловозов. Теплопроводность в твердом теле. Французский ученый Жан Батист Фурье (1768—1830), изучая процес- сы теплопроводности, установил, что плотность потока теплоты <?, пред- ставляющая собой отношение коли- чества теплоты Q к площади попе- речного сечения тела F, перпенди- кулярного направлению потока, и времени т процесса, пропорцио- нальна градиенту температуры А//Ах где А( — перепад температур; Ах — длина, на которую распространяется тепловой поток: q = 4-= (3.56) v Ft &.Х ' ' Выражение (3.56) представляет собой основной закон теплопровод- ности и называется законом Фурье. Знак «минус» в нем означает, что тепловой поток направлен в сторону уменьшения температуры. Коэффициент пропорциональности X в выражении (3.56) характеризует способность вещества проводить теп- лоту и называется теплопровод- ностью. Ее размерность—Вт/(м-К). (Ввиду того что в процессах тепло- обмена обычно играет роль не тем- пература, а разность температур, в расчетах можно пользоваться зна- чениями разностей температур по шкале Цельсия.) Теплопроводность зависит от свойств материала (структуры, объ- емного веса) и внешних условий (влажности, давления, температуры). Физически теплопроводность опреде- ляет количество тепла (Дж или Вт-с), которое передается в еди- ницу времени (с) через единицу площади поверхности (м2) при пере- паде температур в 1 °C на единице длины (м). Наибольшие значения теплопроводности имеют металлы: медь [360 Вт/(м-К)], алюминий (200—230), латунь (100—120), сталь (45—55). Теплопроводность через стенку. Количество теплоты Q, проходящее через однослойную стенку (рис. 3.14, а) в стационарном процессе в единицу времени, определяется по закону Фурье: Q = k ~ - Ft, (3.57) где /| и /2 — температуры наружных поверхностей стенки; 6 — толщина стен- ки, м; F — площадь ее поверхности, м2. Если разделить обе части равен- ства на Ft, можно получить плот- ность теплового потока (Вт/м2): = = <3-58) В этом выражении знаменатель 6/Z называется термическим сопро- тивлением теплопроводности. При 56
увеличении термического сопротив- ления теплопроводности величина теплового потока уменьшается. Следовательно, тепловой поток q, передаваемый теплопроводностью через стенку, прямо пропорционален температурному напору /1-/2 и об- ратно пропорционален термическому сопротивлению б/k. Этот закон подо- бен закону Ома в электротехнике, согласно которому сила тока / равна отношению разности электрических потенциалов U\ — U2 к электрическо- му сопротивлению R, т. е. / = ((71 — U2)/R. Здесь электрический ток / соответствует тепловому потоку q, разность электрических потенциалов (71 — U2— разности температур t\ — t2 и электрическое сопротивление R — тепловому сопротивлению 6/Z. Размерность термического сопро- тивления теплопроводности — м2-К/Вт. Для многослойной стенки (рис. 3.14, б) <7 = I «А'Тл/Г- (3.59) 0|/*i т «г/*? + О3/Л.3 Формула (3.59) имеет ту же струк- туру, что и формула (3.58), в числи- теле полученного уравнения — тем- пературный напор,а в знаменателе— общее термическое сопротивление, равное сумме сопротивлений трех слоев. Теплопроводность через цилиндрические стенки. Количество тепла qi (рис. 3.15), пере- даваемое через единицу длины трубы, опре- деляется следующим образом: а) для однослойной трубы <?,= ; (3.60) б) для многослойной трубы <7, = — -----------j----------- 2^1п(^-) + ъД71п(^) + ----j---------- (3.61) + 2^ ‘П ) Конвективный теплообмен. Тепло- обмен между поверхностью какого- Рис. 3.14. Теплопроводность плоской стенки Рис. 3.15. Теплопроводность цилиндрической стенки (трубы): а — однослойной; б — многослойной либо твердого тела (например, плос- кой стенки — рис. 3.16) и потоком теплоносителя, движущимся вдоль этой поверхности является конвек- тивным. Если температура стенки tcr ниже температуры теплоносителя (жидко- сти, газа) /, то тепловой поток q бу- дет направлен от теплоносителя к стенке. Количество тепла Q, переда- ваемое в этих условиях при конвек- тивном теплообмене в единицу вре- мени (с), прямо пропорционально площади поверхности теплообмена лообмен — теплоотдача от по- тока к стенке 57
(стенки) F (м2) и разности темпе- ратур теплоносителя t и поверхности стенки Q = aF(t-t„), (3.62) где а — коэффициент конвективного теплообмена (коэффициент теплоотда- чи), Вт/ (м2-К)- Разделив обе части уравнения (3.62) на F, получим уравнение удельного теплового потока: q = = Q/F — a(t — t„). Его можно пере- писать в другом виде: 9 = (3.63) Сопоставляя формулу (3.63) с формулой (3.58), видим, что они имеют одинаковую структуру: в чис- лителе — разность температур. Ве- личина 1/а, обратная коэффициенту теплоотдачи а, в знаменателе форму- лы (3.63) соответствует величине 6/А, в формуле (3.58), которую мы назвали термическим сопротивле- нием теплопроводности по аналогии с электрическим сопротивлением в формуле закона Ома. Поэтому вели- чину 1/а (м2-К/Вт) следует считать термическим сопротивлением конвек- тивного теплообмена. Необходимо отметить, что форму- лы (3.62) и (3.63) будут справедли- вы и в случае, если /ст> t. Тогда величины Q и q будут отрицательны- ми, что будет указывать на то, что направление теплообмена будет иным (не от жидкости к стенке, а от стенки к жидкости). Для того чтобы в расчетах не сталкиваться с отрицательными значениями, приня- то в формулы типов (3.62) и (3.63) вводить положительную разность температур, т. е. перепад между температурой тела, отдающего тепло- ту, и температурой тела, восприни- мающего теплоту, так как именно в этом направлении проходит тепло- обмен. Из уравнения (3.63) можно полу- чить выражение, связывающее t и t„-.t = t„-\-q/a.. В уравнения (3.62) и (3.63) входит очень важная ха- рактеристика интенсивности процес- 58 са конвективного теплообмена — коэффициент теплоотдачи а, который численно выражает количество теп- лоты, передаваемой теплоносителем 1 м2 поверхности в единицу време- ни (с) при разности температур между поверхностью стенки и тепло- носителем 1 °C. Коэффициент теплоотдачи а мо- жет иметь весьма различные значе- ния. Например, при конвективном обмене между стенкой и водой, дви- жущейся относительно стенки, коэф- фициент а может достигать значений 5000 Вт/ (м2-К) и более. При свобод- ном движении воздуха вдоль стенки а составляет 5—10 Вт/(м2«К), при вынужденном движении — до 100 Вт/(м2-К). Теоретическое определение коэф- фициента теплоотдачи сопряжено с большими трудностями. Изучение процесса теплообмена между движу- щимся теплоносителем и твердой стенкой показало, что коэффициент теплоотдачи зависит от многочислен- ных факторов и прежде всего от при- роды теплоносителя, скорости и ре- жима его движения, температур теплоносителя и стенки, плотности, теплоемкости, теплопроводности, вязкости и других физических свойств теплоносителя, а также от размеров и конфигурации теплоот- дающей или тепловоспринимающей поверхности. Конвективный теплообмен в зна- чительной степени зависит от приро- ды и режима движения жидкости. При ламинарном режиме течения (см. п. 2.3) отсутствует перемеши- вание отдельных слоев жидкости. Вследствие этого передача тепла от слоя к слою жидкости происхо- дит только за счет теплопроводности. При турбулентном течении пульса- ции скорости вызывают перенос час- тиц жидкости в направлении,перпен- дикулярном к направлению течения и к стенке; вместе с частицами жидкости благодаря перемешиванию слоев переносится и теплота. В ре- зультате интенсивность теплообмена
при турбулентном течении значитель- но выШе, чем при ламинарном те- чении. Вблизи стенки скорости течения из-за вязкости жидкости очень малы, поэтому около стенки образуется слой с ламинарным режимом тече- ния, называемый пограничным слоем. В пограничном слое толщи- ной 6 передача теплоты осуществля- ется лишь теплопроводностью, поэ- тому теплопроводность погранич- ного слоя составляет основную часть термического сопротивления конвективного теплообмена при тур- булентном течении. В пограничном слое имеет место наибольшая часть перепада температур. С увеличением скорости движения толщина погра- ничного слоя уменьшается, следо- вательно, уменьшается термическое сопротивление теплоотдачи. Коэффициенты теплоотдачи опре- деляются для конкретных условий теплообмена в экспериментальных исследованиях. Результаты таких ис- следований представляются в виде графических или эмпирических зави- симостей типа a = f(v), где v — скорость теплоносителя. Однако та- кие зависимости имеют ограничен- ное применение, так как соответ- ствуют только тем условиям, при которых проводились испытания. Для возможности обобщения опыт- ных данных и получения более общих зависимостей используются эмпирические формулы в безразмер- ных переменных, выражаемых ком- плексами величин или так называ- емыми критериями (или числами) подобия. Критерии подобия сокра- щенно обозначаются начальными буквами фамилий ученых, оказав- ших большое влияние на разви- тие науки и теплообмене. С одним из таких критериев — критерием Рейнольдса (Re) — мы уже встреча- лись в п. 2.3 — формула (2.30). Величина критерия Re характеризует режим течения, имеющий, как пока- зано выше, большое влияние на интенсивность теплообмена. При Re<2300 течение ламинарное, при Re> 10 000 — турбулентное. В ин- тервале этих значений Re — режим течения переходный. Закономерности конвективного теплообмена обычно характеризуют- ся критериальными уравнениями вида Nu = XRe"Prm, (3.64) в которые входят, помимо Re, еще два безразмерных критерия: крите- рий Нуссельта Nu и критерий Пранд- тля Рг (Д, п и пг — эмпирически определяемые постоянные числовые параметры). Критерий Нуссельта определяет интенсивность теплоотдачи: Nu = a//X, (3.65) где a — коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2-К); X — теплопроводность, Вт/(м-К); I — определяющий размер, характеризующий поверхность теплоот- дачи (для труб обычно диаметр), м. Критерий Прандтля Pr = v/a ха- рактеризует физические свойства теплоносителя: v — коэффициент кинематической вязкости, м2/с; а = = Z/(pcp) — коэффициент темпера- туропроводности, м2/с. Нетрудно проверить, что комплексы Nu, Рг, так же как и Re, не имеют раз- мер-ности. Таким образом, выражения типа (3.64) могут быть использованы для определения коэффициента теп- лоотдачи а в зависимости от скорос- ти течения v, свойств теплоносите- ля и других условий теплообмена. Теплообмен излучением. Особенностью этого вида теплообмена является отсутствие непосредственного контакта тел, обмениваю- щихся теплотой. Тепловое излучение имеет место у любых тел, температура которых отличается от нуля, однако перенос теплоты в заметных размерах наблюдается лишь при высоких температурах. Это видно из выраже- ния закона Стефана—Больцмана, по кото- рому энергия Е, излучаемая поверхностью тела, имеющего температуру Т, пропорцио- нальна четвертой степени этой температуры: £ = еСо(7’/1ОО)4, где е — степень черноты тела; Со = 5,67 Вт/(м2-К4) —коэффициент излуче- ния абсолютно черного тела. Удельный тепловой поток между двумя параллельными твердыми поверхностями или поверхностью и газом, имеющими температу- 59
ры 7"i и Тг, определяется уравнением q~ = enpCo[(7'i/lOO)4—(Тг/ЮО4)], где е„р — при- веденная степень черноты системы. Обычно при расчетах теплообмена в ма- шинах при относительно невысоких темпе- ратурах (например, до 150—200 °C) часть тепла, передаваемую излучением, не выде- ляют отдельно ввиду ее малости, а включают в тепловой поток теплоотдачи или теплопро- водимости. 3.4. ТЕПЛОПЕРЕДАЧА И ТЕПЛООБМЕННИКИ Теплопередача (или сложный теп- лообмен) — это процесс передачи теплоты от одного теплоносителя (жидкости или газа), имеющего более высокую температуру Л, к дру- гому теплоносителю (жидкости или газу), имеющему более низкую тем- пературу /2, через разделяющую их стенку (поверхность теплообмена). Схема этого процесса приведена на рис. 3.17. Процесс теплопередачи по этой схеме складывается из трех рассмотренных выше простейших процессов: конвективной теплоотдачи от го- рячего теплоносителя к поверхности стенки с температурой t'„, который определяется выражением типа (3.62): Q = aiF(ti — t'„), где «I — коэффициент теплоотдачи от горячего теплоносителя к стенке; теплопроводности через стенку толщиной 6, определяемой уравнени- ем типа (3.57): Q=-jF где t"T — температура поверхности стен- ки со стороны холодного теплоносителя; конвективной теплоотдачи от на- гретой стенки к холодному теплоно- сителю: Q — a.2F(t"T~ t2), где а2 — коэффициент теплоотдачи от стенки к теплоносителю. По аналогии с выражениями для простейших процессов теплопередачу 60 в целом можно представить уравне- нием Q = kF(ti—t2'), (3.66) где k — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К). Из схемы процесса на рис. 3.17 вытекает, что /| — = — /(т) + (^СТ-/ст) + (^ст— (г) • Все разности температур в этом уравнении могут быть определены из четырех вышеприведенных урав- нений соответственно. В результате получаем, что k = 1/а, + 6/Х +1/а2’ (3 ’67) т. е. что коэффициент теплопередачи k представляет собой величину, об- ратную сумме термических сопротив- лений составляющих ее процессов. Коэффициент теплопередачи k оп- ределяется на основе критериальных уравнений типа Ki = Л, Re/’Re^C (3.68) kl где Ki = T--критерий Кирпичева, наз- А ванный так в честь крупного русского ученого акад. М. В. Кирпичева, одного из основателей теории подобия; Re, и Re2 — числа Рейнольдса для обоих теплоносителей; в, = (Т| — Т2) 102/Т| — температурный фактор; At, mt, m2, р — постоянные. Для процессов теплопередачи ха- рактерно, что термическое сопротив- ление теплопроводности 6/А, в выра- жении (3.67) значительно величин 1/а, поэтому часто небрегают и считают, что меньше им пре- (3.69) Обычно коэффициенты теплоотда- чи ai и а2 с разных сторон стенки сильно отличаются друг от друга по значению, так, например, для теплопередачи от горячей воды к воздуху ai имеет порядок 5000 Вт/ (м2-К), а а2 — 50 Вт/(м2-К), т. е. в 100 раз меньше. При таком соот-
ношении k^za.2- Поэтому для увели- чения коэффициента теплопередачи применяют увеличение площади те- плопередающей поверхности F2 со стороны худшей теплоотдачи (ореб- рение) так, чтобы отношение F2/F\ = = 54-10 (рис. 3.18). Тогда коэффи- циент теплопередачи, отнесенный к большей поверхности F2, < а, си ’ Д (3.70) al + a2(f2/fl) При этом, величина коэффици- ента теплопередачи даже уменьша- ется (в нашем случае при F2/F\ = = 10 — примерно на 10%), но так как площадь теплопередающей по- верхности значительно возрастает, общее количество передаваемого теп- ла увеличивается в [(F2/F1) — 1] раз. Теплообменники—это техничес- кие устройства для передачи теп- лоты от одного теплоносителя к дру- гому. Необходимость в таких устрой- ствах для силовых установок выте- кает, в частности, из второго зако- на термодинамики, по которому от рабочего тела необходимо отводить часть теплоты к теплоприемнику, ко- торым обычно является атмосферный воздух. Поэтому и на тепловозах применяется целый ряд различных теплообменных аппаратов, в которых теплота передается от жидкости к жидкости (например, от масла к во- де — водомасляные теплообменни- ки), от жидкости (воды или масла) — к воздуху (водо- и масло воздушные радиаторы), от воздуха к воздуху (воздуховоздушные теплообменники наддувочного воздуха). Все эти кон- кретные устройства рассмотрены в гл. 6. Отметим общие принципы их устройства и работы. Большинство теплообменников представляет собой пучки труб малого диаметра. Распре- деление потока теплоносителя (жид- кости) по большому числу трубок малого диаметра позволяет значи- тельно увеличить (развить) при том же общем объеме устройства вели- чину поверхности теплообмена. Со Рис. 3.17. Конвективный теплообмен —тепло- передача через плоскую стенку стороны меньшего коэффициента теплоотдачи теплоотдающая поверх- ность труб увеличивается также за счет оребрения. Теплообменники типа «жидкость— жидкость» выполняются обычно в ви- де цилиндрического кожуха, в кото- ром между двумя решетками раз- мещается трубный пучок. Теплооб- менники типа «жидкость—воздух» для возможности лучшего контакта с атмосферным воздухом выполняют- ся в виде развернутых плоских панелей (радиаторов). В зависимости от взаимного ха- рактера движения теплоносителей различают теплообменники прямо- точные, в которых теплоносители движутся попутно и разность тем- ператур между ними уменьшается по длине теплообменника; противо- точные, где движение теплоносителей встречное, и перекрестноточные с взаимно перпендикулярным течением теплоносителей. Лучшие технико-экономические показатели имеют противоточные Рнс. 3.18. Оребрение теплоотдающей по- верхности 5 Ч «7 61
теплообменники, однако такую схему движения трудно обеспечить, особен- но если один из теплоносителей — воздух. Эффективность теплообменников в эксплуатации зависит от состоя- ния их теплопередающих порерхнос- тей. Наибольшее влияние на вели- чину количества передаваемого теп- ла оказывает загрязнение этих по- верхностей, например, из-за осажде- ния пыли с воздушной стороны, выделения вязких осадков из масла или солей (накипи) из воды. Любой дополнительный слой на теплопере- дающей поверхности является допол- нительным термическим сопротив- лением типа б/А, в знаменателе формулы (3.67), причем, несмотря на малую толщину осадков, их тер- мическое сопротивление оказывает- ся очень большим потому, что их теплопроводность очень мала. В результате теплопередача загрязнен- ных теплообменников резко сокра- щается.
Г л а в a 4. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 4.1. ПРИНЦИПЫ УСТРОЙСТВА И РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ И КЛАССИФИКАЦИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ В двигателях внутреннего сгора- ния (д.в.с.) два основных рабочих процесса, входящих в их теорети- ческий термодинамический цикл, а именно: сгорание топлива (подвод теплоты) и преобразование тепловой энергии продуктов сгорания в меха- ническую работу (расширение газов) осуществляются в одном месте — внутри рабочего цилиндра. Именно поэтому машины такого типа на- зывают двигателями внутреннего сгорания — в отличие от паросило- вых установок (паровозов, тепловых электростанций), в которых сгорание топлива осуществляется вне двигате- лей. Совмещение двух процессов в одном месте способствует сокраще- нию потерь энергии (теплоты) и повышению к.п.д. двигателя. Общее устройство д.в.с. рассмот- рим на примере одного цилиндра четырехтактного дизеля. Двигатель (рис. 4.1, а) состоит из неподвиж- ного цилиндра 3, составляющего вместе с картером 2 и поддоном 1 единую конструкцию, называемую остовом. Сверху цилиндр ограни- чивается крышкой цилиндра, в дни- ще которой расположены впускной 4 и выпускной 6 клапаны и фор- сунка 5 для подачи дизельного топлива. Движущиеся детали дизеля — поршень 7, шатун 8, кривошип 9 и вал 10 — объединены с помощью шарниров (подшипников) и состав- ляют кривошипно-шатунный меха- низм. При работе двигателя пор- шень совершает возвратно-поступа- тельное движение вдоль оси цилинд- ра, которое с помощью кривошип- но-шатунного механизма преобра- зуется во вращение вала 10. Принцип действия д.в.с. При сго- рании топлива в объеме сжатого воздуха между стенками цилиндра 3, крышкой и днищем поршня 7 образуются газы — продукты сгора- ния. Вследствие этого давление в цилиндре резко возрастает, что при- водит к перемещению поршня. Та- ким образом, тепловая энергия про- дуктов сгорания преобразуется в цилиндре в механическую работу. После расширения газы выпускаются из цилиндра через выпускной кла- пан 6. Поршень возвратно перемещается в цилиндре между двумя крайни- ми положениями. Положение поршня при максимальном удалении от вала называется верхней (или внутрен- ней) мертвой точкой (в.м.т.). Наибо- лее близкое к валу положение порш- ня называется нижней (или наруж- ной) мертвой точкой (н.м.т.). Вели- чина хода поршня S определяется расстоянием между этими точками и равна длине двух радиусов кри- вошипа — 2R. Каждому ходу порш- ня соответствует поворот кривошипа на 180°, т. е. за один оборот вала поршень делает два хода. Объем, занимаемый газами в ци- линдре при положении поршня в в.м.т., называется объемом камеры сжатия и обозначается Ус- Объем между в.м.т. и н.м.т. называется рабочим объемом цилиндра и обозна- чается Vh. Рабочий объем цилиндра равен произведению площади попе- речного сечения цилиндра на ход поршня: Vh = nD2S/4 (здесь D — диаметр цилиндра). Полный объем цилиндра Va равен сумме Vh и Vc- Отношение полного объема ци- линдра к объему камеры сжатия называется степенью сжатия е. 63
Поршень в течение каждого хода движется в цилиндре с переменной скоростью, поэтому его движение ха- рактеризуют величиной средней ско- рости ст- Так как за один оборот вала поршень проходит путь 2S, а частота вращения вала в минуту обозначается п, то средняя скорость поршня равна cm = 2Sn/60. Преобразование внутренней хими- ческой энергии топлива в механи- ческую энергию в двигателе осу- ществляется при помощи газообраз- ного рабочего тела, качество и ко- личество которого в процессе цикли- чески изменяются. Совокупность изменений рабочего тела в цилиндре двигателя и в смежных с цилиндром системах, служащих для ввода рабочего тела (или составных его частей) и удале- ния его, называется рабочим, про- цессом двигателя. Периодически повторяющаяся в цилиндре последовательность частей рабочего процесса (заполнение све- жим зарядом, сжатие, горение, рас- ширение и удаление продуктов го- рения) называется рабочим циклом двигателя. Часть цикла, протекаю- щая между двумя смежными поло- жениями поршня в мертвых точках или соответствующая изменению объема цилиндра между наибольшим и наименьшим значениями, называ- ется тактом. В двигателе с одним поршнем в цилиндре такт происхо- дит за один ход поршня. В четырехтактном двигателе, изо- браженном на рис. 4.1, а, цикл про- текает за четыре хода поршня. При движении поршня 7 вниз от в.м.т. и открытом клапане 4 цилиндр запол- няется воздухом (I такт — наполне- ние). Далее воздух сжимается дви- жущимся вверх поршнем при закры- тых клапанах 4 и 6 (II такт — сжатие). В конце сжатия форсункой 5 впрыскивается топливо, которое са- Рис. 4.1. Схемы двигателей внутреннего сгорания: а — четырехтактного дизеля; б — двухтактного дизеля с клапанно-щелевой продувкой 64
мовоспламеняется от высокой темпе- ратуры воздуха. Поршень под воз- действием давления расширяющихся газов движется вниз (III такт — рабочий ход). IV такт является тактом выпуска отработавших газов. Поршень движется вверх, и через открытый клапан 6 газы выталки- ваются из цилиндра. Далее начина- ется новый цикл и т. д. Несколько иначе протекает рабо- чий цикл двухтактного дизеля (рис. 4.1,6). Устройство этого двигателя отличается от предыдущего тем, что в крышке цилиндра есть только выпускные клапаны 6, а в стенках цилиндра 3 — впускные окна //, че- рез которые в цилиндр может посту- пать свежий воздух. Эти окна откры- ваются самим поршнем при его дви- жении в цилиндре. При движении поршня вверх из крайнего нижнего положения снача- ла в цилиндр под некоторым избы- точным давлением от нагнетателя поступает воздух через окна 11, затем в цилиндре происходит про- цесс сжатия воздуха. Давление и температура воздуха в цилиндре рас- тут (I такт). В конце такта форсункой 5 впрыс- кивается топливо, которое самовос- пламеняется вследствие высокой тем- пературы воздуха и сгорает. Давле- ние газов в цилиндре резко повыша- ется. Под давлением газов поршень из верхнего положения перемещается в нижнее, совершая полезную меха- ническую работу (II такт—рабо- чий). В конце такта сначала откры- ваются выпускные клапаны 6. Отра- ботавшие газы выходят из цилиндра в выпускной коллектор. Давление их в цилиндре падает. При дальнейшем продвижении вниз поршень откроет продувочные окна 11 и свежий воздух начнет поступать в цилиндр двига- теля. Происходят продувка и напол- нение цилиндра воздухом. Таким об- разом, у двухтактного двигателя рабочий цикл совершается за два хо- да поршня, или за один оборот вала. Классификация д.в.с. Двигатели внутреннего сгорания могут быть классифицированы по следующим основным признакам. По числу тактов рабочего цикла различают двигатели четырех- и двухтактные. По роду применяемого топлива бывают двигатели: легкого жидкого топлива (бензин), тяжелого жидко- го топлива (дизельное топливо) и газовые. По способу смесеобразования, т. е. процесса приготовления горючей смеси, различают двигатели: с внутренним смесеобразованием, в которых рабочая смесь образуется внутри рабочего цилиндра в резуль- тате распыливания топлива форсун- кой — дизели; с внешним смесеобразованием, в которых горючая смесь, состоящая из паров жидкого легкого топлива с воздухом или из газа с воздухом, образуется вне рабочего цилиндра — карбюраторные и газовые двигатели. По способу воспламенения рабо- чей смеси: с самовоспламенением топлива (дизели), в которых впрыс- киваемое в камеру сгорания жидкое топливо воспламеняется вследствие высокой температуры воздуха в кон- це сжатия; с принудительным зажи- ганием, в которых воспламенение горючей смеси происходит в резуль тате зажигания ее от постороннего источника (электрической искры),— карбюраторные и газовые двигатели. По роду рабочего цикла по ана- логии с идеальными циклами разли- чают двигатели: с подводом тепло- ты при постоянном объеме (V = = const) —двигатели, имеющие сравнительно низкую степень сжатия (е = 5-?7) и принудительное зажига- ние топлива (карбюраторные и га- зовые) ; с подводом теплоты при постоянном давлении (р = const) — двигатели, имеющие более высокую степень сжатия (е= 12-?-14), с воз- душным распиливанием и самовос- пламенением топлива — компрессор- ные дизели (в настоящее время 3 Зак. 44 3 65
такие двигатели не применяют); со смешанным подводом теплоты — частью при постоянном объеме, а потом при постоянном давлении — двигатели с высокой степенью сжа- тия (е=12-?18)—бескомпрессор- ные дизели, К этому типу дизелей относятся современные тепловозные д.в.с. Таким образом, тепловозные д.в.с. — это бескомпрессорные дизе- ли с самовоспламенением топлива и внутренним смесеобразованием, работающие на дизельном топливе по смешанному циклу. По расположению рабочих ци- линдров различают двигатели вер- тикальные, горизонтальные; одно- и двухрядные; с параллельно располо- женными цилиндрами и V-образные; двигатели с расходящимися поршня- ми (с двумя и более коленчатыми валами). По способу охлаждения цилиндров бывают двигатели с водяным и воз- душным охлаждением. Дизельные двигатели, кроме того, классифицируются по способу напол- нения рабочего цилиндра. Использу- ют двигатели без наддува, у которых всасывание воздуха осуществляется непосредственно поршнем (четырех- тактные) или заполнение цилиндра происходит продувочным воздухом с давлением, необходимым лишь для осуществления процесса смены заря- да (двухтактные), и двигатели с наддувом, у которых воздух подает- ся в цилиндр под давлением спе- циального нагнетателя. Современные тепловозные двига- тели представляют собой многоци- линдровые, двух- или четырехтакт- ные дизели средней быстроходности, с водяным охлаждением и, как правило, с наддувом воздуха. Иногда применяются и быстроходные четы- рехтактные дизели. Согласно стандарту каждый дви- гатель характеризуется условным обозначением, включающим в себя (в последовательном порядке) число цилиндров; буквы, характеризующие тип двигателя (Ч — четырехтактный, Д — двухтактный, Н — с наддувом); 66 численные значения диаметра ци- линдра и хода поршня (в санти- метрах в виде дроби). Заводы-изго- товители, кроме того, обычно при- сваивают свои условные заводские обозначения (ПД1, 10Д100, М756 ит. д.). Дизель 10Д100 обозначается 10ДН20,7/2X25,4, дизель 6Д70— 6ЧН24/27, дизель 5Д 49— 16ЧН26/26. 4.2. РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ДИЗЕЛЕЙ Образование рабочей смеси и рас- пыливание топлива. В дизелях пода- ча топлива и его распыливание в объеме камеры сжатия цилиндра осуществляются топливоподающей системой. На смесеобразование и сгорание топлива в каждом цикле рабочего процесса дизеля отводятся тысячные доли секунды, в течение которых топливо, поступив в цилиндр, долж- но пройти стадию подготовки к вос- пламенению — капли топлива долж- ны нагреться, испариться (топливо горит в парообразном состоянии), пары топлива должны перемещаться с воздухом и затем сгореть. Для полного сгорания необходимо рав- номерное распределение топлива в среде сжатого воздуха. Оно дости- гается распыливанием топлива при помощи форсунки в объеме камеры сгорания. Для быстрой подготовки к воспламенению капли топлива должны иметь минимальные размеры и быть однородными по величине. Дальнобойность струи капель долж- на быть связана с формой камеры сгорания. Капли распыленного топ- лива должны обладать такой кине- тической энергией, при которой они не будут концентрироваться у фор- сунки, но и не будут попадать на стенки цилиндра и крышки, не испарившись. Применяются несколько различ- ных конструктивных способов обра- зования рабочей смеси в дизелях. Дизели с непосредственным (или струйным) распыливанием топлива.
Топливо впрыскивается форсункой / (рис. 4.2, а) непосредственно в ка- меру сжатия цилиндра под высоким давлением —от 20—30 МПа (в на- чале впрыска) и до 60—80 МПа. При выходе из отверстий форсунки струйки распыленного топлива рас- ширяются. Средняя плотность их от одного поперечного сечения к друго- му меняется; в пределах каждого сечения в середине струи плотность больше, чем на ее периферии. В ре- зультате на внешней поверхности струи имеется избыток кислорода воздуха, тогда как в середине струи его не хватает для горения топлива. Хорошее качество смесеобразова- ния при непосредственном (струй- ном) вводе топлива достигается в основном соответствием формы каме- ры сгорания форме и распределению струй топлива. Достоинствами сис- темы непосредственной подачи топ- лива в цилиндр надо считать ма- лую величину поверхности охлажде- ния камеры сгорания и хорошие пусковые качества двигателя. К не- достаткам струйной системы отно- сятся: необходимость значительного избытка воздуха, ухудшение качест- ва распыливания при снижении час- тоты вращения коленчатого вала и высокие давления впрыска, услож- няющие работу топливной аппара- туры. Дизели с вихревыми камерами. Хорошее смесеобразование при от- носительно низких давлениях распы- ливания обеспечивается в двигателях с вихревыми камерами. Вихревая камера 2 (рис. 4.2, б) — полость, расположенная в крышке цилиндра 3, соединяется с внутренним пространством цилиндра каналом и составляет часть объема камеры сжатия. Форсунка 1 установлена в вихревой камере. В процессе напол- нения часть массы воздуха посту- пает через канал в камеру 2 и в конце сжатия завихривается в ней. Благодаря завихрению («враще- нию») воздуха в камере топливо, впрыснутое форсункой, хорошо пере- мешивается с воздухом. Недостат- з* Рис. 4.2. Схемы способов образования рабо- чей смеси в дизелях: а — струйное (непосредственное) распиливание топлива; б — с вихревой камерой; в — с предка- мерой ками этого способа следует считать сложность устройства цилиндровой крышки и ее повышенный нагрев, а преимуществом — малое влияние на качество смесеобразования измене- ний нагрузки и частоты вращения вала двигателя. Предкамерные дизели. Топливо распыливается форсункой 1 (рис. 4.2, в) при сравнительно небольшом давлении — 7—10 МПа — в предка- мере 4, помещенной в крышке 3 ци- линдра и отделенной от камеры сжатия отверстием небольшого диа- метра. В такте сжатия воздух из цилиндра перетекает в предкамеру 4 через ее отверстие. Топливо, впрыснутое фор- сункой 1 в предкамеру, воспламе- няется, и часть его сгорает. Вслед- ствие этого давление в предкамере резко возрастает и оказывается выше давления в остальном объеме цилин- дра, поэтому продукты сгорания с большой скоростью выходят из пред- камеры, увлекая с собой в цилиндр двигателя и несгоревшую часть топ- лива, где она догорает. Этим обес- печивается хорошее перемешивание топлива с воздухом и его полное сгорание. Однако пуск такого двига- теля в холодном состоянии оказы- вается затруднительным из-за того, что воздух, проходя через неболь- шое отверстие в предкамеру, успе- вает охладиться настолько, что топ- ливо в нем не воспламеняется. Поэтому для пуска прибегают к искусственному зажиганию при по- мощи спиралей накаливания или других нагревательных устройств. Недостатком предкамерных дизелей 67
надо считать также повышенный расход топлива из-за потерь тепла и снижения давления при проходе воздуха и газа через отверстия пред- камеры. Продувка двухтактных дизелей. Без удаления продуктов сгорания из цилиндров и без заполнения их каждый раз новым зарядом воздуха невозможно обеспечить работу дви- гателя. В четырехтактном дизеле удаление продуктов сгорания и на- полнение цилиндра воздухом осу- ществляются поршнем за два отдель- ных такта. В отличие от четырех- тактного дизеля в двухтактном от- сутствуют впуск и выпуск как само- стоятельные такты, требующие одно- го оборота вала. Эти процессы осуществляются в небольшие перио- ды двух основных тактов сжатия и расширения. Поэтому в двухтактных дизелях продувку и наполнение ци- линдра осуществляют подачей в цилиндр предварительно сжатого воздуха, который вытесняет продук- ты сгорания и заполняет объем цилиндра. Простейшая схема про- дувки (петлевая) представлена на рис. 4.3, а. Во впускной коллектор 4 нагнетателем непрерывно подается сжатый воздух. Коллектор сообща- ется с продувочными окнами 3 в стенках цилиндра. Более высокие выпускные окна 2 соединяют цилиндр с выпускной трубой 1. Когда под давлением продуктов сгорания пор- шень движется вниз, он сначала Рис. 4.3. Способы продувки двухтактных дизе- лей: а — петлевая; б—прямоточная двухпоршневая 68 своим телом открывает выпускные окна, чем обеспечивает быстрое па- дение давления в цилиндре до дав- ления продувки. После этого начи- нают открываться продувочные окна. Этим предотвращается появление встречного потока газов из цилиндра во впускной коллектор. При движе- нии поршня вверх сначала поршень закрывает продувочные окна, а по- том — и выпускные. За время откры- тия продувочных окон объем цилин- дра заполняется воздухом. Пока вы- пускные окна не закрылись пол- ностью, происходит продувка: часть воздуха выходит из цилиндра; затем с момента закрытия выпускных окон и до прихода поршня в в.м.т. проис- ходит сжатие. Недостатком этой схе- мы является возможность «застоя» продуктов сгорания в «углах» ци- линдра, у крышки. Лучшая очистка цилиндра полу- чается при прямоточной продувке, когда воздух и продукты сгорания движутся в одном направлении — прямым потоком. Прямоточная двух- поршневая продувка осуществляется в двигателях с противоположно движущимися поршнями (рис. 4.3,6). Здесь воздух, входя через продувочные окна 1, движется сплошным столбом по всему сечению цилиндра, вытесняя впереди себя продукты сгорания через выпускные окна 3. Нижний поршень открыва- ет выпускные окна 3, а верхний — продувочные /. Подбором высоты окон и взаимного расположения верхнего и нижнего кривошипов обеспечивается начало выпуска про- дуктов сгорания раньше начала про- дувки. Форсунки 2, размещенные в средней части цилиндра, подают топ- ливо в камеру сгорания, которая образуется поршнями в период их сближения. При расхождении порш- ней нижний поршень открывает вы- пускные окна, через которые продукты сгорания выходят из ци- линдра. Давление в цилиндре падает. К этому времени верхний поршень начинает открывать продувочные ок- на. Воздух под давлением поступает
в цилиндр, выталкивая продукты сгорания. В дизелях типа Д100 нижний вал при вращении опере- жает верхний на 12°, поэтому меж- ду продувкой и сжатием в этих дизелях происходит дозарядка ци- линдра, т. е. продолжается поступ- ление воздуха в цилиндр после зак- рытия выпускных окон. Прямоточную продувку имеет так- же двухтактный дизель с клапанно- щелевым газораспределением (см. рис. 4.1,6). При движении поршня вниз в конце хода расширения сна- чала открываются выпускные клапа- ны 6, через которые продукты сгора- ния выходят в выпускной коллектор. После того как часть газов выйдет из цилиндра, поршень открывает ок- на It и начинается продувка. Для лучшей очистки цилиндра от газов потоку воздуха придают вращатель- ное движение за счет наклона про- дувочных окон к оси цилиндра. Наддув дизелей. Так как работа, которую можно получить от дизеля при данных размерах его цилиндров, находится в прямой зависимости от количества сжигаемого топлива, а последнее зависит от массы воздуха в объеме цилиндра, то для повыше- ния мощности дизеля применяют наддув, т. е. подачу в цилиндр воздуха под давлением выше атмо- сферного. Наддув позволяет при том же объеме цилиндра, а следовательно, при почти тех же габаритах и массе двигателя увеличить его мощность в 1,5—2,5 раза. Сжатие и подача в цилиндры наддувочного воздуха мо- гут осуществляться либо приводными (от вала дизеля), либо газотурбин- ными нагнетателями. Устройство и работа нагнетателей рассмотрены в гл. 6. Дизели с газотурбинным надду- вом представляют собой комбиниро- ванную теплосиловую установку. Ра- бочий цикл установки отличается продолженным расширением продук- тов сгорания почти до атмосфер- ного давления в газовой турбине. Возможны два случая осуществле- ния продолженного расширения. В первом случае турбина на впуске работает в импульсном режиме при переменном давлении отработавших газов и при раздельном их выпуске из каждого цилиндра непосредствен- но в турбину. Во втором случае перед турбиной поддерживается пос- тоянное давление, что достигается наличием общего выпускного коллек- тора у дизеля. Идеальные циклы комбинирован- ных силовых установок приведены на рис. 4.4. Цикл при раздель- ном выпуске /—2—3—4—5—6—7— 8 состоит из следующих процессов: /—2 — адиабатическое сжатие в наддувочном агрегате, 2—3 — сжа- тие в цилиндре дизеля, 3—4—5 — смешанный подвод тепла, 5—6 — адиабатическое расширение в цилин- дре дизеля, 6—7—8 — продолженное расширение и 8—/ — отвод тепла при постоянном давлении, заменяю- щий собой процесс истечения отра- ботавших газов в атмосферу. Цикл с постоянным давлением пе- ред турбиной /—2—3—4—5—6—2— 7—8 отличается тем, что после рас- ширения в цилиндре происходит от- вод тепла 6—2 при постоянном объе- ме, заменяющий собой процесс выпуска из цилиндра, а затем подвод того же количества тепла в турбине при постоянном давлении 2—7. Круговые диаграммы газораспре- деления. В действительных рабочих процессах дизелей в отличие от идеальных моменты открытия и закрытия клапанов и подачи топлива не совпадают по времени с положе- Рис. 4.4. Идеальные циклы комбинированных двигателей с продолженным расширением 69
ниями поршня в мертвых точках, а отклоняются от них. Реальные фазы газораспределения наглядно представляются круговыми диаграм- мами (рис. 4.5). В четырехтактных дизе- лях (см. рис. 4.5, а), чтобы обеспе- чить лучшее наполнение цилиндра свежим воздухом и осуществить продувку цилиндра, впускной клапан начинает открываться заблаговре- менно— еще тогда, когда кривошип вала на угол А не дошел до своего верхнего вертикального положения. Это опережение открытия впускно- го клапана (точка /) обеспечивает его полное открытие к в.м.т. Запаздывание закрытия впускного клапана (угол В и точка 2) преду- сматривают для того, чтобы в конце хода наполнения клапан был бы еще достаточно открыт и обеспечивал проход воздуха в цилиндр по инерции и тогда, когда поршень начнет дви- гаться вверх (дозарядка). Опережение открытия выпускного клапана (угол С и точка 5) уменьша- ет работу на выталкивание отра- ботавших газов поршнем. Период очистки рабочего цилиндра разделя- ется на выпуск газов при открыв- шемся выпускном клапане за счет их избыточного давления и выталки- вание газов поршнем при его движе- нии от н.м.т. к в.м.т. Опережение открытия выпускного клапана дела- ется таким,чтобы выпуск закончился до прихода поршня в н.м.т. и вытал- кивание протекало с меньшим проти- водавлением газов на поршень. Запаздывание закрытия выпускно- го клапана (угол D и точка 6) обес- печивает более полную очистку ци- линдра от остаточных газов. Так как впускной клапан открывается с опе- режением (точка /), а выпускной закрывается с запаздыванием (точ- ка 6), то во время поворота криво- шипа на дуге 1—6 оба клапана от- крыты одновременно, что обеспечи- вает продувку цилиндра и очистку его от газов. Так как необходимо некоторое вре- мя для подготовки топлива к само- BMlltlll Сжатие &&&%) топлива и расширение I I Свододныи выпуск газов llllllllli Принужденный выпуск газов t- -j Дозарядка Наполнение Горение топлива и расширение газов Выпуск Сжатие Рис. 4.5. Круговые диаграммы газораспределения: а — четырехтактного дизеля; б — двухтактного дизеля с противоположно движущимися поршнями 70
воспламенению, то его подача начи- нается не в начале рабочего хода, а в конце сжатия за угол К (точка 3) до прихода кривошипа в в.м.т. Этот угол называется углом предварения (опережения) подачи топлива. Пода- ча топлива заканчивается в точке 4. Двухтактные дизели с противопо- ложно движущимися поршнями. От- счет углов на диаграмме газораспре- деления дизеля типа Д100 (рис. 4.5, б) ведется по положению криво- шипа нижнего поршня от внутренней мертвой точки (в.м.т.). При движе- нии поршня вниз выпускные окна на- чинают открываться (точка 5), когда кривошип не дошел на определенный угол — 56° — до наружной мертвой точки (н.м.т.). С этого момента в течение времени поворота кривошипа на 16° происходит свободный выпуск газов из цилиндра. За 40° до н.м.т. (нижнего порш- ня) верхний поршень открывает про- дувочные окна (точка 6) и на про- тяжении 96° поворота кривошипа осуществляется продувка цилиндра. Продувка прекратится после пово- рота на 56° за н.м.т. (точка /) при закрытии выпускных окон. Продувоч- ные окна после этого еще открыты: происходит дозарядка цилиндра в те- чение поворота кривошипа на 8°. С этого момента (точка 2) начинается сжатие. Топливо подается в цилиндр также с некоторым опережением (точка 3). 4.3. РАБОЧИЕ ЦИКЛЫ ДИЗЕЛЕЙ Рабочий процесс бескомпрессор- ных тепловозных дизелей практичес- ки почти соответствует идеальному смешанному циклу, при котором часть топлива сгорает при почти неподвижном поршне, т. е. при пос- тоянном объеме, а другая часть — в начале перемещения поршня, т. е. при почти постоянном давлении. Наглядное представление о рабо- чих процессах дизеля дает расчетная диаграмма рабочего цикла в коорди- натах р — V (по оси абсцисс откла- дываются текущие значения объема цилиндра V, а по оси ординат — соответствующие им величины давле- ния в цилиндре р). Для оценки ка- чества работы дизеля при помощи специального прибора — индикато- ра—снимается так называемая раз- вернутая индикаторная диаграмма, в которой давления в цилиндре фикси- руются в соответствии с углами поворота коленчатого вала (п.к.в). Такая диаграмма может быть пере- считана и изображена также в коор- динатах р — V. Проследим по инди- каторным диаграммам протекание рабочих циклов четырехтактного (рис. 4.6, а) и двухтактного (рис. 4.6, б) дизелей. Пунктирные линии на диаграммах показывают протека- ние процессов теоретического цикла. Моменты открытия и закрытия кла- панов (или окон) и начала подачи топлива обозначены теми же цифра- ми, что на рис. 4.5. В четырехтактном дизеле длитель- ность процесса наполнения 1—г— 6—а—2 (см. рис. 4.6, а) достаточна, чтобы обеспечить очистку цилиндра от остатков отработавших газов и получить нужный заряд воздуха для сгорания топлива. В двухтактных ди- зелях наполнение цилиндра воздухом и удаление продуктов сгорания происходят за более короткий про- межуток времени (6—а—2 на рис. 4.6,6). Сжатие воздуха 2—с происходит по политропическому процессу. Дав- ление сжатия рс в современных ди- зелях достигает значения 6 МПа, а температура Тс — 900 К. Горение топлива с—у—z—4 проис- ходит в два этапа: сначала при услов- но-постоянном объеме (линия с—у), а потом при условно-постоянном дав- лении (линия у—z). В точке z дав- ление в цилиндре рг достигает 8—11 МПа, температура конца сгорания 7\= 1800-^2100 К. Отношение максимального давле- ния сгорания рг к давлению конца сжатия рс определяет степень повы- шения давления X. 71
Рис. 4.6. Диаграммы рабочих циклов дизелей: а — четырехтактного; б — двухтактного Расширение газов z—5 происхо- дит также по политропическому про- цессу. Топливо, не успевшее сгореть в период с—y—z, продолжает дого- рать на участке процесса расшире- ния z—4. Отношение объема газа Vz в конце процесса горения к объему камеры сжатия Vc называется сте- пенью предварительного расширения р. Отношение полного объема ци- линдра Va к объему цилиндра в конце горения Vz называется степенью пос- ледующего расширения б. Рис. 4.7. Развернутая индикаторная диаграм- ма процесса горения топлива — давление в цилиндре в зависимости от угла ср поворота коленчатого вала от в. м. т. 72 Выпуск отработавших газов 5—1. В четырехтактном дизеле на всем протяжении процесса выталкивания отработавших газов их давление в цилиндре остается почти неизмен- ным: выше атмосферного, но ниже давления воздуха при впуске (см. рис. 4.6, а, линия г—6—а). В двухтактном дизеле после откры- тия выпускных окон (точка 5, см. рис. 4.6, б) давление в цилиндре падает. Подача воздуха через про- дувочные окна (точка 6) не повыша- ет давления в цилиндре и после того, как поршень пройдет н.м.т. и начнет- ся такт следующего цикла. Давление нарастает лишь после закрытия вы- пускных окон (точка /). Процесс сгорания происходит на небольшом участке хода поршня у в.м.т., когда поршень имеет неболь- шую скорость движения. Поэтому процесс сгорания нагляднее можно изобразить на развернутой диаграм- ме, построенной по углу поворота коленчатого вала ср (рис. 4.7). Такая диаграмма позволяет судить о време- ни протекания горения, так как ко- ленчатый вал вращается равномерно. Условно процесс горения можно раз- делить на четыре фазы.
Фаза / — период задержки воспла- менения (участок b—с) составляет всего 0,001—0,005 с и соответствует 10—16° п.к.в. Чем больше период задержки воспламенения, тем боль- ше топлива поступит в цилиндр до появления первых очагов воспламе- нения. Фаза // — период воспламенения и сгорания топлива, впрыснутого за / и частично // фазы (участок с—у). В начале горения в камере сжатия много свободного кислорода, отчего пламя быстро распространяет- ся по всему объему камеры сжатия, происходит интенсивное выделение теплоты и давление газов резко по- вышается при почти постоянном объеме. Отношение приращения дав- ления от начала сгорания (точка с) до в.м.т. к углу поворота коленча- того вала за это время называется жесткостью работы двигателя. Жест- кость повышается при увеличении пе- риода задержки воспламенения топ- лива. Она не должна быть больше 0,2—0,3 МПа на 1° п.к.в. Фаза /// — продолжение горения (участок у—г). Сгорает топливо, по- данное во // фазе и частично в /// фазе. Капли топлива находятся в среде, насыщенной продуктами сго- рания, поэтому интенсивность сгора- ния несколько уменьшается. Фаза IV — догорание топлива на линии расширения (участок z—d). Период догорания наблюдается у многих двигателей, причем у быстро- ходных он длиннее, чем у тихоход- ных. При уменьшении нагрузки дви- гателя период догорания уменьшает- ся. Догорание топлива вызывает по- вышение температуры отработавших газов. 4.4. МОЩНОСТЬ И ЭКОНОМИЧНОСТЬ ДИЗЕЛЯ За один цикл в цилиндре совер- шается полезная работа, соответст- вующая на индикаторной диаграм- ме (рис. 4.8) площади, ограничен- ной линиями сжатия, сгорания и рас- Рис. 4.8. Определение характеристик цикла по индикаторной диаграмме ширения. Площадь же, ограничен- ная линиями впуска и выпуска, обыч- но из-за ее малой величины не учи- тывается. Площадь индикаторной диаграммы можно заменить равнове- ликим по площади прямоугольником /—2—3—4 с тем же основанием. Тогда высота этого прямоугольника будет условным, постоянным в те- чение хода давлением. Его так и называют средним индикаторным давлением. Среднее индикаторное давление р, — это такое условное постоянное давление, которое, дей- ствуя на протяжении одного хода поршня, совершает работу, равную индикаторной работе L, за весь цикл. Полезная работа газов в цилиндре, называемая индикаторной работой, за цикл будет равна Li=Vhpu Дж. Так как p, = L,/Vft, Па, то, другими словами, pt есть работа газов за цикл, отнесенная к единице рабочего объе- ма цилиндра. Мощность М, разви- ваемая газами в цилиндрах двигате- ля, называется индикаторной. Если измерить ее в кВт, то Р, Т.лг N. = ' 30 • 103т (4-1) где р, — среднее индикаторное давление, Па; п — частота вращения, об/мин; Vh — рабочий объем, м3; т — тактность (число тактов за цикл) двигателя (для четырехтактного т = 4, для двухтактного т = 2); z — число цилиндров двигателя. 73
Индикаторная мощность, разви- ваемая газами в цилиндрах двига- теля, при передаче на коленчатый вал двигателя частично затрачива- ется на трение поршней в цилиндрах, трение в подшипниках и на работу топливных, масляных и водяных на- сосов, воздушного нагнетателя и дру- гих агрегатов и узлов, размещенных на двигателе, обслуживающих его и имеющих привод от его коленчатого вала. Эти затраты работы называются механическими потерями LM и соот- ветствующая им мощность — мощ- ностью механических потерь N„. Если представить работу потерь в ви- де LK = Vhp», то величину ри можно назвать средним давлением механи- ческих потерь (см. рис. 4.8). Мощность, снимаемая с коленчато- го вала двигателя внутреннего сго- рания, называется эффективной мощностью. Она равна Ае = А,— — NM. При определении N? вводят понятие о среднем эффективном дав- лении ре. Эффективная работа за цикл £е = = Lt — LM = (pi—pK)Vh = peVh, откуда Ре == Pi Рм- Среднее эффективное давление представляет собой условное пос- тоянное давление, которое, действуя на поршень в течение одного хода поршня, совершает работу, равную эффективной работе за цикл. Иными словами, это эффективная работа за цикл, отнесенная к объему цилиндра (pe — Le/Vh). Среднее эффективное давление характеризует полезную работу двигателя с учетом не только тепловых потерь (они учитываются р,), но и механических. Эффективная мощность Ne подсчи- тывается так же, как и индикатор- ная, но вместо среднего индикатор- ного давления р; в формулу под- ставляется значение среднего эффек- тивного давления ре. Анализ формулы мощности двига- теля (4.1) позволяет дать сравни- тельную оценку двух- и четырехтакт- ных дизелей. В двухтактном двигателе по срав- 74 нению с четырехтактным при одина- ковых размерах цилиндров и равной скорости вращения за одно и то же время происходит вдвое больше ра- бочих циклов и теоретически может быть получена вдвое большая мощ- ность. В действительности же из-за недоиспользования части хода порш- ня, занятой окнами, затрат мощ- ности на продувку и несовершенство очистки цилиндра от газов мощность двухтактного цикла при одинаковых параметрах процесса превышает мощность четырехтактного не в 2, а примерно в 1,5—1,7 раза. Наряду с повышенной мощностью двухтактные двигатели имеют боль- шую равномерность вращения ко- ленчатого вала и более простой газо- распределительный механизм. Благо- даря указанным преимуществам на тепловозах широко применяют двух- тактные двигатели. Однако форсиро- вание мощности при ограниченных габаритах легче осуществить в четы- рехтактном цикле из-за возможности использовать простую схему турбо- наддува и меньшей теплонапряжен- ности дизеля. У четырехтактных ди- зелей с наддувом удалось получить лучшие параметры теплового про- цесса и больший к.п.д., а значит, и меньший расход топлива, чем у двух- тактных. По этим причинам на современ- ных и перспективных мощных тепло- возах предусматривается использо- вание четырехтактных дизелей. Индикаторный, механический и эффективный к.п.д. Отношение коли- чества теплоты, преобразованного в работу газов в цилиндре двигателя, к количеству теплоты, введенному в двигатель с топливом, называется индикаторным к.п.д. двигателя тр. Если на 1 кВт в 1 ч расходуется gi, кг, топлива, а теплота сгора- ния топлива Q„, кДж/кг, то коли- чество теплоты, введенной в цилиндр в расчете на 1 кВт в 1 ч, равно giQH, кДж. Работа 1 кВт в 1 ч эквивалент- на 3600 кДж. Тогда тр = . Зна- чения индикаторного к.п.д. дизелей
находятся в пределах 0,44—0,50. Отношение эффективной мощности к индикаторной называется механи- ческим к.п.д.: т)м = Ме/М-- Для совре- менных дизелей г]м = 0,80 — 0,88. Ме- ханический к.п.д. обычно увеличива- ется с повышением нагрузки двига- теля. Отношение количества теплоты, эквивалентного эффективной работе дизеля, к количеству теплоты, под- веденному с топливом, называется эффективным к.п.д. дизеля и обозна- чается щ: где ge — удельный эффективный расход топлива, кг/(кВт-ч). При оптимальной нагрузке дизеля т]е = 0,39-г-0,43. Эффективный, индикаторный и ме- ханический к.п.д. связаны между собой: т]е.= г)1Т]м. Для оценки эффективности работы д.в.с. часто вместо к.п.д. двигателя используют величину удельного эф- фективного расхода топлива т. е. расхода топлива на единицу его полезной (эффективной) работы [в кг/(кВт-ч) или кг/(л.с.-ч)]. Удельный расход определяется экспе- риментально при испытаниях двига- теля: измеряется общий расход топ- лива G дизелем за единицу времени (кг/ч) при работе с постоянной мощ- ностью Ne (кВт). Тогда ge=G/Ne (кг/(кВт>ч) или кг/(л.с.-ч)]. Современные тепловозные дизели на расчетных режимах имеют удель- ные расходы топлива ge на уровне 200—220 г/(кВт-ч) [150—160 г/ (л.с. • ч.) ]. 4.5. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДИЗЕЛЯ Для анализа качества работы теп- ловых двигателей используется поня- тие о тепловом балансе, т. е. распре- делении и использовании внутренней химической энергии, содержащейся в топливе, поступившем в двига- тель. Потенциальная энергия топлива QT лишь частично преобразуется в полезную механическую работу Q?, значительная часть энергии теряется в разных формах: в виде потерь тепла с отработавшими газами Qr, с охлаж- дающей водой (2в, на нагревание масла QK и прочие потери Qnp, напри- мер потери от недогорания топлива, потери теплоты в окружающую среду и т. п. Тепловой баланс выражается уравнением Qi — Qr4- Qb-f— Qm + Qnp. (4.3) Составляющие теплового баланса могут быть выражены различными способами: 1) в абсолютных величинах количеств энергии (теплоты). В этом случае рассматри- вается распределение энергии топлива, израсходованного в данном двигателе за единицу времени (либо распределение энер- гии единицы массы топлива). В этом случае размерностью всех членов уравнения (4.3) будет размерность энергии или работы — Дж или кДж — или мощности — Вт или кВт; 2) в удельных величинах. Если отнести все затраты энергии в уравнении (4.3) к единице полезной работы двигателя, напри- мер кВт.ч, получим уравнение удельного теплового баланса: qT = qe + qr + q, + q» + qw (4-4) в котором все слагаемые будут безразмер- ными; 3) в относительных величинах. Разделив в уравнении (4.3) все члены на QT, в урав- нении (4.4) — на <ут, получим уравнение теп- лового баланса в относительном виде: l = qe+qr + qB + q« + qnp. (4.5) Здесь каждое слагаемое представляет со- бой относительную долю тех или иных затрат энергии топлива^ В этом случае, в частности, составляющая qe равна эффективному к.п.д. дизеля Г|е. Баланс в относительных величинах может быть выражен в процентах. Определим составляющие удельного тепло- вого баланса по уравнению (4.4). Количество энергии (теплоты), введенной в двигатель с топливом, в расчете на еди- ницу его полезной работы <7т = ^<?н. (4.6) Теплота сгорания (теплотворная спо- собность) Q« дизельного топлива составля- ет 41900—42 300 кДж/кг. Следовательно, при удельном расходе топлива £«. = 0,2-4-0,22 кг/(кВт-ч) величина q- — 8380-4- 9300 кДж/(кВт-ч) или, учитывая, что 1 кВт-ч = = 3600 кДж, в безразмерном виде <?т = = 2,33-4-2,585. 75
Часть энергии топлива, преобразованная в полезную работу, </<. = 3600 кДж/(кВт*ч) или в безразмерном виде qr=\. Потери энергии с отработавшими газами, вследствие того что их температура Тг и теплоемкость тс" отличаются от значений таковых у свежего заряда воздуха {7"« и «Ср), можно определить разностью </г»^(М2с;Тг-М|СрТ'к), (4.7) где М। и М2 — соответственно количества свежего заряда воздуха и продуктов сгора- ния, полученных при сгорании 1 кг топли- ва, кг* моль. Количество теплоты, отведенной с охлаж- дающей водой от дизеля, q, = ctG,(t2. — t\3)/Ne, (4.8) где св — теплоемкость воды, св = 4,187 кДж/(кг*К); G,— расход охлаждающей во- ды, кг/ч; /и и /2в — температуры воды соот- ветственно на входе в дизель и на выходе из него. Потери теплоты на нагревание смазочно- го масла </4 = c„G„(/2m — /i„) /Ne, (4.9) где cu, GM, tim и /2м — соответственно тепло- емкость, расход и температуры, аналогичные рассмотренным в предыдущей формуле, но относящиеся к маслу дизеля [с„ = 2,05 кДж/(кг*К)] Остаточный член теплового баланса q„p не может быть определен расчетом, так как к прочим потерям относится ряд различ- ных и трудно определимых потерь энергии, таких, как рассеивание тепла в окружающую среду, неполнота сгорания топлива, кинети- ческая энергия выхлопных газов и т. д. Поэ- тому данное слагаемое при анализе экспери- ментальных данных определяется как раз- ность между левой частью уравнения (4.4) и четырьмя слагаемыми правой части, рас- считываемыми по приведенным выше форму- лам (4.6—4.9). В результате в прочие потери </Лр включаются и все погрешности, связан- ные с неточностью измерений и подсчетов остальных элементов теплового баланса. Тепловой баланс обычно рассчиты- вается для номинального режима ра- боты дизеля. 4.6. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДИЗЕЛЕЙ Тепловозные двигатели работают в эксплуатации на переменных режи- мах по мощности от полной нагрузки (номинальной мощности) до холос- того хода. Частота вращения колен- чатого вала также может изменяться машинистом в зависимости от необ- 76 ходимои величины мощности при движении тепловоза с поездом. Графические зависимости основ- ных показателей работы дизеля (его мощности, момента, к.п.д., расхода топлива и т. д.) от параметров, определяющих режим работы (часто- та вращения вала, положение регу- лирующих органов и т. п.), назы- ваются характеристиками двигателя. Характеристики двигателей опреде- ляются при установшихся режимах работы на специальных испытатель- ных стендах, обеспечивающих полное использование энергии дизеля во всем диапазоне его нагрузок и имею- щих необходимую измерительную аппаратуру. Основными из характеристик дизе- ля являются его скоростные харак- теристики, т. е. зависимости эффек- тивной мощности дизеля Ne (момента Ме) от частоты вращения вала п при определенной (установленной) пода- че топлива за цикл (при неизменных положениях рейки топливных насо- сов). При определении скоростных характеристик подразумевается, что частота вращения п меняется имен- но вследствие изменения нагрузки на двигатель. В зависимости от коли- чества фиксированных положений регулирующего органа топливопода- чи (рукоятки контроллера машинис- та) дизель может иметь соответ- ствующее число скоростных характе- ристик — например, кривые /—5 на рис. 4.9, а. Скоростная характеристи- ка /, проходящая через точку но- минального режима A (Ne ном, пном), называется внешней характеристи- кой. Она показывает наибольшие возможные значения эффективной мощности дизеля, которые можно получить при соответствующих п и постоянной максимальной настройке топливоподачи. Название «внешняя» принято потому, что она является как бы внешней границей контура б—а—А—Б, в котором могут нахо- диться точки всех возможных для данного дизеля рабочих режимов. Кривые 2—5 на рис. 4.9, а назы- ваются частичными скоростными
характеристиками. В диапазоне, ог- раниченном внешней характеристи- кой, может быть получено любое число частичных характеристик, ко- торое связано с числом возможных настроек топливоподающей системы на неполную (частичную) подачу. Штриховое продолжение внешней характеристики вправо от точки А является условным, оно показывает возможный характер этой зависи- мости при п> пНО1Л. Однако по этой части характеристики дизель не мо- жет и не должен работать по двум причинам. Во-первых, его конструк- ция по прочности и долговечности рассчитана из условия пмакс = пном. Во-вторых, эффективность рабочего процесса при п> nmv оказывается низкой и неприемлемой по экономиче- ским соображениям. Дело в том, что с увеличением п резко возрастает мощность механических потерь )VM, составляющие которой пропорцио- нальны второй и третьей степеням п. Поэтому быстро наступает момент, когда механические потери сравня- ются по величине с индикаторной мощностью дизеля. Эффективная мощность дизеля Ме=Л/, —АД при этом становится равной нулю (точка В на рис. 4.9, а). Если на внешней характеристике такой момент может наступить лишь условно, так как он находится далеко за пределами допустимых значений п, то на частич- ных характеристиках этот момент мо- жет наступить и в рабочем диапазоне частот вращения вала (см. кривую 5 на рис. 4.9, а). Таким образом, внешняя характе- ристика показывает максимальные значения мощности, которые дизель может развить при номинальной и частичных скоростях вращения его вала. Величина же мощности дизеля, которую можно использовать на теп- ловозе при каждом конкретном зна- чении п, зависит от характеристик передачи. Естественно, что конструк- ция передачи должна быть рассчи- тана так, чтобы можно было исполь- зовать максимальное значение мощ- ности дизеля Ne при п НОМ* Следова- тельно, в точке А (рис. 4.9, б) внеш- няя характеристика 1 должна совпа- дать с характеристикой передачи, т. е. мощность, развиваемая дизелем, должна быть равна мощности, пот- ребляемой передачей. На частичных режимах вращения вала величина потребляемой мощности зависит от свойства и настройки передачи. При электрической передаче мощность тягового генератора примерно (если пренебречь изменением к.п.д.) про- порциональна частоте вращения яко- ря и, следовательно, коленчатого вала дизеля. Поэтому линия 6, на- зываемая генераторной характерис- тикой, показывает величину мощнос- ти дизеля, которая реализуется на тепловозах с электрической переда- чей при работе дизеля на номиналь- ной и пониженных частотах враще- ния его вала. При гидравлической передаче наг- рузка дизеля осуществляется по так называемой винтовой характеристи- ке (кривая 7). 77
Тепловозные дизели работают в диапазоне частоты вращения вала от nmin до Пном, но не при любых значе- ниях п, а при определенных, фик- сированных значениях, которые уста- навливаются машинистом в соответ- ствии с положением (позицией) рукоятки его контроллера. Таких фиксированных позиций бывает обычно на тепловозе от 8 до 15. Поэтому фактически в установив- шемся режиме двигатель всегда ра- ботает с неизменной частотой враще- ния, и если меняется нагрузка, то его мощность изменяется (благода- ря работе регулятора дизеля) при постоянном п в пределах от мак- симального значения для данного п, ограничиваемого генераторной ха- рактеристикой, практически до ну- ля — при переходе на холостой ход. Поэтому вертикальная линия АБ (см. рис. 4.9,6), соответствующая воз- можному изменению нагрузки при п„ом, называется нагрузочной харак- теристикой дизеля при номиналь- ной частоте вращения вала. Нагру- зочных характеристик у дизеля мо- жет быть столько, сколько имеется фиксированных значений п. На рис. 4.9, а показаны вертикальные ли- нии нагрузочных характеристик, соответствующих частотам вращения ВЯЛЯ Hmin» ^1 ^4, ^ном*
Г л а в a 5. ТЕПЛОВОЗНЫЕ ДИЗЕЛИ 5.1. ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ, ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ И МОЩНОСТНЫЕ РЯДЫ ДИЗЕЛЕЙ Экономичность работы тепловоза определяется его основной силовой установкой — дизелем. Дизель теп- ловоза должен обладать высокой экономичностью, надежностью и вы- сокой степенью автоматизации его работы. Эти основные требования к конструкции дизеля направлены на экономию затрат на топливо, техни- ческое обслуживание, ремонт и про- чие расходы в процессе его эксплуа- тации. Экономичность дизеля — это его способность работать с малыми удельными расходами топлива и мас- ла в широком диапазоне эксплуата- ционных нагрузок от холостого хода до номинальной мощности. Совре- менные дизели имеют удельный рас- ход топлива ge на номинальной мощ- ности ЛСОМ 200—220 г/кВт-ч. Удель- ный расход топлива при на- грузках, составляющих 75 и 50 % от А^ном, не должен превышать соответ- ственно значений, составляющих 105 и 112% от ge на номинальной мощности. Для дизелей со свободным турбокомпрессором соответственно— 105 и 110% от ge на номиналь- ной мощности. Степень надежности дизеля опре- деляется его способностью длительно работать без отказов на всех эксплуатационных режимах при сле- дующих условиях окружающей сре- ды: температура воздуха, окружаю- щего дизель от 5 до 50 °C, темпе- ратура наружного воздуха от —40 до +40 °C, высота над уровнем мо- ря до 2000 м. К показателям на- дежности относятся моторесурс дизе- ля и его основных узлов и деталей, а также число отказов на 1 млн км пробега. Установленным (назна- ченным) заводами-изготовителями ресурсам должна соответствовать пе- риодичность технического обслужи- вания и ремонта тепловозов: ресурс до переборки дизеля — пробег теп- ловоза до текущих ремонтов ТР-2 или ТР-3, ресурс до капитального ремонта дизеля — пробег тепловоза до заводского ремонта (ЗР), ресурс непрерывной работы дизеля — про- бег тепловоза до технического обслу- живания (ТО-3). Тепловозы выпус- каются с дизелями, имеющими гаран- тийные пробеги между техническими обслуживаниями 7—10 тыс. км, до переборки —150—250 тыс. км и до капитального ремонта —750—1200 тыс. км. Автоматизация работы и управле- ния облегчает обслуживание дизелей в эксплуатации и уменьшает коли- чество обслуживающего персонала. Дизели оборудуют регуляторами час- тоты вращения коленчатого вала, предельными выключателями и сис- темами автоматического регулирова- ния температуры воды и масла. Тепловозные дизели должны обла- дать контроле- и ремонтопригод- ностью. Вместе с надежностью эти два качества определяют расходы на техническое обслуживание и ремонт дизелей в эксплуатации. Контроле- пригодность дизеля — свойство, за- ключающееся в его приспособлен- ности к контролю работоспособности, к поиску неисправностей и прогнози- рованию технического состояния. Ре- монтопригодность дизеля — свойст- во, заключающееся в его приспособ- ленности к быстрой и удобной раз- борке и сборке всех ответственных узлов и деталей, а также к ремонту этих узлов и деталей. Специальные требования к тепло- возному дизелю определяются специ- фикой конструкции тепловозов, огра- 79
ниченной габаритами подвижного состава, нагрузками на ось и особен- ностями условий их работы. К ним относятся небольшие габаритные размеры и масса как самого дизеля, так и вспомогательного оборудова- ния, установленного вне дизеля, необходимого для его работы. Для тепловозов мощностью более 2500 кВт приемлемые габаритные размеры и удельные массы на уровне 5— 8 кг/кВт достигаются при V-образ- ной конструкции дизеля с диа- метром цилиндра примерно 250— 300 мм. Одно из важных эксплуата- ционных требований к дизелю — безотказный пуск как горячего, так и холодного двигателя при наимень- шей затрате энергии от постороннего источника (аккумуляторная батарея, сжатый воздух) при температуре воды, масла и топлива не более 8 °C. Как исключение, допускается обеспечение пуска при температуре выше 8 °C, но не более 15 °C. Основные технические требования к тепловозным дизелям регламенти- рованы ГОСТ 10150—88 «Дизели Основные параметры Значения параметров 2Д100 10Д100 14Д40 11Д45 1А-5Д49 2А-5Д49 Обозначение юдн ЮДН ЮДН 16ДН 16ЧН 16ЧН 20,7/25,4X2 23/30 26/26 Серия тепловоза ТЭЗ 2ТЭ10 М62 ТЭП60 2ТЭ116 ТЭП70 Номинальная мощность, кВт 1470 2210 1470 2210 2210 2940 Частота вращения коленчатого вала, об/мнн 850 850 750 750 1000 1000 Средняя скорость поршня, м/с 7,2 7,2 7,5 7,5 8,67 8,67 Объем цилиндров, л Расположение цилиндров 170,9 Вертикал 170,9 ьное с 150,6 200,75 220,8 220,8 Габаритные размеры, м: расходя щимися поршнями V-образное, угол 45 длина 6,825 6,705 5,607 6,444 6,187 6,213 ширина 1,730 2,610 1,818 1,950 2,090 2,100 высота 3,350 3,265 2,508 2,600 2,972 2,902 Масса дизель-генератора, т 27,0 28,0 21,4 23,4 24,5 26,0 Удельная масса дизеля, кг/кВт 13,2 8,8 8,5 6,3 7,25 6,3 Удельный расход топлива, г/(кВт-ч) 240 218 218 231 204 2)1 Степень сжатия е 15,1 15,1 14,5 13,5 13,4 13,4 Максимальное давление сгора- ния, МПа 8,8 10,0 11,0 11,2 11,5 13,0 Давление наддува, кПа 35 115 105 123 135 180 Температура выпускных газов, °C 420 430 470 470 580 600 Опережение подачи топлива, °п.к.в. Фазы газораспределения, ° п.к.в. впуск: 16±1 10± 1 20 ± 1 20±1 23 25 — 26 опережение открытия 40 40 44 44 55 57 запаздывание закрытия выпуск.: 64 64 44 44 30 28 опережение открытия 56 56 84 84 50 59,5 запаздывание закрытия Топливные насосы: 56 56 52 52 35 40,5 диаметр плунжера, мм 13 13 17 17 17 17 ход плунжера, мм Форсунки: 15,9 15,9 16 16 22 22 давление начала впрыскива- вания, МПа 21,0 21,0 32,0 32,0 32,0 32,0 число отверстий 3 3 7 7 9 9 диаметр отверстий, мм 0,56 0,56 0,4 0,4 0,4 0,4 80
стационарные, судовые, тепловозные и промышленные. Технические требо- вания». Стандартом предусматри- ваются также требования, обеспечи- вающие удобство эксплуатации, без- опасность работы и эстетику внеш- него вида. Основные параметры и конструк- ции тепловозных дизелей. Все тепло- возные двигатели относятся к бес- компрессорным дизелям с внутрен- ним смесеобразованием, самовоспла- менением и водяным охлаждением. Для этих дизелей характерно приме- нение газотурбинного наддува и промежуточного охлаждения возду- ха, что позволяет достигнуть эффек- тивных давлений до 1,0 МПа у двухтактных и 1,4—1,8 МПа у четы- рехтактных дизелей. Рабочий про- цесс этих дизелей происходит с высоким давлением наддува —0,12— 0,18 МПа и с высокими степенями сжатия и расширения при коэффи- циентах избытка воздуха в цилиндре около 1,8—2,5 и с максимальными давлениями сгорания до 8—12 МПа. Все тепловозные дизели относятся Таблица 5.1 для дизелей 2Д70 2Д50 ПД1М М753 М756 6S310DR K6S310DR XVIJV 12VFE 1Д12 16ЧН 64 Н 64 н 124Н 124Н 64 64Н 164 124Н 124 24/27 31,8/33 31,8/33 18/20 18/20 31/36 31/36 17/24 17/24 15/18 2ТЭ116 ТЭМ1 ТЭМ2 ТГМЗ ДР1 4МЭ2 4МЭЗ ВМЭ1 Д1 ТУ2 2210 735 880 550 735 550 990 440 540 220 1000 740 750 1400 1500 750 750 1100 1250 1500 9,0 8,15 8,15 9,3 10,0 9,0 9,0 8,8 10,0 9,0 197,68 157,2 157,2 62,4 62,4 163,2 163,2 63,4 63,4 38,8 V-образ- Вертикальное, V-образное, Вертикальное, V-образное, V-об- ное, угол 42° рядное угол 60° рядное угол 50° 40° раз- ное» угол 60° 6,465 5,069 5,257 2,270 2,420 4,750 5,125 4,910 3,210 1,852 1,930 1,467 1,585 1,210 1,220 1,512 1,530 1,522 1,300 1,085 2,960 2,478 2,479 1,200 1,480 3,020 2,844 1,626 1,710 1,275 26,0 21,7 22,5 1,6 1,8 16,06 18,12 9,5 4,6 1,84 7,9 23,4 19,4 3,0 2,4 19,1 13,6 12,3 8,6 8,4 204 248 224 245 221J8 224 220 238 228 258 12,8 12,5 12,5 13,5 13,5 15,5 13,0 13,5 12,5 14,5 11,5 5,8 7,0 8,5 8,5 7,3 9,0 5,8 8,0 8,5 150 30 60 20 60 ..._ 60 — 90 — 550 470 470 460 460 520 480 490 550 480 20±1 29 ± 1,5 23±1,5 28±1 27±1 28 24 21 ± 1,5 21 ±1,5 25± 1 35 80 74 50 50 14 80 10 69 20 40 35 41 56 56 42 35 35 35 48 40 50 66 56 56 42 45 55 53 48 13 54 74 50 50 14 55 5 59 20 16 20 20 13 13 20 20 14 14 10 22 20 20 12 12 20 20 2,45 2,45 10 28,0 27,5 27,5 20,0 20,0 27,0 30,0 2,5 2,5 21,0 8 9 9 8 8 8 9 1 1 7 0,4 0,35 0,35 0,35 0,35 0,35 0,4 1,23 1,45 0,25 81
к среднебыстроходным дизелям со средними скоростями поршней 7— 10 м/с; по частоте вращения колен- чатого вала они могут быть разделе- ны на две группы: первая — до 1000 об/мин и вторая — от 1000 до 1500 об/мин. Основные сведения о дизелях магистральных и маневро- вых тепловозов приведены в табл. 5.1. Дизели типа Д100 (рис. 5.1) — десятицилиндровые, двухтактные с прямоточно-щелевой продувкой и расходящимися поршнями. Блок 2 дизеля установлен на поддизельную раму /. В верхней части блок закрыт съемной крышкой 8 со смот- ровыми люками. В блоке дизеля вер- тикально в ряд установлены десять втулок 7 цилиндров. Втулки цилинд- ров в средней части имеют три отверстия под установку двух форсу- нок 5 и индикаторного крана. В блоке в коренных подшипниках 9 уложен верхний коленчатый вал 10, а в коренных подшипниках 18—ниж- ний коленчатый вал 17. Коленчатые валы связаны между собой верти- кальной передачей. От нижнего ко- ленчатого вала суммарная мощность передается генератору. В каждой цилиндровой втулке 7 в противопо- ложных направлениях движутся нижний 4 и верхний 6 поршни, которые с помощью шатунов 3 и 11 соединены с коленчатыми валами. При движении верхний поршень от- стает от нижнего на 12 ° угла п. к. в. Угол поворота отсчитывает- ся всегда от в. м. т. нижнего поршня. При вращении коленчатых валов воздух в рабочем объеме цилиндров между поршнями, дви- жущимися навстречу друг другу, сжимается. За 16 ° до в. м. т. нижнего поршня (2Д100) или за 10 ° (10Д100) топливные насосы 14 через форсунки начинают впрыскивание топлива в камеру сгорания. К моменту начала впрыскивания воздух в камере сго- рания имеет температуру, достаточ- ную для самовоспламенения топли- ва. Сгорание топлива обеспечивает повышение давления в цилиндре до 82 8,8—10,0 МПа. Под действием давления газов поршни расходятся от в. м. т., и через шатуны поворачивают коленчатые валы. Че- рез 124 0 от в. м. т. нижний поршень кромкой днища открывает выпускные окна 15. Отработавшие газы через выпускную коробку устремляются в выпускные коллекторы 16 и далее к турбинам (10Д100) или глушителю (2Д100). Верхний поршень через 140 ° от в. м. т. открывает продувоч- ные окна 13. Воздух, поступая из воздушного ресивера 12, вытесняет отработавшие газы и заполняет све- жим зарядом объем цилиндра. Через 236 ° от в. м. т. нижний поршень полностью закрывает выпускные окна. Зарядка заканчивается при повороте коленчатого вала на 244 ° от в. м. т., когда верхний поршень полностью закрывает продувочные окна. При дальнейшем движении поршней навстречу друг другу про- исходит сжатие воздуха в рабочем объеме цилиндра и цикл повторяет- ся. Порядок работы цилиндров 1 — 6—10—2—4—9—5—3—7—8 одина- ков для дизелей 2Д100 и 10Д100. Счет цилиндров начинается от меха- низма управления. В дизелях 2Д100 и 1 ОД 100, несмотря на различие мощности, оказалось возможным ис- пользовать 85—90 % унифицирован- ных деталей и узлов. Дизели типа Д40 (рис. 5.2) — V-образные, двухтактные с клапан- но-щелевой продувкой. Стальной сварной блок 3 имеет 16 (11Д45) гнезд, расположенных в два ряда под углом 45 °, и установлен на поддизельную раму /. Цилиндры ди- зеля состоят из крышки 10 с кла- панным механизмом, втулки 6 ци- линдра и поршня 16 с шатуном. Цилиндры, устанавливаемые в пра- вом ряду, имеют главные шатуны 19, соединенные с шатунными шейками коленчатого вала 20. Цилиндры, устанавливаемые в левом ряду, име- ют прицепные шатуны 4, соединен- ные с главным при помощи непод- вижного пальца, закрепленного в проушинах нижней головки. Колен-
Рис. 5.2. Схема дизеля типа Д40 Рис. 5.1. Схема дизеля типа Д100 чатый вал дизеля уложен в десяти коренных подшипниках 2, располо- женных в нижней части блока. В развале блока, между рядами ци- линдров, в девяти подшипниках вра- щается распределительный вал 8 с 16 кулачками, каждый из которых открывает четыре выпускных кла- пана 9 одного цилиндра. Движение от кулачка распределительного вала передается через толкатель 12 и трех- плечий рычаг 11. Топливные насосы 13 приводятся в действие валом 14. При вращении коленчатого вала воздух в рабочем объеме цилиндров между поршнем и крышкой сжимает- ся. За 17—20 0 до в. м. т. в цилиндр подается топливо топливным насосом высокого давления через распыли- тель форсунки 15. За 84 ° до н. м. т. открываются выпускные клапаны и начинается перезарядка цилиндра. Отработавшие газы устремляются в выпускные коллекторы 7. К моменту открытия продувочных окон 17 верх- ней кромкой головки поршня за 46 ° до н. м. т. давление газов в цилиндре становится ниже давления воздуха в коллекторе 5, и воздух через ресивер 18 начинает поступать в цилиндры. Зарядка цилиндра воздухом закан- чивается к моменту закрытия про- дувочных окон, в это же время закрываются и выпускные клапаны. При дальнейшем движении поршня вверх происходит сжатие воздуха, и цикл повторяется. Порядок работы цилиндров левого и правого рядов дизеля 11Д45: 1—8—4—5—2—7— 3—6, а дизеля 14Д40: 1—6—2—4— 3—5. Дизели типа Д40 имеют мень- шие габариты и вес по сравнению с дизелями типа Д100 и не уступают им по экономичности. Дизели типа Д49 (рис. 5.3, а) — четырехтактные. V-образные с тур- бонаддувом и клапанным распреде- лением. Блок цилиндров 18 установ- лен на раму 1. К стойкам блока 2 снизу крепятся подвески 3, в отвер- стия которых установлены вкладыши коренных подшипников. В блоке ус- 83
тановлены втулки цилиндров 4, закрытые сверху крышками 8. В ци- линдровых крышках расположены выпускные клапаны 7, впускные кла- паны 9 и форсунки 14. Привод клапанов осуществляется от распре- делительного вала 12 через штанги 11 и рычаги 10. От этого же вала приводятся и топливные насосы 13. В четырехтактном дизеле 5Д49 цикл рабочего процесса совершается за два оборота коленчатого вала. При вращении вала 17 от н. м. т. воздух в рабочем объеме цилиндра между поршнем 6 и крышкой сжимается. За 20 ° до в. м. т. в такте сжатия в цилиндр подается топливо. Под действием газов пор- шень в такте расширения движется вниз и через шатун прицепной 5 или главный 16 вращает коленчатый вал. За 50 ° до н. м. т. открываются выпускные клапаны и отработавшие газы устремляются в выпускные коллекторы 15. В такте выпуска при движении поршня вверх проис- ходит выталкивание отработавших газов. Впускные клапаны открывают- ся за 55 ° до в. м. т. При откры- тых впускных и выпускных клапанах происходит продувка цилиндра. Че- рез 35 ° после в. м. т. при движении поршня вниз цилиндр заряжается свежим воздухом в такте всасы- вания. При движении поршня после н. м. т. вверх впускные клапаны закрываются с запаздыванием на 30 °. Снова начинается такт сжатия, и весь цикл повторяется. Порядок работы цилиндров левого ряда: 4— 2—6—1—5—7—3—8, правого ряда: 1—5— 7—3—8—4—2—6. Дизель 2А-5Д49 тепловоза ТЭП70— более форсированная моди- фикация дизелей типа 5Д49. Он имеет до 90 % узлов и деталей, унифицированных с узлами и дета- лями других дизелей этого типа. Отличается он от дизеля 1А-5Д49 тепловозов ТЭ116 более высоким давлением наддува и несколько ины- ми углами опережения подачи топ- лива (25—26 °) и газораспределе- ния. Ряд дизелей типа Д49 охваты- вает мощность от 880 до 4400 кВт. Дизели типа Д70 (рис. 5.3, б) — четырехтактные, V-образные с турбо- наддувом и клапанным распределе- нием установлены на отдельных теп- ловозах 2ТЭ109 и 2ТЭ116. Блок-картер 2 установлен на под- дизельной раме 1. Коленчатый вал Рис. 5.3. Схема дизелей типов: а — Д49; б — Д70 84
16 удерживается подвесками 17 сни- зу. Втулки 4 цилиндров сверху закрыты крышками 8. В каждой крышке размещены по два впусных 9 и два выпускных 12 клапана и форсунка 7. У двигателя два распре- делительных вала 5 и 15, приводя- щих в действие клапаны и топлив- ные насосы 6 левого и правого рядов цилиндров. Коллектор 11 от- работавших газов один и расположен сверху цилиндров. Воздушный кол- лектор 10 расположен в развале цилиндров. Поршни 13 соединены с коленчатым валом через главный 14 и прицепной 3 шатуны. На базе двигателя 2Д70 разработан однорядный шестицилиндровый ди- зель 6Д70 для маневровых тепло- возов. Дизели типа Д50 (рис. 5.4) — четырехтактные, вертикальные, ряд- ные, шестицилиндровые с турбо- наддувом и клапанным распределе- нием. В фундаментной раме / в коренных подшипниках 2 уложен коленчатый вал 18. На раму установ- лен блок цилиндров 6, в который вставлены цилиндровые втулки 15. Между стенками блока и втулок об- разовано пространство для охлажда- ющей воды. Поршень 5 соединен с коленчатым валом при помощи шату- на 17. Каждая цилиндровая втулка закрыта крышкой 9, в которой рас- положены впускные 7 и выпускные 14 клапаны и форсунка. Привод клапанов осуществляется от распре- делительного вала 3 через штанги 4 и рычаги 10, расположенные в кла- панной коробке 11. Топливо в ци- линдры подается шестисекционным насосом 16. Воздух поступает по воздушному коллектору 8, а отра- ботавшие газы из цилиндров отво- дятся с помощью двух выпускных коллекторов 12 и 13. Повышение мощности в дизеле ПД1М достигну- то в основном за счет увеличения давления наддува с 22—34 до 55— 60 кПа, что обеспечило также и снижение расхода топлива. Дизели типа М750 (рис. 5.5) — четырехтактные, V-образные, две- Рис. 5.4. Схема дизеля типа Д50 надцатицилиндровые, с наддувом. На тепловозах ТГМЗ установлены дизели М753 мощностью 550 кВт с приводным центробежным нагнета- телем; на тепловозах ТГ16, ТГ102 и дизель-поездах ДР1 установлены дизели М756 различных индексов мощностью 600 и 735 кВт с турбо- компрессором. Остов дизеля состоит из верх- него 2 и нижнего 1 картеров. Блоки цилиндров 5 сверху закрыты головками 6 с крышкой 7. Колен- чатый вал 13 крепится к верхнему картеру подвесками 14 коренных подшипников. В блок запрессованы стальные втулки 4 цилиндров. Порш- ни // соединены с коленчатым ва- лом главными 3 и прицепными 12 шатунами. Кулачковые валики газо- распределения 10 расположены в головках блока, топливный насос 8 приводится в действие валом 9. Дизели типа М750 отличаются от других тепловозных дизелей быстро- ходностью (1400—1500 об/мин) и малой массой (1,6—1,8 кг/кВт). Дизель М756 благодаря применению газотурбинного наддува более эконо- 85
Рис. 5.5. Схема дизеля типа М750 мичен, чем дизель М753. Существен- ный недостаток дизелей типа М750— малый моторесурс (7—8 тыс. ч). Это ограничивает их применение на тепловозах. На дизеле М756 в отли- чие от М753 блок цилиндров изготов- лен за одно целое с головками в еди- ной конструкции — моноблоке. Дизели типа 310DR чехословацко- го производства (рис. 5.6) — четы- рехтактные, вертикальные, одноряд- ные, шестицилиндровые. На теплово- зах ЧМЭ2 установлены дизели 6S310DR мощностью 550 кВт без наддува, на тепловозах ЧМЭЗ — ди- зели K6S3I0DR мощностью 990 кВт Рис. 5.6. Схема дизеля типа 310DR 86 с газотурбинным наддувом и охлаж- дением наддувочного воздуха. Остов дизеля состоит из картера 1 и блока цилиндра 2. В картере на семи коренных подшипниках 14 уложен коленчатый вал 13, имеющий противовесы 15. Блок цилиндров раз- делен поперечными перегородками на шесть отсеков. Сверху в них устанав- ливаются цилиндровые втулки 3. Поршни 4 соединяются с коленча- тым валом шатунами 12. Цилиндры закрыты крышками 6, в каждой из которых размешены по два впускных и выпускных 5 клапана и форсунка. Впускные и выпускные клапаны приводятся в действие от распреде- лительного вала 11 с помощью толкателей 10, штанг 9, двуплечих рычагов 8 и траверс 7. Дизели 6S310DR и K6S310DR имеют значи- тельное число унифицированных де- талей, одинаковую компоновку ос- новных агрегатов и их конструктив- ное исполнение. Дизели типа VFE 17/24 венгер- ского производства (рис. 5.7) — четырехтактные, V-образные. На теп- ловозах ВМЭ1 установлены шестнад- цатицилиндровые дизели XVIIV 170/240 мощностью 440 кВт при 1100 об/мин без наддува, на дизель- поездах Д1—двенадцатицилиндро- вые дизели 12VFE17/24 мощностью 540 кВт при 1250 об/мин с турбо- наддувом. К блоку цилиндров 1 снизу в коренных подшипниках 13 укладыва- ется коленчатый вал 12. Сверху в блок вставлены втулки 3, которые за- крываются крышками 4 с колпа- ками 6. Поршни 10 соединены с коленчатым валом шатунами 2 и И. Воздушные и газовые клапаны 5 и топливный насос 7 приводятся в действие от распределительного вала 9. Форсунка 8 установлена в фор- камеру. Дизели типа 1Д (рис. 5.8) — четырехтактные с турбонаддувом. Остов дизеля состоит из картера 2, отлитого из алюминия, двух блоков цилиндров 4 и двух головок 6. Картер имеет приливы 1, которые
Рис, 5,7. Схема дизеля типа VFE 17/24 Рис. 5.8. Схема дизеля типа 1D12 опущены ниже оси коленчатого вала. Приливы увеличивают жесткость картера и надежность подвесок 15 в коренных подшипниках, на которых лежит коленчатый вал 14. В блок дизеля запрессованы втулки 13. В головке блока размещены каме- ры сгорания в специальных углубле- ниях. На каждый цилиндр размещено по два впускных 9 и два выпускных 11 клапана. Клапаны приводятся в действие распределительными вала- ми 10, расположенными на голов- ках блоков. Топливный насос 8 работает от вала 7, размещенного в развале цилиндров. Поршни 5 соеди- нены с коленчатым валом при помо- щи главного 3 и прицепного 12 шатунов. Пуск дизеля двойной: электрическим стартером и воздуш- ный. Модификация дизеля 1Д6 пред- ставляет собой рядный, вертикаль- ный двигатель мощностью 100 кВт. Мощностным рядом называется группа дизелей различной мощности, имеющих одинаковые диаметры ци- линдров и ход поршня. Различные мощности достигаются изменением числа цилиндров. При этом также могут изменяться и режимы работы; частота вращения коленчатого вала, среднее эффективное давление, а иногда расположение цилиндров и ход поршня. Мощностные ряды обес- печивают возможность массового производства отдельных узлов и де- талей дизелей, что снижает стои- мость их изготовления и эксплуата- ционные расходы на содержание, так как уменьшается номенклатура за- пасных частей и материалов. Ведут- ся работы по созданию единой конст- рукции тепловозного дизеля с тем, чтобы потребности магистральных и маневровых тепловозов в диапазоне мощностей от 600 до 4500 кВт в секции могли быть перекрыты од- ним мощностным рядом дизелей. 5.2. ОСТОВ ДИЗЕЛЯ Остов — это основа конструкции дизеля, состоящая из неподвижных элементов. Эти элементы жестко свя- заны между собой в единую систему, нагруженную силами давления газов и силами инерции движущихся час- тей. Конструкция остова обеспечива- ет жесткость дизеля, удобство раз- борки, сборки и осмотра деталей кри- вошипно-шатунного механизма и вкладышей, а также весовые и га- баритные требования к дизелю. Дос- таточная жесткость остова — основ- ное условие надежной и долговеч- ной работы дизеля. 87
Рис. 5.9. Схема устрой- ства остова дизеля К элементам остова (рис. 5.9) относятся рама 1, картер 2, блок цилиндров <3, крышка цилиндра 4, цилиндровая втулка 5, вкладыши коренного подшипника б и 7 и поддон 8 для масла. Основные элементы остова могут различным образом объединяться в единые конструкции, представленные на рис. 5.10 (обо- значения соответствуют рис. 5.9). На дизелях типа Д50 (рис. 5.10, а) рама, картер, поддон и нижняя половина коренного подшип- ника объединены в единой конструк- ции — фундаментной раме /, крышка коренного подшипника 6 установлена сверху. Дизели типов Д100 (рис. 5.10, б), Д40 и Д49 (рис. 5.10, в), Д70 (рис. 5.10, г) и 12VFE (рис. 5.10, д) имеют единый блок-картер. В этих конструкциях крышка корен- ного подшипника (подвеска) уста- новлена снизу. Рама и поддон об- разуют единую конструкцию (кро- ме дизеля 12VFE) — поддизельную раму. В дизелях типов 1Д6 (рис. 5.10, е), 1Д12 и М753 (рис. 5.10, з) и М756 (рис. 5.10, и) основой остова является картер, к которому снизу на подвеске крепится нижняя половина коренного подшипника. Поддон 8 выполнен отдельно. Остовы дизелей М756 представ- ляют собой моноблок, объединяющий в единую конструкцию головку и блок со вставными втулками цилиндров. Остов двигателя 310DR (рис. 5.10, ж) имеет соединенный с картером блок цилиндров и установленный в под- дизельной раме коренной подшипник, закрытый крышкой сверху. Элементы остова в зависимости от конструк- ции изготавливаются литыми из чугуна или алюминия или сварными из стали. В конструировании дета- лей остова наметилась прогрессивная тенденция — создание комбиниро- ванного остова, состоящего из сталь- ных литых звеньев, соединенных сваркой. Это удешевляет изготовле- ние и позволяет получать более жесткие элементы. Рис. 5.10. Схемы остовов тепловозных дизелей типов: а - Д50 и ПД1М: б - 2Д100 и 1 ОД 100; в — 14Д40, 11Д45 и Д49; г — Д70; д — 12VFE17/24; е— 1Д6; ж — K6S310DR и 6S310DR; з — 1Д12 и М753;. и — М756 88
Основные детали остова. Фунда- ментная рама дизеля типа Д50 (рис. 5.11) отлита из чугуна СЧ21-40. Обе боковые стенки имеют по шесть люков, через которые можно осмат- ривать подшипники и шатунно-криво- шипиый механизм. С каждой стороны люки закрыты крышками 6, отлиты- ми из алюминиевого сплава. Верхняя плоскость рамы со стороны генерато- ра образует мощный круговой фла- нец 12 с кольцевой проточкой. К фланцу с помощью шпилек крепится статор генератора. На торцовой стен- ке рама имеет фланец 13, к которо- му крепится шпильками и фиксирует- ся двумя штифтами разъемный кор- пус уплотнения коленчатого вала. То- рец рамы со стороны масляного насоса имеет фланец 5 для крепле- ния корпуса диска боксовки колен- чатого вала. Семь поперечных пере- городок 3 рамы образуют опоры 2 коренных подшипников коленчато- го вала. Опоры первого, второго, третьего, пятого и шестого подшип- ников (счет ведется от масляного насоса к генератору) одинаковы и имеют по две шпильки для крепле- ния крышки коренного подшипника. Опоры четвертого и седьмого под- шипников шире и имеют по четыре шпильки. По бокам опор перегород- ки уширяются и образуют колонки 7 с отверстиями, через которые про- ходят анкерные 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. Полость рамы отделена от поддона сетками, при- крепленными к полкам 8. Вдоль рамы с обеих сторон расположены лапы Пи упор 10, служащие для установ- ки и крепления ее к раме тепловоза. У дизелей типа Д50 блок цилинд- ров (рис. 5.12) отлит из чугуна марки СЧ21-40. Продольная стенка 5 делит внутреннюю полость блока на две части. В одной из них раз- мещены цилиндровые втулки, в дру- гой (меньшей по размеру) — меха- низм привода газораспределения. Внутренняя полость блока разделена поперечными перегородками 3 на шесть частей (по числу цилиндров). Нижняя плоскость 6 служит флан- цем для крепления блока к фунда- ментной раме, верхняя плоскость 4— для установки крышек цилинд- ров. Внутри блока имеются верти- кальные ребра 2 и горизонтальные пе- регородки 1, обеспечивающие уста- новку цилиндровых втулок и образо- вание полостей водяного охлажде- ния. Фундаментная рама и блок цилиндров скреплены 14 анкерными связями и 29 сшивными шпилька- ми. Рама и блок в сборе образуют жесткий, но относительно тяжелый остов, масса которого составляет около половины общей массы дизеля. Блок дизеля 10Д100 (рис. 5.13) сварен из стальных деталей. Верти- кальными листами 15 толщиной 16 мм (сталь 20Г) блок поделен на 12 отсеков. В десяти из них размещены втулки цилиндров, в переднем отсе- ке дизеля — механизмы управления, а в заднем — вертикальная переда- ча и привод воздуходувки. Гори- зонтальными листами 14 (сталь 20) толщиной 25 мм и верхней и ниж- ней плитами блок разделен на от- секи: верхнего коленчатого вала, воздушных ресиверов, топливной ап- паратуры, выпускных коллекторов и нижнего коленчатого вала. К верх- ней плите и вертикальным листам приварены 12 опор 9 для коренных подшипников верхнего коленчатого вала, а к нижней плите и верти- кальным листам —12 опор 11 для коренных подшипников нижнего ко- ленчатого вала. В вертикальных листах с правой и левой стороны внутри блока вварено по 11 опор для подшипников кулачковых валов топ- ливных насосов. К вертикальным на- ружным листам блока в отсеке воз- душных ресиверов приварены впуск- ные коллекторы 8. В отсеке выпуск- ных коллекторов имеются ниши для установки выпускных коробок. Ниши закрыты плитами 4, которые кре- пятся с помощью болтов и шпилек 3. В плитах вырезаны люки 13 для 89
Вид со стороны насоса Рис. 5. II. Фундаментная рама (а) и коренные подшипники (6) дизеля Д5О
Рис. 5.12. Блок цилиндров дизеля типа Д50 постановки и снятия крышек люков выпускных коллекторов н термопар. В наклонных боковых листах 12 имеются люки 10, предназначенные для осмотра нижнего коленчатого вала, коренных и шатунных подшип- ников и их монтажа, а также для выемки поршней. Верхний коленча- тый вал осматривают при снятой крышке блока. Осмотр поршней и колец производят через люки 5 воз- душных ресиверов и люки выпускных коллекторов. Блок дизеля типа Д49 (рнс. 5.14) сварен из стальных деталей: нижняя часть сварена из литых стоек 3, а верхняя — из листов 5. К стойкам блока прикреплены болта- ми 2 штампованные подвески 1. Стыки стоек блока и подвесок имеют зубцы, которые препятствуют смеще- нию подвесок. В развале блока обра- зован ресивер 4 наддувочного возду- ха. Доступ в картер дизеля обеспе- чивается через люки, закрытые крышками 6. С правой стороны дизе- ля крышки имеют предохранитель- ные клапаны. Коренные подшипники. Подшип- ники предназначены для укладки ко- ленчатого вала и состоят из корпуса и двух вкладышей. Корпус корен- ного подшипника выполнен из двух половин. Одна из них изготавлива- ется в зависимости от конструкции остова за одно целое либо с рамой, Рис. 5.13. Блок цилиндров дизеля типа Д100 91
либо с блоком цилиндров или карте- ром. Вторая, съемная, половина коренного подшипника называется крышкой и крепится с помощью шпилек, болтов или специальных домкратов. Опорные коренные под- шипники дизеля, как правило, имеют одинаковую конструкцию. Для пре- дупреждения осевого перемещения коленчатого вала один из коренных подшипников, обычно ближний к фланцу отбора мощности, является опорно-упорным и отличается от дру- гих подшипников наличием бурта у вкладышей. У дизелей типа Д50 коренной подшипник (см. рис. 5.11, б) состоит из корпуса, расположенного в фундаментной раме двигателя, двух вкладышей и крышки. Крышка 19 соединена с рамой шпильками 17. Стойки рамы, в которых расположе- ны корпуса, усилены ребрами 15. Крышки подшипников отлиты из ста- ли и пригоняются к горизонтальным и вертикальным плоскостям корпуса. Плотная постановка крышки в раме 14 разгружает шпильки от срезыва- ющих и изгибающих усилий. В цент- Рис. 5.14. Блок цилиндров и коренные подшипники дизеля типа 5Д49 ре крышка имеет отверстие 20 для установки штуцера, к которому при- соединяется трубка для подвода масла. Рабочие вкладыши 16, вос- принимающие усилия от коленчатого вала, расположены в корпусе рамы. В крышках установлены нерабочие вкладыши 18 коренных подшипни- ков. Коренные подшипники верхнего и нижнего коленчатых валов дизе- лей типа Д100 (см. рис. 5.13) имеют корпуса 1, вваренные в блок дизеля, вкладыши — по два в каж- дом подшипнике и крышки 6. Крышки верхнего коленчатого вала крепятся к блоку шпильками 7, нижнего — болтами 2. Корпуса в стойке блока, два вкла- дыша и крышки образуют подшип- ники дизелей типа Д49 (см. рис. 5.14). На девятой стойке и крышке установлены полукольца упорного подшипника. Отверстие для подвода масла и каналы расположены в стой- ках блока. К 10-му подшипнику масло поступает из полости коленча- того вала. Вкладыши коренных подшипников коленчатого вала. Надежность рабо- ты вкладышей коленчатого вала в значительной степени определяет надежность всего дизеля. По конст- рукции вкладыши бывают толсто- стенными (толщина более 7 мм) и тонкостенными (2,5—7 мм). Толстостенные вкладыши изго- тавливают из чугуна, стали или брон- зы и заливают баббитом. Тонко- стенные вкладыши из малоугле- родистых сталей заливают свинцо- вистой бронзой с приработочным покрытием. В современных тепловоз- ных дизелях подшипники с толсто- стенными вкладышами постепенно уступают место подшипникам с тон- костенными вкладышами. Эти вкла- дыши имеют меньшие габаритные размеры и массу, более удобны для массового изготовления и позволяют обеспечить взаимозаменяемость при сборке и ремонте без пришабровки и пригонки. Плотное прилегание вкладышей к постелям и предохра- 92
нение их от проворачивания обес- печиваются натягом при установке. Уже имеется значительный опыт работы на дизелях М753 и М756 тонкостенных биметаллических вкла- дышей (толщина вкладышей корен- ных подшипников 6 мм, шатунных 4 мм), которые изготавливаются прокаткой стальной основы с полосой из алюминиево-оловянистого сплава АО 20-1. Вкладыши коренных подшипников дизелей типа Д50 (рис. 5.15, а) имеют корпус 1, изготовленный из бронзы Бр ОЦС 3-12-5. Рабочая поверхность вкладыша залита слоем баббита 4 марки БК2. Для пре- дупреждения проворачивания и осе- вого смещения у вкладышей выштам- пованы выступы 5, которые входят в пазы постели и крышки подшипни- ка со стороны топливного насоса. В средней части вкладыша проходит канавка 2 с отверстием 3 (только у верхнего вкладыша) для подво- да масла. У торца вкладыша сдела- ны холодильники 6 для распределе- ния масла по всей ширине вкладыша. Толщина корпуса 7,5 мм и толщина заливки 0,75 мм. Вблизи стыков толщина вкладыша уменьшена на 0,06 мм. У дизелей типа Д100 вкладыши коренных подшипников (рис. 5.15, б) изготовлены из бронзы БР ОЦС 3-12-5 с заливкой баббитом БК2. Толщина вкладышей 19 мм при тол- щине заливки 0,5—0,7 мм.. Опоры блока дизелей типа Д100 в местах установки вкладышей имеют малую ширину для обеспечения прохода цилиндровых втулок. При небольшой ширине вкладыша только толстостен- ные вкладыши обеспечивают необхо- димую жесткость опоры. Вкладыши фиксируются стопорными штифтами, запрессованными в тело крышки, в отверстиях 4. На торцах вкла- дышей (со стороны управления дизе- лем) имеются два отверстия (по одному на каждом торце). В одно из них 6 диаметром 6 мм впрес- сован контрольный штифт, во второе диаметром 7,5 мм входит с зазором штифт парного вкладыша. Для повы- шения надежности работы коренные Рис. 5.15. Вкладыши коренных подшипников тепловозных дизе- лей типов: а — Д50; б — ДЮ0 (канавочный вкладыш); в — Д100 (бесканавоч- ный вкладыш); г — 5Д49 93
вкладыши дизелей 10Д100 изго- тавливают без канавок с гиперболи- ческой расточкой. На рис. 5.15, в показан вкладыш без канавки. Рабо- чая поверхность бесканавочного вкладыша увеличена. Масло подво- дится через отверстие 4. В остальном конструкции бесканавочного и вкла- дыша с канавкой аналогичны. Вкладыши коренных подшипников дизелей типа Д49 (рис. 5.15, г) стальные тонкостенные (4,85 мм), залиты тонким слоем свинцовистой бронзы, на которую нанесен слой сплава олова со свинцом. Верхний вкладыш 1 на рабочей поверхности имеет канавку 2 и отверстия 3, через которые поступает масло. Ги- перболическая расточка рабочих по- верхностей вкладышей позволяет улучшить приработку и прилегание вкладышей при эксплуатации дизе- ля. Нижний вкладыш 6 около стыка имеет карманы 5 для подвода и рас- пределения смазки по рабочей по- верхности и непрерывной подачи мас- ла к шатунным подшипникам и порш- ню. Для фиксации вкладышей штиф- том, запрессованным в подвеску, служит отверстие 4. Цилиндровые втулки (гильзы). Втулки образуют рабочий объем ци- линдра и направляют движение поршня Работа втулок происходит в условиях высоких температур и давлений газов. Для обеспечения надежной н долговечной работы втулки должны быть прочными и жесткими с износостойкой поверх- ностью, по которой движется пор- шень. По условиям работы втулки цилиндров тепловозных дизелей ох- лаждаются водой. В зависимости от способа водяного охлаждения втулки разделяют на два типа: втулки без водяных рубашек в дизелях, где водяная полость образуется между втулкой и стенками блока; втулки с водяной рубашкой, когда водяная полость образуется между втулкой и рубашкой. Цилиндровые втулки без водяных рубашек устанавли- ваются на дизели типов Д50, Д12, Д40, 12VFE, 310DR. На дизелях 94 типов Д100, Д49, М750 втулки имеют напрессованные на них рубашки. Цилиндровые втулки изготавливают, как правило, из специального чугуна или стали. Внутренняя поверхность втулки (зеркало цилиндра) обраба- тывается хонингованием до высокого класса чистоты (шероховатость не более 0,63). Втулка цилиндра дизеля типа Д50 (рис. 5.16, а) отлита из чугуна СЧ24-44 и представляет собой ци- линдр. Втулка имеет бурт 2, которым она входит в выточку блока цилинд- ров. На верхней части бурта про- точен паз / для установки крышки цилиндра. На внутренней поверхно- сти втулки выфрезерованы четыре выреза, позволяющие открываться клапанам газораспределения. В бло- ке втулка уплотнена в верхней час- ти притиркой поверхности бурта к поясу блока, а в нижней части ре- зиновыми кольцами. Аналогичную конструкцию цилиндровых втулок имеют четырехтактные дизели 12VFE17/24, K6S310DR и др. Цилиндровые втулки двухтактных дизелей типа Д40 (рис. 5.16, б) отличаются тем, что в средней части имеют продувочные окна 1 и уплот- няются по блоку в поясах 3, 4 и 5. В верхний бурт ввернуты шпильки 2, которыми втулка подвешена к крыш- ке цилиндра. Между крышкой и втул- кой установлена стальная омеднен- ная прокладка, уплотняющая газо- вый стык. Два выреза 6 в нижней части втулки служат для прохода стержня шатуна, а два отверстия 7 предназначены для крепления при- способления, удерживающего пор- шень при выемке комплекта. У дизелей типа Д100 цилиндро- вые втулки (рис. 5.16, в) имеют осо- бенности, определяемые конструк- цией двигателя с расходящимися поршнями. Втулка 4 разгружена от осевых усилий, поэтому к блоку крепится только четырьмя неболь- шими шпильками с помощью флан- ца 5. В верхней части втулки расположены продувочные окна 3, а в нижней части втулки — вы-
Рис. 5.16. Втулки цилиндров тепловоз- ных дизелей типов: а —Д50; б — Д40; в — 10Д100; г — Д49 пускные окна 1. На среднюю часть втулки напрессована стальная ру- башка 2, которая в нижней части стопорится кольцом. Для уплотне- ния водяной камеры между втул- кой и рубашкой установлены ре- зиновые кольца. В рубашке имеют- ся два отверстия для подвода и отвода воды и три сквозных отвер- стия в рубашке и втулке для уста- новки адаптеров форсунок и индика- торного крана. В блоке втулка с рубашкой уп- лотнены резиновыми кольцами и ла- биринтом. Втулка дизелей типа Д49 (рис. 5.16, г) изготовлена из хромомо- либденового чугуна, обладающего высокой износостойкостью. На втул- ку 1 надета рубашка 2. Для уплот- нения между втулкой, рубашкой . и блоком поставлены резиновые коль- ца. Втулка, так же как и в дизелях типа Д40, крепится к крышке цилиндра с помощью шпилек 3. В блоке втулка фиксируется верх- ним 5 и нижним 6 опорными пояса- ми. В отверстия верхнего торца запрессованы втулки 4 для перетока воды в крышку. 5.3. ШАТУННО-КРИВОШИПНЫЙ МЕХАНИЗМ Шатунно-кривошипный механизм дизеля преобразовывает возвратно- поступательное движение поршней во вращательное движение коленча- того вала. Основные детали меха- низма — коленчатые валы, поршни и шатуны. Конструктивное исполне- ние шатунно-кривошипных меха- низмов зависит от особенностей кон- струкции дизеля, числа и расположе- ния цилиндров. Коленчатые валы. Вал дизеля под- вержен воздействию переменных сил давления газов, инерции и вращаю- щих моментов. Коленчатые валы изготавливают различными способа- ми: свободной ковкой с последующей механической обработкой, горячей штамповкой, отливкой из стали и модифицированного или высокопроч- ного чугуна. Коленчатый вал дизеля типа Д50 (рис. 5.17) — стальной кованый. Шесть колен вала расположены в трех плоскостях под углом 120°. Порядок работы цилиндров: 1—3— 5—6—4—2. Для уменьшения массы 95
so Рис. 5.17. Коленчатый вал дизеля типа Д50
Вид A
шатунные шейки /—VI имеют отвер- стия 8. Смазка от коренных шеек /—7 (кроме четвертой) к шатунным подводится по трубкам 9 с разваль- цованными концами 10. Разъемная ведущая шестерня 13 крепится к ва- лу 12 за буртом 11 хомутами 14 при помощи болта 15. Фасонный бурт 16 служит для уплотнения кар- тера и устранения попадания мас- ла в полость генератора. Со сторо- ны генератора вал заканчивается фланцем 17, имеющим отверстия для установки втулок н болтов креп- ления якоря генератора. К фланцу 18 вала со стороны масляного насоса крепят поворотный диск. Чугунные литые коленчатые ва- лы установлены на дизелях типа Д100. Изготовление литых валов обеспечивает большую экономию материала и снижает затраты. Ниж- ний и верхний коленчатые валы дизеля Д100 (рис. 5.18) отличают- ся друг от друга только конструк- цией концевых частей. Валы имеют по 10 шатунных I—X и по 12 корен- ных 1—12 шеек, выполненных для уменьшения массы пустотелыми 16. Коренные шейки валов смазываются маслом, поступающим через корен- ные подшипники. На шатунные шей- ки дизелей 2Д100 масло поступает по каналам 17. На дизелях 10Д100 масло от коренной шейки идет по двум косым каналам. Передний ко- нец нижнего коленчатого вала имеет шпильку 19 и посадочное место 18 под антивибратор, а противополож- ный — фланец 14 для крепления пластинчатой муфты, соединяющей вал дизеля с валом генератора. К фланцу 15 крепится коническая шестерня, входящая в зацепление с шестерней вертикальной передачи. Верхний коленчатый вал в пе- редней части имеет посадочное место для крепления шестерни 20 привода распределительных валов, а в проти- воположной — фланец 13 для креп- ления шлицевой втулки, передающей вращение нагнетателю воздуха вто- рой ступени. В дизеле 2Д100 на зад- нем конце верхнего коленчатого 4 Зак. 443 вала установлен эластичный привод воздуходувки, ступица которого по- сажена на шпонке и закреплена торцовым диском. Мощность от верхнего коленчатого вала передает- ся нижнему через вертикальную пе- редачу. Вертикальная передача дизелей 2Д100 (рис. 5.19, а) состоит из двух валов 6 и 7, соединенных эла- стичной муфтой 5. Эластичная муф- та предохраняет зубья шестерен 1 и 2 от толчков при пуске и изменении частоты вращения валов дизеля, до- пускает небольшую несоосность ва- лов при монтаже и компенсирует теп- ловое расширение блока и деталей передачи. Валы вращаются в под- шипниках 3 н 4. На дизеле 1 ОД 100 установлена облегченная вертикальная передача с торсионным валом (рис. 5.19, б). Вместо эластичной муфты к ступи- це присоединена муфта 8, с которой шлицами соединяется верхняя го- ловка торсионного вала 9. Нижняя же головка торсионного вала имеет шлицевое соединение с полым валом. Коленчатый вал дизеля 5Д49 (рис. 5.20) отлит из легированной стали и азотирован. Для уменьше- ния напряжений и перегрузки корен- ных подшипников от сил инерции на первой, восьмой, девятой и шестнад- цатой щеках имеются противовесы 12, отлитые заодно целое со щеками. На фланце 17 установлен антивибра- тор, а на фланце отбора мощности 11— ведущий диск муфты сцепления с тяговым генератором. Втулка, пе- редающая через шлицевый вал вращение шестерням привода насо- сов, прикреплена к коленчатому валу болтами 16 и застопорена штиф- тами 15. Между девятой и десятой коренными шейками 1—10 располо- жен фланец, к которому призон- ными болтами 14 прикреплена ше- стерня 13. От нее вращение пере- дается шестерням привода распре- делительного вала. Анти вибраторы. Маятниковый ан- тивибратор дизеля типа Д100 (рис. 5.21) имеет восемь плоских грузов 5, 97
Рис. 5.18. Коленчатый вал дизеля типа 2Д100: а — верхний; б — нижний; в — разрез вала
вставленных с зазором в кольце- вые проточки ступицы 2. Каждая пара диаметрально расположенных грузов навешена на два пальца 4 с зазором и может на них колебать- ся. Отверстия, куда вставляются пальцы, как в ступице 2, так и в грузах одного диаметра, а пальцы каждой пары 3, 9 грузов одинако- вы между собой и отличаются по диаметру от пальцев 4, 8 другой пары. Получается, что у каждой пары грузов в отверстиях пальцев свой зазор. При отсутствии кру- тильных колебаний все грузы пере- мещаются радиально и занимают на- иболее удаленные от оси колен- чатого вала положения. При появле- нии критической частоты вращения соответствующая пара грузов начнет колебаться. Происходит это потому, что в валу появляются крутильные колебания и, когда направление упругого колебания вала в данный момент совпадает с вращением вала, грузы в силу закона инерции будут отставать, а когда направление коле- бания вала изменится и станет противоположно его вращению, гру- зы начнут забегать вперед. Таким образом, колебания грузов изменят частоту свободных колебаний вала и предотвратят совпадение ее с частотой вращающего момента, т. е. выведут вал из резонанса. От вы- падания пальцы удерживаются план- ками 10. Для уменьшения износа пальцев и втулок, запрессованных в отверстия ступицы и грузов, к ним подводится смазка. Путь смазки: от первого коренного подшипника, по кольцевой выточке 6, канавкам 7 и каналам 1 ступицы в радиаль- ные желобки 11 грузов. Из коль- цевой проточки 12 масло поступает для смазки эластичной шестерни привода масляного и водяного на- сосов. Комбинированный антивибратор дизелей типа Д49 (рис. 5.22) состоит из маятникового антивибра- тора и демпфера вязкого трения. Он устанавливается на фланце ко- ленчатого вала. В отверстия ступицы 4* Рис. 5.19. Вертикальные передачи дизе- лей типа Д100: а*—с эластичной муфтой; б — с торсион* ным валом маятникового антивибратора запрес- сованы втулки. При помощи паль- цев 2 к ступице 1 подвешены шесть маятников 3. Для смазки анти- вибратора масло подводится из по- лости коленчатого вала в кольцевую полость, из которой под действием центробежной силы поступает к пальцам и втулкам. Демпфер вяз- кого трения состоит из маховика 6 и корпуса 5 с завальцованной в него крышкой 4. Пространство между маховиком и корпусом запол- нено жидкостью, имеющей высокую вязкость. Поршни. В двигателях внутреннего сгорания поршни подвергаются воз- действию значительных механичес- ких и термических нагрузок. Они изготавливаются из материалов, об- ладающих малой плотностью, высо- кой износоустойчивостью и проч- ностью. На большинстве тепловозных дизелей применяются составные поршни (рис. 5.23). Поршни дизе- лей состоят из тронка 1, головки 2 и вставки 3. На дизелях типа Д100 (и дизеле Д45А) применяются порш- ни, у которого чугунная головка и тронк отлиты в единую деталь (стакан), поршни дизелей типа Д49 99
о о Рис. 5.20. Коленчатый вал дизеля типа 5Д49
14 13
имеют стальную головку, а алюми- ниевые тронк и вставка представ- ляют одно целое. Поршни дизелей типов Д50 и 310DR цельнолитые из алюминиевых сплавов. Детали составных поршней соединяются между собой с помощью болтов, шпи- лек или стопорных колец. Вместе с крышкой цилиндра и втулкой поршень образует камеру сгорания. Поэтому форма днища поршня выбирается из условий обес- печения наилучшей организации про- цесса сгорания топлива. Поршень должен хорошо уплотнять рабочий цилиндр, поэтому поршни имеют под- вижные уплотнительные кольца. Так как работа трения поршня состав- ляет 50—60 % механических потерь в двигателе, то поршни вместе с кольцами при обеспечении уплотне- ния цилиндра должны обладать высокими антифрикционными свой- ствами и хорошо прирабатываться к зеркалу цилиндровой втулки. Для уменьшения потерь от трения втулки цилиндров смазываются мас- лом; однако избыток масла вреден, так как приводит к закоксовыванию уплотнительных колец и потере ими подвижности, поэтому в нижней ча- сти поршня устанавливают масло- срезывающие кольца. Надежная ра- бота поршней определяет надеж- ность всего дизеля. Для улучшения условий работы поршня в форсиро- ванных дизелях применяют масляное охлаждение. Поэтому конфигурация внутренней полости поршня делается с учетом наилучшего отвода тепла от днища и предохранения зоны поршневых колец от перегрева. Поршень дизеля типа Д50 литой, из алюминиевого сплава (рис. 5.24). Днище поршня 1 имеет вогнутую форму, способствующую лучшему перемешиванию топлива с возду- хом. На выступающих кромках име- ются четыре выреза 2 для свобод- ного открытия клапанов газораспре- деления. В пяти верхних канавках 3 установлены уплотнительные кольца, а в шестой верхней 4 и двух ниж- них 5— маслосрезырающие кольца. Рис. 5.21. Маятниковый анти- вибратор дизелей типа Д100 В канавках маслосрезывающих ко- лец просверлены отверстия 6 для сто- ка масла. Поршень не имеет масля- ного охлаждения. Высокая тепло- проводность материала и большая толщина днища облегчают передачу теплоты к кольцам, которые в свою очередь отдают его втулке цилиндра. Рис. 5.22. Комбинированный ан- тивибратор дизеля типа 5Д49 101
Рис. 5.23. Схема устройства поршня двигателя внутреннего сгорания На дизелях типа Д100 поршни (рис. 5.25) работают в условиях высокой тепловой напряженности, особенно нижний поршень, который все время омывается горячими газа- ми. Поршни изготавливают из чугу- на. Вместо бобышек для установки пальца 6 шатуна имеется специаль- ная вставка 5, которая к стакану 1 крепится стопорным кольцом 9 или шпильками (в старых конструкциях). Для улучшения отвода тепла поршни имеют масляное охлаждение. Каналы масляного охлаждения расположены симметрично относительно оси камег ры сгорания. Масло движется по каналам двумя параллельными пото- ками. Выход масла осуществляется через выфрезерованные канавки в плите и во вставке в полость между стаканами и вставкой. Из нижнего поршня масло стекает в картер через 102
два боковых отверстия во вставке. Из верхнего поршня масло выбрасы- вается силами инерции через сливной канал во вставке и нижней плите. Поршневой палец плавающего типа свободно вращается во втулках вставки и шатуна. Камеру сжатия регулируют с помощью прокладок 4, установленных под верхней плитой 2, а зазор под стопорным кольцом 9 изменяется с помощью прокладок 7, установленных под нижней плитой 8. Боковая поверхность поршня дизе- лей типа Д100 покрыта тонким слоем олова. Уплотнительные кольца 3 чугунные с медным пояском. Пер- вое и третье кольца дизелей 1 ОД 100 имеют хромированную рабочую по- верхность. Поршни дизелей типа Д49 (рис. 5.26) составной конструкции. Стальная головка 6 и алюминиевый тронк 9 скреплены четырьмя шпиль- ками 1 с гайками 12 и втулками 2. Головка поршня охлаждается мас- лом, которое поступает из верхней головки шатуна через стакан 10, прижимаемый пружиной 11 к шату- ну, в полость охлаждения днища, затем в кольцевую полость, а из нее сливается в картер по каналу б. Рабочая поверхность тронка покрыта слоем дисульфида молибдена. В от- верстия бобышек тронка установлен поршневой палец 3 плавающего типа, фиксируемый кольцом 4. Уплот- нительные кольца 7 имеют трапе- цеидальное сечение и изготовлены из легированного высокопрочного чу- гуна с хромированной рабочей по- верхностью. Маслосрезывающие кольца 8 размещены выше оси поршневого пальца, что обеспечивает хорошую смазку опорной части трон- ка. Нижнее маслосрезывающее коль- цо имеет экспандер (кольцевую пру- жину). Резиновое кольцо 5 пре- пятствует вытеканию масла между головкой и тронком. Поршневые кольца. Уплотнитель- ные (компрессионные) поршневые кольца предназначены для уплотне- ния зазора между поршнем и цилинд- ром и отвода теплоты от поршня. Маслосрезывающие (маслосъемные Рис. 5.25. Бесшпилечный поршень (нижний) дизелей типа Д100 и маслосгонные) кольца препятству- ют попаданию масла в камеру сгора- ния. Кольца изготавливают разрез- ными. При работе они прижимают- ся к стенке цилиндра силами собст- венной упругости и давления газов. В особенно тяжелых условиях рабо- тает первое поршневое кольцо. В период сгорания силы от давления газов в 40—70 раз превышают силы собственной упругости. В зоне Рис. 5.26. Поршень дизеля типа 5Д49 103
первого кольца при положении его в в. м. т. высокая температура и недостаток смазки приводят к боль- шим износам как кольца, так и втулки цилиндра. Высокие темпера- туры способствуют также пригора- нию поршневых колец. На поршни тепловозных дизелей обычно уста- навливают 3—5 уплотнительных ко- лец и 2—3 маслосрезывающих, изготовленных из специального чу- гуна. Наиболее распространенные типы сечений и замков поршневых колец приведены на рис. 5.27. Уплотнительные кольца прямо- угольного сечения с цилиндрической образующей типа 1 (рис. 5.27, а) — самые простые по форме. Их устанав- ливают на дизелях 1Д12, 1Д6, K6S310DR и некоторых других. Для Рис. 5.27. Поршневые кольца: а — сечения уплотнительных колец; б — сечения маслосрезывающих колец; в — замки колец 104 улучшения прирабатываемости де- лают кольца типа 2 с конической образующей и узким опорным ци- линдрическим пояском. Конусность наружной поверхности сохраняется в течение долгого времени работы. Угол составляет обычно от 0,5 до 2°. Такие кольца установлены на поршнях дизелей типов K6S310DR, а также Д50 в третий и четвертый ручьи. В первый и второй ручьи (Д50) устанавливают кольца тра- пецеидального типа 3 с углом р = 7,5°. Применение трапецеидаль- ного сечения позволяет устранить пригорание колец и увеличить проч- ность гребней поршня. В тяжелых условиях работы (двух- тактные дизели типов Д100, Д40 и др.) применяются биметаллические кольца типа 4 с вставкой из бронзы и двойным конусом на наружной поверхности. На поршнях дизелей 11Д45 биметаллические кольца типа 5 для устранения пригорания имеют наклонную поверхность на верхнем торце и винтовую канавку на рабо- чей поверхности, которая после лу- жения заполняется дисульфидом мо- либдена. Бронзовая вставка при ра- боте двигателя изнашивается, об- разуя на стенке цилиндра метал- лическую пленку, которая предохра- няет втулку от задиров, увеличивает теплоотдачу. Для повышения износо- устойчивости колец применяют хро- мовое их покрытие. В этом случае используют кольца с цилиндрической образующей по типу 1. Маслосрезывающие кольца (рис. 5.27, б) применяются с коническими одной (тип 1) или двумя (тип 2) образующими с углом у, составляю- щим 18, а иногда и 45° (коль- ца типов 4, 5 поршней дизелей K6S310DR). У большинства масло- срезывающих колец для отвода мас- ла профрезерованы окна. В некото- рых конструкциях маслосрезываю- щих колец типа 4 для повышения упругости используются экспандеры (дизели K6S310DR, 5Д49). Замки колец (рис. 5.27, в) обычно бывают типа 1 косые под углом 45°
и в некоторых случаях прямые типа 2 (хромированные кольца). Замки внахлестку типа 3 применяются в маслосрезывающих кольцах дизелей Д100. В последнее время в качестве материала для верхних уплотнитель- ных колец применяется и сталь. Так, например, у дизелей типа М750 для увеличения надежности работы в первый ручей устанавливают стальные хромированные кольца тра- пецеидального сечения. Поршневые пальцы. На дизели устанавливают пальцы двух типов: с жестким закреплением в бобыш- ках поршня или вставки и плаваю- щие. Плавающие пальцы имеют меньших износ и, что более сущест- венно, износ по окружности пальца распределяется равномерно. В порш- не двигателя Д50 палец плавающего типа. Бронзовая втулка головного подшипника шатуна имеет кольце- вую канавку в средней части и четыре сверления для подвода смаз- ки к подшипнику шатуна. Смазка пальца в бобышках производится изнутри. В осевом направлении па- лец фиксируется заглушками, кото- рые стопорятся цилиндрическими штифтами. На двигателях 2Д100 установлены пальцы, жестко закреп- ленные в бобышках вставки. Палец фиксируется шпильками крепления вставки к поршню. В поршнях дизе- лей 1 ОД 100 и 5Д49 палец плавающий (см. рис. 5.25 и 5.26), фиксируется от осевого перемещения стопорными кольцами 4. Шатуны. Усилия от поршня к ко- ленчатому валу передают шатуны, испытывающие при этом переменные нагрузки от давления газов и сил инерции. Конструкции шатунов обла- дают большой жесткостью. Стержни шатунов обычно имеют двутавровое сечение и изготовляются штампов- кой. В V-образных дизелях приме- няются шатуны либо с прицепным сочленением главного и прицепного шатунов (дизели типов Д40, Д49, Д70 и др.), либо с центральным сочленением центрального и виль- чатого шатунов (дизели типа 12VFE17/24). Прицепное сочленение обеспечивает необходимую жест- кость нижней головки шатуна. При центральном сочленении в криво- шипной головке вильчатого шатуна из-за недостаточной жесткости воз- никают значительные деформации. Шатуны дизеля типа Д50 имеют две головки: верхнюю поршневую для соединения с поршневым паль- цем и нижнюю кривошипную для соединения с шейкой коленчатого вала. Стержень шатуна двутаврового сечения с утолщением в средней части, где проходит канал для масла. В верхней головке запрессована бронзовая втулка. На наружной и внутренней поверхностях втулки имеются кольцевые канавки, которые сообщаются между собой четырьмя отверстиями. Нижняя головка разъ- емная. Съемная часть — крышка — соединяется с шатуном болтами, стопорящимися от проворачивания штифтами. Крышка фиксируется двумя штифтами. Шатунный под- шипник состоит из двух взаимо- заменяемых вкладышей с заливкой из баббита. Шатуны дизелей типа Д100 по кон- струкции аналогичны шатунам дизе- лей типа Д50. Верхняя головка шату- на имеет сферическую форму с поли- рованной поверхностью на диаметре 98 мм под ползушку для обеспе- чения плотности скользящего сочле- нения. Втулка верхней головки шатуна состоит из двух втулок — стальной и бронзовой, соединенных запрессовкой с натягом. В нижней головке шатунов с бесканавочными вкладышами просверлены два косых отверстия вместо одного централь- ного для обеспечения непрерывной подачи смазки к верхней головке. Верхний и нижний шатуны дизелей типа Д100 имеют различную дли- ну. Нижние шатуны удлинены, чтобы обеспечить условия выемки поршней через картер. Шатунный механизм дизеля Д49 (рис. 5.28) состоит из главного 2 и прицепного 13 шатунов. Шатуны 105
106
соединены между собой пальцем 12, который установлен во втулке //, запрессованной в проушине главного шатуна. Прицепной шатун прикреп- лен к пальцу 12 двумя болтами 14, которые застопорены шайбами 15. В верхних головках обоих шатунов запрессованы стальные втулки 1 и 16, залитые свинцовистой бронзой. Для подачи масла к поршневому пальцу в средней части втулок имеет- ся канал с двумя отверстиями. Ниж- няя головка главного шатуна имеет съемную крышку 6, которая прикреп- ляется к стержню четырьмя болта- ми 5. Стык нижней головки и крыш- ки имеет зубцы треугольного профи- ля, препятствующие поперечному смещению крышки. В нижнюю головку главного шатуна установле- ны верхний 10 и нижний 8 сталь- ные тонкостенные вкладыши, зали- тые свинцовистой бронзой. Тыльные поверхности вкладышей, которыми они опираются на крышку и шатун, покрыты медью. Вкладыши уста- навливают с натягом, и положение их фиксируется штифтами 9 и 7. Натяг вкладыша, измеренный в спе- циальном приспособлении, выбит на торце вкладыша. Верхний и нижний вкладыши невзаимозаменяемы. В нижнем вкладыше имеется канавка с отверстиями для перетока масла. По отверстиям и каналу в крышке 6 масло перетекает в канал нижней головки шатуна и по втулке 4, уплотненной кольцом 3, в канал стержня главного шатуна и к втулке 11, откуда через отверстие в пальце 12 в канал прицепного шатуна. Из втулок 1 и 16 через отверстия в верхних головках шатунов масло поступает на охлаждение поршней. Вкладыши шатунных подшипников состоят из двух половин: верхней — рабочей, размещенной в нижней го- ловке шатуна, и нижней — нерабо- чей, размещенной в крышке ниж- ней головки шатуна. Наружный диаметр вкладышей больше диаметра расточки нижней головки шатуна, что обеспечивает плотную посадку вкладыша и пред- отвращает его проворачивание в головке шатуна при работе двигате- ля. Вкладыши шатуна должны иметь гарантированный натяг, изме- ряемый в специальных приспособле- ниях. В дизелях Д50 и Д100 уста- новлены бронзовые вкладыши с заливкой баббитом БК2. Толщина слоя заливки 2 (рис. 5.29) после окончательной обработки составляет примерно 0,5—0,8 мм. В средней части вкладыша 1 дизеля Д50 (рис. 5.29, а) просверлено отвер- стие 3, которое с внутренней сторо- ны заканчивается продолговатой выемкой, а с наружной стороны — цилиндрической раззенковкой. При сборке подшипника отверстие верх- ней половинки совпадает с осевым каналом в стержне шатуна и служит для прохода масла. Нижняя половинка вкладыша этим отвер- стием надевается на штифт крышки шатуна. Равномерное распределение масла по ширине подшипника обес- печивается наличием холодильников 5. Буртами 4 вкладыши плотно Рис. 5.29. Вкладыши шатунных подшипников: а — дизеля Д50; б — дизеля 2Д100 (канавочиый); в — дизеля 10Д100 (бесканарочиый) 107
охватывают торцовые поверхности нижней головки шатуна и удержи- ваются от осевого перемещения. На дизелях 2Д100 установлены кана- вочные шатунные вкладыши (рис. 5.29, б). Канавка 4 проточена по всей внутренней поверхности вкла- дыша. На дизелях 1 ОД 100 бесканавочные шатунные вкладыши (рис. 5.29, в). Канавка 4 профрезерована только по концам верхней половинки вкла- дыша, до отверстия 3 Шатунные болты. Болты изго- тавливают из высококачественной стали с последующей термической обработкой. Для устранения кон- центрации напряжений сечения раз- ных диаметров болтов имеют плав- ные переходы. Поверхность болтов шлифуется и полируется. Болты и гайки устанавливаются комплект- но, для чего они маркированы попарно и имеют метки взаимного положения после окончательной за- тяжки. Корончатые гайки имеют три сквозных отверстия для шплин- товки, болты — два над резьбой. 5.4. ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЙ МЕХАНИЗМ И КРЫШКИ ЦИЛИНДРОВ Газораспределительный механизм управляет процессами впуска и вы- пуска газов в цилиндры дизеля. Конструкция механизма зависит от типа дизеля и системы продувки цилиндров. В двухтактных дизелях применяются прямоточные щелевая и клапанно-щелевая системы продувки цилиндров, в четырехтактных дизе- лях— только клапанные системы продувки. В двухтактных дизелях типа Д100 газораспределение осу- ществляется расходящимися порш- нями, открывающими и закрываю- щими продувочные и выпускные окна, расположенные в цилиндро- вой втулке. Смещение кривошипов верхнего и нижнего коленчатых валов позволяет управлять всеми фа- зами газораспределения. Прямо- точная щелевая система продувки — наиболее совершенный вид продувки, 108 но при этом создаются тяжелые условия работы нижнего поршня, управляющего открытием выпускных окон. В двухтактных дизелях типа Д40 газораспределение осуществ- ляется и поршнем (впуск), и клапа- нами (выпуск), расположенными в крышке цилиндра. Механизм газораспределения ряд- ного четырехтактного дизеля типа Д50 состоит из впускных и выпуск- ных клапанов и их привода (рис. 5.30). Клапаны 6 расположены в крышке цилиндра. В нижней плоско- сти крышки имеются четыре отвер- стия с конусными поясками, служа- щими посадочными седлами клапа- нов. Два отверстия, в которые встав- лены впускные клапаны, сообщаются воздушным каналом с наддувочным коллектором 7, а два других соеди- нены с выпускным коллектором 15. Сверху в отверстия верхней плиты крышки запрессованы втулки 8 и 13 для впускных и выпускных клапанов. Внутри крышки имеется полость для прохода охлаждающей воды. Снизу эта полость сообщается во- семью отверстиями 16 с водяной полостью блока 17, а сверху — с патрубком 14 отвода воды. Коль- цевой бурт 5 нижней плиты и соот- ветствующая выточка втулки ци- линдров служат для обеспечения гер- метичности камеры сгорания. Плот- ность газового стыка достигается раздельной притиркой по плите по- верхности бурта и кольцевой выточки втулки. Крышка крепится к блоку шпильками. Клапаны открываются кулачками распределительного вала 1, которые поднимают ролики рыча- гов толкателей 2. Толкатели, воз- действуя через штанги 4 на рычаги впуска 9 и выпуска 10, открывают клапаны. Закрытие клапанов и воз- вратное движение рычажного меха- низма происходят под действием пру- жин клапанов. В каждой крышке установлены попарно по два впуск- ных и выпускных клапана. Ра- бочие фаски тарелок клапанов вы- полнены под углом 45°, отшлифо-
Рис. 5.30. Механизм газораспределения и крышка цилиндра дизеля ПД1М 109
ваны и притерты к своим седлам. Клапан прижимается к седлу двумя пружинами 12 из легированной стали. Чтобы клапан не проворачи- вался из-за скручивания пружин, наружная пружина сделана с левой навивкой, а внутренняя — с правой. Снизу пружины упираются в бурт направляющей втулки, а сверху — в тарелку И пружины. Тарелка пружины крепится на стержне клапа- на двумя разрезными коническими сухарями 25 (рис. 5.30, б), на по- верхность которых установлено фиб- ровое кольцо 24, не допускающее попадания масла на шток клапана. Кольцо от выпадания удерживается пружинным замком 23, вставленным в кольцевую канавку тарелки пру- жины. На торец стержня клапана надет стальной колпачок 22 с цемен- тированной и шлифованной верхней плоскостью, взаимодействующей с бойком 21 рычага клапана. Рычаги впускных 9 и выпускных 10 клапа- нов отличаются по размеру. Кроме того, рычаг впускных клапанов имеет четвертое плечо, которое служит упо- ром для дополнительной пружины, установленной в корпусе со стороны штанги. Ударник 18 стальной, имеет снизу сферическую полированную го- ловку, которая упирается в шаровое углубление бронзового бойка 21, удерживаемого в головке пружинным проволочным кольцом 20. Ударник стопорится болтом 19 с пило- образной резьбой, который, сжимая вилку рычага, предотвращает само- отвинчивание ударника. Штанги 4 представляют собой стальные трубки, в которые с обеих сторон вставлены сферические голов- ки. Верхние головки штанг являются опорами толкателей впускных и выпускных рычагов. Нижние головки упираются в рычаги толкателей, смонтированных на кронштейнах 3. Кронштейны крепятся к приливам поперечных перегородок блока со стороны смотровых люков. Каждый кронштейн служит опорой для двух рычагов. Рычаг толкателей 2 одно- плечий, штампованный, стальной; на НО одном конце имеет головку с роли- ком, а на другом — отверстие с за- прессованной втулкой, которая слу- жит подшипником при качании рыча- га на оси кронштейна. Ролик тол- кателей стальной, цементированный, установлен на бронзовой полой оси, для крепления которой в головке выполнены две щеки с отверстиями. Ось ролика в отверстиях щек фик- сируется стальным болтом. Над роли- ком в головке имеется выточка с запрессованной в нее пятой, слу- жащей опорой сферической головки штанги. Рычаги толкателей получают движение от кулачков распреде- лительного вала 1, изготовленного из легированной стали. Вал состав- ной, из трех частей, соединенных между собой призонными шпилька- ми. Шейки и кулачки выполнены заодно целое с валом. В собранном виде распределительный вал имеет восемь опорных шеек и 12 кулач- ков. Кулачки расположены по отно- шению друг к другу в соответствии с фазами газораспределения и поряд- ком работы цилиндров дизеля. Во избежание значительного искажения фаз газораспределения из-за удли- нения стержня клапанов при нагре- вании между колпачком клапана и бойком рычага должен выдержи- ваться зазор 0,5 ±0,05 мм. Рас- пределительный вал получает враще- ние от коленчатого вала дизеля с помощью привода, который разме- щен со стороны главного генера- тора. Механизм газораспределения V- образного четырехтактного дизеля 5Д49 размещен в крышках цилинд- ров и лотке, расположенном в разва- ле блока цилиндров. Крышка ци- линдра (рис. 5.31) литая из высоко- прочного чугуна. В крышке 1 установлены два впускных и два выпускных клапана 6. Все клапаны имеют наплавку фасок кобальтовым стеллитом для обеспечения высокой жаро- и износостойкости. Высокая износостойкость посадочных фасок крышки для выпускных клапанов / достигается установкой плавающих
вставных седел 5, удерживаемых пружинными кольцами 4. Каждая пара клапанов открывается одним рычагом через гидротолкатели, кото- рые обеспечивают при работе дизеля отсутствие зазора между рычагом и клапаном. Гидротолкатель // состоит из втулки 11, упора 12, пружин 13, шарика 14, толкателя 15 и колпачка 17. От выпадания тол- катель удерживается кольцом 16, а колпачок — шплинтом 18. Масло в гидротолкатель поступает из мас- ляной системы дизеля через отвер- стие д в рычаге и отверстие ж в полость л, когда клапан закрыт. В момент нажатия гидротолкателя на клапан давление масла в полости л мгновенно повышается, шариковый клапан 14 препятствует выходу мас- ла через отверстие ж, и усилие рыча- га передается на клапан через масляную подушку. Направляющие втулки 3 и 7 клапанов изготовлены из чугуна. Для уменьшения прохо- да масла в камеру сгорания из кла- панной коробки 9 используются фто- ропластовые кольца 8. Охлаждаю- щая вода поступает в водяную полость крышки б по каналам а и отводится через отверстие г. Ры- чажно-клапанный механизм смазы- вается маслом, поступающим из лот- ка. Клапанная коробка сверху закры- вается крышкой 10. Лоток, предназначенный для раз- мещения распределительного кулач- кового вала и топливных насосов, расположен в развале блока и состоит из двух половин, скреплен- ных болтами и шпильками. Распределительный вал приво- дится во вращение коленчатым ва- лом через зубчатые колеса. Привод установлен на заднем торце блока цилиндров и представляет собой шестеренчатый редуктор. В быстроходных дизелях типов М750 и 1Д12 механизм газораспре- деления—клапаны и распредели- Рис. 5.31. Крышка цилиндра дизеля 5Д49 111
тельные валы — размещается в го- ловке цилиндра или моноблоке (см. рис. 5.8). 5.5. ТОПЛИВНАЯ АППАРАТУРА Подачу топлива в цилиндры дизе- ля в заданном количестве и в определенное время, а также равно- мерное распределение топлива по объему камеры сгорания в распылен- ном состоянии должна обеспечивать топливная аппаратура. Топливная аппаратура дизеля (рис. 5.32) состоит из топливных насосов 8, их привода и форсунок 17. Различные типы топливной аппаратуры имеют много общего. Основная особенность ее состоит в том, что при работе реализуются вы- Рис. 5.32. Схема топливной аппаратуры тепло- возных дизелей 112 сокие давления топлива (до 80— 90 МПа). Почти на всех дизелях тепловозов советских железных до- рог используются насосы с плунже- ром золотникового типа и фор- сунки закрытого типа. Плунжер 10 топливного насоса 8 приводится в движение от кулачка 2 вала топливных насосов 1 через толкатель 4 с роликом 3. Толка- тель, расположенный в корпусе 6, прижимается к кулачку пружиной 5. При движении плунжера вверх топливо подается через нагнетатель- ный клапан 12 по трубопроводу 13 к форсунке 17. Топливо, как всякая жидкость, обладает очень малой сжимаемостью. Поэтому нагнетание его связано с повышением давления во всей системе. При достижении давления, достаточного для подъе- ма иглы 18, топливо через сопло распылителя 19 поступает в цилиндр дизеля. При падении давления под действием пружины 15 через штан- гу 16 игла форсунки закрывается и подача топлива прекращается. Об- ратный ход плунжер совершает под действием пружины 7. При движении плунжера вниз в надплунжерное пространство поступает топливо из топливного коллектора через отвер- стие в гильзе 11. Количество подавае- мого топлива зависит от положения плунжера, которое устанавливается с помощью шестерни 9 от рейки топливного насоса 14. Регулирование подачи топлива плунжерным насосом с золотнико- вым управлением состоит в следую- щем. При движении плунжера вверх из крайнего нижнего положения 1 в положение 2 (рис. 5.33) топливо из надплунжерного пространства вы- тесняется через отверстие в гильзе в топливный коллектор. В положе- нии 2 верхняя кромка плунжера полностью перекрывает отверстие в гильзе — это положение соответст- вует геометрическому началу пода- чи топлива. При дальнейшем движе- нии плунжера вверх давление топли- ва в надплунжерном пространстве растет. Открывается нагнетательный
в надплунжерное пространство. Так клапан, и топливо поступает к фор- сунке при движении плунжера из по- ложения 2 в положение 4. В положе- нии 4 нижняя винтовая кромка головки плунжера совпадает с ниж- ней кромкой отверстия в гильзе — это положение соответствует геомет- рическому концу подачи топлива. Ход плунжера от положения 2 до положения 4 называется полезным ходом плунжера. При дальнейшем движении плунжера из положения 4 вверх до крайнего верхнего положе- ния 6 топливо из надплунжерного пространства вытесняется через вер- тикальный паз плунжера и кольце- вую проточку в головке в топлив- ный коллектор. Нагнетательный кла- пан закрыт. При движении плунже- ра из положения 6 вниз топливо продолжается до достижения плун- жером положения 4. При движении плунжера из положения 4 в положе- ние 2 окно в гильзе перекрыто голов- кой плунжера, и топливо не посту- пает. При дальнейшем движении плунжера из положения 2 в крайнее нижнее положение 1 топливо продол- жает поступать в надплунжерное пространство. Цикл работы топлив- ного насоса повторяется при каждом обороте коленчатого вала двух- тактных дизелей и один раз за два оборота коленчатого вала четырех- тактных дизелей. Изменение количества подавае- мого за цикл топлива достигается поворотом плунжера (рис. 5.34). В положении /, когда вертикальный Рис. 5.34. Схема изменения- подачи топлива и типы плунжерных насосов: а— плунжер с управлением концом подачи топлива; б — плунжер с управлением началом подачи топ- лива; в — плунжер с управлением началом и концом подачи топлива ИЗ
гильзы, при возвратно-поступатель- ном движении плунжера подачи топлива не происходит, так как над- плунжерное пространство все время сообщено с топливным коллектором. В положении 2, когда вследствие поворота плунжера паз и отверстие в гильзе не совпадают, осуществляет- ся минимальная подача топлива. Положения 3, 4 и 5 соответствуют промежуточным значениям подачи топлива плунжером. В положении 6 осуществляется максимальная пода- ча топлива плунжером. При этом полезный ход плунжера достигает максимального значения. Рассмотренный на рис. 5.33 и 5.34, а плунжер имеет цилиндри- ческую верхнюю и винтовую нижнюю кромки. Такая конфигурация головки плунжера обеспечивает одинаковый угол начала подачи при всех значе- ниях подачи топлива. Подачей топли- ва управляют, изменяя конец его подачи. На рис. 5.34, б показан плунжер, конфигурация которого обеспечивает управление началом подачи в зависимости от количест- ва подаваемого топлива при неиз- мененном конце подачи, а на рис. 5.34, в — конфигурация плун- жера, обеспечивающая управление началом и концом подачи. Топлив- ные насосы с плунжером, представ- ленным на рис. 5.34, а, приме- няются на большинстве тепловозных дизелей. На дизелях типов Д40 и Д49 применяются плунжеры, изобра- женные на рис. 5.34, в. Большое значение в обеспечении нормальной работы топливной аппа- ратуры имеет нагнетательный кла- пан. При достижении плунжером положения 4 (см. рис. 5.33) давле- ние в надплунжерном пространстве падает и клапан садится на свое место. При недостаточно быстром па- дении давления возможно подтека- ние топлива в конце цикла подачи. Для достижения быстрого падения давления в топливопроводе устанав- ливают нагнетательный клапан с раз- грузочным пояском. Однако при длинном топливопроводе подтека- 114 ние полностью не устраняется даже при быстрой разгрузке топливопро- вода от высокого давления. Поэтому всегда стремятся к сокращению длины топливопровода между на- сосом и форсункой. В некоторых дизелях применяются насосы-фор- сунки, у которых нагнетательный топливопровод совсем отсутствует. Дефектом работы топливной аппа- ратуры может быть так называемое подвпрыскивание топлива, которое также снижает экономичность ра- боты дизеля. Подвпрыскивание вы- зывается колебательным процессом в нагнетательном топливопроводе вы- сокого давления после посадки иглы форсунки на седло, когда амплитуда волны давления достигает значения, достаточного для отрыва иглы форсунки. Для устранения под- впрыскивания стремятся к сокраще- нию объема надклапанной полости за счет установки в нагнетательный клапан специальных вытеснителей. При этом создаются условия более равномерной подачи топлива в ци- линдры и затухания волны давления топлива в топливопроводе, что способствует устранению причин подвпрыскивания топлива форсун- ками. Основные характеристики топлив- ной аппаратуры дизелей. Подача топлива за рабочий цикл в один цилиндр двигателя определяется номинальной цилиндровой эффектив- ной мощностью и удельным расходом топлива дизелем. Для обеспечения допустимой перегрузки дизеля, а также для компенсации потери пода- чи насоса из-за износа возможная максимальная подача за цикл при- нимается примерно в полтора раза больше номинальной. Неравномер- ность распределения топлива по цилиндрам дизеля допускается на номинальной мощности не более 3—4 %. На оборотах холостого хода неравномерность достигает 30— 50%. Коэффициентом подачи топливной системы называется отношение объе- ма поданной через форсунку порции
топлива к объему, описанному плун- жером на полезном участке его хода. Действительная продолжитель- ность подачи топлива для различ- ных двигателей составляет от 12 до 35° по углу поворота колен- чатого вала. Следует отличать дей- ствительную продолжительность по- дачи от геометрической, которая оп- ределяется как угол поворота колен- чатого вала двигателя, соответст- вующий перемещению плунжера от начала полезного хода до его окон- чания. Геометрическая продолжи- тельность обычно меньше действи- тельной. Действительное опережение по- дачи топлива измеряется в граду- сах поворота коленчатого вала (п. к. в.) двигателя от начала впрыскивания до в. м. т. Для раз- личных двигателей оно составляет обычно от 6 до 30 ° п. к. в. Опти- мальное опережение подачи топлива подбирается экспериментальным пу- тем и зависит от способа сме- сеобразования, сорта топлива, сте- пени сжатия, нагрузки и частоты вращения. Геометрическое опере- жение, соответствующее началу по- лезного хода плунжера, больше действительного на запаздывание впрыскивания, которое составляет от 2 до 15° п. к. в. Законом подачи (или характе- ристикой подачи) топлива называет- ся распределение топлива по углу поворота вала двигателя за период впрыскивания. Закон подачи — это обобщенная характеристика влияния как профиля кулачка, размера плунжера и проходного сечения сопла форсунки, так и ряда дру- гих конструктивных и эксплуата- ционных факторов, например кон- струкции нагнетательного клапа- на, длины топливопроводов вы- сокого давления, наличия в сис- теме (под клапаном в штуцере) местных объемов, давления впрыс- кивания, сжимаемости жидкости и т. п. Увеличение цилиндровой мощ- ности при неизменном скоростном режиме работы дизеля связано с увеличением цикловой подачи топ- лива, что приводит к изменению характеристики процесса впрыскива- ния. Увеличение цикловой подачи приводит к существенному воз- растанию продолжительности впрыс- кивания и отдельных фаз топливопо- дачи. При растянутом процессе впрыска повышается температура выпускных газов, снижается эконо- мичность работы дизеля. Топливный насос дизеля Д49 (рис. 5.35) установлен на лотке, расположенном в развале цилиндров. Насос состоит из корпуса 4, гиль- зы 11, плунжера 12, седла 8 и клапана 9. Гильза и седло закрепле- ны в корпусе насоса нажимным штуцером 10. В гильзе плунжера имеются два отверстия для подвода топлива. Плунжер типа В имеет верхнюю и нижнюю спиральные отсеченные кромки, обеспечивающие регули- ровку количества подаваемого в цилиндры топлива с одновременным изменением углов начала и конца подачи. На цилиндрической поверх- ности плунжера имеются две коль- цевые канавки. Широкая канавка при любом положении плунжера по высоте соединена с полостью низкого давления. На гильзу плун- жера установлен зубчатый венец 5, в пазы которого входит поводок плунжера. В зацеплении с венцом находится рейка 6, которой меха- низм управления поворачивает плун- жер. Максимальный выход рейки, замеряемый от торца рейки до бол- та 7, ограничивается винтом, кото- рый препятствует повороту зубчато- го венца и перемещению рейки насоса. Размер выхода рейки уста- навливают при регулировании на- соса по подаче на стенде изме- нением положения рейки и прокладок под болтом 7. Снизу к корпусу насоса прикреплена направляющая втулка 2 толкателя. В нее запрес- сована втулка 1, в которой размещен толкатель. Угол опережения подачи топлива по цилиндрам регулируют 115
Рис. 5.35. Топливный насос дизеля 5Д49 116
набором прокладок 3 по зазору между плунжером и седлом нагне- тательного клапана. Форсунки. На дизелях установле- ны форсунки закрытого типа, пред- назначенные для направления струй и распыливания топлива в камере сгорания. По конструкции форсунки тепловозных дизелей различаются главным образом конструкцией рас- пылителя, размерами проходных се- чений, количеством и размерами сопловых отверстий, массой, габа- ритными и установочными размера- ми. Принципиальное отличие имеют только форсунки дизелей типа VFE17/24, являющиеся полузак- рытыми и имеющими вместо запор- ной иглы запорный клапан, удер- живаемый пружинной силой 0,4 Н и открывающийся при давлении топ- лива 2,5 МПа. В этих форсунках давление начала впрыска не регули- руется. Максимальное давление по- дачи топлива в них достигает 34 МПа. У форсунки дизелей типа Д49 (рис. 5.36) сопло 1 и корпус распылителя 2 прикреплены к кор- пусу форсунки 7 с помощью кол- пака 4. В корпусе распылителя размещена игла 3, разобщающая внутренние полости форсунки от камеры сгорания. Корпус распылите- ля и игла представляют собой пре- цизионную пару. Игла прижимается к корпусу распылителя пружиной 8 через штангу 6. Пружина через та- релку 10 затягивается винтом 11, положение которого фиксируется гайкой 13. Сверху на регулировоч- ный винт навернут штуцер 15, к которому присоединена труба отвода топлива, просачивающегося по за- зору между иглой и корпусом распылителя. Топливо поступает че- рез щелевой фильтр в канал корпу- са форсунки и далее в кольцевую камеру корпуса распылителя. Фор- сунки устанавливают в крышки ци- линдров и крепят шпильками. Уплотнение достигается за счет ко- нусных поверхностей, прокладок 12, 14 и уплотнительных колец 5 и 9. Рис. 5.36. Форсунка дизеля 5Д49 На дизелях типов Д49 и VFE17/24 форсунки установлены в крышках цилиндров наклонно, что позволяет монтировать их без снятия крышек клапанных коробок. На дизелях типа Д100 форсунки вмонтированы в цилиндры с помощью специальных адаптеров, обеспечивающих уплот- нение от прорыва газов и течи воды. 5.6. РЕГУЛИРУЮЩАЯ АППАРАТУРА ДИЗЕЛЯ Регулирующая аппаратура дизеля обеспечивает: поддержание задан- ной частоты вращения коленчатого вала и мощности дизеля; защиту дизеля от превышения допустимой частоты вращения и перегрузок. Постоянство частоты вращения ва- ла дизеля поддерживает автомати- ческий регулятор. Частота вра- щения вала изменяется тогда, когда меняется нагрузка дизеля. Если нагрузка от тягового генератора изменяется, а двигатель получает постоянное количество топлива, то частота вращения его вала будет изменяться, уменьшаясь или увели- 117
чиваясь, в зависимости от изменения нагрузки. Для поддержания по- стоянной частоты вращения нужно устанавливать подачу топлива в соответствии с требуемой мощ- ностью. Это и выполняет регуля- тор, воздействуя на топливный на- сос. Регуляторы изготовляют по раз- ным схемам, но общее для всех схем то, что при увеличении часто- ты вращения коленчатого вала дизе- ля регулятор уменьшает подачу топлива, а при уменьшении, на- оборот, увеличивает. Простейший регулятор — центробежный регуля- тор прямого действия (рис. 5.37, а). Полая ось 2 регулятора приводит- ся во вращение от коленчатого ва- ла дизеля через зубчатую пере- дачу 1 с постоянным передаточ- ным отношением. Грузы 5 вра- щаются на платформе, закрепленной в верхней части оси. Через рыча- ги >3 и муфту 4 отклонение грузов от оси вращения преобразуется в перемещение оси 10 регулятора. Верхняя половина муфты скреплена с осью 10 и может перемещаться вместе с ней, нижняя половина муфты вращается вместе с груза- ми. На муфту сверху действует сила затяжки пружины 6, а снизу — центробежная сила от грузов. При равенстве сил муфта находится в равновесии. Это означает, что подача топлива (стрелка А) обеспечи- вает заданную частоту вращения (стрелка Б) при соответствующей нагрузке дизеля. Если частота вращения коленчато- го вала дизеля изменится, например уменьшится из-за увеличения нагруз- ки или по какой-то другой при- чине, равновесие сил, действующих на муфту, также нарушится. Под действием силы пружины муфта бу- дет перемещаться вниз и увели- чивать подачу топлива до тех пор, пока частота вращения не возра- стет. Установится новое равновесие при новой частоте вращения, обыч- Рис. 5.37. Схемы регуляторов частоты вращения дизелей: а—регулятор прямого действия; б—регулятор непрямого действия с серводвигателем; в—изодром- ный регулятор непрямого действия 118
но незначительно отличающейся от заданной. Отношение разности меж- ду этими крайними значениями к среднему значению частоты враще- ния называется степенью неравно- мерности регулятора. Регуляторы, обладающие свойством постоянства равновесной скорости, носят соот- ветственно название астатических.. Следует отметить, что при малейшем изменении нагрузки двигателя такой регулятор будет изменять свое поло- жение очень сильно. Будучи один раз выведен из равновесия, астати- ческий регулятор совершает непре- рывное колебательное движение между крайними положениями и потому практически непригоден. Сте- пень неравномерности, равная ну- лю, может быть получена только в системе изодромного регулиро- вания. Статический регулятор так- же совершает колебательные движе- ния, прежде чем приходит в но- вое положение равновесия, соответ- ствующее новой нагрузке двигателя. Но эти колебания затухающие, и затухание происходит тем быст- рее, чем больше степень нерав- номерности регулятора. Практически выбирают оптимальную степень не- равномерности, обеспечивающую бы- строе затухание и не допускающую слишком большой разницы в час- тоте вращения при изменении на- грузки. В изображенном на схеме (см. рис. 5.37, а) регуляторе усилие на муфте передается регулирующему органу топливного насоса непо- средственно или через систему тяг и рычагов, но во всяком случае единственным источником этого уси- лия является сам регулятор. Такое регулирование называется прямым. При этом все сопротивления меха- низмов регулирования и передачи должны преодолеваться усилием на муфте регулятора. Это в основном сопротивления сил трения. При трении в механизме регу- лятора или в передаче в любом положении регулирующий орган ос- тается неподвижным в некотором ин- тервале частот вращения. Отноше- ние разности между крайними зна- чениями к заданной частоте вра- щения называется степенью не- чувствительности регулятора. Сте- пень нечувствительности увеличи- вает степень неравномерности, и это приводит к тому, что полная степень неравномерности может получиться недопустимо большой. Поэтому в современных регуляторах применяют схему непрямого регулирования, за- ключающуюся во введении между регулятором и топливным насосом специального вспомогательного ме- ханизма— серводвигателя. Серво- двигатель управляется регулятором и создает усилие, которое и воздей- ствует на топливные насосы. В ре- зультате от регулятора требуется значительно меньшая сила, необхо- димая только для управления серво- двигателем. Еще одно преимущест- во регуляторов с серводвигателем заключается в улучшении динами- ческих качеств регулирования. При серводвигателе колебания регуля- тора затухают, даже если степень нечувствительности равна нулю. Сле- довательно, регулятор с серводвига- телем обеспечивает более точное и быстрое регулирование частоты вращения коленчатого вала двигате- ля. Схема непрямого регулирования с серводвигателем и жесткой обрат- ной связью представлена на рис. 5.37, б. При изменении нагрузки двигателя угловая скорость вала из- менится прежде, чем регулятор ока- жет воздействие на подачу топли- ва. Например, при увеличении на- грузки угловая скорость уменьшится и муфта регулятора 4 опустится. При этом рычаг 11 повернется вокруг оси В и другой конец его передвинет золотник 12 серводвига- теля. Масло по верхней трубке бу- дет поступать в цилиндр серво- двигателя 13 и передвинет поршень на увеличение подачи топлива. Пе- ремещение поршня серводвигателя приведет к изменению положения ре- гулирующего органа двигателя и 119
повернет рычаг вокруг точки Д. При этом золотник серводвигателя возвратится в среднее положение. Поршень серводвигателя установит- ся в новом равновесном положении, при котором развиваемая мощность будет соответствовать возросшей на- грузке. Рычаг И обеспечит обрат- ное воздействие серводвигателя на золотник и регулятор. Обратная связь серводвигателя с регулятором осуществляется в данной схеме меха- низмом, состоящим из элементов, не изменяющих своих размеров. Такая связь называется жесткой обратной связью. Схема регулирования (рис. 5.37, в), в которую введен изодром 14, поз- воляет одному из элементов менять свою длину в процессе регулиро- вания. Корпус изодрома соединен с рычагом //, а поршень связан с поршнем серводвигателя 13. Обе полости изодрома наполнены маслом, скорость перетекания которого регу- лируется дросселем 16. При изме- нении нагрузки двигателя угловая скорость вала изменится прежде чем регулятор окажет воздействие на подачу топлива. Например, при увеличении нагрузки угловая ско- рость уменьшится и муфта регуля- тора 4 опустится. При этом рычаг // повернется вокруг оси В и передвинет золотник 12 серводви- гателя. Масло по верхней трубке будет поступать в цилиндр и пере- двинет поршень на увеличение пода- чи топлива. Перемещение поршня серводвигателя приведет к измене- нию положения регулирующего орга- на и повернет рычаг 11 вокруг точки Д. При этом золотник серво- двигателя возвратится в среднее по- ложение. В отличие от регулятора с жесткой обратной связью в данной схеме с момента начала перемеще- ния поршня серводвигателя на уве- личение подачи топлива в работу включается изодром. Натяжение пру- жины 15 создает повышенное давле- ние в нижней полости, и масло перетекает в верхнюю полость до тех пор, пока поршень серводвига- 120 теля не установится в новом равно- весном положении, при котором раз- виваемая мощность будет соответст- вовать возросшей нагрузке. Однако если при жесткой обратной связи в новом равновесном положении порш- ня серводвигателя точка Д занима- ла новое положение, что соответст- вовало изменению частоты враще- ния при изменении нагрузки, то те- перь при наличии изодрома точка Д возвратится в свое первоначальное положение. Это значит, что при из- менившейся нагрузке двигатель бу- дет работать с точно такой же ча- стотой, с какой он работал. Следо- вательно, схема с изодромным регу- лированием позволяет сохранить по- стоянство заданной частоты враще- ния вала двигателя при разных на- грузках. Регуляторы, настроенные на под- держание одного заданного значе- ния частоты вращения, называются одно режимными. На тепловозных ди- зелях применяются всережимные ре- гуляторы, изменением настройки ко- торых можно изменять заданную час- тоту вращения в широких пределах. Механизм настройки состоит обычно из подвижного упора 7 (см. рис. 5.37) и зубчатого сектора 8 с при- водом от рукоятки управления 9. При задании нового значения часто- ты вращения рукоятка управления переставляется. Например, при пе- рестановке рукоятки вверх от преж- него положения (стрелка Б) зубча- тый сектор опустит упор и увели- чит затяжку пружины. Равновесие муфты нарушится, и под действием силы пружины она будет опускаться и увеличивать подачу топлива до тех пор, пока частота вращения не увеличится до заданной и не насту- пит новое равновесие. Изодромные регуляторы частоты вращения. Регуляторы с гидравли- ческой обратной связью установлены на дизелях Д50 и 2Д100 и некоторых других. Регулятор (рис. 5.38, а) состоит из измерителя частоты вра- щения, серводвигателя, механизмов автоматического выключения и ус-
Рис. 5.38. Схема изодромного регулятора час- тоты вращения — а и золотниковой части из- мерителя скорости — б корения пуска и механизмов управ- ления регулятором и дизелем. Все детали измерителя частоты и серво- двигателя объединены в корпусе, в котором расположены также масляный насос регулятора с акку- муляторами. Нижняя часть корпуса образует маслосборник. В корпусе 1 серводвигателя регулятора располо- жены силовой поршень 4 с пружи- ной 6 и компенсирующий поршень 2. Камера под силовым поршнем соеди- нена с измерителем частоты ка- налом Б, а камера под компенси- рующим поршнем — каналом Г, ко- торый соединен также с масляной ванной с помощью регулируемого изодромного дросселя 3. Масло в серводвигатель через измеритель частоты вращения поступает от мас- ляного насоса 15 по магистрали, соединенной с аккумуляторами 14, поддерживающими постоянное дав- ление. Измеритель частоты вращения — это основной узел регулятора, сос- тоящий из центробежного меха- низма, установленного на траверсе 13, и плунжерно-золотникового рас- пределителя 12 масла, расположен- ного в нижней части измерителя частоты. При вращении грузов 7 центробежная сила через рычаги и подшипники 11 передается на все- режимную пружину 8. С другой сто- роны, пружина сжимается упором 9, перемещаемым через зубчатый сек- тор 10 от системы управления ре- гулятором. Плунжерно-золотнико- вый распределитель (рис. 5.38, б) управляет силовым поршнем серво- двигателя и представляет собой сложную систему взаимодействую- щих деталей. Букса 23 имеет по высоте пять кольцевых проточек, совпадающих с каналами в корпусе 24 регулятора. Верхняя проточка совпадает с нагнетательным кана- лом А масляного насоса; вторая — с каналом Б, ведущим к полости под силовым поршнем серводвигате- ля; третья и пятая проточки — 121
с каналами В и Д внутренней полости регулятора и четвертая —- с каналом Г полости над компенсирующим поршнем. В расточку буксы вставлен золотник 25, представляющий собой втулку, заканчивающуюся поршнем 33. Золотник против проточек в буксе имеет отверстия для прохода масла. В нижнюю часть золотника запрессован хвостовик 32, верхняя часть которого имеет вертикальные и горизонтальные каналы, соединяю- щие внутреннюю полость золотника с полостью буксы под поршнем. Нижняя часть хвостовика входит во втулку 22, где на него надеты верхняя 35 и нижняя 37 тарелки с пружиной 36, сжатой корончатой гайкой 38. Пружина сжимается по размеру внутренней цилиндрической части втулки. Нажатие регулиру- ется подбором толщины прокладок 34. Втулка закреплена в буксе конусным винтом 21. Снизу в буксу плотно входит ведущая шестерня 19 масляного насоса, закрепленная дву- мя конусными винтами 20. В отвер- стие шестерни, снабженное шлицами, входит шлицевой вал 18 привода регулятора, передающий вращение от вала двигателя. Бронзовая тра- верса 26 напрессована на верхнюю часть буксы. В золотниковую втулку 25 вставлен плунжер 27, имеющий три диска. Диски 29 и 30 точно пригнаны к центральному отверстию втулки. Нижний диск плунжера 31 служит для направления. Букса от осевого перемещения вверх удержи- вается фланцем 28, прикрепленным к корпусу регулятора, а вниз — бронзовой втулкой 39, запрессован- ной в нижнюю часть корпуса регу- лятора. Рассмотрим работу регулято- ра в некоторые характерные момен- ты. Пуск дизеля. При пуске дизеля для ускорения используется пусковой серводвигатель 16, который пред- ставляет собой цилиндр, имеющий две смежные полости: масляную и воздушную. В воздушной полости перемещается самоустанавливаю- щийся поршень большого диаметра, 122 в масляной — малого. Масляная по- лость сообщается с масляной ванной и масляной магистралью регулятора. До пуска дизеля под действием все- режимной пружины плунжер опущен вниз и полностью открывает отвер- стие в канал Б. При нажатии кнопки «Пуск дизеля» электропнев- матический вентиль впускает воздух в воздушную полость серводвигате- ля. Поршень перемещается вверх и подает масло в масляную магистраль регулятора, а оттуда по каналам А и Б — под силовой поршень серводвигателя, что позволяет быст- ро переставить рейки топливных насосов в положение подачи топли- ва. Дизель пускается, и устанавли- вается минимальная частота враще- ния, соответствующая предваритель- ной затяжке пружины. Увеличение нагрузки на дизель. При увеличении нагрузки на дизель частота вращения коленчатого вала и ведущей шестерни регулятора 17 уменьшится. Грузы 7 приблизятся к оси вращения и опустят плунжер 27. Масло из масляной магистрали А по каналу Б поступит в серводвигатель и поднимет поршень 4 на увеличе- ние подачи топлива. При движении силового поршня вверх компенси- рующий поршень 2 выдавливает масло из полости над поршнем. По каналу Г масло поступает в полость над поршнем 33 золотника 25 и перемещает его вниз, сжимая пружи- ну 36. В результате отверстие против канала Б снова закроется и дальнейшее движение поршня 4 прекратится. Так как площадь сече- ния изодромного дросселя 3 невели- ка, то количество масла в объеме гидравлической связи уменьшается постепенно. При этом давление масла падает и сжатая пружина 36 возвращает золотник 25 до упора. Плунжер и золотниковая втулка об- разуют следящую систему, в которой при перемещении одной из деталей вторая следует за ней. Если плун- жер отстанет от втулки, масло будет продолжать поступать в серводвига- тель. Подача топлива увеличится,
возрастет угловая скорость колен- чатого вала и измерителя частоты вращения. Грузы 7 разойдутся и поднимут плунжер вверх. В результа- те золотник и плунжер при новой нагрузке займут прежнее положение, а поршни серводвигателя окажутся в новом положении, соответствую- щем большей подаче топлива. Изо- дромная обратная связь обеспечи- вает степень неравномерности регу- лятора равной нулю и устойчивость процесса регулирования. Увеличение заданной частоты вра- щения. Воздействием на затяжку всережимной пружины можно увели- чить частоту вращения. При увели- чении затяжки грузы 7 приблизятся к оси вращения и вызовут те же действия регулятора, что и при уве- личении нагрузки. Всережимная пру- жина 8 имеет нецилиндрическую фор- му и обладает переменной жест- костью и нелинейной характеристи- кой, приближающейся к закону, по которому изменяется центробежная сила грузов регулятора. Пружина переменной жесткости способствует также улучшению динамических ка- честв регулятора, обеспечивая быст- рое затухание колебаний при резком изменении нагрузки. Остановка дизеля. Выключением подачи топлива останавливают ди- зель. При аварийном состоянии это производится автоматически регу- лятором частоты вращения. Полость под силовым поршнем серводвигате- ля при нормальной работе дизеля отключена от сливного канала кла- пана соленоида. При падении давле- ния масла в магистрали дизеля цепь соленоида 5 разрывается и клапан открывает свободный выход масла из-под поршня 4. Тогда под дейст- вием пружины 6 поршень 4 опу- стится вниз, прекратит подачу топли- ва и дизель остановится. Объединенные регуляторы. Суще- ственное улучшение автоматического регулирования тепловозного дизель- генератора может быть достигнуто применением объединенного регуля- тора частоты вращения и мощ- ности. Кроме поддержания заданной частоты вращения воздействием на подачу топлива, объединенный регу- лятор устанавливает также опреде- ленную нагрузку дизеля воздейст- вием на возбуждение тягового гене- ратора. При заданной частоте вра- щения объединенный регулятор обес- печивает поступление в цилиндры постоянного количества топлива. Это позволяет наиболее полно использо- вать эффективную мощность дизеля на тягу поездов. На дизелях 11Д45, 10Д100 типов Д70 и Д49 установле- ны объединенные регуляторы раз- личных конструкций. Общим для них является наличие регулятора мощ- ности. Регулятор мощности предназначен для обеспечения постоянства мощ- ности тягового генератора путем изменения его напряжения. Изме- нение напряжения достигается воз- действием индуктивного датчика на возбуждение тягового генератора. Для возможности автоматической установки индуктивного датчика в положение минимального возбужде- ния при пуске дизеля, трогании тепловоза, а также при боксовании в регуляторе мощности имеется от- ключающее устройство. При работе отключающего устройства облегчает- ся пуск дизеля, обеспечивается плав- ное трогание тепловоза и защита от боксования. Объединенный всережимный не- прямого действия гидромеханичес- кий регулятор частоты вращения и нагрузки установлен на дизелях 5Д49. Регулятор автоматически под- держивает заданный режим работы дизель-генератора путем воздействия на рейки топливных насосов и через индуктивный датчик на контур воз- буждения тягового генератора, т. е. автоматически поддерживает задан- ную частоту вращения коленчатого вала и заданное выдвижение реек топливных насосов. Регулятор имеет центробежный измеритель частоты вращения, автономную масляную систему, устройство ступенчатого 15-позиционного электрогидравличе- 123
ского дистанционного управления, устройство для дистанционной оста- новки дизель-генератора с пульта управления тепловозом или при сра- батывании защиты дизель-генера- тора и устройство для вывода якоря индуктивного датчика в поло- жение минимального возбуждения тягового генератора. Масло (рис. 5.39) из масляной ванны / всасывается масляным на- сосом 15 и подается в полость акку- муляторов масла 14 и в каналы регулятора. Два всасывающих и два нагнетательных клапана позволяют работать масляному насосу при лю- бом направлении вращения привод- ного вала регулятора. В установившемся режиме рабо- ты дизель-генератора центробежная сила грузов измерителя частоты вра- щения 13 уравновешивается силой затяжки всережимной пружины 20. Золотник 17 своими поясками пере- крывает окна в подвижной 19 и неподвижной втулках, вследствие че- го полость а силового серводвигате- ля и полость б дополнительного серводвигателя перекрыты и их поршни остаются неподвижными. Подача топлива в цилиндры дизеля не изменяется. При изменении затяж- ки всережимной пружины или часто- ты вращения грузы сходятся или расходятся, вызывая перемещение золотника 17. При перемещении золотника вниз, что соответствует уменьшению обо- ротов или увеличению затяжки все- режимной пружины, поясок золотни- ка открывает окно в подвижной втулке 19. Масло сливается из полости а под поршнем силового сер- водвигателя, который перемещается вниз на увеличение подачи топли- ва в цилиндры дизеля. Посредством рычажной передачи 2 будет пере- мещена и подвижная втулка 19 вниз до перекрытия окна пояском плунжера. Поршень силового сер- ия/ Рис. 5.39. Схема объединенного регулятора дизеля 5Д49 124
водвигателя, изменив подачу топли- ва, остановится. Вт9рой управляющий поясок зо- лотника, имеющий большую шири- ну, чем окно в неподвижной втулке, с некоторым запаздыванием откроет проход маслу из аккумулятора масла в полость б под поршнем допол- нительного серводвигателя, который переместится вверх. Этой же рычаж- ной передачей 2 подвижная втулка будет перемещаться вверх. Увеличение подачи топлива, вы- званное перемещением вниз поршня силового серводвигателя и, следова- тельно, поворотом вала 3, вызывает увеличение частоты вращения, и гру- зы измерителя расходятся, возвра- щая золотник 17 в исходное поло- жение. Возвращение золотника и перемещение подвижной втулки осу- ществляются одновременно с одина- ковой скоростью, окно во втулке ос- тается перекрытым пояском золотни- ка, и поршень силового серводвига- теля неподвижен. Возвращение в исходное положе- ние золотника и втулки будет про- исходить до тех пор, пока второй поясок золотника не перекроет до- ступ масла в полость б под порш- нем дополнительного серводвигате- ля, и поршень остановится. При перемещении золотника вверх, что соответствует увеличению частоты оборотов или уменьшению затяжки всережимной пружины, поясок золот- ника открывает окно в подвижной втулке 19. Масло из аккумулятора поступает в полость а, и поршень силового серводвигателя перемеща- ется вверх на уменьшение подачи топлива в цилиндры дизеля. Подвижная втулка посредством рычажной передачи 2 перемещается вслед за золотником и перекрывает доступ масла в полость а. Поршень останавливается. Второй управляю- щий поясок золотника откроет слив масла из полости б, поршень допол- нительного серводвигателя пере- местится вниз и посредством той же рычажной передачи переместит подвижную втулку вверх. Возвраще- ние золотника и подвижной втулки в исходное положение осуществляет- ся одновременно с одинаковой ско- ростью, и поршень силового сер- водвигателя неподвижен. Измери- тель частоты вращения приводится во вращение шестеренной переда- чей и вращается на шейке буксы 16, установленной неподвижно. Сектор 18 служит для согласова- ния взаимного положения поршней серводвигателей перемещением под- вижной втулки. Поршень силового серводвигателя должен занимать пропорциональное положение отно- сительно своего верхнего упора, а поршень дополнительного серводви- гателя — относительно своего ниж- него упора. Частота вращения коленчатого ва- ла двигателя изменяется с помощью механизма управления. При пере- ключении контроллера машиниста подается или снимается электро- питание электромагнитов МР1, МР2, MP3 и MP4. Магниты МР1, МР2 и MP3 через треугольную пластину воздействуют на золотник 11. При этом размер перемещения золот- ника зависит от комбинации вклю- ченных и выключенных магнитов. Магнит MP4 перемещает втулку золотника 12. Механизм регулирования нагруз- ки состоит из золотниковой части и блока серводвигатель — индуктив- ный датчик. Так как мощность ди- зель-генератора зависит от вращаю- щего момента на коленчатом валу двигателя и частоты его вращения, то регулирование сводится к поддер- жанию постоянными вращающего момента и частоты вращения. На каждой конкретной позиции конт- роллера машиниста должно быть оп- ределенное выдвижение реек топлив- ных насосов и соответствующая частота вращения коленчатого вала. Поэтому смещение золотника 7, управляющего положением поршня 4 серводвигателя индуктивного дат- чика 5, производится как при изменении заданной частоты враще- ния, так и при изменении вращаю- 125
щего момента. Привод по частоте вращения к золотнику 7 осуществ- ляется через рычаг, опирающийся шарнирным подшипником на травер- су поршня 10 и тягу. Привод по величине вращающего момента осуществляется от вала 3 силового серводвигателя через рычаги и тягу 6. Регулятор имеет устройства для регулировки наклона тепловозной характеристики (разбивки мощности дизеля по позициям контроллера). Винтом 9 регулируется уровень мощности на номинальной позиции контроллера, а винтом 8—наклон тепловозной характеристики. Дальнейшее совершенствование регуляторов связано с необходимо- стью улучшению работы дизелей, особенно с высоким давлением турбонаддува, на переходных режи- мах. На дизелях 5Д49 мощностью 4400 кВт на тепловозах ТЭП75 установлены усовершенствованные объединенные регуляторы с защитой дизеля от перегрузки при переход- ном режиме. Регулятор имеет дат- чик давления наддува, приводящий в соответствие мощность дизеля и давление наддува. Механизм управления регулято- ром. Для изменения затяжки все- режимной пружины регулятора в со- ответствии с позицией рукоятки контроллера машиниста и заданной частотой вращения коленчатого вала дизеля установлены механизмы уп- равления регулятором. На дизелях типов Д50 и 2Д100 применяется электропневматический серводви- гатель (рис. 5.40), главный рычаг 8 которого с помощью регулируемой вертикальной тяги 4 связан с упо- ром 2 и зубчатым сектором 3 затяжки всережимной пружины /. В корпусе серводвигателя размеще- но четыре (на дизелях Д50 и 2Д50— три) поршня 10. Каждый поршень при включении электропневматичес- кого вентиля 11 поднимается на высоту 13,2 мм и с помощью рыча- гов 5, 6 и 7 воздействует на главный рычаг. Главный рычаг опус- кается под действием пружины 9. 126 Различным положениям контроллера машиниста соответствуют различные комбинации включенных вентилей. При этом различным комбинациям включенных вентилей соответствуют определенные подъем главного рыча- га и затяжка всережимной пружины. На большинстве тепловозных дизе- лей с объединенными регуляторами применяется электрогидравлический механизм управления, который сос- тоит из гидравлического серво- двигателя и электромагнитов, управ- ляющих положением золотника сер- водвигателя. Различным положениям конт- роллера машиниста соответствуют различные включения электромагни- тов МР. При этом различным ком- бинациям включения электромаг- нитов соответствует определенное положение поршня — упора затяж- ки всережимной пружины регулято- ра, определяющее заданную частоту вращения коленчатого вала дизеля. Электромагниты МР1, МР2 и MP3 через треугольную пластину переме- щают плунжер золотника, а электро- магнит MP4 — втулку золотника (см. рис. 5.39). Схема электрогидравлического ме- ханизма управления объединенным регулятором дизеля 11Д45 приведена на рис. 5.41. При перемещении контроллера на увеличение частоты вращения плунжер 9 опускается вниз (или втулка 10 поднимается вверх) и масло из магистрали поступает в полость над поршнем 2 серво- двигателя 3 через дроссель 7, кото- рый уменьшает скорость перемеще- ния поршня в сторону увеличения частоты вращения. При этом шток 4 серводвигателя через рычаги 5 и 8 поднимает плунжер вверх в положе- ние, соответствующее новому поло- жению поршня серводвигателя. При задании уменьшения частоты враще- ния плунжер поднимается вверх (или втулка опускается вниз) и масло через шариковый клапан 6 вытекает из полости серводвигателя в открытое сливное отверстие. Под действием пружины 1 поршень
Рис. 5.40. Электрон невматический механизм управления регуляторами дизелей типов Д50 и Д100 Рис. 5.41. Электрогидравлический механизм управления регулятором дизеля 11Д45 серводвигателя перемещается вверх, уменьшая затяжку всережимной пру- жины регулятора. При этом шток серводвигателя опускает плунжер вниз в положение, соответствующее новому положению поршня серво- двигателя. Нижний поясок плунже- ра 9 выполнен с перекрышей относительно сливного окна и имеет меньший диаметр. Благодаря этому перекрыша окна слива происходит с опережением и поршень серводвига- теля вверх тоже движется плавно. Механизмы управления топливны- ми насосами. Механизм состоит из рычажной передачи, соединяющей рейки топливных насосов со што- ками силового поршня серводвигате- ля регулятора и с предельным вы- ключателем. Конструкция рычажной передачи определяется конструкцией и расположением на дизеле регуля- тора и топливных насосов. Современные многоцилиндровые дизели имеют также механизм вы- ключения части топливных насосов при работе на холостом ходу и малых нагрузках. Необходимость отключения части топливных насосов объясняется тем, что при малой пода- че топлива ухудшается качество его распыливания, имеют место пропуски подачи. Кроме того, при низкой частоте вращения и малых нагруз- ках дизеля ухудшаются условия воспламенения топлива в цилинд- рах. Все это приводит к тому, что дизель работает неустойчиво, а несгоревшее топливо попадает на стенки цилиндров, смывая смазку и ухудшая условия трения деталей цилиндро-поршневой группы. Со сте- нок цилиндров топливо стекает в кар- тер и приводит к разжижению масла. Механизм выключения имеет управление от контроллера машини- ста и автоматически включает и выключает топливные насосы в зави- симости от положения контроллера машиниста. Устройства защиты дизеля. Для аварийной остановки дизеля или сня- тия нагрузки при превышении пре- дельной частоты вращения колен- чатого вала и предельных значений параметров, приведенных в табл. 5.2 и 5.3, имеются устройства защиты дизеля. Защита осуществляется для дизелей, приведенных в табл. 5.2, только при работе на высоких пози- циях контроллера машиниста (пк = = 16). К устройствам защиты дизеля от- носятся: предельные регуляторы час- тоты вращения коленчатого вала, реле давления масла, дифферен- ту
Значение параметро для дизелей 2Д100 1 10Д100 14Д40 11Д45 5Д49 2Д70 Таблица 5.2 Параметр Остановка Давление масла ниже, кПа 50 50 160 140 60 40 Давление в картере выше, кПа 0,35 0,35 0,30 0,10 0,60 0,60 Частота вращения выше, об/мин 950 980 870 870 1180 1120 Снятие нагрузки Температура воды выше, °C 90 95 95 95 96 96 Температура масла выше, °C — 85 75 75 88 86 Давление масла ниже, кПа 100 100 220 200 280 300 Таблица 5.3 Параметр Значения параметров для дизелей 2Д50 | ПД1М | М753(6) |VFE17/24| 1Д12 | 310DR Остановка Давление масла ниже, кПа 1 150 I 150 I 150 1 50 I 1 250 1 100 Частота вращения выше, об/мин | 870 1 870 1 2000 | 1460 2000 1 840 Снятие нагрузки Температура воды выше, °C | - 1 88 1 ~ 1 95 | L_- ...1 93 циальные манометры для измерения давления в картере, температурные реле. Предельные регуляторы рабо- тают независимо от регулятора час- тоты вращения и при превышении допустимой частоты вращения вык- лючают подачу топлива в цилиндры дизеля. Остальные устройства защи- ты воздействуют на прекращение или уменьшение подачи топлива через регулятор частоты вращения или электрическую схему регулиро- вания нагрузки. S.7. ВНУТРЕННИЕ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И СМАЗКИ Системы охлаждения предназначе- ны для отвода теплоты от стенок цилиндра, крышки, поршня и других деталей, нагревающихся от сопри- косновения с горячими газами и трения, для поддержания в них допустимой температуры. Системы охлаждения двигателей по способу отвода тепла разделяются на жид- костные, испарительные и воздуш- ные. Тепловозные дизели имеют 128 жидкостную систему охлаждения с замкнутой системой циркуляции. В качестве охлаждающей жидко- сти используется пресная кипяченая отстоенная вода (или конденсат) без механических примесей с до- бавлением к ней специальных анти- коррозионных присадок. Для умяг- чения воды применяют каустическую соду и тринатрийфосфат. В качестве антикоррозионных присадок при- меняют нитрит натрия. В охлаждаю- щую воду отводится от 20 до 40 % тепла, выделяемого при сгорании топлива. Температура воды в систе- ме охлаждения оказывает существен- ное влияние на работу дизеля. При повышении температуры воды до определенных пределов (90—95 °C) повышается эффективная мощность, снижаются удельный расход топ- лива и износ цилиндров дизеля. Од- нако при чрезмерном (выше 90— 95 °C) повышении температуры мощ- ность дизеля может снизиться, увели- чится расход топлива и снизится надежность работы дизеля: воз- можны задиры цилиндровых втулок
и шеек коленчатого вала, загора- ние поршневых колец и перегревы головок поршней. При эксплуатации тепловозов не- обходимо поддерживать примерно постоянную температуру воды, не допуская как чрезмерного охлаж- дения (ниже 60 °C), так и перегре- ва. Охлаждающая вода от водяного насоса подводится всегда в нижней части внутренней системы охлажде- ния дизеля и отводится из высших точек водяной полости во избежа- ние образования воздушных и паро- вых «мешков». Внутренняя система водяного ох- лаждения дизеля типа Д100 (рис. 5.42)—это часть контура сис- темы охлаждения. Вода от водяного насоса поступает в рубашки выпуск- ных коллекторов 2. Из коллекторов вода направляется в водяные по- лости выпускных коробок 1, а затем по патрубкам 3 перетекает в полость охлаждения рубашек 4 и втулок цилиндров 5. Отсюда через патруб- ки 7, расположенные с левой стороны дизеля, вода поступает в коллектор 6 и далее в систему внешнего охлаждения. Системы смазки предназначены для уменьшения потерь на трение, снижение износа трущихся пар со- пряженных деталей и для их охлаж- дения. По способу подвода масла к. трущимся деталям системы смазки разделяются на системы смазки с по- дачей масла разбрызгиванием, сис- темы смазки с принудительной пода- чей масла и смешанные. Системы смазки тепловозных дизелей отно- сятся к смешанным системам; шатун- ные и коренные подшипники, под- шипники распределительного вала, приводы вспомогательных агрегатов, верхняя головка шатуна смазывают- ся принудительно. Втулка цилиндра, поршень, поршневые кольца, ряд других деталей, а на двигателях М753 и М756 втулки верхних головок шатунов и поршневые паль- цы смазываются разбрызгиванием. По месту расположения основного бака для масла тепловозные дизели 5 Зак. 443 Рис. 5.42. Внутренняя система водяного ох- лаждения дизелей типа Д100 бывают с мокрым и сухим карте- рами (дизели М753 и М756). При сухом картере масло, стекающее в поддон, отсасывается откачиваю- щим насосом в бак, стоящий отдель- но от дизеля. При мокром карте- ре необходимый для работы двига- теля запас масла находится не- посредственно в поддоне. Дизельное масло заливают в картер двигателя (или в масляный бак) до уровня, указанного на масло- мерной рейке (или масломерном стекле). Налив масла выше верхних меток запрещается, так как это ве- дет к повышенному расходу масла и увеличенному образованию нага- Рис. 5.43. Внутренняя система смазки и охлаж- дения поршня дизеля 129
ра на деталях двигателя. Понижение уровня масла в картере двигателя или в масляном баке за пределы нижних отметок масломерной рейки или масломерного стекла приводит к падению давления в масляной систе- ме дизеля, что может вызвать ава- рию. Внутренние системы смазки дизе- лей представляют системы каналов, обеспечивающие подвод масла ко всем механизмам дизеля. Охлажден- ное и очищенное масло под давле- нием поступает в масляные коллек- торы блока дизеля и далее направ- ляется для смазки трущихся пар механизмов. На рис. 5.43 показана внутренняя система смазки шатунно- кривошипного механизма дизеля. По трубке 4 масло подводится к коренным подшипникам 1 коленчато- го вала 2. Из коренных подшипни- ков по трубке 3 масло поступает к шатунным подшипникам 5 и далее по сверлению в шатуне 6— к верх- ней головке шатуна для смазки поршневого пальца 8. На большин- стве современных дизелей поршни охлаждаются маслом, поэтому мас- ло, подведенное к верхней головке шатуна через ползушку, поступает в полости поршня 7 для его охлаж- дения. Из узлов трения и охлаж- дения масло сливается в маслосбор- ник дизеля, откуда с помощью масляного насоса направляется во внешнюю масляную систему для охлаждения и очистки.
Г л а в a 6. ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ДИЗЕЛЯ 6.1. ТОПЛИВНАЯ СИСТЕМА Назначение и условия работы си- стемы. Топливная система предна- значена для хранения дизельного топлива и подачи его к топливной аппаратуре (насосам высокого дав- ления) дизеля. Во внешнюю топлив- ную систему дизеля любого тепло- воза входят топливные баки, топли- воподкачивающие насосы и трубо- проводы. Топливная система должна обес- печивать бесперебойную подачу топ- лива для работы дизеля в любых воз- можных режимах его эксплуатации. Дизельное топливо при транспорти- ровке и последующем хранении мо- жет загрязняться, в него может по- падать пыль из воздуха. Возможно засорение дизельного топлива и при экипировке тепловозов, особенно ес- ли заправка топливного бака произ- водится одновременно с набором песка или после этой операции. В результате в дизельное топливо могут попасть вредные для работы системы механические примеси (главным образом, мелкие частицы кремне- и глинозема). Эти частицы имеют очень высокую твердость, равную или даже превышающую твердость сталей, применяемых для изготовления деталей топливной ап- паратуры. Попадая в зазор между плунжером и гильзой топливного на- соса, такие частицы могут заклини- ваться в нем и при работе насоса будут истирать поверхности плунже- ра и гильзы. Заклиниванию частиц способствует также то, что в момент подачи топлива под действием его давления гильза топливного насоса деформируется, как бы «раздается», увеличивая зазор между плунже- ром и гильзой. В этот увеличенный зазор (он может быть в два-три 5* раза больше первоначального, кото- рый составляет 2—3 мкм) могут про- никать и более крупные частицы. После отсечки и падения давления гильза стягивается и зажимает про- никшие в зазор частицы. В результате по мере износа де- талей плунжерной пары радиаль- ный зазор между ними возрастает, увеличиваются утечки и снижается давление подачи. Все это ухудшает работу дизеля, увеличивает удель- ный расход топлива. Для надежной эксплуатации ди- зеля необходима постоянная и тща- тельная очистка топлива, и поэтому в топливную систему дизеля для этой цели обязательно включают топливные фильтры. Вязкость дизельного топлива силь- но возрастает при понижении тем- пературы. Во избежание затрудне- ний в подаче «загустевшего» топли- ва в зимних условиях (ведь топлив- ный бак размещен снаружи теплово- за под его рамой) в топливные си- стемы обязательно включают уст- ройства для подогрева топлива — топли воподогреватели. Схема топливной системы. Рас- положение оборудования и схемы трубопроводов топливных систем на большинстве тепловозов примерно одинаковы. Рассмотрим устройство топливной системы дизеля серийно- го тепловоза 2ТЭ10В (рис. 6.1). Из топливного бака 35 топливо по трубе 30 через фильтр грубой очистки 28 засасывается топливопод- качивающим насосом 27 и нагнета- ется по трубе 22 в коллектор 16 топ- ливных насосов высокого давле- ния 15. По пути топливо проходит через фильтр тонкой очистки 17. Топливные насосы 15 подают топли- во в форсунки 14 (каждый насос в «свою» форсунку — на схеме услов- 131
25 22 23 25 ft 32 37 35 35 == Слив утечек то пли 8а ---- Марийный топливопровод вода Условные обозначения топливопроводов =£ Подача топлива к дизелю => возврат = излишнего топлива б бак _П н 2 11 in ’ini п _______________uil Г -зо Рис. 6.1. Схема топливной системы ди- зеля тепловоза 2ТЭ10В 1 » но показан один насос и одна фор- сунка). Часть топлива, просачи- вающаяся через зазоры уплотнений в насосах и форсунках, сливается по трубам 10 и 6 в топливный бак. Для надежной работы топливной аппаратуры дизеля и всей системы и возможности бесперебойной по- дачи топлива подкачивающим на- сосом температура топлива в баке даже в зимних условиях должна быть не менее 30—40 °C (по крайней мере вблизи от конца трубы 30). Чтобы топливо в баке разогревалось при работе дизеля, в системе предус- мотрена его интенсивная циркуля- ция. Для этого величина подачи топливоподкачивающего насоса при- нимается в несколько раз (обычно в 2,5—4 раза) больше величины максимального расхода (потребле- ния) топлива дизелем. Насос 27 име- ет индивидуальный привод от элект- родвигателя 26. Избыток топлива, минуя топливные насосы, из коллек- тора 16 проходит по сливным тру- бам 11 и 4 через корпус топливо- подогревателя 5 и трубу 29 в топ- ливный бак. Струя топлива, подогретого при прохождении по трубопроводам вбли- зи работающего дизеля, вытекает из трубы 29 прямо в раструб вса- 132 сывающей трубы 30, чем обеспечи- вается прогрев окружающего трубу объема топлива в месте его забора. В зимнее время такого прогрева топ- лива недостаточно для нормальной работы системы. Поэтому при низ- ких температурах окружающего воз- духа предусматривается дополни- тельный подогрев топлива в топли- воподогревателе 5 за счет тепла горячей воды из системы охлажде- ния дизеля. В летнее время значи- тельный подогрев топлива (и его разжижение) ухудшает работу дизе- ля. Поэтому на сливной трубе 29 ус- тановлены два крана — 37 и 31. Один из них — 37 (левый на схеме) — при открытом положении позволяет осуществлять слив топлива в бак по трубе 36, удаленной от всасывающе- го патрубка. Для надежного заполнения топ- ливных насосов высокого давления в их коллекторе 16 давление топли- ва должно быть не менее 150 кПа. Такое давление поддерживается в коллекторе подпорным клапаном 12, установленным на трубе 11. Если давление топлива не достигло необ- ходимого уровня, клапан препят- ствует сливу топлива в бак. Давле- ние топлива в коллекторе контроли- руется дистанционно с помощью ма-
нометра 13, установленного на щите приборов в дизельном помещении. Так как производительность топ- ливоподкачивающего насоса посто- янна, а потребление топлива дизе- лем меняется в зависимости от его мощности, то при малых нагрузках и малом потреблении топлива дав- ление в коллекторе может сущест- венно возрастать. Для предохра- нения топливоподкачивающего на- соса и его двигателя от перегрузки система имеет возможность пере- пуска избытка топлива из напор- ного трубопровода 22 в сливной 4 по трубам 19 и 9 через перепускной клапан 18, который открывается при давлении 300—350 кПа. Давле- ние в напорном трубопроводе конт- ролируется манометром 21, указа- тель которого помещен на щите при- боров дизельного помещения. При пуске дизеля после длитель- ной остановки из трубопроводов не- обходимо удалить воздух. Для этой цели служит кран 24, который по- зволяет спустить первые объемы закачиваемого топлива, насыщенные воздухом (топливовоздушную эмуль- сию), в топливный бак по трубам 25, 7 и 6. Чтобы избежать остановки дизеля при неисправности топливоподкачи- вающего насоса, в системе предус- мотрена возможность аварийного пи- тания дизеля топливом за счет раз- режения, создаваемого насосами вы- сокого давления. В этом случае (при вышедшем из строя насосе 27) топ- ливо в обход насоса и фильтра гру- бой очистки засасывается по тру- бам 30, 8 и 23 через шариковый кла- пан 20 (в таком режиме дизель может работать лишь с ограничен- ной мощностью и непродолжи- тельно). Трубопроводы и оборудование топ- ливной системы на тепловозах окра- шиваются в светло-желтый цвет. Принципиальные схемы топлив- ных систем большинства тепловозов аналогичны рассмотренной выше. У некоторых тепловозов имеются от- личия, касающиеся, главным обра- зом, топливоподкачивающих насо- сов и топливных баков. Так, на тепловозах 2ТЭ10Л пер- вых лет выпуска устанавливался до- полнительно резервный топливопод- качивающий насос, подключенный параллельно основному. При неис- правности основного насоса пере- ключением двух трехходовых кранов можно было перевести питание си- стемы на резервный насос. На теп- ловозе ТЭП60 в такой ситуации в качестве резервного топливоподка- чивающего может быть использован маслопрокачивающий насос, одно- типный по конструкции. На тепловозах 2ТЭИ6 устанавли- ваются два топливоподкачивающих насоса. Один из них, с электропри- водом, используется при пуске дизе- ля, а при его работе является ре- зервным. Второй насос имеет меха- нический привод от вала дизеля и обеспечивает питание его топливом при работе. На некоторых тепловозах топлив- ная система имеет второй (расход- ный) топливный бак, находящийся под капотом тепловоза выше дизеля. В этом случае применяются два топ- ливоподкачивающих насоса: один подает топливо из основного бака в расходный, а другой — из рас- ходного бака к дизелю. Топливные системы новых теп- ловозов, а также ЧМЭЗ и дизелъ- поезда Д1, имеют, кроме того, про- качивающий насос с ручным приво- дом, применяемый для заполнения системы после длительной стоянки и в аварийных случаях. Оборудование топливных систем (топливоподкачивающие насосы, фильтры, баки) на большинстве се- рийных отечественных тепловозов практически однотипно. Топливные баки тепловозов обыч- но представляют собой сваренные из стальных листов емкости, которые подвешиваются снизу к главной раме тепловоза в ее средней части между тележками. Размеры топливного бака огра- ничены по ширине и высоте габа- 133
ритом подвижного состава, а по длине — расстоянием между тележ- ками. Емкость бака при таких ог- раничениях составляет от 3900 (теп- ловоз М62) до 8200 л (тепловоз 2ТЭ116). Топливные баки имеют с обеих сторон тепловоза заливные горловины 3 (см. рис. 6.1), в кото- рые вставлены предохранительные сетки 2. Под днищем бака имеется отстойник 33, в котором скаплива- ются тяжелые осадки из топлива. Отстойник имеет пробку для их слива. На верхней поверхности бака устанавливаются одна-две вентиля- ционные трубы 32, сообщающие по- лость бака над уровнем топлива с атмосферой, что позволяет избе- жать изменений давления в баке, как при заправке топлива, так и при расходовании топлива из бака. Для увеличения жесткости кон- струкции топливные баки имеют внутренние продольные и попереч- ные перегородки с отверстиями для сообщения полостей образованных ими отсеков бака. Поперечные перегородки, кроме того, служат для гашения энергии гидравлического удара всей массы топлива в торцовую стенку бака при резком торможении тепловоза. На боковых стенках бака с обеих сторон предусматриваются отверстия для промывки, закрытые пробками. Топливные баки тепловозов с не- сущими кузовами (ТЭП60, ТЭП70) являются элементом конструкции главной рамы и выполняются заод- но с ней. В баках новых теплово- зов устраиваются ниши для разме- щения аккумуляторной батареи. Иногда по условиям компоновки тепловоза топливный бак выполня- ют из нескольких отдельных емко- стей, соединенных трубами (напри- мер, из трех частей — на тепловозе ТГМЗА). Количество топлива в баке изме- ряют с помощью топливомерных ре- ек 34, расположенных с обеих сто- рон бака. Топливные баки теплово- зов последних лет выпуска обору- 134 дуются также топливомерными стек- лами 1 (также с двух сторон). На тепловозе ТЭП70 обеспечена возможность дистанционного (из кузова тепловоза) измерения объема топлива в баке. Принцип работы измерительной схемы основан на двух положениях гидростатики (см. п. 2.1): законе Паскаля и основном уравнении гидростатики (2.11), из которого следует пропорциональ- ность избыточного давления в жид- кости высоте уровня ее свободной поверхности над точкой измерения. Дистанционный указатель уровня (объема) топлива в баке (рис. 6.2) представляет собой пьезометр (см. п. 2.1), состоящий из закрытого ре- зервуара 1 и открытой измеритель- ной трубки 5 с линейной шкалой 4. Устройство размещено в машинном помещении кузова тепловоза. Труба 2 через тройник соединена с двумя ответвлениями, открытые концы которых находятся один — с — в воздушном пространстве за- полненного топливом резервуара 1, другой — Ь — близ дна топливного бака 6. Через редукционный клапан и кран 3 в трубу 2 может быть подан сжатый воздух из тормозной маги- страли тепловоза. Так как полость топливного бака сообщается с атмосферой и на по- верхность топлива действует атмос- ферное давление,то полное давление топлива в баке близ точки b — рь— будет равно сумме атмосферного ра и избыточного рИзб = р§Н, пропорцио- нального высоте h уровня топлива в баке. Давление воздуха, впускае- мого в трубу 2, заведомо выше дав- ления рь при полностью заполнен- ном баке. Поэтому воздух вытеснит топливо из ответвления трубы 2 в топливном баке и будет выходить из отверстия b через слой топлива в атмосферу. По мере выхода части воздуха его давление в трубе 2 и пространстве резервуара 1 будет сни- жаться до того момента, когда оно достигнет величины рь, т. е. когда давление воздуха в устье трубы сравняется с давлением окружаю-
щего трубу топлива. Истечение воз- духа прекратится. Оставшийся объем воздуха будет замкнут внутри трубы 2 и резервуара /ив нем установится одинаковое давление. Следователь- но, давление воздуха внутри резер- вуара 1 пьезометра рс будет равно давлению рь. Так как трубка 5 своим концом сообщается с атмос- ферой, то высота столба топлива в ней h будет соответствовать высоте уровня топлива в баке. Это позво- ляет градуировать шкалу 4 непосред- ственно в единицах объема. Точность показаний рассмотрен- ной схемы зависит от количества топлива в резервуаре / (так как градуировка шкалы 4 производится от определенного его уровня — на- чала отсчета) и от разности темпе- ратур топлива в баке 6 и резервуа- ре /. Если топливо в баке 6 зна- чительно холоднее, чем в резервуа- ре 1, находящемся в дизельном по- мещении, то из-за большего удель- ного веса топлива в баке измеритель 5 будет показывать завышенные объемы топлива. Топливоподкачивающие насосы служат для подъема топлива из бака, преодоления потерь давления в фильтрах и подачи топлива к топ- ливным насосам дизеля под давле- нием, гарантирующим надежное за- полнение их надплунжерного про- странства, а также для обеспечения циркуляции топлива в системе. В качестве топливоподкачивающих на- сосов тепловозных дизелей обычно применяют быстроходные шестерен- ные насосы (см. п. 2.4) с внутрен- ним зацеплением. Топливоподкачивающий насос та- кого типа (рис. 6.3) состоит из чу- гунного корпуса 9 и крышки 10, име- ющей серповидный выступ с. В крыш- ку впрессована ось 11, на которой свободно вращается ведомая (ма- лая) шестерня 1. Эта шестерня вхо- дит в зацепление с внутренним зуб- чатым венцом 12, составляющим од- но целое с ведущим валиком 3, ко- торый соединен с электродвигате- лем. Наружная цилиндрическая по- Рис. 6.2. Схема дистанционного указателя объема топлива в баке тепловоза ТЭП70 верхность зубчатого венца пришли- фована в расточке корпуса, а вер- шины зубьев — к нижней поверхно- сти серповидного выступа с крышки. Впадины между зубьями венца сквозные — их дно прорезано. Топливо через штуцер поступает в полость а, заполняет впадины между зубьями и при вращении шес- терен по часовой стрелке, как по- казано на рис. 6.3, двумя потоками: один — между зубьями малой шес- терни 1 и верхней поверхностью сер- повидного выступа с, другой — между нижней поверхностью высту- па с и цилиндрической поверхно- стью расточки корпуса 9 — поступа- ет в полость б, а оттуда — в нагне- тательную магистраль топливной системы. Утечке топлива по валику 3 на- соса препятствует уплотнительная проставка, которая состоит из ла- тунной гофрированной трубки (силь- 135
Рис. 6.3. Топливоподкачивающий иасос фона) 4, припаянной к бронзовым втулкам 6 и 8, и пружины 5. Пру- жина прижимает втулку 8 к стальной втулке 2, напрессованной на валик 3. Накидная гайка 7 прижимает при- тертый поясок втулки 6 к корпусу 9 насоса. При испытаниях насоса допуска ется просачивание топлива по уп- лотнению валика не более одной капли в минуту. Топливоподкачивающие насосы на серийных тепловозах устанавливают- ся на одном основании с приводным электродвигателем, образуя так на- зываемый топливоподкачивающий агрегат. Производительность топли- воподкачивающих насосов серийных магистральных и маневровых тепло- возов (2ТЭ10В, 2ТЭ116, ТЭЗ, ТЭМ2) 27 л/мин. На тепловозах ЧМЭЗ шестерен- ные топливоподкачивающие насосы с внешним зацеплением имеют меха- нический привод от вала дизеля. На дизель-поезде Д1 топливопод- качивающие насосы центробежного типа. Топливные фильтры служат для постоянной очистки топлива, необ- ходимой для надежной эксплуата- ции дизеля на тепловозе. В топлив- ную систему дизеля обычно включа- ют не менее трех-четырех топливных фильтров. В соответствии с назна- чением их можно разделить на фильтры предварительной, грубой и тонкой очистки. Предварительные фильтры, рас- полагаемые в горловинах топливных баков, задерживают лишь очень крупные частицы. Назначение этих фильтров (сеток) — исключить воз- можность засорения топливопрово- дов. Фильтры грубой очистки задер- живают частицы размерами круп- нее 50—100 мкм. Фильтры тонкой очистки должны надежно задержи- вать частицы размерами более 4— 5 мкм. Все топливные фильтры, приме- няемые на тепловозных дизелях, состоят из двух основных частей: корпуса и фильтрующих элементов. Независимо от конструкции филь- трующие элементы должны иметь минимальное гидравлическое сопро- тивление, быть компактными, прос- тыми, не требовать сложного ухода и служить достаточно долго. Есте- ственно, что материал фильтрую- щих элементов должен быть недо- рогим. 136
Фильтры грубой очистки в топлив- ных системах большинства серий- ных тепловозов состоят из двух цилиндрических корпусов, соеди- ненных между собой общей крышкой с трехходовым краном. В каждом из корпусов размещен фильтрующий элемент. В зависимости от положе- ния рукоятки крана возможна ра- бота фильтра с параллельным вклю- чением обоих элементов или на лю- бом (правом или левом) одном эле- менте. Нормальным режимом явля- ется работа на обоих элементах (при вертикальном положении руко- ятки крана). Работа на одном эле- менте допускается лишь при неис- правности другого. Кроме того, кран используется для отключения эле- мента при его замене на эксплуа- тируемом тепловозе. Фильтрующие элементы в фильт- рах грубой очистки могут быть раз- ными. Сетчато-набивные фильтрующие элементы, в которых фильтрующей средой является набивка из хлопча- тобумажной пряжи — путанки,— размещенная в кольцевом зазоре между двумя цилиндрами из сетки, применялись на ряде серийных теп- ловозов (ТЭЗ первых выпусков, ТЭМ1). Качество работы таких эле- ментов зависит от плотности и рав- номерности распределения набивки. На тепловозах ТЭЗ, 2ТЭ10Л (В, М) и ТЭМ2 применены проволочно- щелевые фильтрующие элементы в фильтрах грубой очистки (рис. 6.4). Рабочий элемент фильтра представ- ляет собой гофрированный каркас цилиндрической формы, на который намотана плотно (виток к витку) в один слой латунная проволока трапе- цеидального профиля. Зазоры между витками проволоки, величина кото- рых составляет 0,09 мм, и образуют фильтрующую поверхность. Для уве- личения площади этой поверхности каждый элемент имеет два филь- трующих цилиндра 2 и 4, внешний и внутренний. Работают они парал- лельно, пропуская топливо из полос- ти Б, образованной колпаком 3, Рис. 6.4. Проволочно-щелевой фильтр грубой очистки топлива и пространства между цилиндрами во внутреннюю полость очищенного топлива А, откуда топливо отво- дится по каналу в центральном стержне. Фильтрующий элемент уплотня- ется в корпусе 1 пружиной 5. На тепловозах с дизелями типа Д49 (ТЭП70, 2ТЭ116) применяются однокорпусные фильтры грубой очи- стки топлива с сетчатыми фильтру- ющими элементами. Элемент пред- ставляет набор чечевицеобразных сетчатых дисков, насаженных на центральный стержень с внутренним каналом. Сетка, являющаяся филь- трующей поверхностью, имеет квад- ратные ячейки со стороной 0,045 мм. Фильтры тонкой очистки топлива на тепловозах с дизелями типов Д100 четырехсекционные. Секции фильтра объединены общим чугун- ным корпусом. На дизеле 2Д100 фильтр установлен вверх секциями, на дизеле 10Д100 — вниз секциями. На тепловозах ТЭМ2 применены двухсекционные войлочные фильт- ры. Фильтрующий элемент каждой секции (рис. 6.5) состоит из набора рабочих 1 и промежуточных 5 плас- тин, надетых на цилиндрическую трубку 7, изготовленную из стальной 137
сетки и играющую роль каркаса. Рабочие пластины изготовляются из искусственного войлока, промежу- точные — из более плотного войлока или картона. Перед установкой плас- тин на трубку надевается шелковый чехол для предохранения от попа- дания волокон войлока в топливную систему. Пакет пластин зажима- ется между двумя стальными шай- бами гайкой. Собранная секция фильтра устанавливается на внут- ренний штуцер 2, ввернутый в кор- пус 3. Секция закрывается колпа- ком 6, который притягивается стяж- ным болтом 8 к внутреннему шту- церу. Топливо поступает к фильтрующим пластинам через полость в корпусе и проходит сквозь войлочные плас- тины. Очищенное топливо по кана- лам внутреннего штуцера и корпуса отводится в топливный коллектор. Степень сжатия пластин фильтра сильно влияет на его эффектив- ность, поэтому ее проверяют дина- мометром на специальном приспо- соблении. Пластины при сборке должны быть сжаты усилием 3—4 кН (при таком уплотнении в элемент входят 13—14 войлочных пластин). Опыт эксплуатации показал, что войлочные фильтры не полностью от- вечают современным требованиям: они надежно задерживают частицы лишь крупнее 20 мкм. Поэтому на тепловозах типа 2ТЭ10 применяются более эффективные бумажные филь- тры тонкой очистки, задерживающие частицы крупнее 4—6 мкм. Состоя- ние фильтра на тепловозе (степень его загрязнения) контролируется по разности показателей манометров 13 и 21 (см. рис. 6.1). Фильтрующий элемент тонкой очи- стки ФЭТО (рис. 6.6) предназначен Рис. 6.6. Бумажный фильтрующий элемент тонкой очистки топлива Рис. 6.5. Секция войлочного фильтра тонкой очистки топлива 138
для установки в корпус типового фильтра тонкой очистки. Элемент представляет собой фильтрующую перегородку 3 («штору») из двух- слойной фильтровальной бумаги (картона БФДТ), размещенную между наружной 4 и внутренней 2 перфорированными обечайками из картона, которые соединены торцо- выми крышками 1 и 5. Фильтрую- щая поверхность перегородки 3 зна- чительно увеличена за счет придания ей особой гофрированной формы. Такая форма образуется, когда по- перечные сечения цилиндрического бумажного «чулка», отстоящие друг от друга на расстоянии меньше диаметра, поворачиваются одно от- носительно другого на определенный угол (60—90°) и затем сдвигаются по оси «гармошкой». Фильтр уплотняется на централь- ном штуцере несколько измененной конструкции при помощи сальников из маслобензостойкой резины. Бу- мажный фильтрующий элемент не подлежит очистке и после пробега 50 тыс. км (на текущем ремонте ТР-1) заменяется новым. Примене- ние дешевых сменных бумажных эле- ментов вместо войлочных фильтров повышает качество очистки топлива и одновременно уменьшает расходы по обслуживанию топливной си- стемы. Четырехсекционные фильтры тон- кой очистки топлива со сменными бумажными элементами типа ФЭТО установлены на дизелях 1 ОД 100 теп- ловоза 2ТЭ10В (М). На тепловозах с дизелями типа Д49 (2ТЭ116, ТЭП70) применяют по два двухсекционных фильтра тонкой очистки топлива, бумажных или тканевых. Топливоподогреватели. На тепло- возах топливоподогреватели пред- ставляют собой размещаемые в ку- зове цилиндрические кожухотрубные теплообменники (см. п. 3.4). Подо- греватель состоит из цилиндриче- ского кожуха (обечайки), установ- ленного в нем пучка трубок с двумя трубными досками и двух крышек. По трубкам пропускается вода из системы охлаждения дизеля. Трубки снаружи (поперечно) омываются топливом, протекающим через внут- ренний объем кожуха между труб- ными досками. Для обеспечения по- перечного (перекрестного) обтека- ния в несколько ходов на пучке трубок в кожухе установлены по- перечные сегментные перегородки. Для улучшения теплоотдачи со стороны топлива трубки имеют внеш- нее оребрение (на тепловозах 2ТЭ10В, 2ТЭ116 к стальным трубкам припаяны коллективные пластинча- тые ребра). В летнее время года топливоподо- греватели отключают от водяной системы. 6.2. МАСЛЯНАЯ СИСТЕМА Назначение. Масляная система (система смазки) дизеля на тепло- возе выполняет несколько функций. Главная из них—поддержание не- обходимого давления масла для обеспечения жидкостного режима трения в подшипниках коленчатого вала и других трущихся узлах ди- зеля, а также для возможности смаз- ки его цилиндро-поршневой группы. Кроме того, масляная система служит для охлаждения поршней дизеля и отвода теплоты, образую- щейся при трении, от смазываемых узлов дизеля и его агрегатов, а также для удаления от рабочих поверхностей трущихся узлов дизеля продуктов их износа. Для выполнения этих функций масляная система должна быть зам- кнутой, циркуляционной. Она со- стоит из внутренней смазочной си- стемы дизеля (она рассмотрена в предыдущей главе) и внешней си- стемы, которая обеспечивает цирку- ляцию, охлаждение и очистку масла. Условия работы масляной системы характеризуются несколькими осо- бенностями. Масло отводит от дизеля значи- тельные количества теплоты, экви- 139
Таблица 6.1 Тип дизеля (мощность) Интенсивность отво- да тепла, кВт в сма- зочное масло, Р» в ох- лаж- даю- щую воду, Рв от надду- вочно- го воз- духа, Р возд ПД1М 76 427 48 2Д100 390 709 — 10Д100 605 960 395 11Д45А 540 960 212 14Д40 395 698 — 1А-5Д49 (2210 кВт) 423 1032 314 2А-5Д49 (2940 кВт) 535 1070 581 20ДГ (4400 кВт) 605 1570 1023 валентные примерно 25 % эффек- тивной его мощности (табл. 6.1) В то же время температура масла не должна быть слишком высокой (обычно 60—80, максимально до 85 °C). Для возможности отвода тепла масло должно интенсивно циркули- ровать в системе. Поэтому подача масляного насоса, обеспечивающего циркуляцию мас- ла, определяется из уравнения теп- лового баланса: количество тепла Рм, выделяемого в масло в единицу времени, должно равняться коли- честву тепла, воспринимаемого мас- лом с учетом его теплоемкости см [кДж/(кг-К)]: Дм = смрм(?мД/„, (6.1) где рм — плотность масла, кг/м3; Qx — объемный расход масла (теоретически необходимая подача насоса), м3/с; Д(„— разность температур масла на выходе из дизеля и на входе в него. Для нормальной работы дизеля необходимо, чтобы разность темпе- ратур Д/м была бы не больше 8—15 °C. Тогда, например, для ди- зеля 10Д100 при см = 2,05 кДж/ (кгХ ХК), рм = 900 кг/м3 и А/^10°С „ р» _ 605 гмрмДги “ 2,05-900- 10 = 0,0328 м3/с= 118 м3/ч. В действительности, насос дизеля имеет расход 120 м3/ч. Так как в масляную систему тепловоза 2ТЭ10В заливается примерно 1500 кг масла (1,67 м3), то весь объем масла за час перекачивается 120/1,67 = 72 ра- за. Таким образом, весь круг цирку- ляции масло проходит менее чем за одну минуту. При такой интенсив- ной циркуляции в масле со временем протекают различные физико-хими- ческие процессы, ухудшающие его свойства («старение» масла). Масло работает в дизеле в очень тяжелых условиях. В цилиндрах оно соприкасается с горячими газами (температура 1700—2000 °C) нагре- тыми поверхностями цилиндров и поршней (температура 300—400 °C). При этом масло частично сгорает и коксуется. Часть масла запекается в виде тонкой лаковой пленки на стен- ках цилиндров и днищах поршней, образуя нагар. При работе дизеля ча- стицы нагара, кокса, сажи, золы под давлением газов из камеры сгора- ния через зазоры между гильзами, поршнями и поршневыми кольцами попадают в картерное масло и накап- ливаются в нем. Масло, в процессе циркуляции сте- кающее из поршней в картер, раз- брызгивается и в мелкораздроблен- ном капельном состоянии, соприка- саясь с воздухом картера, окисля- ется. При окислении масла в нем образуются как твердые частицы, так и густые смолистые осадки, которые, отлагаясь на стенках маслопрово- дов, стесняют их сечения и затруд- няют циркуляцию масла. Кроме того, в масло постоянно по- падают мелкие металлические час- тицы, являющиеся результатом из- носа, истирания поверхностей дета- лей дизеля и его агрегатов. Они усиливают износ трущихся деталей при циркуляции масла. Важной особенностью всех твер- дых частиц любого происхождения, накапливающихся в смазочном мас- ле, является их высокая дисперс- ность— большинство их имеют раз- меры не более 1—2 мкм. 140
В результате накопления твердых частиц, продуктов сгорания и окис- ления масло ухудшает свои сма- зочные свойства. Так называемое «старение» масла в процессе рабо- ты требует периодической его за- мены, так как «состарившееся» мас- ло не только не уменьшает износа трущихся деталей дизеля, но и может способствовать его усилению из-за высокого содержания абразивных частиц. Для продления срока службы масла, для того чтобы оно отвечало своему назначению — уменьшению трения и износа деталей дизеля,— из него необходимо отделять на- капливающиеся твердые частицы и осадки. При хорошей очистке срок службы масла может быть продлен в два-три раза с одновременным уменьшением износа деталей дизеля. Очистка масла в системах смазки тепловозных дизелей осуществляется путем непрерывной его фильтрации. Для надежности очистки система фильтрации масла состоит обычно из нескольких различных фильтров, включенных последовательно или параллельно. Таким образом, масляная систе- ма тепловоза должна включать в себя масляные насосы, охлаждаю- щие устройства, фильтры, трубопро- воды, контрольные, регулирующие и защитные приборы. Из-за слож- ности системы масляные насосы должны развивать достаточно вы- сокое давление (до 0,5—0,8 МПа). Типы масляных систем. Отдельные элементы масляной системы (насо- сы, фильтры,теплообменники) могут соединяться между собой по-раз- ному, в зависимости от особенностей их конструкции. Обычно в системе используется один масляный насос. В этом случае основной поток масла, используемый для смазки дизеля, из масляной ванны дизеля 1 (рис. 6.7, а) засасы- вается насосом 3, проходит последо- вательно через охлаждающее устрой- ство 4 (радиатор или теплообменник) и фильтр грубой очистки 2 и посту- пает в раздаточные коллекторы внут- ренней системы смазки дизеля. Сте- кая из узлов дизеля в масляную ванну, масло замыкает свой круг циркуляции. В этой схеме весь поток циркулирующего масла проходит лишь через фильтр грубой очистки 2. Фильтр тонкой очистки 5 включен в систему параллельно основному по- току, поэтому в нем за каждый цикл циркуляции очищается лишь не- большая часть потока масла (3— 5 %). Однако высокая интенсивность циркуляции приводит к тому, что и в этих условиях фильтр тонкой очистки непрерывно уменьшает содержание механических примесей в циркули- рующем масле. В данной схеме давление, разви- ваемое одним насосом, должно быть достаточным, чтобы преодо- леть все гидравлические сопротивле- ния элементов системы. Протяженный путь циркуляции масла затрудняет надежную смазку всех узлов ввиду ограниченного дав- ления насоса. С целью снижения общего уровня давления масла в системе могут быть применены два последовательно включенных циркуляционных насоса. Этим достигается возможность под- Рис. 6.7. Принципиальные схемы масляных систем тепловозных дизелей: а — с одним иасосом; б н в — с двумя насосами 141
держания более высокого давления масла в подшипниках без повышения его в охлаждающих устройствах и фильтрах. В дизеле типа Д70 тепловоза ТЭ40 масляная ванна картера разделена на два отсека. Из отсека а (рис. 6.7, б) нагретое в дизеле масло откачивается насосом 3 и через фильтр грубой очистки 2 и охлаж- дающее устройство 4 нагнетается в отсек б картера дизеля /. Из отсе- ка б насосом 3' охлажденное масло через фильтр 2' нагнетается во внут- реннюю систему смазки дизеля. В этой схеме каждый насос работает в своем контуре. В масляной системе дизеля 2А-5Д49 тепловоза ТЭП70 оба на- соса 3 и 3' (рис. 6.7, в) включены последовательно в одном общем контуре: масляная ванна картера дизеля /, насос 3, теплообменник 4, насос 3', фильтр 2 и раздаточный коллектор дизеля. Масляная система тепловоза 2ТЭ10В. В системе установлен один масляный насос, и в основном кон- туре смазки дизеля масло цирку- лирует в полном соответствии со схе- мой рис. 6.7, а. Однако действитель- ная схема масляной системы тепло- воза 2ТЭ10В (рис. 6.8) выглядит значительно сложнее, главным обра- зом за счет наличия ряда вспомога- тельных ветвей. Главный масляный насос 25 пода- ет масло из поддона дизеля по тру- бе 52 в охлаждающее устройство— водомасляный теплообменник 11. Да- лее по трубе 55 охлажденное масло проходит в фильтр грубой очистки 44 и по трубе 41 поступает в раз- даточные коллекторы 28 дизеля. Давление масла после насоса при полной мощности дизеля составляет 0,5 МПа и может колебаться от 0,35. до 0,6 МПа в зависимости от состоя- ния системы и температуры масла. В случаях переохлаждения масла и увеличения сопротивления его про- теканию через теплообменник или при загрязнении последнего, когда перепад давлений на нем превышает 0,15 МПа, перепускные клапаны 8 и 10 открывают прямой путь для . *— ^47 Условные обозначения трубопроводов Смазка дизеля -**- Тонкая очистка смазка редукторов прочие j=-±s- Слив 6 поддон -----Подключение приборов Рис. 6.8. Схема масляной системы тепловоза 2ТЭ10В 142
масла из трубы 52 в трубу 55 в об- ход теплообменника 11. С основным контуром смазки ди- зеля связаны и другие части си- стемы: контуры тонкой очистки масла и прокачивания его перед пуском, а также контур смазки редукторов и т. д. Система имеет два независимых друг от друга контура тонкой очистки масла. От трубы 52 при циркуляции масла в системе небольшая часть потока масла (до 4 %) через дрос- сель диаметром 10 мм отводится в фильтр тонкой очистки 51. Пройдя фильтр, масло возвращается в под- дон дизеля. Второй контур тонкой очистки масла не связан с контуром смазки дизеля и имеет собственный циркуляционный насос 24, размещен- ный конструктивно на заднем рас- пределительном редукторе 49. Насос 24 засасывает масло из поддона дизеля и направляет его в центри- фугу 26, откуда очищенное масло сливается снова в поддон. Необхо- димость установки отдельного насоса в этом контуре вызвана тем, что дав- ление главного насоса (0,5 МПа) недостаточно для эффективной ра- боты центрифуги. Для надежности ее работы производительность насо- са 24 (12 м3/ч) выбрана больше пропускной способности центрифуги (около 5 м3/ч). Давление насоса 24 поддерживается на уровне 0,85— 1,04 МПа при помощи разгрузочного клапана 53, который перепускает избыток масла в нагнетательную трубу 52 основного контура. Для того чтобы заполнить систему маслом перед пуском дизеля и под- вести смазку ко всем трущимся час- тям до начала работы, в масляную систему включен маслопрокачиваю- щий агрегат, состоящий из насоса 39 и индивидуального электродвигате- ля. Маслопрокачивающий насос 39 по трубе 40 засасывает масло из поддона дизеля и подает его через обратный клапан 42 (пропускающий масло лишь в этом направлении) и фильтр грубой очистки 44 к дизелю. До пуска дизеля для надежной смазки его узлов агрегат должен проработать не менее 90 с. Во время работы дизеля трубопровод масло- прокачивающего насоса отключает- ся от системы клапаном 42. Смазка редукторов привода вспо- могательных механизмов осущест- вляется на тепловозе от основного контура смазки дизеля через предох- ранительный клапан 43, подключен- ный к трубе 41 за фильтром грубой очистки 44. (Клапан 43 предохра- няет редукторы от переполнения мас- лом при прокачивании смазки. Он отрегулирован на давление 0,07— 0,08 МПа, в то время как маслопро- качивающий насос развивает давле- ние лишь до 0,05 МПа. Поэтому при работе этого насоса редукторы от- ключены от системы.) От клапа- на 43 масло разводится к переднему редуктору 34 (по трубе 38, через вен- тиль 37 и редукционный клапан 36), к угловому редуктору 3 привода вен- тилятора холодильника и заднему редуктору 49 (через вентиль 47 и редукционный клапан 48 и далее соответственно по трубе 2 или 50), а также к гидромуфте вентилятора холодильника (по трубе 1 через за- порный клапан 45, связанный с систе- мой автоматического регулирования температуры охлаждающих жидко- стей и дроссель диаметром 5 мм). Вентиль 46 дублирует клапан 45 на случай его поломки. По трубе 4 масло сливается в поддон дизеля. Редукционные клапаны 36 и 48 понижают давление масла, идущего в редукторы, до 0,04—0,07 МПа, в то время как на питание гидромуфты масло поступает через дроссель под давлением 0,07—0,12 МПа. Из картеров редукторов нагретое масло возвращается в поддон дизе- ля по трубе 56 (от переднего редук- тора — по трубам 35 и 40) под на- пором встроенных в редукторы ло- пастных масляных насосов, обеспе- чивающих работу их внутренних систем смазки. Защитные и измерительные устрой- ства в масляной системе. Для защи- ты дизеля от работы при недоста- 143
точном давлении масла предусмотре- ны два реле давления масла 27, подключенные к верхнему коллек- тору 28. От чрезмерного повышения температуры масла дизель защищает термореле 23, снимающее при тем- пературе масла 85 °C нагрузку с главного генератора. На схеме системы наглядно по- казано размещение измерительных приборов. Давление масла контро- лируется в нагнетательной трубе 52 манометром 13, до фильтра грубой очистки — манометром 20, после фильтра — манометром 14, до фильт- ра тонкой очистки — манометром 17. Аэротермометр 18 показывает темпе- ратуру масла после охлаждающего устройства. Давление масла перед редукторами измеряется манометра- ми 12 и 33, перед центрифугой — манометром 21, давление питания гидромуфты — манометром 22. Ма- нометры 15 и 16 показывают давле- ние масла в турбокомпрессорах. Оно должно быть не ниже 0,22 МПа. Перепад давлений между мано- метрами 20 и 14 более 0,15 МПа указывает на загрязнение фильтра грубой очистки. Манометры 12—17, 20—22 и аэротермометр 18 установ- лены на щите приборов 19 в дизель- ном помещении тепловоза. Электроманометр 32 на щите при- боров 29 пульта управления контро- лирует давление масла в коллекторах дизеля, оно должно быть не ниже 0,18 МПа. Указатель электромано- метра 9, показывающий это же дав- ление, вынесен на пульт управления второй секции. Аналогично электро- манометр 31 показывает давление масла в коллекторах дизеля второй секции. На пульте также помещен указатель электротермометра 30 (температура масла на выходе из ди- зеля должна быть в пределах 65— 80 °C). К масляной системе подключен также терморегулятор 5 системы ав- томатического регулирования темпе- ратуры охлаждающих жидкостей. Горячее масло из трубы 52 по тру- бе 54 проходит через термочувстви- тельный элемент регулятора, нагре- вая его, в трубу 55. К сервомотору 6 терморегулятора для его работы мас- ло подводится от насоса 24 центрифу- ги по трубе 7 и отводится в трубу 56. Особенности масляных систем дру- гих тепловозов. Схемы масляных систем тепловозов ТЭЗ, ТЭП60, ТЭМ2 принципиально не отличаются от описанной выше. Большая часть оборудования мас- ляных систем дизелей типа Д49 (на- сосы, фильтры, центрифуги и теп- лообменники) размещается непо- средственно на дизеле. Поэтому внешняя часть этих систем состоит только из контура для прокачивания масла и трубопроводов для ее за- правки, а также при применении бумажных фильтров включает и контур тонкой очистки масла. Трубопроводы и оборудование ма- сляных систем на тепловозах ок- Таблица 6.2 Параметр Значение параметров для тепловозов 2ТЭИ)В(Л) ТЭЗ ТЭП60 ТЭМ2 ТГМЗА 2ТЭ116 ТЭП70 Подача масляного на- соса, м3/ч: Подача маслопрокачи- вающего насоса, м3/ч Тип фильтра грубой очистки Тип фильтра тонкой очистки Масса масла в системе, кг 120 12 Пластин ле Центро и бум 1500 120 12 чато-те- зой бежный ажный 1200 80 12 Сетча- тый Центро- бежный 1060 24 1.6 Пластин лев Сетча- то-на- бивной 430 67 1,6 чато-ще- ой Сетча- тый 250 но 12 Сетча Центроб и бума! 1000 110 12 тый ежный кный 1000 144
рашиваются в оранжево-желтый цвет. Технические данные масляных систем тепловозов приведены в табл. 6.2. Масляные насосы. Насосы обес- печивают циркуляцию масла в си- стеме или в отдельных ее частях. На современных тепловозных дизе- лях все масляные насосы шестерен- ного типа. Принцип действия тако- го насоса рассмотрен в гл. 2. Рабочими элементами главного масляного насоса дизелей типов Д49, Д70 и Д100 (рис. 6.9) служат косо- зубые шестерни 11 и 12, выполнен- ные заодно со своими валами. Шес- терни размещены в литом чугунном корпусе 10 и своими цапфами опи- раются на роликоподшипники 9, установленные в подшипниковых планках 5 и 6, ограничивающих кор- пус с торцов. Корпус насоса своими фланцами соединяется с трубопро- водами системы смазки. Ведущая шестерня приводится во вращение от нижнего коленчатого вала дизеля через систему шестерен привода насосов: поводок 4, наса- Рис. 6.9. Главный масляный насос 145
женный на шлицах на цапфу веду- щей шестерни, соединяется зубча- той муфтой с валиком привода масляного насоса. Рабочие шестер- ни насоса находятся в зацеплении, т. е. ведущая вращает ведомую. В косозубом зацеплении неизбежно появление осевых сил из-за наклона зубьев. В масляном насосе с косозу- быми шестернями на ведущую шес- терню действует не только эта сила, но и осевая составляющая сил про- тиводавления масла. Для компенса- ции осевых сил насос имеет раз- грузочное устройство, состоящее из поршня 7, установленного в расточке крышки 8. Полость М между крыш- кой и поршнем через канал в первой сообщается с нагнетательной по- лостью насоса Н. В результате сила давления нагнетаемого масла на пор- шень 7, передаваемая через упор- ный шарикоподшипник на цапфу ве- дущей шестерни //, препятствует ее перемещению в осевом направ- лении. Масло, просачивающееся как из рабочей полости насоса, так Рис. 6.10. Секция пластинчато-щелевого фильтра грубой очистки масла 146 и из полости М разгрузочного устрой- ства в полость крышки 8, отво- дится по каналам в планке 6 и кор- пусе 10. Давление масла, нагнетаемого насосом в систему смазки, ограни- чивается предохранительным клапа- ном, состоящим из корпуса 2, поршня 3 и пружин 1. Клапан отре- гулирован на давление 0,55 МПа. Дизели Д49 и Д70 имеют по два масляных насоса аналогичной кон- струкции, отличающихся разме- рами. Вспомогательные маслопрокачи- вающие насосы имеют принципи- ально такую же, как и главные, кон- струкцию. Эти насосы выполняются в виде отдельных агрегатов с инди- видуальными электродвигателями и имеют небольшую производитель- ность. Масляные фильтры. В масляных системах дизелей тепловозов серий ТЭ10, ТЭЗ и ТЭМ2 применяются сле- дующие конструктивные типы филь- тров: пластинчато-щелевые и сет- чатые (грубой очистки), фильтры тонкой очистки с бумажными элемен- тами, а также центробежные очис- тители масла (центрифуги). Для грубой очистки масла на тепловозах обычно применяют плас- тинчато-щелевые фильтры. Фильтры дизелей типа Д100 состоят из десяти элементов — секций 3 (рис. 6.10), смонтированных в горизонтальную перегородку корпуса фильтра. Каж- дая секция фильтра имеет цилинд- рический стержень 2, на который надето несколько сотен стальных пластин 5 толщиной 0,3 мм и проме- жуточных пластин (проставок) 6 толщиной 0,15 мм. Пластины постав- лены, чередуясь через одну. Рабочий элемент секции пластин- чато-щелевого фильтра представ- ляет собой цилиндрическую поверх- ность со щелями, высота которых равна толщине проставок, т. е. 0,15 мм. Принцип работы фильтра состоит в пропуске масла через щели между пластинами. Твердые части- цы, имеющие размеры более высоты
щелей, задерживаются на наружной поверхности фильтрующего элемен- та, меньше — проходят через него. Частицы, имеющие размеры, близ- кие к высоте щели, могут застревать в щелях, забивая фильтрующую по- верхность. Поэтому в щель между каждой парой рабочих пластин вставлена с одной стороны неболь- шая пластинка — нож 7—толщиной 0,1 мм. Набор ножей на квадрат- ном стержне 8 образует своеобраз- ную неподвижную щетку. При пово- рачивании набора пластин за руко- ятку на стержне 4 все щели про- чищаются. Масло, поступившее под давлени- ем в нижнюю полость корпуса фильтра, проходит в щели между пластинами 5 внутрь секций и через окна в них — в верхнюю полость кор- пуса фильтра. При сильном загрязнении фильт- ра давлением масла открывается пе- репускной клапан, установленный в перегородке корпуса фильтра. В этом случае в систему дизеля будет поступать неочищенное масло. Что- бы не допустить этого, необходимо периодически проворачивать стерж- ни 2 секций фильтров (за руко- ятку /) на несколько оборотов и этим удалять загрязнения из щелей между пластинами. Сетчатые дисковые фильтры гру- бой очистки (рис. 6.11, а) применя- ются на тепловозах с дизелями ти- пов 11Д45 и 5Д49 Коломенского тепловозостроительного завода. Секция фильтра состоит из набора двусторонних сетчатых дисковых эле- ментов 1, установленных на цент- ральной трубе 2. Масло, проходя через элементы снаружи, поступает в трубу 2. Сетчатый элемент (рис. 6.11, б) состоит из гофрированной диафраг- мы 3 с отверстиями для прохода масла, двух двойных сеток (с каж- дой стороны), внешней 4 (филь- трующей) и внутренней 6 (более ред- кой, несущей), завальцованных во внутренние 7 и наружный 5 ободки. Качество очистки определяется раз- мером ячейки фильтрующей сетки, он равен 0,14 мм. Сетчатые дисковые фильтры обла- дают большой величиной площади поверхности на единицу объема и поэтому имеют меньшие габариты по сравнению с пластинчато-щелевыми. Однако их недостатками является трудность очистки от загрязнений и невозможность очистки без раз- борки фильтра. Фильтр тонкой очистки с бумаж- ными элементами (рис. 6.12) пред- ставляет сварной цилиндрический корпус 7 с двойным дном. Сквозь перегородку 9 проходят семь пусто- телых стержней 4. На каждый стер- жень надето по четыре фильтрующих элемента 8. Элемент состоит из картонной ленты 6 с отверстиями, свернутой спиралью и обтянутой с обеих сторон согнутыми вдвое двумя полосами фильтровальной бумаги 3. Бумажные полосы по краям склеи- Рис. 6.11. Фильтр грубой очистки масла с дисковыми элементами 147
Рис. 6.12. Бумажный фильтр тонкой очистки масла ваются при навивке. Весь элемент для жесткости охвачен картонной полоской 2. Масло входит в корпус фильтра через патрубок 1 и просачивается через бумажные поверхности элемен- тов. Очищенное масло проходит по отверстиям в ленте 6 внутрь стерж- ней 4, а из них в нижнюю полость фильтра. Для предупреждения чрез- мерного возрастания перепада дав- лений между полостями неочищенно- го и очищенного масла (при низкой температуре масла), что может при- вести к разрыву бумаги, например, при пуске дизеля, в корпусе фильтра установлен перепускной клапан 5, от- регулированный на давление 0,25 МПа. Бумажные фильтры задерживают частицы загрязнений размерами крупнее 20—30 мкм. Бумажные эле- менты не подлежат очистке и по- вторному использованию после за- грязнения (пробега примерно 50 тыс. км), они должны быть заменены но- выми (при выполнении текущего ремонта ТР1). 148 На тепловозах 2ТЭ116 в опытном порядке применяются фильтры тон- кой очистки из синтетических филь- трующих материалов. Элементы фильтра (типа «Нарва-6») кон- структивно выполнены по типу рас- смотренного выше фильтрующего элемента тонкой очистки топлива ФЭТО (см. рис. 6.6). Их гофриро- ванная фильтрующая штора также защищена наружной и внутренней цилиндрическими обечайками из пер- форированного картона. Эти фильт- ры также не восстанавливаются и подлежат замене после загрязнения. Фильтрующий слой элементов типа «Нарва-6» менее плотен, чем филь- тровальная бумага. Его гидравличе- ское сопротивление значительно ни- же, что позволяет включать такие фильтры в масляную систему после- довательно на полный поток масла (полнопоточный фильтр). Центробежная очистка масла. Действие рассмотренных фильтров грубой и тонкой очистки основано на использовании именно процесса фильтрации, т. е. процеживания жидкости через пористую перего- родку или среду. При этом все час- тицы, имеющие размеры больше размеров пор фильтра, им задер- живаются. Чем мельче поры, тем меньшие частицы задерживает фильтр, но, естественно, и тем боль- шее сопротивление он оказывает про- теканию масла. Именно поэтому и приходится включать бумажные фильтры тонкой очистки масла па- раллельно, а не последовательно. Однако и этими самыми плотными фильтрами невозможно отфильтро- вать из масла мельчайшие метал- лические частицы, образующиеся при изнашивании подшипников, пор- шневых колец и т. п. Их размеры, как уже говорилось, в основном меньше 1—2 мкм. Такие частицы свободно проходят через поры в фильтровальной бумаге. Для их от- деления можно использовать силы тяжести, так как любая металли- ческая частица весит примерно в 10 раз больше, чем вытесняемый
ею объем масла. Однако из-за боль- шой вязкости масла процесс от- стаивания протекает долго, а при движении масла вообще невозмо- жен. Поэтому для возможности от- деления твердых частиц необходимо поместить поток масла в поле дей- ствия сил, во много раз превышаю- щих поле сил тяготения. Такими силами могут быть центробежные силы во вращающемся с большой скоростью цилиндре. Так и работают центробежные очистители. Их нель- зя называть фильтрами. Они не фильтруют масло, а «сепарируют» его, выделяя из него более тяже- лые твердые частицы. Центробежный очиститель (рис. 6.13) представляет собой центрифу- гу, в которой масло проходит через вращающийся с очень большой час- тотой (более 6000 об/мин на дизелях типа Д100) ротор. В результате взвешенные в масле частицы под действием поля центробежных сил, в тысячи раз превышающих их силы тяжести, выделяются в виде плотного слоя на внутренней по- верхности ротора. Масло нагнетается во входной штуцер 8 фильтра. Вокруг непод- вижного стержня 4 на двух под- шипниках 5 вращается ротор. Ро- тор состоит из корпуса 2, крышки 6 и двух трубок 3, в нижней части которых имеются сопла 1, выступаю- щйе наружу ротора на его днище. Нижняя часть стержня 4 выполнена пустотелой и имеет три отверстия 7. Масло под давлением 0,8—1,0 МПа проходит в полость стержня 4 и по отверстиям 7 поступает в полость ротора, заполняя ее. При движении масла вверх во вращающемся ро- торе проходит процесс сепарации частиц к внутренней поверхности ро- тора. Затем масло попадает в трубки ротора и проходит к двум соплам 1. При истечении масла из сопел создается реактивный момент, под действием которого и вращается ротор. Очищенное масло стекает из корпуса центрифуги через фла- нец 9 в поддон дизеля. Рис. 6.13. Центробежный очиститель масла (центри- фуга) дизеля 1 ОД 100 Реле давления масла. Реле защи- щают дизель от возможности уско- ренного износа при снижении дав- ления масла в системе ниже предель- ного уровня, гарантирующего смаз- ку подшипников. Причины падения давления могут быть разными (раз- жижение масла топливом или при повышении его температуры, утечки, увеличение зазоров в подшипниках и т. п.). В масляных системах дизелей теп- ловозов 2ТЭ10В(Л) и ТЭЗ приме- нены по два реле давления масла: реле сброса нагрузки с главного генератора (РДМ2) и реле оста- новки дизеля (РДМ1). Эти реле од- нотипны и различаются лишь кон- струкцией электрических контактов и режимом настройки. Оба реле установлены на блоке дизеля около первого цилиндра. 149
Реле остановки дизеля регулиру- ется на отключение при давлении масла в верхнем коллекторе ниже 0,05 МПа и на включение при 0,06 МПа, реле сброса нагрузки— соответственно на 0,1 и 0,12 МПа (нагрузка снимается при работе на позициях контроллера выше 12-й). В масляных системах дизелей теп- ловозов 2ТЭ116 и ТЭП70 реле сброса нагрузки настроены на более высо- кие давления масла (0,3 МПа), дей- ствуют они тоже только на высоких позициях рукоятки контроллера. При падении давления до 0,1 МПа и ма- лых нагрузках дизеля третье реле давления масла включает сигналь- ную лампу «Давление масла» на пульте машиниста. Кроме того, имеется и четвертое реле давления масла — пусковое, допускающее пуск дизеля при дав- лении масла не менее 0,01 — 0,03 МПа. Устройства для охлаждения масла. Для отвода тепла от масла к воздуху в масляных системах используются водомасляные теплообменники, а также масловоздушные радиаторы, применяемые на некоторых теплово- зах. Принцип действия и особенно- сти конструкции этих узлов рассмот- рены ниже (см. «Охлаждающие устройства для воды, масла и воз- духа»). 6.3. ВОДЯНАЯ СИСТЕМА Назначение. Водяная система слу- жит для отвода и рассеивания в ат- мосферу избыточной теплоты от не- подвижных деталей рабочего меха- низма (гильз и крышек цилиндров), а также от выпускных коллекторов дизеля во избежание их чрезмер- ного нагрева. Вода охлаждает эти детали дизеля при помощи его внут- ренней системы охлаждения (см. гл. 5) и переносит теплоту в ох- лаждающие устройства (радиато- ры), где она передается атмосфер- ному воздуху. Таким образом, во- дяная система должна быть замкну- 150 той. Циркуляцию воды в ней обес- печивает водяной насос. На ряде тепловозов водяная си- стема используется для отвода тепла от водомасляного теплообмен- ника (т. е. от масляной системы) и охладителя наддувочного воздуха. Условия работы водяной системы характеризуются большими количе- ствами тепла, выделяемыми в воду в тепловозных дизелях (см. табл. 6.1). Температура воды в дизелях долж- на находиться, как правило, в диа- пазоне 65—80 °C (максимально до 95 °C — в открытых системах серий- ных тепловозов). Чтобы в нагретых массивных деталях дизеля не воз- никали значительные дополнитель- ные напряжения, разность темпера- тур воды на выходе из дизеля и входе в него принимается неболь- шой (А/в = 5—10 °C). Это требует интенсивной циркуляции воды в си- стеме, как следует из уравнения теп- лового баланса: Р„ = CbPbQbA tB, (6.2) где Р3 — количество теплоты, выделяе- мой в воду в дизеле, кВт (см. табл. 6.1); св = 4,187 кДж/(кг-К)—удельная теп- лоемкость воды; рв= 1000 кг/м3 — плот- ность воды; —теоретическая (рас- четная) подача водяного насоса, м3/ч. Тогда, например, для дизеля 10Д100 при Д(в = 6 °C ₽в _ 960 _ сврвД/в — 4,187 • 1000 • 6 — = 0,038 м3/с = 137,6 м3/ч. В действительности с учетом за- паса насос имеет производитель- ность 150 м3/ч, при которой перепад температур воды в системе будет около 5,5 °C. Типы водяных систем. В общем случае на тепловозе (рис. 6.14) вода может использоваться для отвода тепла от трех его источников: дизе- ля Д, водомасляного теплообменни- ка ВМТ и воздухоохладителя ВО. Источники тепла могут быть включе- ны в водяную систему по-разному. В связи с этим водяная система
Рис. 6.14. Схемы водяных систем тепло- возных дизелей: а—трехконтурная; б—двухконтурная; в— одноконтурная может быть трехконтурной, когда для каждого источника тепла име- ется независимый контур циркуляции воды соответственно с насосами Н1, Н2 и ИЗ и частями водо воздушно го радиатора ВВР (рис. 6.14, а). Такая система удобна для раздельного ре- гулирования температур охлаждаю- щих жидкостей и, в особенности, наддувочного воздуха, однако нали- чие трех насосов и необходимость их привода делают ее слишком слож- ной. Кроме того, так как все на- сосы обычно размещают на дизеле, в этой системе будут наибольшими общие длина и вес трубопроводов. В двухконтурной схеме (рис. 6.14, б) разделены контур охлаждения ди- зеля Д с насосом Н1 и контур ох- лаждения масла в ВМТ и воздуха в ВО с иасосом Н2. Такая схема при- менена на многих магистральных тепловозах. Она дает возможность раздельного регулирования темпера- тур воды и масла. Возможна и одноконтурная систе- ма, в которой все источники тепла включены в общий контур цирку- ляции с одним насосом. Эта схема (рис. 6.14, в) наиболее проста по устройству, однако в ней трудно обеспечить оптимальные условия ох- лаждения. Такая схема применена на некоторых опытных тепловозах. На тепловозах с масловоздуш- иыми радиаторами (ТЭЗ, ТЭМ1), ди- зели которых не имеют охлаждения наддувочного воздуха, водяная си- стема состоит из одного контура охлаждения дизеля. Водяные системы тепловозов раз- личаются также на открытые и за- крытые. В открытых системах сво- бодная поверхность воды в одной из точек системы (расширительном ба- ке) соприкасается с атмосферным воздухом. Максимальная темпера- тура воды в таких системах не мо- жет быть выше 95—96 °C, так как при 100 °C в нормальных атмосфер- ных условиях вода кипит. Открытые системы применяются на большин- стве отечественных тепловозов. Закрытые системы герметичны, они могут работать при темпера- туре воды выше 100 °C, если в них поддерживается давление выше ат- мосферного. Избыточное давление порядка 0,03 МПа может создавать- ся за счет испарения воды в замкну- том объеме. Большее давление долж- но обеспечиваться искусственно. Высокотемпературное охлаждение (при температурах воды выше 100 °C) имеет некоторые преиму- щества: уменьшаются потери тепла в воду, требуется меньшая поверх- ность охлаждения радиаторов. Вы- сокотемпературное охлаждение до- пускают водяные системы теплово- зов 2ТЭ116 и ТЭП70. Схемы водяной системы теплово- зов 2ТЭ10В(Л). Двухконтурные си- стемы различаются способами ох- лаждения масла. На тепловозах 2ТЭ10Л первых выпусков в водяной системе применялись масловоздуш- ные радиаторы (рис. 6.15, а), на теп- ловозах 2ТЭ10В(М) — водомасля- ный теплообменник (рис. 6.15, б). 151
В контуре охлаждения дизеля вода насосом 21 нагнетается в водяные коллекторы дизеля 18. Проходя по внутренней системе охлаждения ди- зеля, вода нагревается, отбирая теп- ло от его горячих деталей, и по- ступает в сборный коллектор, откуда по трубе 5 отводится в воздушные радиаторы: 36 и 33 (по трубе 35}— по схеме рис. 6.15, а, 38 и 39 — по схеме рис. 6.15, б. Охлажденная вода по трубе 23 (а также 32) возвраща- ется на всасывание насоса 21. [Не- обходимо помнить, что «охлажден- ная» в данном случае понятие отно- сительное: температуры «нагретой» (или «горячей») и «охлажденной» (или «холодной») воды различаются всего на 5—10 °C при полной мощ- ности дизеля.] Одновременно горячая вода через вентиль 7 поступает в топливоподо- греватель 24, а также через вентили 13 и 11 — в калориферы, обогреваю- щие в холодное время кабину маши- ниста (на схеме рис. 6.15 не пока- заны). Водяная система всегда заполнена водой благодаря наличию в ней рас- ширительного бака 3, соединенного с всасывающей трубой насоса и рас- положенного выше всех трубопрово- дов системы. Расширительный бак создает необходимый напор на вса- сывающей линии, гарантирующий от подсасывания воздуха, дает возмож- ность расширения воды при нагреве и пополняет все утечки воды. Во избежание возможности образова- ния воздушных (или паровых) «про- бок» в трубопроводах системы наибо- лее высокие точки ее соединены тру- бами 2, 6 и 8 с верхней частью ба- ка 3, которая сообщается с атмос- ферой. Расширительный бак оборудован водомерным стеклом и сигнальной («вестовой») трубой, предохраняю- щей систему от переполнения. На- полняется система водой под дав- Рис. 6.15. Схемы водяной системы дизеля: а — тепловоза 2ТЭ10Л с раздельным охлаждением воды и масла; б — тепловозов 2ТЭ10М(В) с водомас- ляным теплообменником 152
Таблица 6.3 Показатели Значение показателей для тепловозов 2ТЭ10В(Л) ТЭЗ ТЭП60 ТЭМ2 ТГМЗА 2ТЭ116 ТЭП70 Масса воды в системе, кг 1450 800 1540 1000 530 1200 1200 Подача водяного насо- са основного контура, м3/ч 150 102 100 90 45 80 80 Подача водяного насо- са контура охлаждения масла и (или) воздуха, м3/ч 100 100 20 80 80 лением через заправочные головки 27, расположенные с обеих сторон тепловоза или через заливочную горловину 4 расширительного ба- ка 3. Головки 27 служат также и для слива воды из системы. Температура воды в системе конт- ролируется при помощи установлен- ных на пульте управления электро- термометров 17 (температура воды на выходе из дизеля ведущей сек- ции) и 16 (1) (то же для ведомой секции). Для защиты дизеля от пе- регрева в системе на выходе из ди- зеля установлено термореле 10, снимающее нагрузку с дизеля, если температура воды превысит 95 °C. Терморегулятор 29, автоматически управляющий приводом вентилятора охлаждающего устройства, присое- динен через вентили 30 и 28 к трубам 35 и 32. Вентиль 34 служит для возмож- ности перепуска воды. Контур охлаждения наддувочного воздуха (и масла) включает в себя насос 22, воздухоохладители 19, ра- диатор 31 и соединительные трубо- проводы 20, 14, 15, 12, 26 и 25. На современных тепловозах (см. рис. 6.15, б) в этот контур включен и водомасляный теплообменник 37. Контур также имеет расширитель- ный бак (являющийся частью ба- ка 3). Для отвода воздуха и пара в воздушное пространство бака 3 и далее в атмосферу служит труба 9. Температура воды в контуре контро- лируется при помощи аэротермо- метра. Водяная система тепловоза 2ТЭ10В (Л), как и других отечествен- ных тепловозов, является открытой (вода в расширительном баке сооб- щается с атмосферой), именно по- этому максимальный допустимый уровень ее температуры не может быть выше 95—96 °C. Трубопроводы водяных систем на тепловозах окрашиваются в светло- зеленый цвет. Основные технические данные водяных систем тепловозов приведены в табл. 6.3. Водяные насосы обеспечивают не- обходимую интенсивность циркуля- ции воды в системах. На теплово- зах применяются центробежные во- дяные насосы (см. гл. 2). Устройство водяных насосов тепловозных дизе- лей одинаково. Они отличаются раз- мерами рабочего колеса и, следова- тельно, производительностью, а так- же устройствами уплотнения со сто- роны привода. Водяной насос дизе- ля 10Д100 (рис. 6.16) состоит из чугунного корпуса 10, в котором рас- положено бронзовое центробежное рабочее колесо 11, укрепленное кон- сольно на длинном валу 5 гайкой 14 со стопорной шайбой 13. Вал уста- новлен на подшипниках качения 2 и 4 в станине 9, привернутой к кор- пусу болтами, и приводится во вра- щение шестерней 1 от нижиего ко- ленчатого вала. Подшипники фик- сируются распорной втулкой 3. Вода засасывается насосом через чугунную головку 12, попадает на лопатки колеса 11, которые подают его по улитке корпуса к нагнета- тельному патрубку. Для предотвра- щения просачивания масла в водя- ную полость насоса служит уплот- 153
п 77 12 нение у подшипника 4, состоящее из уплотнительного кольца на отра- жательной втулке. Утечка воды из рабочей поло- сти вдоль вала насоса предотвраща- ется уплотнением, состоящим из сальниковых колец 8 и нажимной втулки 6. Вал насоса предохраня- ется от износа в уплотнении хроми- рованной втулкой 7. 6.4. СИСТЕМЫ ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ ДИЗЕЛЯ И ВЫПУСКА ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ Назначение и условия работы си- стемы подачи воздуха. Воздушная система дизеля предназначена для снабжения дизеля необходимым ко- личеством чистого воздуха под из- быточным давлением для наполне- ния цилиндров, а также для их про- дувки. Современные тепловозные ди- зели требуют для своей работы боль- шие расходы воздуха (15—17 тыс. м3/ч — дизели 10Д100 и 11Д45). Для подачи воздуха в системах различ- ных тепловозов используются на- гнетатели (компрессоры) различных типов. Воздух забирается извне теп- ловоза через воздухоприемные уст- ройства. Воздух, окружающий тепловоз во время движения, содержит во взвешенном состоянии большое ко- 154 личество разнообразных по природе и различных по размерам твердых частиц — пылинок. Движение ло- комотива с поездом, особенно с большой скоростью, вызывает за- вихрение окружающего железнодо- рожный путь воздуха и способствует отрыву от земли и подъему более крупных и тяжелых частиц, а также металлической пыли, являющейся результатом истирания тормозных колодок. Запыленность воздуха вокруг теп- ловоза во время движения зависит от многих условий и составляет в сред- нем 2—4 мг пыли на 1 м3 воздуха. В особо неблагоприятных усло- виях она значительно превышает средние значения и может дости- гать 50 и даже 100 мг/м3. Железнодорожная пыль харак- терна своей высокой раздроблен- ностью или, как говорят, дисперс- ностью. В ней преобладают очень мелкие частицы, которые трудно задержать в каких-либо фильтрах. В средних условиях 65—70 % час- тиц пыли имеют размеры менее 5 мкм (0,005 мм). Наличие пыли в воздухе ускоряет износ деталей двигателей. Поэтому все тепловозные дизели обяза- тельно снабжаются воздухоочистите- лями.
Таким образом, система подачи рабочего воздуха на дизелях состо- ит из воздухоприемных устройств /, воздухоочистителей 2, нагнетателей (приводных 3 или газотурбинных, состоящих из центробежного комп- рессора 4а и газовой турбины 46), впускных коллекторов 6 и промежу- точных воздуховодов (рис. 6.17, а). Для увеличения массы заряда воз- духа в рабочих цилиндрах приме- няют охлаждение наддувочного воз- духа при помощи специальных возду- хоохладителей 5 (рис. 6.17, б). Ох- лаждение наддувочного воздуха осо- бенно необходимо при наличии так называемого высокого наддува. При двухступенчатом сжатии охладитель наддувочного воздуха 5 размещает- ся или после нагнетателей — дизель 10Д100 (рис. 6.17, в), или между наг- нетателями первой и второй ступеней (промежуточное охлаждение) — ди- зель 11Д45. Характеристики систем воздухоснабжения дизелей отече- ственных тепловозов приведены в табл. 6.4. Нагнетатели рабочего воздуха. На тепловозных дизелях получили рас- пространение нагнетатели двух ос- новных типов: объемные (роторные) нагнетатели н центробежные комп- рессоры. И те, и другие могут ис- пользоваться с приводом от коленча- того вала дизеля. Однако центробеж- ные компрессоры эффективнее ис- пользуются при индивидуальном при- воде от самостоятельной газовой турбины, работающей на выхлопных газах дизеля. В этом случае комп- рессор и турбина конструктивно объединяются в единый агрегат— турбокомпрессор. Объемные нагнетатели роторного типа применяются на двухтактных дизелях 2Д100 (тепловозы ТЭЗ) и 14Д40 (тепловозы М62). Нагнета- тель представляет собой корпус, в ко- тором относительно параллельных осей синхронно вращаются два трехлопастных ротора. Лопасти ро- торов захватывают воздух, засасы- ваемый в корпус сверху, и, прогоняя его отдельными объемами (между парами лопастей каждого ротора и цилиндрическими перегородками корпуса), нагнетают его во впускные коллекторы дизеля. Для непрерывной подачи воздуха лопастям роторов придана спиралеобразная форма. Нагнетатели роторного типа при- водятся во вращение от коленчатых валов дизелей. Их производитель- ность и давление нагнетаемого воз- Рис. 6.17. Схемы систем воздухоснабжения и выпуска газов тепловозных дизелей: а - 2Д100; б — ПД1М; в — 10Д100 Уславные обозначения ^атмосферный воздух ^выпускные вазы Д рабочий воздух охлаждающая ь/ для дизеля 1? вода 155
духа прямо пропорциональны ско- рости вращения роторов, а следова- тельно, и коленчатого вала. Роторы пустотелые и отлиты из алюминиевого сплава. Лопасти ро- торов не соприкасаются между со- бой. Чтобы это обеспечить, на валах роторов, установлены координацион- ные шестерни, согласующие их вра- щение. Центробежные нагнетатели с меха- ническим приводом от коленчатого вала дизеля применяются для над- дува на дизелях типа М753, а также в качестве нагнетателя второй сту- пени в двухступенчатых системах наддува дизелей 10Д100 и 11Д45. Нагнетатель такого типа, схема которого приведена на рис. 6.18, состоит из центробежного рабочего колеса 8, вращающегося в корпусе 7, отлитом из алюминиевого сплава и соединенном с впускным патруб- ком 9. Колесо 8 также алюминие- вое, оно напрессовано на стальную шлицевую втулку, которая насажи- вается на хвостовик ведомого вала шестерни 12. На этом же валу гай- кой закреплено вращающееся с ва- лом колесо направляющего аппа- рата 10. Корпус 7 нагнетателя шпильками соединен с корпусом 13 приводного редуктора. Редуктор — повышающий, он состоит из двух пар цилиндрических шестерен 4—2 и 6—12. Ведомый вал-шестерня 12 опирается на два подшипника сколь- жения: опорный 11 и упорно-опор- ный 1. Привод компрессора содержит три упругих звена: 1) торсионный вал 3, соединенный одним шлицевым хвос- товиком с верхним коленчатым ва- лом дизеля, а вторым хвостовиком со шлицевой втулкой 5; 2) шестер- ню 4, выполненную составной и Таблица 6.4 Показатели Значение показателей для тепловозов 2ТЭ10В ТЭЗ ТЭП60 ТЭМ2 Давление наддува, МПа 0,11—0,12 0,03 0,10—0,12 0,04—0,09 Типы воздухоочистителя сн+с сн+с МП сн+с Число ступеней иаддува 2 1 2 1 Агрегаты иаддува: турбокомпрессоры 2 — 2 1 приводные нагнетатели: объемные — 1 — центробежные 1 — 1 — Охлаждение воздуха Есть Нет Есть Есть Тип турбокомпрессора ТК-34С — 4ТК тк-зос Продолжение табл. 6.4 Показатели Значение показателей для тепловозов ТГМЗА ТЭ116 ТЭП70 Давление наддува, МПа 0,02 0,13—0,15 0,18—0,20 Типы воздухоочистителя С сн+с сн+с Число ступеней наддува Агрегаты наддува: 1 1 1 турбокомпрессоры 1 1 1 приводные нагнетатели: объемные __ центробежные — — — Охлаждение воздуха Нет Есть Есть Тип турбокомпрессора ТКР-23-1 ТК-38В — Примечание. С — сетчатый; МП — маслопленочный; СН — сетчатый, непрерывного действия. 156
имеющую упругую пружинную муф- ту, и 3) фрикционную муфту на промежуточном валу, вмонтирован- ную в шестерню 6. Последняя муфта, проскальзывая, защищает компрес- сор от перегрузки при резких изме- нениях скорости вращения вала ди- зеля (например, при пуске). Торси- онный вал обеспечивает упругость привода, а пружинная муфта предох- раняет редуктор от передачи кру- тильных колебаний. Турбокомпрессоры. Непосред- ственный привод нагнетателей от коленчатого вала дизеля обладает серьезным недостатком — произво- дительность нагнетателей в этом случае связана со скоростью враще- ния коленчатого вала. В то же время система регулирования тепловозных дизелей в зависимости от нагрузки изменяет мощность дизеля (через подачу топлива) при неизменной скорости вращения вала. Таким об- разом, при постоянной скорости вращения вала дизеля независимо от его мощности приводной наг- нетатель подает в цилиндры одно и то же количество воздуха. В ре- зультате при работе без нагрузки (на холостом ходу), когда в цилинд- рах за цикл сгорают значительно меньшие количества топлива, горе- ние проходит с чрезмерным избыт- ком воздуха. На подачу этого воз- духа напрасно затрачивается опре- деленная мощность. Система газотурбинного наддува не имеет этого недостатка. Нагне- тателем такой системы служит авто- номный турбокомпрессор (рис. 6.19, а), механически не связанный с ва- лом дизеля. Он состоит из двух аг- регатов: осевой газовой турбины и центробежного компрессора, объе- диненных в одну машину. Ротор га- зовой турбины 1 и центробежное ко- лесо компрессора 2 находятся на общем валу. К турбине через вы- пускной коллектор подводятся вы- хлопные газы, энергия которых при- водит во вращение ротор. Расширив- шиеся продукты сгорания выпуска- ются в атмосферу. Рис. 6.18. Схема центробежного нагнетателя дизеля 1 ОД 100 и его привода При вращении ротора объем воз- духа, заключенный между лопат- ками воздушного компрессора, пе- ремещается от центра колеса к его периферии. Сжатый воздух нагнета- ется во впускной коллектор дизеля. Производительность компрессора прямо пропорциональна скорости вращения колеса. Роторы турбо- компрессоров вращаются с перемен- ной скоростью, зависящей от мощ- ности дизеля, точнее, от количества выпускных газов, т. е. от количества сжигаемого топлива. Максимальная скорость вращения роторов нагнета- телей тепловозных дизелей состав- ляет от 10—12 до 20—25 тыс. об/мин. Таким образом, дизель с газотур- бинным наддувом обладает свой- ством саморегулируемости: по мере возрастания мощности увеличива- ются масса и энергия продуктов сгорания, следовательно, увеличи- вается скорость вращения ротора турбокомпрессора и возрастает пода- ча воздуха компрессором, и наоборот. Важное достоинство газотурбинно- го наддува заключается в исполь- зовании энергии выхлопных газов, которая у дизелей довольно велика: 157
газы имеют температуру 450— 540 °C и давление до 0,2 МПа. Газотурбинный наддув успешно применяется в четырехтактных ди- зелях. Применение такого наддува в двухтактных дизелях сложнее, так как на единицу мощности требуются большие количества воздуха (с уче- том продувки). Обычно это затруднение преодо- левается применением комбиниро- ванных систем наддува (см. рис. 6.17, в) со сжатием воздуха в двух ступенях: первая — в турбокомпрес- 158
соре, а вторая — в приводном наг- нетателе (объемном — дизель 14Д40 или центробежном — дизели 10Д100 и 11Д45). Приводной нагнетатель об- легчает пуск дизеля и обеспечивает подачу необходимого количества воз- духа при малых нагрузках дизеля, когда энергия выхлопных газов не- достаточна для привода турбокомп- рессора. На многих советских тепловозных дизелях применяются унифицирован- ные турбокомпрессоры. Турбокомп- рессор (рис. 6.19, б) состоит из двух основных частей: корпуса и вращаю- щегося в нем ротора. Корпус турбо- компрессора разъемный. Вертикаль- ными плоскостями разъема он де- лится на три основные части: воз- душную — корпус компрессора 1, выпускную 10 и газовую 13, соеди- ненные между собой шпильками и болтами. К газовой части прикреп- лен направляющий аппарат И со своим корпусом 8. Направляющий аппарат состоит из двух колец со вставленными в них неподвижными стальными лопастями, направляю- щими поток газа на лопатки тур- бины. Рабочая полость компрессора ограничена вставкой 2. Лопаточный диффузор 5 выполнен в виде диска с лопатками и закрыт вставкой 3. В газовом корпусе 13 установлен дроссель 12. Выпускная и газовая части кор- пуса имеют водяные рубашки, в которых циркулирует вода из систе- мы охлаждения дизеля. Кожух 6 и экран 7, пространство между кото- рыми заполнено теплоизоляционной массой, защищают среднюю часть вала ротора и воздушную часть кор- пуса от тепла выпускных газов. Од- новременно экран 7 служит для на- правления потока газов. Все части корпуса у турбокомпрессоров отли- ваются из алюминиевого сплава. Вал турбокомпрессора состоит из двух частей, приваренных к диску турбинного колеса 9 с обеих сторон. В диске турбинного колеса своими хвостовиками укреплены лопатки, из- готовленные из жаропрочной стали. Крепление носит название «елоч- ного замка». Фигурный хвостовик лопатки, по форме сбоку напоми- нающий опрокинутую елочку (из- за наличия наклонных зубцов на бо- ковых поверхностях), вставляется в поперечный паз в диске, имеющий такое же «елочное» сечеиие. Центро- бежная сила, отрывающая лопатку, распределяется на ряд поверхностей зубьев и впадин, что делает елочное крепление прочным и надежным и, к тому же допускающим замену отдельных лопаток при ремонте. Колесо компрессора 4, отлитое из алюминиевого сплава, напрессовано на вал ротора. Вал ротора вращается в двух подшипниках скольжения. Один из них (со стороны компрессо- ра) — опорно-упорный. Подшипники ротора смазываются от общей систе- мы смазки дизеля, однако турбо- компрессор имеет свой масляный фильтр. В корпусе турбокомпрессора име- ются несколько лабиринтных уплот- нений и система дренажа, исключаю- щая прорыв газов через уплотнения. Конструкция корпуса газовой тур- бины зависит от способа осуществле- ния наддува. Если наддув осущест- вляется при постоянном давлении в выпускном коллекторе (выхлопные газы из всех цилиндров поступают в один коллектор), корпус турбины имеет один фланец для впуска газов. При так называемом импульсном наддуве с более полным расшире- нием продуктов сгорания газы под- водятся к турбине раздельно от двух групп цилиндров, и ее корпус в этом случае имеет два присоедини- тельных фланца. Наддув при постоянном давлении характерен неполным использова- нием энергии газов, применяется в форсированных двигателях при вы- соких давлениях наддува (10Д100, 11Д45). Импульсный наддув, при котором энергия выпускных газов используется более полно, приме- няется на четырехтактных двигате- лях; он особенно эффективен для ди- зелей маневровых тепловозов, много 159
работающих при частичных нагруз- ках (ПД1М, 6Д70). Воздухоочистители. Принцип дей- ствия воздухоочистителей: улавлива- ние пыли происходит за счет ис- пользования инерции частиц пыли при изменении направления потока воздуха, а удержание уловленных частиц пыли осуществляется благо- даря смачиванию поверхностей воз- духоочистителя вязкой жидкостью (маслом). Качество работы воздухоочистите- лей оценивается коэффициентом про- пуска е, который представляет со- бой отношение массы пропущенной пыли к общей массе пыли, посту- пившей в очиститель с воздухом. Для воздухоочистителей тепловоз- ных дизелей е1,5—2 %. Простейшим по конструкции воз- духоочистителем тепловозных дизе- лей является так называемый сет- чатый фильтр. Сетчатый фильтр (рис. 6.20, а) представляет собой кассету, состоящую из коробки, за- полненную несколькими слоями про- волочной сетки, смоченной маслом. Такие воздухоочистители применя- лись на тепловозах ТЭ1 и ТЭ2. В их кассетах уложено 14 слоев различ- ных сеток: с лицевой стороны с бо- лее крупными ячейками, далее более мелкие. Первые несколько слоев для повышения пылеемкости имеют гофрировку. Воздух, проходя по извилистым каналам, образованным ячейками последовательно расположенных се- ток, оставляет на их поверхностях большую часть содержащихся в нем пылевых частиц. Название «фильтр» для данного устройства носит ус- ловный характер. Сетчатый очисти- тель по существу не фильтрует воз- дух, так как размеры отверстий для прохода воздух(ячейки сеток) в нем значительно превышают разме- ры удерживаемых частиц пыли. Пыль выделяется из потока именно за счет многочисленных поворотов струек потока при прохождении через сетки. Сетчатые фильтры в процессе ра- боты забиваются пылью и требуют частой промывки, которая может быть выполнена только в условиях депо. Иными словами, их пылеем- кость оказывается недостаточной, и поэтому на современных тепловозах воздухоочистители имеют более сложное устройство. Наиболее простым способом неко- торого повышения пылеемкости яв- ляется применение двух последова- тельно расположенных сетчатых фильтров (первая кассета устанав- ливается в стенке кузова или капота тепловоза, вторая кассета — непо- Рис. 6.20. Схемы воздухоочистителей: а — сетчатый фильтр; б - циклоиио-сетчатый очиститель; в - очиститель с масляной ваниой (маслопле- ночный); г — очиститель (фильтр) непрерывного действия 160
средственно перед всасывающим пат- рубком дизеля — тепловоз ЧМЭ2). Такие очистители называют двухсту- пенчатыми. Иногда в качестве пер- вой ступени перед сетчатыми филь- трами применяют циклонные очис- тители. Такой циклонно-сетчатый очиститель (рис. 6.20, б) приме- нялся на тепловозах ТЭЗ первых выпусков. Воздух через жалюзи 1 попадает сначала в циклонный очиститель. Каждый циклон <3 состоит из двух труб: наружной — с конусообразным концом и внутренней — цилиндриче- ской, вставленной концентрически в первую. Между трубами установле- на спиралевидная направляющая (наподобие шнекового винта), за- кручивающая поток. При вращении потока частицы пыли под действием центробежных сил оттесняются к внутренней поверхности наружной трубы, а поток воздуха отсасыва- ется во внутреннюю трубу. Возду- хоочиститель дизеля 2Д100 с каждой стороны имел батарею из 56 цик- лонов, работающих параллельно. Циклонный очиститель является сту- пенью грубой очистки, его коэффи- циент пропуска е = 30—35 %, причем проходят, главным образом, более мелкие частицы. После циклонов воздух поступает на сетчатые фильт- ры 2, играющие роль второй ступени очистки. Наличие первой ступени позволяет несколько увеличить сроки смены фильтров по сравнению с од- ноступенчатым очистителем. Недостатками этой конструкции являются большая потеря мощно- сти на всасывание (высокое гидрав- лическое сопротивление) и в то же время недостаточно высокие эффек- тивность и пылеемкость. Работу сетчатых фильтров можно улучшить непрерывной подачей мас- ла на кассеты в процессе работы. Осуществить это можно двумя спо- собами: разбрызгивая масло энер- гией всасываемого воздушного по- тока или периодическим окунанием самого фильтра в масло. Первый принцип реализован в конструкции 6 Зак. 443 воздухоочистителя с масляной ван- ной (рис. 6.20, в), разработанного во Всесоюзном научно-исследова- тельском тепловозном институте (ВНИТИ) и применяемого на теп- ловозах ТЭП60; второй — в кон- струкции воздухоочистителя не- прерывного действия (рис. 6.20, г), разработанного во ВНИИЖТе и при- меняемого на большинстве серий- ных грузовых тепловозов. Воздухоочиститель с масляной ванной (см. рис. 6.20, в) работает следующим образом. Воздушный по- ток, пройдя через воздухоприемные жалюзи /, направляется по узкому наклонному каналу разбрызгивателя 5 масляной ванны 7 и на своем пути захватывает масло, заполняющее масляную ванну в нижней части корпуса. При неработающем дизеле масло заполняет нижнюю часть кор- пуса, включая канал разбрызгива- теля (его уровень показан на рис. 6.20, в штриховой линией). Таким образом, воздух как бы прорывается через слой масла, оттес- няя его со своего пути. Мельчай- шие капельки масла уносятся с воз- духом и равномерно оседают на всей площади пластинчатых фильтрую- щих элементов 4, за которыми уста- новлены сетчатые кассеты 2 для предотвращения уноса капелек мас- ла с воздухом в дизель. Масло непрерывно стекает с фильтрующих элементов, смывая осевшую пыль. Сетчатый воздухоочиститель не- прерывного действия (см. рис. 6.20,г) работает как обычный сетчатый, но двухступенчатый фильтр. Принципи- альное отличие состоит в том, что фильтр первой ступени 6 выполнен в виде вращающегося на оси диска, нижняя часть которого погружена в масляную ванну 7. Таким образом, воздух, проходящий через верхнюю половину кассеты, всегда соприка- сается со свежесмоченными маслом сетками. Вращение кассеты приводит к смы- ванию задержанной пыли (она оседает на дно масляной ванны) и значительно повышает пылеемкость 161
очистителя, практически не влияя на его гидравлическое сопротивле- ние. Подвижная (вращающаяся) ступень представляет собой колесо, внутрь которого вставлены четыре секторообразные кассеты с прово- лочной сеткой. По ободу колеса при- варена зубчатая лента, посредством которой подвижной кассете сооб- щается вращение (со скоростью 1 —1,5 об/ч) от пневматического сервомотора, установленного в кор- пусе воздухоочистителя. В каче- стве второй ступени на ряде теплово- зов применяют кассеты 2, в которых вместо сетки установлен слой порис- того пластика — пенополиуретана, прошедшего специальную обработку. Воздухоприемные устройства сис- тем воздухоснабжения тепловозных дизелей представляют обычные жа- люзи с горизонтальными наклонны- ми пластинами, размещенные в бо- ковых стенах кузова тепловоза. Жа- люзи служат для предотвращения забивания воздухоочистителей слу- чайными предметами (листья, бу- мага и т. д,), а также для защиты их от прямого попадания дождя и снега. Устройства для отвода отработав- ших газов от дизеля включают в себя выпускные коллекторы 8 (см. рис. 6.18) и глушители шума 9. Отрабо- тавшие газы от цилиндров дизеля отводят по выпускной системе в ат- мосферу, а при газотурбинном надду- ве— в турбокомпрессоры. Так как температура отработавших газов ди- зеля высока (500—550 °C), выпуск- ные коллекторы выполняют состав- ными. Для обеспечения линейного расширения при нагреве звенья кол- лекторов соединяют поршневыми компенсаторами. Снаружи коллекто- ры покрывают термоизоляционным материалом, заключенным в защит- ные стальные кожуха. Это имеет двойную цель: сохранение теплоты газа для использования его энергии в турбине и предохранение от чрез- мерного нагрева поверхности и от- дачи тепла в машинное отделение. В четырехтактных дизелях типа 162 Д49 (тепловозы 2ТЭ116, ТЭП70), а также в двухтактных дизелях типа Д100 выпускные коллекторы имеют двойные стенки, в полостях между которыми циркулирует вода из си- стемы охлаждения. На маневровых тепловозах (ТЭМ2) применяются искрогасители, уста- навливаемые на выхлопном патрубке и повышающие пожарную безопас- ность тепловоза. 6.5. ОХЛАЖДАЮЩИЕ УСТРОЙСТВА ДЛЯ ВОДЫ, МАСЛА И НАДДУВОЧНОГО ВОЗДУХА Назначение и типы охлаждающих устройств. Охлаждающие устрой- ства тепловозных дизелей пред- ставляют собой совокупность узлов и агрегатов тепловоза, предназна- ченных для отвода и рассеивания в окружающую среду тепла от ох- лаждающих жидкостей (воды и масла), а также для охлаждения рабочего воздуха. К охлаждающим устройствам тепловозных дизелей относятся: теплообменники (водо- воздушные, масловоздушные, водо- масляные и воздуховодяные), венти- ляторы охлаждения и их привод. Теплообменники служат для отвода тепла от жидкостей или от воздуха. Теплообменники, отводящие тепло от жидкостей к атмосферному воз- духу, называют радиаторами. Согласно основному уравнению теплопередачи (см. гл. 3) количество отдаваемой теплоты Р пропорцио- нально площади теплопередающей поверхности F и разности А/ тем- ператур охлаждающей жидкости и воздуха: P = kF\t, где k — коэффи- циент теплопередачи. Так как значение температурного напора \t ограничено (температура воды в системах охлаждения, как правило, не превышает 90—95 °C, а масла — 80—85 °C), охлаждаю- щие устройства тепловозных дизелей должны обладать значительными поверхностями охлаждения. Разви- тие площади теплоотдающих по- верхностей достигается за счет их
оребрения и дробления потока на большое число отдельных струй, протекающих в трубках малого сече- ния. Коэффициент теплопередачи воздушных радиаторов возрастает при увеличении скорости воздуха, которое достигается его просасыва- нием через радиаторы под дейст- вием специального вентилятора. На тепловозах применяются сле- дующие основные схемы охлаждаю- щих устройств: 1) охлаждение воды в водовоздуш- ных радиаторах /, масла в масло- воздушных радиаторах 2 (рис. 6.21, а). По такой схеме выполнены охлаждающие устройства многих тепловозов, в том числе ТЭМ2 и ТЭЗ. Данная схема оказывается ма- лоэффективной при охлаждении форсированных дизелей с большой долей тепла, отводимого в смазочное масло, так как коэффициент тепло- передачи у масловоздушных радиа- торов значительно ниже, чем у во- довоздушных; 2) охлаждение воды в водовоз- душных радиаторах 1, масла в водо- масляном теплообменнике 5 (рис. 6.21, б). Вода, охлаждающая масло, затем охлаждается воздухом так же, как и вода охлаждения двигателя. Такая схема применена на теплово- зах 2ТЭ10В(Л), 2ТЭ116, ТЭП60, ТЭП70. Охлаждение масла промежуточ- ным теплоносителем (водой) позво- ляет уменьшить общие размеры ра- диатора на тепловозе и сделать более устойчивой температуру масла, что очень важно при переменных режи- мах работы дизеля. Обе схемы вклю- чают также масляный 3 и водяные насосы: 4 в первой схеме и 4 и 6 во второй. Наддувочный воздух обычно охлаждается в воздухоохладителе 7 (рис. 6.21, б) водой в качестве промежуточного теплоносителя. На опытных тепловозах ТЭП75 и ТЭ136 применено охлаждение воздуха в воздухе-воздушном теплообменнике. На тепловозах с гидропередачей охлаждающие устройства предна- значаются и для охлаждения рабо- чей жидкости (масла) гидропере- дачи. Размещение основных частей ох- лаждающих устройств. Охлаждаю- щие устройства тепловозных дизелей (радиаторы, вентилятор и его при- вод) занимают обычно часть кузова тепловоза, называемую шахтой хо- лодильника (рис. 6.22, а), в боковых стенках которой размещаются воз- духоприемники — поворотные жалю- зи 1 и секции радиаторов — водя- ные 2 и масляные 3 (на тепловозах 2ТЭ10Л первых выпусков. На тепло- возах 2ТЭ10В и 2ТЭ10Л с водомас- ляным охлаждением секции 3 также водяные). Охлаждающие жидкости собираются в коллекторах 9. В центре камеры размещается осевой вентилятор 4. Внутренняя часть ка- меры ограничена наклонными стен- ками 8, которые, смыкаясь с гори- зонтальным листом 7, образуют арку («шахту»), которая служит для про- хода к торцовым дверям секции. Воздух засасывается вентилято- ром через боковые жалюзи 1 и секции радиаторов 2 и 3 и, охлаждая их, проходит через диффузор 5 вентиля- тора и выбрасывается наружу. От- крытием боковых жалюзи 1, а также верхних 6 регулируется подача воз- духа, а следовательно, температура воды и масла. Рис. 6.21. Схемы охлаждающих устройств: а — с раздельным воздушным охлаждением воды и масла; б — с водяным охлаждением масла и двух контурной водяной системой 6* 163
Рис. 6.22. Схемы размещения радиаторов на тепловозах: а — 2ТЭ10В(М); б— ТЭП60; в — 2ТЭ116; г — ТГ16; д — ТЭ109 (стрелками показано течение охлаждаю- щего воздуха) Вентилятор 4 имеет либо механи- ческий привод—через редуктор 11 и карданный вал 10 от вала дизеля (см. рис. 6.22, а), либо индивиду- альный гидростатический 12 (рис. 6.22, биг), или электрический 13 привод (см. рис. 6.22, вид). Число вентиляторов зависит от длины фронта радиаторов и схемы компо- новки холодильной камеры. При центральном размещении вентиля- торов их может быть один (тепло- возы ТЭЗ, 2ТЭ10В), два (ТЭП60) или три (ТЭП70, ТЭ109). При двух- рядном расположении (см. рис. 6.22, в) на тепловозе 2ТЭ116 уста- новлены четыре вентилятора. Водомасляные теплообменники обычно размещаются непосредствен- но на дизеле (дизель Д49) либо вблизи него в машинном помеще- нии тепловоза (2ТЭ10В, ТЭП60), Воздухоохладители размещаются не- посредственно на дизелях. Основные технические данные ох- лаждающих устройств тепловозных дизелей приведены в табл. 6.5. 164 Секции радиатора. Общая вели- чина необходимой поверхности ох- лаждения радиатора на тепловозах довольно велика. При размещении радиатора, например, по схеме (см. рис. 6.22, а) на тепловозе 2ТЭ10В длина радиатора по фронту составляет примерно 3 м, а масса собственно радиатора (без коллек- торов) превышает 2600 кг. Такую конструкцию сложно и нецелесооб- разно изготавливать целиком, так как это создаст большие трудности при эксплуатации. Поэтому радиа- торы на тепловозах выполняют со- ставными из отдельных элементов — секций. Это позволяет применять на различных тепловозах стандарт- ные секции. Водовоздушная секция радиатора (рис. 6.23, а) представляет собой многотрубный теплообменник. Она состоит из двух пакетов тонкостен- ных плоскоовальных трубок (рис. 6.23, б) из латуни Л96 (томпака); каждый пакет трубок имеет общие ребра из пластин медной фольги
толщиной 0,1 мм (коллективное ореб- рение). Концы трубок 1 (см. рис. 6.23, а) вставлены в отверстия верхней и нижней коробок 2 и приварены к ним медно-фосфористым припоем. Трубки в решетке дна коробки раз- мещены в восемь рядов в шахматном порядке (по девять и десять трубок в ряду). Общее число трубок в сек- ции 76, однако рабочими являются 68. Восемь крайних трубок 7 (на разрезе А—А они зачернены) глухие, для них нет отверстий в днищах коробок 2. Упираясь в медные плас- тины 6, прикрепленные к днищам для усиления коробок 2, глухие трубки служат распорками между ними и воспринимают нагрузки при температурных деформациях секции, снимая их с рабочих трубок и пред- отвращая нарушение качества их соединений с коробками. Коробки 2 приварены к стальным коллекто- рам 3 медно-цинковым припоем. От- верстия 4 в коллекторах служат для прохода воды, а отверстия 5 в прили- вах — для шпилек крепления секций к коллекторам шахты холодильника. Для уплотнения между коллектора- ми секции и коллектором шахты хо- лодильника ставят паронитовые про- кладки. Пластины оребрения («ребра») 8 нанизаны на трубки при сборке сек- ции со средним расстоянием между ними (шагом оребрения) 2,3 мм. Ра- нее выпускались секции с большим шагом оребрения — 2,83 мм и соот- ветственно с меньшим числом ребер и меньшей поверхностью охлаждения со стороны воздуха. Ребра припаиваются к трубкам методом спекания (предварительно залуженные с наружной поверхно- сти трубки спекаются с ребрами в печи при расплавлении слоя полу- ды). Ранее применялась припайка методом окунания всего собранного пакета в расплавленный припой. Проконтролировать качество при- пайки ребер ко всем трубкам в лю- бом случае невозможно. Способ оку- нания требовал большего расхода припоя. Кроме того, остатки припоя, не успевшие стечь до затвердевания, стесняют живое сечение для прохода воздуха. На тепловозах применяются сек- ции данного типа с различной рабо- чей длиной трубок /р: нормальные (1206 мм) и укороченные (535 мм). Таблица 6.5 Значения параметров для тепловозов 2ТЭ10В ТЭЗ ТЭП60 ТЭМ2 ТГМЗА 2ТЭ116 ТЭП70 Число воздухоохлади- телей на дизель Число секций охлаж- дающего устройства: 2 — 1 1 1 1 для воды дизеля 14+ 14 24 17 16 17 14 29 для воды воздухоох- ладителя и водомас- ляного теплообмен- ника 24 + 24 30 6 24 40 для масла Рабочая длина трубок секции, мм: — 36 — 6 3 — — для воды 1206 и 535 1206 1206 1206 1206 1206 535 » масла — 1206 — 1206 1206 — — Число водомасляных теплообменников 1 — 1 — — 1 2 Число вентиляторов охлаждения 1 1 2 1 1 4 3 Диаметр вентиляторно- го колеса, мм 2000 1600 1600 1600 1200 900 1400 165
Соответственно расстояние между осями крепежных отверстий I для них составляет 1356 и 686 мм. Из- менение длины секций обычно свя- зано с особенностями компоновки охлаждающего устройства. На теп- ловозах 2ТЭ116, ТЭП60 (см. рис. 6.22, бив), ТЭЗ, ТЭМ2 и др. при- менены нормальные секции с длиной трубок 1206 мм. На тепловозах ТГ16 (см. рис. 6.22, г) весь радиатор собран из укороченных секций, раз- мещенных под потолком кузова над дизелем. На тепловозах 2ТЭ10В (см. рис. 6.22, а) применено двухъярус- ное размещение секций: нормаль- ных— внизу и укороченных—над ними. Как видно из рассмотренных схем, секции стандартного типа обычно размещаются в один ряд по обеим боковым стенкам шахты. Исключе- ние составляет тепловоз ТЭЗ, где было применено двухрядное разме- щение секций. Теплорассеивающая эффективность секций второго ряда, конечно, ниже, чем у первого ряда, так как они охлаждаются уже подо- гретым воздухом. На ряде тепловозов применяются масловоздушные радиаторы для ох- лаждения масла дизеля (ТЭЗ, ТЭМ2). Масловоздушные секции имеют такие же габаритные разме- ры, как и водовоздушные, но отли- чаются размерами, числом и рас- положением трубок. Они имеют по 80 плоскоовальных трубок сечением 17,5X4 мм, размещенных в восемь рядов по 10 трубок («коридорно»). Большее сечение трубок необхо- димо из-за вязкости масла. Коэффициент теплопередачи стан- дартных масловоздушных секций— в среднем 22—24 Вт/(м2-К) —при- мерно в 3 раза меньше, чем водо- воздушных секций. Поэтому для ох- лаждения масла обычно требуется больше секций, чем для охлаждения воды. Именно поэтому в охлаж- дающем устройстве тепловоза ТЭЗ из 60 секций 36 масловоздушные, хотя в масло от дизеля отводится тепла почти вдвое меньше, чем в воду. 166
Плохая теплопередача от масла к трубке объясняется его ламинар- ным течением. Вязкое масло течет параллельными слоями, не переме- шиваясь. Поэтому тепло отдают только внешние слои потока, непо- средственно соприкасающиеся со стенками. Тепло от внутренних слоев может передаваться лишь тепло- проводностью, а она у масла неве- лика. Недостаточная эффективность мас- ловоздушных радиаторов, а также трудности с их эксплуатацией в холодное время года (частые случаи течи масла из секций из-за наруше- ния герметичности соединений тру- бок с решетками при повышении давления в системе, связанного с загустеванием холодного масла) привели к переходу на тепловозах средней и большой мощности на ох- лаждение масла водой в качестве промежуточного теплоносителя. Водомасляные теплообменники. На современных серийных тепловозах 2ТЭ10В, М62, 2ТЭ116, ТЭП60, ТЭП70 и др. установлены кожухо- трубные теплообменники, в которых одна жидкость (вода) протекает по трубкам, а другая (масло) омывает их снаружи, заполняя кожух. Теплообменник тепловоза 2ТЭ10В (рис. 6.24) представляет собой разъемный кожух, состоящий из верхнего 2, среднего 3 и нижнего 4 корпусов, в котором размещен про- дольный пучок трубок 15, объединен- ных верхней 18 и нижней 8 трубными решетками. Нижняя решетка при температурных удлинениях трубок может перемещаться в сальниковом уплотнении 11. Трубный пучок со- стоит из 955 медных трубок (внут- ренний диаметр 8 мм, наружный 10 мм, рабочая длина 1997 мм) и имеет две продольные перегородки, расположенные между трубными ре- шетками, и 13 поперечных сегментных перегородок 5, перекрывающих по- очередно противоположные части его поперечного сечения. Трубки ук- репляются в решетках развальцов- кой их концов. Перегородки 5 плотно охватываются рубашкой 6. Между кожухом в местах его разъема и ру- башкой поставлены резиновые коль- ца 14. С торцов кожух теплообменника ограничен крышками 10 и 19. Вода из радиатора охлаждающего устрой- ства поступает в теплообменник че- рез патрубок 9 нижней крышки, проходит через часть трубок пучка, отделенных продольной перегород- кой, в полость верхней крышки 19, затем снова вниз и вверх и выходит из теплообменника через патрубок 17. Масло от дизеля поступает в кожух теплообменника двумя потоками через патрубки / и 7. Каждый поток совершает семь поперечных ходов в кожухе, омывая трубный пучок. Затем потоки сливаются, и ох- лажденное масло отводится из пат- рубка 13. Рис. 6.24. Водомасляный теплообменник тепловоза 2ТЭ10В(М) 167
Патрубки 12 и 16 через предох- ранительные клапаны соединены с трубопроводом охлажденного масла, отходящим от патрубка 13. При по- вышении перепада давления масла на теплообменнике более 0,15 МПа клапаны сбрасывают масло в маги- страль (оба потока проходят тепло- обменник напрямую: от патрубка 1 к патрубку 16 и от патрубка 7 к патрубку 12). Водомасляные теплообменники других тепловозов в принципе устро- ены так же. Они могут отличаться числом трубок и их длиной, числом ходов масла и т. п. На дизелях Д49 тепловозов 2ТЭ116 и ТЭП70 примене- ны теплообменники из трубок, имею- щих наружное поперечно-винтовое оребрение, увеличивающее поверх- ность теплообмена со стороны масла. Оребрение создается путем накатки (выдавливания) роликами гладких толстостенных медных трубок. Недо- статком такой конструкции является трудность очистки масляной полости (внешней поверхности трубок) от за- грязнений. Воздухоохладители, используемые в системах воздухоснабжения дизе- ля, представляют собой также труб- чатые водовоздушные теплообменни- ки, в которых по трубкам протекает вода из системы охлаждения, а пространство между ними омыва- ется воздухом. Воздухоохладитель дизеля 10Д100 (рис. 6.25) имеет прямоугольный трубный пучок с шахматным распо- Рис. 6.25. Воздухоохладитель дизеля 1 ОД 100 168
ложением трубок 8 в трубных ре- шетках 6 и 11. Вода поступает в корпус 3 охладителя через патрубок 13 нижней крышки 12, совершает в трубном пучке три хода и отводится через патрубок 5 верхней крышки 4. Воздух проходит через корпус, омывая трубки, от фланца 10 через патрубок 9 к фланцу 2, которым воз- духоохладитель крепится к торцу 1 впускного коллектора дизеля. Труб- ки 8 для увеличения тепловоспри- нимающей поверхности имеют на- ружное оребрение, выполненное из медной проволочной спирали 7, на- витой на трубку и припаянной к ней. Воздухоохладитель дизеля 11Д45 пластинчатый, его охлаждающий элемент составляется из набора гофрированных металлических плас- тин, ограниченных листами. Набор пластин образует несообщающиеся между собой прямые каналы для воздуха и волнообразные каналы для воды. На мощных тепловозах ТЭП75 и ТЭ136 применены воздуховоздушные теплообменники, представляющие собой сложную сотообразную струк- туру из алюминиевых гофрирован- ных листов, образующую в сосед- них слоях взаимно перпендикуляр- ные каналы для горячего и наруж- ного воздуха. Вентиляторы. В охлаждающем устройстве вентиляторы обеспечива- ют протекание через радиатор необ- ходимого расхода охлаждающего воздуха. Как известно из основ теплопередачи (см. гл. 3), коэффи- циент теплопередачи воздушных радиаторов увеличивается с увели- чением скорости воздушного потока. Оптимальная эффективность теп- лопередачи достигается при скоро- сти воздуха через радиатор в его узком сечении примерно 10 м/с. Тогда, например, для отвода тепла от радиатора тепловоза 2ТЭ10В, со- стоящего из 38 стандартных и 38 укороченных секций с общей пло- щадью живого сечения для прохода воздуха (0,148 + 0,066)38 = 8,1 м2, не- обходим расход охлаждающего воз- духа не менее 80 м3/с, или 288 тыс. м3/ч. Такой расход и должен иметь вентилятор охлаждающего устрой- ства тепловоза. Выбор типа венти- лятора для этой цели определяется особенностями условий работы: боль- шие расходы воздуха при относи- тельно небольших потерях давления (1 —1,5 кПа). Поэтому в охлаж- дающих устройствах тепловозов при- меняются осевые вентиляторы, об- ладающие именно такими особен- ностями: большим расходом при малом давлении. Вентиляторные ко- леса имеют 6—8 лопастей аэроди- намического (крыловидного) про- филя. Применяются вентиляторы типа ЦАГИ серий У (с прямыми лопас- тями) — тепловоз ТЭЗ и УК-2М (с закрученными лопастями, имею- щими переменный угол наклона ло- пасти, увеличивающийся от пери- ферии к основанию) — тепловозы 2ТЭ10В, 2ТЭ116 и др. Регулирование температуры ох- лаждающих жидкостей. Так как тепловыделения дизеля в воду и масло зависят от режима его ра- боты по нагрузке и частоте враще- ния, то при изменении его режима соответственно должна меняться и теплорассеивающая способность ра- диатора. Если при уменьшении на- грузки дизеля при работе на одной и той же позиции контроллера произ- водительность вентилятора не изме- нится (а так будет, если вал вен- тилятора непосредственно связан с валом дизеля), то радиатор будет рассеивать в атмосферу тепла боль- ше, чем его выделяет дизель. Это приведет к понижению температуры (переохлаждению) воды и масла и неблагоприятно отразится на работе дизеля. Такая картина будет иметь место в эксплуатации очень часто, так как система охлаждения дизеля должна быть рассчитана на отвод тепла в наиболее трудных условиях (при полной мощности дизеля и тем- пературе наружного воздуха 40 °C). Если не управлять производительно- 169
стью вентилятора, то рабочие жид- кости будут почти всегда переох- лаждены, так как расчетные режи- мы в эксплуатации бывают не часто. Поэтому на тепловозе обязательно должна быть возможность регулиро- вать температуры охлаждающих жидкостей, а точнее, поддерживать их в заданном диапазоне незави- симо от нагрузки дизеля и темпе- ратуры наружного воздуха. Для это- го необходимо следить за темпера- турами охлаждающих жидкостей и, в зависимости от того, выше или ниже они требуемого диапазона, уве- личивать или уменьшать расход охлаждающего воздуха через ради- аторы. Осуществлять это можно различными путями. Наиболее прос- той путь — это прикрытие боковых и верхних жалюзи. Прикрытые жа- люзи играют роль задвижки, увели- чивающей аэродинамическое сопро- тивление на пути потока воздуха через шахту холодильника и соот- ветственно уменьшающей его рас- ход. Этот способ простой, он часто применяется на тепловозах, но он невыгоден энергетически, так как мощность, потребляемая вентилято- ром от вала дизеля, в этом случае не уменьшается, а расходуется беспо- лезно на преодоление дополнитель- ных сопротивлений. Для тепловозов малой мощности (маневровых и т. п.) это не так существенно, потому что сами по себе затраты мощности на вентилятор холодильника у них невелики (11 кВт у ТГМЗА, 37 кВт у ТЭМ2). Но у мощных тепловозов вентиляторы холодильника требуют для привода больших мощностей (100—150 кВт), и поэтому потери даже части этой мощности имеют значение. Возможен и другой простой способ управления процессом теплоотвода от радиаторов — это работа венти- лятора по принципу «включено»— «выключено», т. е. включение венти- лятора, если температуры жидко- стей растут, и отключение, если сни- жаются. Регулирование по этому принципу осуществить просто — 170 нужно иметь на валу вентилятора управляемую муфту, но регулирова- ние оказывается очень грубым и дизель практически все время ра- ботает при нестабильных темпера- турах охлаждающих жидкостей, что вредно сказывается на его состоя- нии. Поэтому такая система оп- равдана только на тепловозах не- большой мощности. На мощных тепловозах необхо- димо непосредственно управлять подачей вентилятора: либо путем изменения частоты вращения вен- тиляторного колеса, либо изменением аэродинамических характеристик са- мого вентилятора. Возможности регулирования час- тоты вращения вентилятора (при не- изменной частоте вращения колен- чатого вала дизеля) зависят от кон- струкции привода вентилятора. В за- висимости от типа привода (см. ни- же) скорость вращения вентилятора может изменяться либо ступенчато, либо непрерывно. Изменение аэро- динамических характеристик венти- лятора в опытных конструкциях осу- ществлено путем изменения угла на- клона лопастей. Все действия по регулированию температуры воды и масла могут выполняться либо вручную маши- нистом, либо автоматически. Привод вентилятора охлаждаю- щего устройства, как и прочих вспо- могательных механизмов, на тепло- возах может осуществляться тремя основными способами: а) прямым ме- ханическим приводом от коленча- того вала дизеля через зубчатые пе- редачи и карданные валы; б) гидрав- лическим (гидродинамическим или гидростатическим); в) электриче- ским (переменного или постоянного тока). В отечественном тепловозострое- нии наибольшее распространение получили механический и гидроди- намический приводы. Применяется также гидростатический привод и в опытном порядке — электрический. Механический привод вентилятора с двухступенчатым изменением ско-
рбсти вращения применен на тепло- возах ТЭЗ (рис. 6.26, а). Вентилятор приводится во враще- ние от нижнего коленчатого вала дизеля через систему промежуточных валов и редукторов. С валом 1 ди- зеля 4 соединен приводной вал II, передающий вращение через муфту 2 на распределительный (гидромеха- нический) редуктор РР. Промежу- точные горизонтальные валы III и IV с одной стороны соединены муф- той 7 с выходным валом редуктора, муфтой 8 между собой, а с другой стороны — муфтой 9 с горизонталь- ным валом V углового редуктора УР. Вал IV опирается на промежу- точную опору ПО. От редуктора УР с коническими шестернями 10 и 11 через вертикальный вал VII и кар- данный VIII вращение передается ва- лу IX вентиляторного колеса 14, уста- новленному в подпятнике ПП. Включение и отключение вентиля- тора осуществляются дисками 12 и 13 фрикционной муфты ФМ. Рас- пределительный редуктор РР обеспе- чивает возможность работы венти- лятора на двух режимах по частоте вращения: зимний режим (в зацеп- лении шестерни 4—6) —1020 об/мин и летний (шестерни 3—5) —1380 об/мин (при частоте вращения вала дизеля 850 об/мин). Переключение передач осущест- вляется вручную перемещением под- вижных шестерен 5—6 рычагом. Гидродинамический привод венти- лятора с плавным регулированием скорости применен на тепловозах 2ТЭ10В(М). В этой схеме (рис. 6.26, б) регулирующим звеном яв- ляется гидродинамическая муфта переменного наполнения ГМ. Она заменяет два звена из схемы меха- нического привода: звено регулиро- вания — зубчатую передачу распре- делительного редуктора и звено от- ключения — фрикционную муфту. Более того, гидромуфта переменного наполнения позволяет регулировать частоту вращения вентиляторного колеса не ступенчато, а плавно и непрерывно. Остальные элементы привода работают так же, как и в предыдущей схеме. Гидропривод вентилятора (рис. 6.27) состоит из гидромуфты и уг- лового редуктора, объединенных в общем корпусе 16. Чугунный корпус делится поперечной перегородкой на две части: среднюю, ограниченную с торца фланцем 1, в которой разме- щена гидромуфта, и заднюю, в ко- торой размещен угловой редуктор, состоящий из горизонтального 13 и вертикального 15 валов с фланцами 7 и 28, связанных коническими шес- тернями 11 и 14. Вал 13 опирается на подшипники 17 и 12, установлен- ные во втулках в соответствующие расточки корпуса. Вертикальный вал 15 имеет подшипниковый узел (роликоподшипники 8 и 10 и шари- Рис. 6.26. Схема привода вентилятора холодильника: а — механический (тепловоз ТЭЗ); б — гидродинамический (тепловоз 2ТЭ10) 171
А-А Рис. 6.27. Гидропривод вентилятора холодильника тепловоза 2ТЭ10В(М): /—фланец корпуса; 2—втулка; <3— колокол гидромуфты; 4—турбиииое колесо гидромуфты; 5, 8, 10, 12 и 19—роликоподшипники; 6—зубчатая муфта; 7 и 28—фланцы валов; 9, 17, 23, 24 и 30—шарикоподшипники; //и 14—конические шестерни углового редуктора; 13—горизонтальный вал; 15—вертикальный вал; 16—корпус; 18—насосное колесо гидромуфты; 20 и 32—цилиндрические шестерни; 21—черпательная трубка; 22—фильтр; 25 и 29—шестерни привода лопастного насоса; 26—лопастной насос; 27— ведущий вал; 31—зубчатая рейка; 33—ступица; 34—пружина
коподшипник 9), аналогичный соот- ветствующему узлу углового редук- тора тепловоза ТЭЗ. Гидромуфта состоит из насосного колеса 18, укрепленного на фланце ведущего вала 27, турбинного ко- леса 4, прикрепленного к фланцу зубчатой муфты 6, входящей в за- цепление с горизонтальным валом 13, и колокола 3, ограничивающего внутренние полости муфты, во время работы заполненные рабочей жид- костью (маслом). Принцип действия и основы устройства гидродинами- ческих муфт рассмотрены в гл. 7. Детали гидромуфты отлиты из алюминиевого сплава, рабочие ко- леса имеют радиальные лопатки. Ведущий вал вращается в под- шипниках 30 и 19, установленных в ступице 33, и центрируется подшип- ником 5 с зубчатой муфтой 6. Гидромуфта заполняется маслом из масляной системы дизеля. Через штуцер А и каналы во фланце 1 и ступице 33 оно попадает в кольце- вой зазор между втулкой 2 и веду- щим валом 27, затем — по каналам внутри вала — во внутреннюю по- лость между колесами гидромуфты и далее заполняет тороидальную рабочую полость между лопатками колес, называемую кругом циркуля- ции гидромуфты. Одновременно по различным ка- налам часть потока масла отводится на смазку зубчатых колес и подшип- ников. Избыток масла стекает в нижнюю часть корпуса. Для осуше- ния корпуса от масла служит лопаст- ной насос 26, приводимый во вра- щение от ведущего вала через шес- терни 29 и 25. Регулирование передаточного от- ношения между ведущим 27 и гори- зонтальным 13 валом осуществляет- ся за счет изменения степени за- полнения круга циркуляции гидро- муфты маслом. При полном запол- нении этого объема гидромуфты ее турбинное колесо вращается с час- тотой лишь на 2 % («скольжение») меньше частоты вращения насосного колеса. В этом случае скорость вра- щения вертикального вала, а следо- вательно, и вентиляторного колеса будет наибольшей. При уменьшении количества масла в круге циркуля- ции скольжение возрастает, а час- тота вращения вертикального вала и вентилятора падает. Степень заполнения круга цирку- ляции регулируется положением двух черпательных трубок 21 в простран- стве между насосным колесом и колоколом. Трубки одним концом вместе с шестернями 20 укреплены на ступице 33 и могут поворачи- ваться относительно оси шестерен на пустотелых штуцерах. Второй — свободный — конец каждой трубки открыт. При работе гидромуфты масло в круге циркуляции под действием центробежных сил проникает через кольцевую щель между колесами в пространство под колоколом 3 и за- полняет его, вращаясь вместе с ним в виде кольцевой струи. Если на- встречу этому потоку установить неподвижно черпательную трубку, то жидкость под действием своего ди- намического напора будет втекать внутрь трубки. Из трубки масло подается во внутреннюю полость штуцера, на котором укреплены трубка и шестерня 20, затем в про- дольный канал в ступице 33 и далее через каналы в ступице и фланце 1 и патрубок Б — в масляную систему дизеля. Таким образом, черпатель- ная трубка как бы откачивает масло из круга циркуляции. В установившемся состоянии из круга циркуляции окажется откачан- ной та часть вращающегося потока масла, которая занимала простран- ство внутри кольца с радиусом, рав- ным расстоянию носка трубки от оси вращения колес. Круг цирку- ляции гидромуфты по закону сооб- щающихся сосудов при этом также будет заполнен не полностью. Изменяя положение черпательной трубки от крайнего внутреннего по- ложения на диаметре 206±3 мм (круг циркуляции заполнен) до крайнего внешнего (круг циркуля- 173
ции опорожнен), можно в широком диапазоне и непрерывно регулиро- вать частоту вращения вентилятора. При опорожненной муфте турбинное колесо и вентилятор вращаются с небольшой частотой за счет трения воздуха и наличия остатков масла в круге циркуляции. Управление положением черпа- тельных трубок осуществляется так. Шестерни 20 входят в зацепление с зубчатым венцом на втулке 2. На левом (см. рис. 6.27) конце втул- ки 2 насажена шестерня 32, входя- щая в зацепление с зубчатой рейкой 31, перемещение которой на 43 ± ± 1 мм соответствует полному диа- пазону положений черпательных трубок. Рейка 31 связана с сервопри- водом системы автоматического ре- гулирования температуры охлажда- ющих жидкостей. Гидростатический привод венти- лятора с плавным регулированием (рис. 6.28) применен на тепловозах ТЭП70, ТЭП60, ТГ16 и др. Передача мощности от дизеля к вентиляторам осуществляется аксиально-поршне- выми гидроагрегатами, в работе ко- торых используется не кинетическая энергия жидкости, как в гидродина- мических аппаратах, а энергия ее статического давления (см. гл. 2). На тепловозе ТЭП60 работают два гидравлических аксиально-поршне- вых насоса 3 и 4, имеющих привод от вала / дизеля через общий ре- Рис. 6.28. Схема гидростатического привода вентилятора холодильника тепловоза ТЭП60 174 дуктор 2. Закачивая жидкость (мас- ло) из бака 10, они нагнетают его под высоким давлением (от 4 до 11,8 МПа в зависимости от режима) соответственно в аксиально-поршне- вые гидромоторы 13 и 15, вращаю- щие вентиляторные колеса 12 и 14. Из гидромоторов обоих контуров масло поступает через соединенные параллельно фильтр 9, состояние которого контролируется маномет- ром 11, и охлаждающую секцию ра- диатора 8 в бак 10 (конструктивно фильтр 9 и бак 10 объединены в один узел — фильтр-бак). Частота вращения вентиляторов регулируется изменением расхода жидкости, поступающей в гидромо- торы (насосы работают с постоянной производительностью, а к моторам поступает вследствие возможности перепуска только часть потока). Для этой цели в контуре каждого гидро- мотора трубопроводы, подводящие масло и отводящие его, соединены перемычкой, в которую установлен терморегулятор (6 или 7), управ- ляющий перепуском в зависимости от температур охлаждающих жид- костей. Терморегулятор 6 управляет часто- той вращения вентилятора 14 в зави- симости от температуры воды, а тер- морегулятор 7 — вентилятором 12 в зависимости от температуры масла. Клапан 5 служит для слива масла. Давление нагнетания контролирует- ся манометрами 16, присоединенны- ми к клапанным коробкам гидро- насосов. В системе гидропривода тепловоза ТЭП70 не два, а три контура (на- сос—мотор), причем все контуры независимы друг от друга. Гидроагрегаты, применяемые в этой схеме (насосы и моторы), од- нотипны (рис. 6.29). Вал 1 гидроаг- регата, размещенный в корпусе 2, приводится во вращение от вала редуктора. В корпусе 3 помещается блок цилиндров 13, в девяти расточ- ках которого находятся бронзо- вые поршни 9, соединенные шату- нами 12 с фланцем вала /. Шаро-
1 2 3 4 5 вые головки шатунов завальцованы соответственно в поршнях и брон- зовых вкладышах 14, в свою оче- редь завальцованных в гнездах фланца вала /. Блок цилиндров 13 вращается на оси 11, центрируясь подшипником 4. Пружиной 10, на- саженной на ось 11, блок прижи- мается к торцу неподвижного брон- зового распределителя 8. Подвод и отвод масла осуществляются через крышку 7. При помощи карданного вала 15 вращение от вала 1 пере- дается блоку цилиндров 13. Так как ось блока цилиндров отклонена от оси вала гидроагрегата (на угол 30°), то за один оборот вала 1 каж- дый из девяти поршней совершает два хода: вперед и назад. Ось блока укреплена в крышке 7 болтом 6. Маслораспределение организовано сочетанием неподвижного распреде- лителя 8 с двумя полукольцевыми каналами (приемным и отдающим) и вращающегося блока цилиндров 13 с окнами на торце для прохода масла в цилиндры под поршни. Для предохранения системы от чрезмер- ного повышения давления предус- мотрена клапанная предохранитель- ная коробка 5, которая отрегулиро- вана на максимальное давление 15,0 МПа (гидромоторы клапанных коробок не имеют). Для предотвра- щения задира и перегрева трущихся деталей корпус гидроагрегата за- полняется маслом выше блока ци- линдров. При работе гидроагрегата в ка- честве гидромотора (приводящего во вращение колесо вентилятора холо- дильника) через один из полуколь- цевых .каналов распределителя 8 масло подводится к блоку цилинд- ров 13. Давление на поршни пере- дается шатунам 12. На больших го- ловках шатунов возникают каса- тельные силы, создающие вращаю- щий момент на валу 1, с которым соединяется вентиляторное колесо холодильника. Электрический привод вентилято- ра имеет простую принципиальную схему и может применяться на по- стоянном и переменном токе. В этом случае энергия для привода, отби- раемая от вала дизеля, сначала пре- образуется в электрическую и затем поступает в электродвигатель вен- тилятора. Энергоснабжение электродвига- теля вентилятора может осущест- вляться либо от специального гене- ратора постоянного тока — на теп- ловозах ТГМЗ (рис. 6.30) или пере- менного тока — на дизель-поездах 175
Рис. 6.30. Принципиальная схема электричес- кого привода вентилятора на постоянном то- ке (тепловоз ТГМЗА): Д — дизель; ГХ — вспомогательный генератор привода вентилятора; ДВ — электродвигатель вен- тилятора ДР1 и ДР2, либо непосредственно от тягового генератора (передача переменно-постоянного тока). Такая схема принята на тепловозах 2ТЭ116. Применение электрического привода облегчает размещение как охлажда- ющих устройств, так и прочего обо- рудования на тепловозах, так как исключает необходимость громозд- кой системы валов и редукторов. Система электрического привода легче автоматизируется. Существенное упрощение струкции электрического может быть достигнуто за встраивания приводного KOH- привода счет электро- двигателя непосредственно в вен- тиляторное колесо. Мотор-вентиля- торы такого типа применены на теп- ловозах 2ТЭ116. Основой конструкции мотор-вен- тилятора (рис. 6.31) является об- ращенный («вывернутый») асин- Рис. 6.31. Мотор-вентилятор переменного тока тепловоза 2ТЭ116 хронный электродвигатель, статор 3 которого свернут в виде цилиндра с обмоткой на внешней поверхности, а короткозамкнутый ротор 8 выпол- нен в виде кольца, охватывающего статор. Статор неподвижен. В его внутренней расточке размещен кор- пус 4, укрепляемый в станине 9, и в нем подшипники 6 и 10, в которых вращается внутренний вал И ротора. Ротор укреплен на валу И при по- мощи ступицы 5 и крышки 7 полу- сферической формы. Лопасти / вен- тилятора укреплены непосредствен- но на внешней поверхности ротора. Мотор-вентилятор тепловоза 2ТЭ116 устанавливается вместе с системой радиальных поворотных жалюзи 2. Для управления поворотом жалюзи мотор-вентилятор имеет пневмати- ческий сервопривод с рычажной пе- редачей (на схеме рис. 6.31 не по- казаны). Особенности электриче- ского устройства этой машины рас- смотрены в гл. 8. Диаметр лопастей вентилятора в таких конструкциях принимается сравнительно небольшим (900— 1100 мм), так как при больших раз- мерах увеличенный маховой момент вентиляторного колеса (пропорцио- нальный квадрату диаметра) суще- ственно увеличивает время разгона вентилятора. Из-за меньшего диа- метра лопастей в охлаждающем уст- ройстве тепловоза применяется не один, а несколько мотор-вентилято- ров (на тепловозе ТЭ109 — три, на 2ТЭ116 — четыре). Привод переменного тока по раз- мерам и массе имеет лучшие пока- затели по сравнению с приводом постоянного тока, хотя с точки зрения регулирования постоянный ток дает больше возможностей (мож- но регулировать частоту вращения вентилятора, в то время как при пе- ременном токе регулирование осу- ществляется лишь включением и вы- ключением двигателей отдельных мо- тор-вентиляторов). Преимущества электрического привода по сравне- нию с механическим и даже гидро- динамическим позволяют ожидать 176
его широкого применения на мощных тепловозах. Системы автоматического регули- рования температуры охлаждающих жидкостей состоят из датчиков тем- пературы с усилителями и исполни- тельными механизмами. Конструк- ция механизмов определяется ти- пом и особенностями системы при- вода вентилятора холодильника. В зависимости от конструкции охлаж- дающих устройств и числа контуров водяной системы возможно раздель- ное регулирование температур воды и масла (тепловозы 2ТЭ10В, ТЭП60, ТЭП70, 2ТЭ116) или объединенное (тепловоз ТЭ109). В системах автоматического ре- гулирования температуры охлаж- дающих жидкостей на современных тепловозах применяются специаль- ные терморегуляторы. Их конструк- ция на разных тепловозах несколько различна, но принцип действия один. Измерительным элементом (датчи- ком) в них является термобаллон, заполненный церезином — кристал- лическим веществом, обладающим большим коэффициентом объемного расширения (в диапазоне температур от 5 до 80 °C его объем увеличивает- ся на 4—5 %). Объемное расширение церезина в термобаллоне, помещенном в ох- лаждаемую жидкость, в конструкции терморегулятора преобразуется в ли- нейное перемещение штока (у термо- регулятора тепловоза 2ТЭ10В при- мерно на 1 мм при повышении тем- пературы на 1 °C в диапазоне от 75 до 80 °C). Перемещение штока терморегуля- тора является управляющим воз- действием в системе регулирования. В зависимости от конструкции си- стемы автоматического регулирова- ния и типа привода вентилятора хо- лодильника оно передается дальше: а) на тепловозе 2ТЭ10В при по- вышении температуры до 73 °C мик- ровыключателям, управляющим включением привода жалюзи; при повышении температуры от 75 до 80 °C гидравлическому сервомотору, воздействующему через зубчатую рейку на положение черпательных трубок в гидромуфте привода вен- тилятора холодильника; б) на тепловозах ТЭП60 и ТЭП70 непосредственно дросселю, управ- ляющему подачей жидкости к гидро- мотору; в) на тепловозах 2ТЭ116 микро- выключателям, управляющим при- крытием боковых жалюзи со сто- роны секций радиатора первого и второго контуров и включением (поочередным) мотор-вентиляторов.
Г л а в a 7. ТЕПЛОВОЗНЫЕ ПЕРЕДАЧИ 7.1. НЕОБХОДИМОСТЬ ТЯГОВОЙ ПЕРЕДАЧИ И ЕЕ НАЗНАЧЕНИЕ Особенности работы локомотива. Профиль пути железнодорожных линий состоит из различных по кру- тизне и длине элементов: подъемов, площадок, спусков. По всем этим элементам на конкретном участке пути локомотив ведет один и тот же состав. Поэтому при движении поез- да от локомотива требуются раз- личные значения движущей силы— силы тяги — на разных элементах профиля пути. Но необходимые зна- чения силы зависят не только от крутизны профиля при установив- шемся движении, они связаны и с характером самого движения. Тепло- воз должен быть способен выпол- нять все стадии движения поезда: трогание поезда с места на станции, разгон его и поддержание движения со скоростью, установленной гра- фиком. При движении поезда локомотив совершает определенную механи- ческую работу (работа —это про- изведение силы на путь, пройденный в ее направлении). На выполнение работы должна быть затрачена энер- гия. Ее «источником» на тепловозе является дизель, преобразующий внутреннюю химическую энергию топлива в механическую работу вра- щения коленчатого вала с нагруз- кой, присоединенной к нему. Тяговая характеристика. На веду- щих осях тепловоза за счет работы на валу дизеля развивается сум- марный вращающий момент А4К, пе- редаваемый на колеса: M^FkPk/2, где FK — движущая сила, являющаяся суммой сил, возникающих в опорных точках контакта ведущих колес с рель- сами в результате трения (сцепления) 178 между ними, называемая силой тяги; DK — диаметр колес. Сила тяги тепловоза зависит от многих факторов. Зависимость силы тяги FK от скорости движения локо- мотива v, изображенная графиче- ски, называется тяговой характерис- тикой локомотива. Наименьшие зна- чения скорости движения грузовых тепловозов с поездом на самом тяже- лом профиле (расчетном подъеме) принимаются обычно в пределах 20— 25 км/ч. Так как максимальная ско- рость движения грузовых тепловозов не превышает 100 км/ч, то тепловоз должен работать в диапазоне четы- рех-, пятикратного изменения ско- рости. Тяговые и экономические свойства дизеля. Дизель как двигатель от- личается целым рядом характерных особенностей, которые отражаются на возможностях его применения для тяговой службы в качестве источника энергии на тепловозе. Мощность дизеля Ne при постоян- ной подаче топлива (за цикл) из- меняется почти пропорционально частоте вращения коленчатого вала (рис. 7.1), Наибольшая (номи- нальная) мощность Мном ограничи- вается предельными значениями по- дачи топлива и частоты вращения ВИЛИ ^ном* Вращающий момент на валу дви- гателя М при постоянной подаче топлива почти не зависит от частоты вращения вала (см. рис. 7.1) и может считаться постоянным. Дизель может работать только в определенном диапазоне частот вра- щения коленчатого вала — от nmin до «„ом, причем лт1п (частота холостого хода) ограничивается условиями надежного самовоспламенения топ- лива и составляет от 25 до 40 % Дизели обычного исполнения не поддаются реверсированию, т. е. не
допускают изменения направления вращения вала (без существенного усложнения конструкции). Дизели практически не допуска- ют (даже кратковременных) пере- грузок по вращающему моменту. Для пуска дизеля необходим до- полнительный (посторонний) источ- ник энергии. В рабочем диапазоне частот вра- щения коленчатого вала (лт|П... «„ом) и нагрузок дизель работает неодинаково экономично. Наимень- ший удельный расход топлива (см. гл. 4) обычно соответствует нагруз- кам и частотам вращения, близким к номинальным. Как видно из перечисления, ди- зель как двигатель недостаточно от- вечает требованиям транспортной службы, где нужно изменять значе- ния вращающего момента (силы тя- ги) и развивать неизменную мощ- ность при изменениях скорости дви- жения. Идеальная тяговая характерис- тика тепловоза. Из расссмотрения тяговых свойств дизеля вытекает, что для получения от него, а следо- вательно, и от тепловоза наиболь- шей возможной мощности дизель должен работать с максимальной частотой вращения коленчатого ва- ла. Для того чтобы постоянная (наи- большая) мощность дизеля ис- пользовалась полностью во всем ра- бочем диапазоне движения теплово- за, тяговая характеристика тепло- воза должна иметь вид гиперболи- ческой кривой (если NK = const, то FKy = const, а это и есть уравнение гиперболы в координатах FK, v). Характеристика такой формы (рис. 7.2) называется идеальной тяговой характеристикой тепловоза. Гипербо- лическая тяговая характеристика имеет ограничения по максимально- му значению силы тяги Гкп1ах (по ус- ловиям сцепления колес с рельсами без проскальзывания) и по макси- мальной скорости Уконстр (по ПРОЧНО- СТИ ходовых частей и воздействию на путь). Полная мощность дизеля теп- ловоза с идеальной тяговой харак- теристикой используется в рабочем диапазоне скоростей движения от V1 ДО Уконстр. Идеальная тяговая характеристи- ка обеспечивает необходимое уве- личение силы тяги при трогании с места и разгоне поезда, полное использование мощности дизеля при движении на различных элемен- тах профиля (спусках, подъемах, площадках) с поездами разного веса. Тяговые свойства тепловоза не- посредственного действия. Энергия и момент дизеля должны быть пе- реданы движущим осям тепловоза. Проще всего это можно осуществить непосредственно. Для этого доста- точно соединить кинематически вал дизеля и оси колесных пар (через зубчатые колеса и карданные валы). Именно так представлял себе теп- ловоз сам изобретатель теплового Рис. 7.2. Идеальная тяговая характеристика 179
двигателя Р. Дизель. Он в 1906— 1912 гг. вместе с другими специа- листами построил в Германии теп- ловоз такого типа (с непосред- ственной связью вала дизеля с ко- лесами). Однако такая простая кон- струкция (тепловоз непосредствен- ного действия) оказывается полно- стью неработоспособной по целому ряду причин. Сила тяги такого тепловоза была бы почти неизмен- ной (при постоянной подаче топлива) независимо от скорости движения (рис. 7.3), так как при этом усло- вии вращающий момент на валу дизеля почти не зависит от частоты вращения его вала. В то же время мощность Л\ тепло- воза с непосредственной передачей при постоянной силе тяги FK прямо пропорциональна скорости его дви- жения v, так как NK = FKv. Таким образом, номинальная мощ- ность дизеля может быть использо- вана только при движении с макси- мальной скоростью, т. е. на самых легких участках профиля и при по- ездах малого веса. Во всех осталь- ных случаях движения с меньшими скоростями — на трудных элемен- тах профиля, с поездами большого веса — мощность дизеля не может быть использована полностью (см. рис. 7.3). Тепловоз непосредственного дей- ствия не обеспечивал бы трогание поезда с места и его разгон, так как дизель не воспринимает нагрузок при малых частотах вращения коленчато- го вала (меньше nmln). Таким обра- 0 vmin vmax & Рис. 7.3. Тяговая характеристика тепловоза непосредственного действия зом, тепловоз непосредственного дей- ствия практически неработоспосо- бен, что и подтвердилось при ис- пытаниях тепловоза Р. Дизеля. Он так и не смог работать. Есть два пути приспособления дизеля к тяговой службе. Первый — это создание специального транс- портного дизельного двигателя, ра- бочий процесс которого был бы близок к процессу паровой машины паровоза, работающей при непо- средственной связи с колесами. По этому пути пытался пойти выдаю- щийся русский специалист-теплотех- ник профессор В. И. Гриневецкий. В 1906—1908 гг. он спроектировал, построил и испытал такой двига- тель. Двигатель оказался довольно сложным: каждый его рабочий ци- линдр состоял из трех параллельно расположенных цилиндров. Поэтому отечественное и мировое тепловозостроение с самого начала развития пошло по другому пути— применению на тепловозах тяговой передачи. Передача и требования к ней. Чтобы приспособить дизель к тяго- вой службе, на тепловозах между валом дизеля и ведущими осями предусматривают специальное про- межуточное устройство (или систе- му), называемое тяговой передачей тепловоза. В передаче механическая работа вращения коленчатого вала дизеля (она характеризуется постоянством мощности, вращающего момента и частоты вращения) преобразуется в механическую работу вращения ве- дущих колес тепловоза, которая характеризуется переменными вра- щающим моментом и частотой вра- щения осей колесных пар (при постоянстве мощности). Передача должна обеспечить: воз- можности изменения силы тяги и ско- рости тепловоза в широких пределах при работе дизеля с постоянной час- тотой вращения вала; использование полной мощности дизеля в широком диапазоне скоростей движения, т. е. 180
приближение тяговой характеристи- ки к идеальной; возможность ревер- сирования тепловоза. Как и всякий рабочий механизм, преобразующий энергию, передача должна иметь достаточно высокий к. п. д. на всех режимах тепловоза. Кроме того, передача должна иметь по возможности малые габариты, вес и стоимость, быть надежной в эксплуатации. Обслуживание и ремонт передачи также должны быть по возможности более простыми. Использование тяговой передачи и делает тепловоз локомотивом, дает возможность ему двигаться в раз- личных режимах, совершать транс- портную перевозочную работу. Ре- шение проблемы тяговой передачи позволило отечественным специа- листам под руководством профессо- ров Ю. В. Ломоносова и Я. М. Гак- келя создать в 1924 г. первые в мире работоспособные и достаточно мощ- ные магистральные тепловозы с электрической передачей. 7.2. ТИПЫ ТЯГОВЫХ ПЕРЕДАЧ В зависимости от способа преоб- разования, средств передачи энергии от дизеля к движущим осям и кон- структивного исполнения на тепло- возах теоретически можно приме- нять следующие типы тяговых пе- редач: механическую, гидравличе- скую, гидромеханическую, электри- ческую, электрогидравлическую, электромеханическую и газовую (воздушную). При всем многообразии возмож- ных типов тяговых передач прак- тическое применение на тепловозах нашли три основных типа передачи: электрическая, гидравлическая и ме- ханическая. Механическая передача по устрой- ству является наиболее простой. Она представляет собой редуктор («коробку скоростей»), расположен- ный кинематически между коленча- тым валом дизеля и ведущими осями тепловоза. Для возможности изме- нения передаточного отношения, что необходимо для регулирования силы тяги, коробка скоростей должна иметь несколько переключаемых сту- пеней, а также возможность ревер- сирования — для движения тепло- воза задним ходом. Для пуска дизеля без нагрузки и изменения направления движения тепловоза механическая передача должна иметь устройство, позво- ляющее отсоединять вал дизеля от движущих колес (муфту сцепле- ния). Муфта сцепления может быть фрикционной, как на автомобилях, электромагнитной и т. д. На неко- торых тепловозах с механической передачей для этой цели применяют муфту гидравлического типа — гид- ромуфту (см. ниже), обеспечиваю- щую большую плавность включения. Коробки скоростей на тепловозах с механической передачей имеют три- четыре, а иногда и пять ступеней скорости. Достоинства механической переда- чи заключаются в простоте кон- струкции, компактности, сравнитель- но малом весе, низкой стоимости из- готовления и довольно высоком среднем к. п. д. (0,85—0,90). Но механическая передача имеет и серь- езные недостатки. Из-за ограничен- ности числа ступеней передачи тяго- Рис. 7.4. Тяговая характеристика тепловоза с трехступенчатой механической передачей 181
вая характеристика тепловоза имеет вид ступенчатой ломаной линии, значительно отличающейся от ги- перболы (рис. 7.4). Ступенчатость характеристики (аналогично изло- женной выше особенности тепловоза непосредственного действия) не обес- печивает полного использования мощности дизеля в скоростных диа- пазонах каждой ступени скорости. Другим недостатком является пол- ная потеря силы тяги при переклю- чении ступеней передачи. Поэтому переключения скоростей в процессе движения неизбежно вызывают ди- намические перегрузки деталей пере- дачи. Механическую передачу имел одйн из первых советских теплово- зов Эмх3, построенный в 1927 г. Его опытная эксплуатация в течение шести лет показала, что указанные недостатки трудно устранимы. По- этому на мощных поездных тепло- возах такую передачу применять нецелесообразно. Механические передачи в настоя- щее время применяются на автомот- рисах и мотовозах, а также на ма- невровых тепловозах малой мощно- сти и некоторых дизель-поездах. Электрическая и гидравлическая передачи, принципы действия кото- рых рассмотрены в начале книги (в гл. 1—см. рис. 1.1), получили значительно большее распростране- ние в тепловозостроении, чем меха- ническая передача. Электрическая передача является основным типом передачи для отечественных и боль- шинства зарубежных магистраль- ных, а также многих маневровых тепловозов. В тепловозостроении применяют электрические передачи постоян- ного и переменно-постоянного тока, разрабатываются передачи пере- менного тока. Гидравлические передачи приме- няются в нашей стране и за рубежом в основном на тепловозах малой и средней мощности, главным обра- зом маневровых и промышлен- ных. 7.3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ Принцип действия и классифи- кация. На тепловозах с гидравли- ческой передачей мощность дизеля передается движущим колесным парам через жидкость, циркулирую- щую в замкнутом объеме. Дизель передает энергию гидравлическому насосу, который сообщает ее жид- кости, подавая ее под давлением к гидравлическим двигателям (гидро- моторам или гидротурбинам), свя- занным с колесными парами тепло- воза. От двигателей жидкость воз- вращается к насосу. Жесткая ме- ханическая связь между валом ди- зеля и колесами тепловоза отсут- ствует. Таким образом, в гидравлических передачах происходит двойное пре- образование энергии (см. рис. 1.1,6): сначала механическая энергия вра- щения коленчатого вала дизеля в гидравлическом насосе сообщается жидкости, а затем в гидравлических двигателях энергия, полученная жид- костью, снова преобразуется в меха- ническую энергию, но теперь уже в энергию вращения колесных пар. В этом отношении можно провести некоторую аналогию с электрической передачей (см. рис. 1.1, а). В ней энергия также преобразуется дваж- ды: тяговый генератор за счет меха- нической энергии дизеля вырабаты- вает электрическую энергию, которая в свою очередь тяговыми электро- двигателями преобразуется в ме- ханическую, и передается движущим колесам. Следовательно, движение жидко- сти в гидравлической передаче иг- рает роль электрического тока в электрической передаче. Отсутствие в обоих случаях непосредственной связи между валом дизеля и колес- ными парами тепловоза облегчает регулирование передаточного от- ношения между ними и позволяет изменять его в определенных преде- лах плавно. 182
Гидравлические передачи могут быть двух типов: гидростатические (объемные) и гидродинамические. В гидростатических передачах ра- бота передается за счет высоких давлений жидкости при незначи- тельных ее расходах (скоростях). Гидравлические насос и мотор вы- полняются в таких передачах в виде поршневых или ротационных машин, в которых изменение объема осу- ществляется принудительно. Гидро- статические передачи не нашли при- менения в качестве силовых пере- дач тепловозов из-за различных тех- нических трудностей (большие поте- ри на трение, наличие утечек при высоких давлениях и т. д.). Однако такие передачи небольшой мощности используются для привода вспомога- тельных агрегатов тепловозов (на- пример, вентилятора холодильника на пассажирских тепловозах ТЭП60 и ТЭП70—см. гл. 6). На тепловозах почти исключи- тельно применяют гидродинамиче- ские передачи, в которых использу- ется кинетическая энергия жидко- сти, циркулирующей в замкнутом постоянном объеме. Эти передачи состоят из центробежного насоса и турбины, в которых имеет место не изменение объемов, а изменение ско- ростей жидкости. Различают передачи, в которых мощность передается только через гидравлические элементы на всех режимах работы тепловоза (на- пример, на тепловозах ТГМ1, ТГМЗА и ТГМЗБ, ТГМ23, ТГМ6, ТГ16), и передачи, в которых мощность час- тично или полностью на отдельных режимах передается, минуя гидрав- лические элементы, через коробку скоростей (механическую переда- чу) — тепловозы ТГМ2, ТГМЗ, ди- зель-поезд Д1. Первые обычно на- зываются просто гидравлическими, а вторые — гидромеханическими. Гидродинамические передачи име- ют ряд достоинств, которые спо- собствуют их использованию в теп- ловозостроении. Основными их пре- имуществами по сравнению с элект- рической передачей являются мень- шие габаритные размеры, вес и стоимость на единицу мощности, а также малый расход цветных метал- лов. В то же время преобразование энергии в гидропередачах происхо- дит с несколько большими потерями, что приводит к повышенному рас- ходу топлива тепловозом (примерно на 5 % в среднем). Гидромуфты и гидротрансформа- торы. В соответствии с изложенным выше принципом работы схему гид- ропередачи можно представить, как показано на рис. 7.5, а. Центробеж- ный насос И, получая энергию от двигателя через вал /, засасывает жидкость из трубопровода 4 и на- гнетает ее по трубопроводу 5 в ра- диальную турбину Т, из которой жидкость возвращается в трубопро- вод 4. При течении жидкости в замк- нутом контуре 4—Н—5—Т—4 возни- кают потери ее энергии из-за трения и вихреобразования. Потери на тре- ние зависят от скорости течения, длины трубопроводов и качества их внутренних поверхностей; вихревые потери — от изменений направления и скорости течения. Поэтому для уменьшения потерь на трение в тру- бопроводах 4 и 5 приходится увели- чивать их поперечные сечения, чтобы снизить скорость течения. Для умень- шения вихревых потерь при выходе из насоса и постепенного снижения скорости служит направляющий ап- парат (диффузор) НА\. Однако пе- ред турбиной в направляющем ап- парате HAi скорость течения долж- на быть снова повышена для увели- чения кинетической энергии жид- кости. Попытки создать работоспособную передачу по этой схеме долгое время не могли увенчаться успехом: по- тери в трубопроводах и направляю- щих аппаратах были настолько ве- лики, что . к. п. д. передачи был недопустимо низок. Выход был най- ден в ликвидации всех трубопрово- дов и объединении насоса и турбины в одном корпусе в виде единого гидроаппарата. В связи с этим отпа- 183
ли потери на трение в трубопрово- дах, а также значительная часть вихревых потерь. Контур циркуляции жидкости в гидроаппаратах ограничен простран- ством между лопатками рабочих ко- лес Н и Т и направляющего аппара- та НА (рис. 7.5, б). Это позволило существенно поднять к. п. д. гидро- аппаратов. Для некоторых случаев оказалось возможным исключить из круга циркуляции и направляющий аппарат (рис. 7.5, в), получив прос- тую конструкцию, состоящую лишь из упрощенных насосного и турбин- ного колес. Таким образом, в гидро- динамических передачах применя- ются аппараты двух типов: гидро- Рис. 7.6. Гидромуфта трансформаторы, в которых, помимо вращающихся рабочих колес (на- сосного и турбинного), имеется и неподвижный направляющий аппа- рат (реактор), и гидромуфты, в ко- торых жидкость циркулирует только между лопатками рабочих колес. Гидромуфта (рис. 7.6) конструк- тивно состоит из трех основных де- талей. Насосное колесо Н жестко связано с ведущим валом /. Турбин- ное колесо Т находится на ведомом валу 2. Каждое из колес состоит из наружного тороидального корпуса и внутреннего тора, пространство между которыми перегорожено ради- альными лопатками. (Используются конструкции гидромуфты и без внут- реннего тора.) Для ограничения ра- бочего пространства гидромуфты от утечек жидкости служит наружный корпус (колокол) 3, который в дан- ной конструкции жестко соединен с насосным колесом и вращается вмес- те с ним. Рабочее пространство круга цир- куляции гидромуфты представляет собой замкнутые каналы между ло- патками насосного и турбинного ко- лес, которые в процессе работы за- полнены жидкостью. 184
Жидкость в межлопаточных ка- налах совершает сложное движе- ние. Проследим за движением какой- то частицы (небольшого объема) жидкости в круге циркуляции. Входя в насосное колесо Н на радиусе и частица жидкости движется в ради- альном направлении под действием центробежной силы. Одновременно вместе с колесом частица вращается с переносной (окружной) скоростью и1н = лпнГ1/30, где пн — частота вра- щения насосного колеса, об/мин. При перемещении частицы жид- кости от входа на лопатки (ра- диус Г1) к выходу (радиус г2) она по инерции стремится сохранить свою окружную скорость и в новом поло- жении, но лопатка колеса обладает в этой точке большей переносной ско- ростью: и2н = лпнГ2/30. Поэтому ко- лесо как бы стремится обогнать частицу и своей лопаткой давит на нее. Таким образом, частице жид- кости от лопаток сообщается энер- гия, которая ускоряет ее и застав- ляет двигаться со скоростью лопатки колеса. Аналогичное воздействие испытывают все частицы жидко- сти. Следовательно, в насосном ко- лесе лопатки сообщают рабочей жидкости кинетическую энергию. В каналах турбинного колеса жид- кость, наоборот, движется от пери- ферии к центру, поэтому в них про- исходит обратная картина. Здесь жидкость, перемещаясь к центру, те- ряет окружную скорость. Поэтому она давит на лопатки турбинного колеса, и, отдавая им энергию, за- ставляет вращаться турбинное ко- лесо. Таким образом, происходит замк- нутое движение жидкости в круге циркуляции. Необходимым условием этого движения является наличие скольжения, т. е. некоторой разности частот вращения рабочих колес. Только при этом условии центро- бежные силы жидкости, находящей- ся между лопатками насосного ко- леса, смогут преодолеть центробеж- ные силы жидкости, заключенной в каналах турбинного колеса, и все сопротивления пути циркуляции. Направление циркуляции показано стрелками на левой проекции рис. 7.6. Скольжением гидромуфты s назы- вается отношение разности частот вращения насосного (п„) и турбин- ного (гат) колес к частоте вращения насосного колеса: где 1 = Пт/пя — передаточное отношение. Передача мощности в гидромуфте осуществляется непосредственно от насосного колеса к турбинному че- рез жидкость. Поэтому вращающий момент на ведомом валу всегда ра- вен моменту на ведущем валу (AfT=AfH). Так как мощность равна произве- дению момента на частоту вращения, то вследствие скольжения (т. е. от- ставания ведомого вала) мощность, подводимая к гидромуфте, всегда больше мощности на ведомом валу. Полный к. п. д. гидромуфты NT Мтпг пт Пгм = = 7^- = — = t- Отсюда следует, что к. п. д. гидро- муфты при постоянном пЛ возраста- ет с увеличением частоты вращения ведомого вала (турбинного колеса). Характеристика к. п. д. гидромуф- ты, т. е. его зависимость от переда- точного отношения i (рис. 7.7, а), имеет вид прямой линии. Теорети- чески эта линия должна была бы придти в точку (i=l, т)Гм= 1). Од- нако, как мы установили, работа гидромуфты при s = 0 (пт = пн) не- возможна. По этой причине, а также вследствие некоторых неучтенных потерь характеристика к. п. д. при «>0,974-0,98 резко обрывается и при i=l к. п. д. равен нулю (муфта не передает энергию). Другой важной характеристикой гидромуфты является зависимость передаваемого момента от переда- точного отношения. Как видно на рис. 7.7, а, с возрастанием сколь- жения s (т. е. с уменьшением I) при постоянном «н абсолютная величина 185
Рис. 7.7. Характеристики: а — гидромуфты; б — гидротрансформаторов момента, который может передать гидромуфта, увеличивается. Таким образом, гидромуфта мо- жет служить для передачи энергии между двумя валами. Она обладает способностью смягчать ударные на- грузки и крутильные колебания, воз- никающие в передаче. Гидромуфта, связанная с валом дизеля, допускает его пуск при пол- ностью заторможенном ведомом вале. Обычно гидромуфты работают при к. п. д. на номинальном режиме 0,96—0,97, что соответствует сколь- жению 3—4 % (при номинальной частоте вращения ведущего вала). При этом они должны передавать номинальный (расчетный) момент. Гидротрансформатор (рис. 7.8) в отличие от гидромуфты, помимо на- сосного Н и турбинного Т колес, име- ет неподвижный направляющий ап- парат (реактор) НА, который, так Рис. 7.8. Гидротрансформаторы: а — первого класса; б — второго класса 186 же как и рабочие колеса, состоит из специально спрофилированных лопаток. Направляющий аппарат меняет направление потока жидкости и обес- печивает постоянный угол входа жидкости на лопатки насосного ко- леса. Таким образом, условия их обтекания практически не меня- ются при изменении режима работы турбинного колеса и это дает возмож- ность преобразовывать (трансфор- мировать) момент, передаваемый гидротрансформатором. Поскольку момент на любом валу вообще прямо пропорционален мощ- ности и обратно пропорционален частоте вращения, то при постоян- ной мощности и уменьшении час- тоты вращения турбинного вала момент на нем увеличивается (и наоборот). Направляющий аппарат в круге циркуляции гидротрансформатора конструктивно может быть распо- ложен или перед насосным колесом (рис. 7.8, а), или перед турбинным колесом (рис. 7.8, б). В первом слу- чае гидротрансформатор относят к первому классу, во втором — ко вто- рому. При этом характерно, что для гидротрансформаторов первого класса турбинное колесо может вра- щаться только в направлении враще- ния насосного колеса, тогда как для гидротрансформаторов второго клас- са направление вращения турбинного
колеса может быть любым — в за- висимости от расположения лопаток направляющего аппарата. В обоих случаях назначение на- правляющего аппарата одинаково — увеличивать кинетическую энергию жидкости (динамический напор) за счет преобразования части статиче- ского давления путем изменения ско- рости и направления потока на неподвижных лопатках вследствие их реакции. Так как направляющий ап- парат воспринимает реактивные си- лы, при изменении режима работы турбинного колеса на него действу- ет переменный по величине и знаку крутящий момент, передающийся на неподвижный корпус. Знак этого момента зависит от направления по- тока на лопатки направляющего аппарата. Момент турбинного ко- леса в соответствии с законом со- хранения энергии равен МТ=МН± ±МНА. На рис. 7.7, б показаны зоны передаточных отношений с положи- тельными и отрицательными значе- ниями момента направляющего ап- парата. При этом, если направляю- щий аппарат расположен перед вхо- дом в турбинное колесо (гидро- трансформаторы второго класса), то он увеличивает момент, передавае- мый турбинному валу, по сравне- нию с моментом на ведущем валу. Если направляющий аппарат распо- ложен перед насосным колесом (гидротрансформаторы первого класса), то реактивный момент (мо- мент на направляющем аппарате) складывается с моментом, приобре- таемым жидкостью в насосном коле- се, что в конечном итоге также приводит к увеличению момента на валу турбинного колеса. Таким об- разом, в обеих схемах осуществля- ется преобразование момента и ско- рости вращения ведомого вала при постоянных моменте и скорости вра- щения ведущего вала. Отношение момента турбинного колеса Мт к моменту насосного ко- леса AfH называют коэффициентом трансформации момента: k = Теоретически при заторможенном турбинном вале его момент должен быть бесконечно большим. Однако из-за значительных потерь на этом режиме момент будет иметь конеч- ные значения, но в несколько раз превышающие момент насосного ко- леса (при пт = 0 обычно & = 4-4-5). При увеличении пт коэффициент трансформации k уменьшается по характеристике, приведенной на рис. 7.7, б. Таким образом, гидротрансформа- тор может быть использован не толь- ко для передачи мощности между двумя нежестко связанными валами, но и для изменения момента на ве- домом валу в зависимости от час- тоты его вращения при постоянной мощности и частоте вращения вала двигателя. Такой характер измене- ния момента в основном соответ- ствует требуемой тяговой характе- ристике тепловоза. К. п. д. гидротрансформатора, так же как и гидромуфты, представ- ляет отношение мощности, снимае- мой с турбинного колеса, к мощности, затрачиваемой на вращение насос- ного колеса: Мтпг Лгт = 7Г = м п = ki' * н 4,1Н "и Передаточное отношение гидро- трансформатора может изменяться от нуля до единицы. Однако, как видно из характеристики (см. рис. 7.7, б), только при одном значе- нии I, называемом оптимальным (или расчетным) передаточным отноше- нием z’p, достигается наивысшее зна- чение к. п. д. В этом режиме в рабо- чей полости устанавливается прак- тически безударная циркуляция жид- кости с минимальными потерями. При всяком отклонении режима от номинального в ту или другую сто- рону возникают ударные явления при переходе жидкости с колеса на ко- лесо. Чем больше отклонение от рас- четной точки, тем больше ударные потери и, следовательно, ниже к. п. д. гидротрансформатора. В точках z = 0 (в начале координат) и fe = 0 (см. рис. 7.7, б) к. п. д., как это и 187
следует из вышеприведенной форму- лы, равен нулю. Качество гидротрансформатора определяется формой кривой зави- симости к. п. д. от передаточного отношения. Чем положе эта кри- вая в области вершины (у расчет- ного режима), т. е. чем шире диа- пазон сравнительно высоких к. п. д., тем совершеннее гидротрансформа- тор. Очевидно, что нецелесообразно допускать длительную работу гид- ротрансформатора на малых и вы- соких передаточных отношениях, т. е. в тех зонах, где его к. п. д. невелик. Такие режимы работы при малых передаточных отношениях гидро- трансформатора или при малых ско- ростях тепловоза допустимы лишь кратковременно. Если у гидротрансформатора мо- мент насосного колеса не зависит от момента и частоты вращения турбин- ного колеса, изменения внешней на- грузки не влияют на нагрузку дизе- ля. Момент Мн остается постоян- ным во всем диапазоне изменения AfT. Такая характеристика условно называется «непрозрачной» (см. рис. 7.7, б, сплошные линии). В этом случае и сам гидротрансформа- тор тоже называется «непрозрач- ным». «Прозрачным» называют гидро- трансформатор, у которого момент насосного колеса меняется с изме- нением частоты вращения турбин- ного колеса (см. рис. 7.7, б, пунктир- ные и штрихпунктирные линии). Большинство тепловозных гидро- трансформаторов имеют некоторую «прозрачность» характеристики, что требует согласования характерис- тики дизеля и гидропередачи. Конструкции гидравлических пе- редач. Как видно из характеристик, ни гидромуфта, ни гидротрансфор- матор не могут в отдельности обес- печить более или менее существен- ный диапазон экономичного регули- рования скорости и, стало быть, каждый из аппаратов не может в отдельности служить передачей для тепловоза. Однако использование в 188 гидропередаче двух аппаратов зна- чительно расширяет возможную об- ласть экономичной работы, при ко- торой к. п. д. передачи оказывается выше заранее заданного минималь- но допустимого значения к. п. д. т|3ад- На рис. 7.9 показано, что при использовании в передаче гидро- трансформатора и гидромуфты диа- пазон передаточных отношений, в котором к. п. д. я выше задан- ного Язад, шире, чем соответствую- щий диапазон для каждого аппара- та в отдельности. Поэтому гидропе- редачи тепловозов обычно состоят не менее чем из двух (чаще всего трех) гидроаппаратов (гидротранс- форматоров и гидромуфт), т. е. вы- полняются двух- или трехциркуля- ционными. Возможны следующие сочетания гидроаппаратов в трехциркуляцион- ной передаче: гидротрансформатор и две гидромуфты; два гидротранс- форматора и гидромуфта; три гидро- трансформатора. В случае примене- ния двух гидротрансформаторов один из них рассчитывают на работу при трогании с места и на малых скоростях движения, когда требуется высокая трансформация момента. Его называют пусковым. Второй гидротрансформатор, который ис- пользуется при движении со средни- ми и высокими скоростями, называют маршевым. В тепловозных передачах в каче- стве пусковых гидроаппаратов иног- да применяют многоступенчатые гид- ротрансформаторы, имеющие по две и более турбинных ступеней и на- правляющих аппаратов. В этих аппа- ратах создаваемый насосным коле- сом напор реализуется не на одной ступени турбины, а равномерно распределяется по нескольким тур- бинным колесам (ступеням). Такие гидротрансформаторы, как правило, рассчитываются на пониженные пе- редаточные отношения (г = 0,3 4- 4-0,45) и характеризуются больши- ми коэффициентами трансформации момента k при стоповом режиме (/=0).
Рабочие жидкости для гидроаппара- тов. В качестве рабочих жидкостей могут быть использованы вода или масло. Вода используется в крупных стационарных пе- редачах. Для передач транспортных ма- шин, в том числе и тепловозов, наиболее выгодной жидкостью является масло, хотя из-за его меньшего удельного веса габа- риты передач несколько увеличиваются. Масло как рабочая жидкость обладает сле- дующими преимуществами: использование масла обеспечивает одновременно и смазку всех трущихся частей, тогда как при работе на воде требуется создание специальной сма- зочной системы; температура испарения масла выше, чем воды; температура затвер- девания масла ниже, чем воды, что умень- шает опасность замерзания передачи при низких температурах. С другой стороны, так как теплоемкость масла примерно вдвое меньше, чем воды, возникает необхо- димость создания специальной системы для внешнего охлаждения циркулирующего в передаче масла. В гидропередачах используют минераль- ные масла и их смеси, отвечающие целому ряду специальных требований. Для тепловозных гидропередач обычно применяется специальное масло ГТ50, со- держащее присадки против вспенивания и окисления. Также применяется масло «Турбинное 22» с добавкой антипенной при- садки ПМС200А. Могут применяться и не- которые другие сорта масел. Устройство трехциркуляциониой гидропе- редачи. Рассмотрим устройство унифициро- ванной гидропередачи УГП750, УГП1200, примененной на нескольких сериях теплово- зов (в частности, ТГМЗ) в модификациях УГП750, УГП1000 и УГП1200. Передача (рис. 7.10) состоит из двух одинаковых гидротрансформаторов 6 и 7 и одной гидромуфты 4. (В передаче тепловоза ТГМЗБ гидромуфты нет.) Насосные колеса всех гидроаппаратов сидят на одном валу, который приводится во вращение от вход- ного вала 1 через повышающую зубчатую пару 3—2. При трогании тепловоза с места включается пусковой гидротрансформатор 7, турбинное колесо которого через зубчатую пару 8—9 вращает вал 10. При средних скоростях движения включен гидротранс- форматор 6, при высоких — гидромуфта 4. В обоих случаях вал 10 приводится через зубчатую передачу 5—11. Переключения ступеней производятся путем поочередного опорожнения и запол- нения отдельных гидроаппаратов. Для пе- редачи вращения от вала 10 на выходной вал служит реверсивный двухрежимный ре- дуктор. (Модификация УГП1000 не имеет режимного устройства.) Реверсирование пе- редачи осуществляется переключением ку- лачковых муфт 20 (передний ход) и 14 (задний ход). Поездной режим передачи обеспечивается перемещением влево кулач- ковых муфт 20 (для движения вперед) и 14 Рис. 7.9. Совмещенная характеристика к. п. д. гидротрансформатора т]гт и гидромуфты т)Гм (для движения назад). Перемещение муфт 20 и 14 вправо обеспечивает маневровый режим передачи. Таким образом, выходной вал передачи 18 может получить вращение от вала 10 следующими различными путями: через шестерни 19 и 17 (включена муфта 20 влево) — поездной режим, движение вперед; через шестерни 21 и 16 (включена муф- та 20 вправо) — маневровый режим, дви- жение вперед; через шестерни 11 и 12 (они находятся в постоянном зацеплении. На рис. 7.10 эта связь показана пунктирными линиями), 15 и 17 (включена муфта 14 влево) — по- ездной режим, движение назад; 15 19 13 Рис. 7.10. Кинематическая схема унифициро- ванной тепловозной гидропередачи УГП750, 1200 189
через шестерни 11, 12, 13 и 16 (включена муфта 14 вправо) — маневровый режим, движение назад. Приспособление унифицированной гидро- передачи к конкретному дизелю по частоте вращения осуществляется подбором нуж- ного передаточного отношения зубчатой пары 2—3, а изменение скоростного диа- пазона тепловоза — сменой шестерен ре- версивного редуктора. На базе конструкции гидропередачи УГП750 разработаны ее модификации УГП820 (для тепловоза ТГ16) и УГП1200 (для ТГМ5 и ТГМ6). Управление гидравлическими передачами сводится к переключению режимов передачи в зависимости от изменения условий ее ра- боты и осуществляется автоматически спе- циальной системой. Система автоматического управления переключением ступеней ско- рости (САУ) может быть однокоординатной (переключения производятся в зависимости от изменения одной координаты — скорости движения тепловоза) или двухкоординатной' (моменты переключения связываются и с изменением второй координаты — частоты вращения вала дизеля). В первом случае наивыгоднейшая тяговая характеристика теп- ловоза достигается лишь на номинальном режиме работы дизеля, во втором — на всех режимах. Любая САУ состоит из измерительных устройств — датчиков скорости, которые могут быть механическими (центробежный регулятор) или электрическими (тахогенера- тор, переменное сопротивление), и исполни- тельных органов, осуществляющих переклю- чение гидроаппаратов. Гидропередача УГП750 имеет двухкоор- динатную электрогидравлическую САУ. Ее электрическая часть является измерительной и состоит из датчика скорости тепловоза— тахогенератора трехфазного переменного то- ка, кинематически связанного с выходным валом передачи,— и двух корректирующих реостатов, движки которых связаны с руко- яткой контроллера машиниста. Эти реоста- ты играют роль датчиков скорости вращения вала дизеля. Рис. 7.11. Принципиальная гидравлическая схема системы автоматического управления унифицированной гидропередачи 190 На часть напряжения тахогенератора, скорректированную реостатами, включены реле скорости, управляющие электрогидрав- лическими вентилями 8, 9, 14 гидравлической части САУ (рис. 7.11). Последние, в свою очередь, управляют распределительным устройством 16, осуществляющим питание гидроаппаратов передачи. Оно состоит из трехпозиционного 17 и двухпозиционного 19 золотников, соединенных каналами 18 и 22. Рассмотрим работу САУ. На схеме рис. 7.11 система показана в нейтральном поло- жении. Дизель Д работает, приводя во вра- щение вал насосных колес гидроаппаратов, однако гидропередача отключена, так как гидротрансформаторы и гидромуфта опорож- нены. Сливной трубопровод 24 гидротранс- форматора ГТ1 через золотники 17 и 19 сообщен со сливным трубопроводом 20, ве- дущим в картер гидропередачи 1 (на схеме длина сливных трубопроводов 11, 12, 15, 20 условно сокращена). Сливной трубопровод 25 трансформатора ГТН соединен с картером через золотник 19 и трубопровод 20. Гидро- муфта ГМ опоражнивается непосредственно в картер через три нормально открытых кла- пана (на схеме слив показан условно тру- бопроводом 27). Электрическая часть схемы обесточена, так как тепловоз неподвижен. Питательный насос 3 приводится во вращение дизелем и засасывает масло из картера по трубо- проводу 2, однако его нагнетательные трубопроводы перекрыты: 6 — золотником 17, а 5 — вентилями 8, 9 и 14. Последние в обесточенном положении сообщают полости под поршнями золотников 17 и 19 через тру- бопроводы 7, 10, 13 и 11, 12, 15 с картером. Первый (пусковой) гидротрансформатор ГТ1 используется для трогания с места и разгона (на тепловозе ТГМЗА до скоро- сти 13,2 км/ч на маневровом режиме или 27 км/ч на поездном). Для включения пе- редачи в электрической схеме замыкается цепь питания катушки вентиля 8, включение которого приводит к подаче масла от на- соса 3 по трубопроводам 4, 5 и 7 в левую полость золотника 17. (Включенное поло- жение вентиля 8 можно представить, если мысленно переместить верхний Квадратик его условного изображения на схеме на мес- то нижнего, к которому подходят непод- вижные трубопроводы 5, 7 и 11. При этом, как показывает стрелка, будут сообщены трубопроводы 5 и 7. Сливной трубопровод 11 будет отключен.) Под действием давления масла на пор- шень золотник 17 переместится из ней- трального среднего в правое положение. Мас- ло из правой полости будет вытесняться при движении золотника по трубопроводу 10 через вентиль 9 н трубопровод 12 в картер. (Включенное положение золотника 17 можно представить, если поместить правый квадрат его условного изображения на место сред- него.) Трубопровод 4 от насоса будет через трубопровод 6 и золотник 17 сообщен с трубо-
проводом 23 наполнения ГТ1. Трубопровод 24 слива из ГТ! будет перекрыт. Наполнение ГТ! приведет к троганию с места и раз- гону тепловоза. Второй гидротрансформатор ГТП исполь- зуется для движения со средними скоростями (на ТГМЗА соответственно 13,2—26,8 или 27— 55 км/ч). Это основной рабочий режим передачи. Переход на ГТП происходит после замыкания в электрической схеме цепей ка- тушек вентилей 9 и 14 и размыкания цепи ка- тушки вентиля 8. Включение вентилей 9 и 14 приводит к подаче масла от насоса по трубо- проводам 10 и 13 в правые полости золотни- ков 17 и 19. Золотники перемещаются влево (на схеме левые квадраты их изображений надо перенести к неподвижным трубопрово- дам), обеспечивая: а) линию питания ГТП — трубопроводы 4 и 6, золотник 17, канал 22, золотник 19, трубопровод 21; б) ли- нию слива из ГТ! — трубопровод 24, золот- ник 17, канал 18, золотник 19, трубопровод 20. Золотник 19 одновременно перекрывает тру- бопровод 25 слива из ГТП. Разрыв цепи катушки вентиля 8 вызы- вает перемещение вентиля под действием пружины в прежнее, нейтральное, положе- ние. При этом обеспечивается линия слива из левой полости золотника 17 по трубопро- водам 7 и 11. Гидромуфта служит для работы на ско- ростях выше указанных пределов. Переход на нее осуществляется при отключении вентиля 14 (вентиль 9 остается включен- ным). Вентиль 14 в обесточенном положении создает линию слива на правой полости зо- лотника 19. Последний под действием пру- жины перемещается, вытесняя масло, в перво- начальное положение. Это приводит к сле- дующим переключениям: а) создается линия питания ГМ — трубопровод 6, золотник 19, трубопроводы 26 и 27; б) обеспечивается слив из ГТП—трубопровод 25, золотник 17, трубопровод 20; е) сохраняется слив из ГТ! — трубопровод 24, золотник 17, канал 18, золотник 19, трубопровод 20. Обратные переходы в гидропередаче — при снижении скорости движения — осуще- ствляются в противоположном порядке. Гидрореверсивиые передачи. Одним из путей повышения производительности манев- ровых тепловозов является использование наряду с тяговыми режимами работы гидро- трансформаторов так называемых тормозных режимов, или режимов противовращения, когда направление вращения турбинного колеса изменяется на противоположное по сравнению с направлением вращения в ре- жиме тяги. Исследование этого принципа привело к созданию гидрореверсивных пе- редач, способных развивать тормозные моменты, приложенные к колесам движу- щегося локомотива, путем слива жидко- сти из гидротрансформатора, предназначен- ного для переднего хода тепловоза и напол- нения гидротрансформатора для обрат- ного хода. Турбинное колесо в последнем случае находится в тормозном режиме противо- вращения, что обеспечивает интенсивное тор- можение локомотива и плавный переход без его остановки к движению в обратном направлении в режиме тяги. Гидрореверсивиые передачи строят с од- ним или двумя гидротрансформаторами для каждого направления движения, при этом в механической части передачи находится либо четное, либо нечетное число шестерен. Гид- рореверсивные передачи имеют систему регу- лирования тормозной мощности во всем рабо- чем диапазоне скоростей путем изменения количества жидкости в гидроаппаратах или посредством поворота лопаток в направляю- щем аппарате. Работы по применению гидрореверсивных передач для маневрово-промышленных теп- ловозов мощностью до 1000 л. с. проводятся в СССР и за рубежом. 7.4. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ На тепловозах применяют электри- ческие передачи трех видов. Переда- ча постоянного тока (рис. 7.12), в ко- торой и тяговый генератор Г, и тяго- вые двигатели ЭД выполнены в виде машин постоянного тока. Такие пе- редачи наиболее просты, не имеют промежуточных звеньев, обладают высокими к. п. д. и регулировоч- ными качествами. Однако при росте секционной мощности тепловозов снижается надежность тяговых гене- раторов. Поэтому такие передачи применяются только при секционной мощности до 2210 кВт (тепловозы ТЭ1, ТЭ2, ТЭМ2, ТЭЗ, ТЭ10 и др.). Передача переменно-постоянного то- ка (рис. 7.13), в которой тяговый генератор Г выполнен в виде син- хронного генератора переменного тока, а тяговые двигатели ЭД—по- стоянного тока. Для преобразования переменного тока в постоянный меж- ду генератором и двигателями вклю- чена выпрямительная установка ВУ, в связи с чем несколько снижается ф ф ф Рис. 7.12. Схема передачи постоянного тока 191
Рис. 7.13. Схема передачи переменно- постоянного тока общий к. п. д. передачи. Однако в эксплуатации это снижение эконо- мичности компенсируется снижением эксплуатационных расходов за счет большой надежности тягового син- хронного генератора. Такие пе- редачи применяются на тепловозах с секционной мощностью 1470— 4400 кВт (тепловозы ТЭМ7, ТЭ116, ТЭП70 и др.). При дальнейшем увеличении мощ- ности лимитирующим становится тя- говый электродвигатель. Поэтому в перспективе намечается применение передач переменного тока (рис. 7.14), в которых и тяговые двигатели выполнены в виде машин перемен- ного тока. Для нормальной работы таких двигателей требуется одновре- менное регулирование напряжения и частоты переменного тока. Поэ- тому между генератором и двигате- лями включается преобразователь частоты ПЧ. Такие передачи будут установлены на тепловозах мощ- ностью 4400 кВт в секции и более. Применение электрической пере- дачи на тепловозах исключает жест- кую связь между коленчатым валом дизеля и колесными парами. При постоянной частоте вращения колен- чатого вала дизеля и установившей- ся скорости тепловоза частота вра- щения п якоря тягового двигателя постоянного тока определяется на- пряжением U, подведенным к нему, Рис. 7.14. Схема передачи переменного тока и магнитным потоком Ф и не зависит от частоты вращения вала дизеля: где /я и /?я — ток и сопротивление в цепи якоря; се — постоянный коэффи- циент. Наиболее важным требованием, предъявляемым к силовой установке локомотива, является использование ее полной мощности в возможно большем диапазоне скоростей дви- жения. Это требование частично вы- полняется за счет естественных ха- рактеристик тяговых электрических машин. Для полного использования мощности на тепловозах применяют специальные системы регулирования как тяговых генераторов, так и тя- говых электродвигателей. Системы регулирования тяговых генераторов тепловозов. Мощность дизеля, который является одним из основных элементов силовой ус- тановки тепловоза, Nt М = —+ Men. где Nr и т)г — мощность и к. п. д. тягового генератора; /Увсп — мощность, расходуе- мая на привод вспомогательных механиз- мов (вентиляторы холодильника и тяго- вых двигателей, насосы и т. д.). При постоянной частоте вращения коленчатого вала дизеля можно принять Men И Т]г ПОСТОЯННЫМИ. Тогда М=(М— Мсп)Пг= м Л = const. Эта характеристика (рис. 7.15), так называемая внешняя характе- ристика тягового генератора, должна иметь ограничения по максимально- му напряжению Urmail и току 7rmax тя- гового генератора. Наибольшее распространение по- лучили генераторы постоянного то- ка. Как известно, ии один из гене- раторов постоянного тока с незави- симым, параллельным, последова- тельным или смешанным возбужде- нием не имеет такой внешней харак- 192
теристики. Синхронные генераторы переменного тока имеют хотя и па- дающую, но далекую от требуемой внешнюю характеристику. Поэтому на тепловозах применяют генераторы со специальной системой возбужде- ния (рис. 7.16). На вход системы возбуждения СВ вводят сигналы по току 1Г и напряжению Ur тягового генератора Г. Напряжение UB, выра- батываемое системой возбуждения, подведено к обмотке ОВГ возбуж- дения тягового генератора. В ре- зультате обеспечивается изменение магнитного потока Фг и напряжения Ut тягового генератора по тре- буемому закону. При движении тепловоза с поездом часто не требуется использование полной мощности дизеля (при малой массе поезда, движению по легкому профилю или с ограничением скоро- сти и др.). Уменьшение мощности дизеля достигается изменением час- тоты вращения лд его коленчатого вала, причем каждому значению пд соответствует определенная мощ- ность, при которой к. п. д. дизеля будет максимальным. Поэтому систе- ма возбуждения тягового генера- тора должна обеспечить при частич- ных нагрузках постоянство мощно- сти генератора на уровнях, соот- ветствующих экономичным режи- мам работы дизеля (см. рис. 7.15). Для изменения мощности тягового генератора при изменении частоты вращения коленчатого вала пд, а значит, и мощности дизеля Д на вход системы возбуждения вводят сигнал по пд. В результате на выходе си- стемы возбуждения, а следователь- но, и на выходе тягового генератора Рис. 7.15. Характеристики тягового ге- нератора тепловоза получается семейство характеристик (см. рис. 7.15). В рассмотренной системе предпо- лагалось, что мощность тягового генератора стабильна и равна мощ- ности дизеля. В действительности, даже при постоянной частоте вра- щения коленчатого вала изменяется как мощность дизеля, так и мощ- ность тягового генератора. Мощ- ность дизеля зависит от атмосфер- ных условий (давления и темпера- туры воздуха). Кроме того, может меняться и мощность, расходуемая на привод вспомогательных механиз- мов (вентилятор холодильника и компрессор тормозной системы могут быть включены или выключены и т. д.). В результате изменяется и мощность, передаваемая тяговому генератору, так называемая свобод- ная мощность дизеля. Мощность тя- гового генератора также может изменяться в зависимости от темпе- ратуры обмотки ОВГ, влияния ги- стерезиса и других факторов. В то же время, как указывалось выше, необходимо выдержать условие Ne — = const. Поэтому на вход системы возбуждения СВ вводят еще один Д Рис. 7.16. Функциональная схема возбуждения тягового генератора тепловоза 7 Зак. 443 1 93
Рис. 7.17. Система возбуждения тягового ге- нератора тепловоза ТЭЗ сигнал X, пропорциональный свобод- ной мощности дизеля. Реагируя на этот сигнал, система возбуждения обеспечивает непрерывное поддер- жание равенства. Таким образом, звеном, регули- рующим работу тягового генера- тора, является система возбужде- ния СВ. Возможны два основных принципа построения системы воз- буждения, в которых требуемые ха- рактеристики обеспечиваются: кон- струкцией магнитной системы и схе- мой возбуждения специальной маши- ны — возбудителя В тягового гене- ратора; подбором параметров и схе- мой включения различных аппаратов (применяемые машины имеют обыч- ное исполнение). Возможны системы, в которых сочетаются оба принципа. К первому принципу, например, от- носится система возбуждения тепло- воза ТЭЗ, а ко второму — теплово- зов ТЭ10, ТЭ ЮЛ и ТЭП60. Система возбуждения тягового ге- нератора тепловоза ТЭЗ. Обмотка возбуждения ОВГ (рис. 7.17) тяго- вого генератора Г получает пита- Рис. 7.18. Возбудитель тягового генера- тора тепловоза ТЭЗ 194 ние от генератора постоянного тока— возбудителя В. Магнитная система возбудителя В состоит из шести полюсов: ненасыщенных 1—4 (рис. 7.18, а) и насыщенных 5 и 6. На ненасыщенных полюсах расположе- ны независимая Н (см. рис. 7.17), регулировочная Р и ограничительная О обмотки, а на насыщенных — па- раллельная П и дифференциаль- ная Д. Так как якорь возбудителя имеет волновую обмотку, то элект- родвижущие силы (э. д. с.), наводи- мые в обмотке якоря каждой группой полюсов, складываются. Обмотка независимого возбужде- ния Н включена на постоянное на- пряжение вспомогательного генера- тора ВГ, и создаваемая ею э. д. с. £i (рис. 7.18, б) не зависит от тока /г тягового генератора Г (см. рис. 7.17). Параллельная обмотка П включена на напряжение возбудите- ля В. Дифференциальная обмотка Д включена параллельно обмотке ДП добавочных полюсов тягового генератора, поэтому ток в обмотке Д пропорционален току /г. Магнитодви- жущие силы (м. д. с.) параллельной £п и дифференциальной £д обмо- ток направлены навстречу друг дру- гу. (На рис. 7.17 стрелками показаны направления м. д. с. отдельных обмо- ток.) В результате зависимость э. д. с. £г (см. рис. 7.18, б), созда- ваемой насыщенными полюсами, от тока /г имеет четыре участка: 1—2, где ток тягового генератора, а следовательно, и м. д. с. диффе- ренциальной обмотки Д невелики; сердечник полюса насыщен под дей- ствием параллельной обмотки П и £2 мало зависит от 1Г; 2—3 — сердечник полюса не на- сыщен и £2 примерно обратно про- порциональна /г; при этом м. д. с. обмотки П больше м. д. с. обмотки Д (£п>£д); 3—4 — сердечник полюса не на- сыщен, но £п<£д, и поэтому э. д. с. £2 меняет свой знак; 4—5 — сердечник полюса опять насыщен, но уже под действием м. д. с. дифференциальной обмотки.
Электродвижущая сила возбуди- теля £в = £1+£г (кривая Г—2'— 3'—5'). На участке 1'—2' обеспе- чивается примерно постоянное зна- чение £в и тока возбуждения гене- ратора где 7?овг — сопротивление обмотки ОВГ. Напряжение тягового генератора £г — Се Фг — 7иг» где пд — частота вращения якоря ге- нератора (принята постоянной); Фг — магнитный поток тягового генератора; с’е, с" — постоянные коэффициенты. Следовательно, при /„г — const на- пряжение тягового генератора £г — ~ const, т. е. в интервале токов 0—7гг обеспечивается ограничение напря- жения тягового генератора за счет насыщения полюсов 5 и 6 возбу- дителя. На участке 2'—4' кривой £в на- пряжение возбудителя изменяется примерно обратно пропорционально току тягового генератора, т. е. в интервале токов 7гг—/Г4 внешняя ха- рактеристика генератора будет при- мерно гиперболической. Таким образом, за счет конструк- ции магнитной системы возбудителя В обеспечиваются два участка внеш- ней характеристики тягового гене- ратора — ограничение по напряже- нию (участок Г—2') и ограничение по мощности (участок 2'—4'). Для ограничения максимального тока тя- гового генератора применена спе- циальная схема, включающая в себя ограничительную обмотку О (см. рис. 7.17) возбудителя, расположен- ную на его ненасыщенных полюсах, тахогенератор Т2 и диод Д2. Из схемы следует, что ток в обмотке О 7д,(Л0,1 + Л6в2) +/ГЛЛ„ — 1/т2 '°" Яо или,, заменяя 7дв = Д/Г1 получим ; 1 Яов1 Ч"^ОВ2 + ^/?ДП у Ut2 k Ro /г Я? или /о — б* 17 г С 2 U т2, где /дВ — ток тяговых двигателей 1 и 2; Яов1 и Яов2 — сопротивления обмо- ток ОВ1 и ОВ2 возбуждения тяговых двигателей 1 и 2; 7?дп — сопротивление обмотки ДП добавочных полюсов тя- гового генератора; Ro — сопротивление ограничительной обмотки О возбудителя; £т2 — напряжение специальной маши- ны постоянного тока — тахогенератора Т2; Ci и С2— постоянные, значения ко- торых ясны из выражений; k — число параллельных групп тяговых двигателей. Из уравнения следует, что на- правление тока в ограничительной обмотке определяется значениями 7г И £т2. Однако при С21Д2>СДГ (7.1) ток в обмотке О проходить не может, так как этому препятствует диод Д2. При увеличении 7Г меняется знак неравенства и по обмотке О проходит ток. Магнитодвижущая сила этой об- мотки направлена навстречу магни- тодвижущей силе обмотки Н. В ре- зультате уменьшается напряжение возбудителя, а следовательно, и напряжение тягового генератора. Параметры элементов схемы рассчи- тывают так, чтобы напряжение 7/г резко уменьшалось при незначи- тельном увеличении тока 7Г, в резуль- тате чего ограничивается ток тяго- вого генератора. Так как якорь тахогенератора Т2 связан с коленчатым валом дизеля, то напряжение £Т2 пропорционально Пд и ток 7Г, при котором начнется снижение напряжения тягового гене- ратора, также пропорционален пд. Благодаря этому обеспечивается плавное нарастание максимального тока, а следовательно, и силы тяги тяговых двигателей по мере увели- чения частоты вращения вала ди- зеля. Якоря возбудителя В и тягового генератора Г приводятся от колен- 7* 195
чатого вала дизеля, поэтому их напряжения пропорциональны па. Тем самым изменяется мощность генератора в зависимости от на частичных нагрузках. Таким образом, в результате взаи- модействия обмоток Н, П, Д и О и специальной конструкции сердеч- ников насыщенных полюсов возбу- дителя В обеспечивается гиперболи- ческая внешняя характеристика тя- гового генератора Г с ограничениями по максимальному напряжению и току. Однако в таком виде схема имеет существенный недостаток: мощность тягового генератора может быть не равна свободной мощности дизеля. Чтобы исключить этот недо- статок, в схему введены регулиро- вочная обмотка Р, тахогенератор Т1 и диод Д1 — так называемый узел автоматического регулирования мощности (АРМ). При увеличении нагрузки на ди- зель его регулятор частоты враще- ния увеличивает подачу топлива, а значит, и мощность дизеля, под- держивая постоянной частоту вра- щения коленчатого вала. Однако подача топлива и мощность дизеля ограничены некоторым максималь- ным значением. При дальнейшем увеличении нагрузки регулятор уже не может увеличивать подачу топли- ва (рейки топливных насосов нахо- дятся в положении «на упоре»), и частота вращения коленчатого вала начинает уменьшаться («просадка оборотов»). В этом случае при уменьшении нагрузки подача топли- ва не будет уменьшаться до тех пор, пока не восстановится задан- ная частота вращения коленчатого вала дизеля. На этом свойстве си- стемы регулирования подачи топлива дизеля и основана работа узла АРМ. Магнитодвижущая сила регулиро- вочной обмотки Р направлена со- гласно с м. д. с. независимой об- мотки Н, и поэтому увеличение тока в ней приводит к увеличению мощ- ности тягового генератора. При всех включенных вспомогательных на- 196 грузках и холодной обмотке ОВГ возбуждения тягового генератора пу- тем изменения напряжения тахогене- ратора Т1 устанавливают такое зна- чение тока в регулировочной обмот- ке Р, т. е. и мощности тягового генератора, чтобы «просадка оборо- тов» составила 25—30 1/мин. Если нагрузка на дизель по какой-либо причине уменьшается, то увеличи- вается частота вращения его вала и напряжение тахогенератора Т1, связанного с дизелем. Соответствен- но возрастают ток в регулировоч- ной обмотке и мощность тягового генератора. При увеличении нагруз- ки происходит обратный процесс. Таким образом, описанная си- стема регулирования обеспечивает выполнение основных требований, предъявляемых к системам воз- буждения тягового генератора теп- ловозов. Однако она имеет и ряд существенных недостатков. Во-первых, узел АРМ может ра- ботать только при максимальной частоте вращения вала дизеля. Дей- ствительно, ток в регулировочной обмотке где U-rt и UBT — напряжение тахоге- нератора Т1 и вспомогательного гене- ратора ВГ; Rp — сопротивление регу- лировочной обмотки. Как уже указывалось, t/Ti про- порционально пд, a UBr = const во всем диапазоне рабочей частоты коленчатого вала дизеля. Но при UBl> UTi ток в обмотке Р прохо- дить не должен, так как в этом случае увеличение гр привело бы уже не к увеличению, а к уменьшению мощ- ности тягового генератора. Чтобы исключить такую возможность, в схему введен диод Д1. Поэтому узел АРМ работает только при макси- мальном значении t/T) и пд. Во-вторых, как уже указывалось, напряжение тягового генератора, а следовательно, и его мощность про- порциональны нд и (JB. В свою оче-
редь, = Следовательно, при уменьшении частоты вращения ко- ленчатого вала дизеля мощность тягового генератора уменьшается быстрее, чем мощность дизеля, и не соответствует экономическим режи- мам дизеля на частичных нагрузках. В-третьих, максимальный ток тяго- вого генератора, ограничиваемый си- стемой регулирования, зависит от температуры обмоток OBI, ОВ2 и ДП (см. рис. 7.17). Действительно, в постоянную Ci в формуле (7.1) ВХОДЯТ Сопротивления /?Ов1, Rob2 и /?д„, зависящие от температуры этих обмоток. Следовательно, если в экс- плуатации температура обмотки ДП, например, возрастает, то ограни- чение будет наступать при меньших значениях тока тягового генератора и наоборот. Система возбуждения тягового генератора тепловоза типа ТЭ10. Обмотка возбуждения НГ (рис. 7.19) тягового генератора Г получает пи- тание от возбудителя В — генерато- ра постоянного тока. На главных полюсах возбудителя расположены две обмотки: независимая НВ и размагничивающая РВ. Первая под- ключена к магнитному усилителю МУ, а вторая—к вспомогательному генератору. Магнитодвижущие силы обмоток НВ и РВ направлены встреч- но. Магнитный усилитель МУ выпол- нен по схеме с внутренней обратной связью, имеет две рабочие обмотки ОР1 и ОР2 и четыре обмотки уп- равления: обмотку управления ОУ, подклю- ченную к селективному узлу СУ; задающую 03, подключенную к бесконтактному тахометрическому устройству БТУ, напряжение на вы- ходе которого пропорционально частоте вращения коленчатого вала; регулировочную ОР, включенную последовательно с обмоткой датчи- ка ИД регулятора частоты враще- ния вала дизеля (РЧВ); стабилизирующую ОС, подключен- ную к вторичной обмотке стабили- зирующего трансформатора СТ. Селективный узел СУ состоит из двух измерительных трансформато- ров (постоянного тока ТПТ и посто- янного напряжения ТПН), выпрями- тельных мостов В2 и ВЗ и балласт- ных резисторов СБТТ и СБТН. Маг- нитный усилитель МУ, трансфор- маторы ТПТ и ТПН и индуктивный датчик ИД питаются от синхрон- ного генератора СПВ через распре- делительный трансформатор. Рис. 7.19. Система возбуждения тягового генератора тепловоза ТЭК) 197
Связь по току /г тягового гене- ратора в рассматриваемой схеме осуществляется через селективный узел. Трансформаторы постоянного тока ТПТ и постоянного напряже- ния ТПН представляют собой маг- нитные усилители, выполненные так, что ток ТПТ пропорционален току тягового генератора, а ток ТПН — напряжению тягового генератора, независимо от напряжения и час- тоты источника питания. Обмоткой управления ТПТ служат силовые кабели, проходящие через окно его сердечника, а ТПН имеет специаль- ную обмотку управления ОУТН, включенную через добавочный резис- тор СУТН на напряжение гене- ратора. Рассмотрим принцип работы се- лективного узла. Предположим, что в какой-то момент времени имело место равновесие в схеме на рис. 7.20, а (мосты В2 и ВЗ, показанные на рис. 7.19, заменены вентилями В2 и ВЗ), т. е. 4у — Zyн ZyT j 1бтИбт == ^"бн^?бн == ZyZ?y, где Ry, Rfr и R6h — сопротивления со- ответственно обмотки управления маг- нитного усилителя и балластных резис- торов СБТТ и СБТН', iy — ток в обмотке управления; ZyT и zyH — составляющие тока iy соответственно от трансформа- торов ТПТ и ТПН\ «бт и 1бн — токи в бал- ластных резисторах. При увеличении тока /г тягового генератора растет ток трансформа- тора ТПТ и его составляющая tyT. Соответственно увеличивается и ток управления ty. Магнитодвижущая сила обмотки управления направлена так, что при увеличении тока в ней напряжение на выходе магнитного усилителя уменьшается. Соответ- ственно снижается и напряжение Ur тягового генератора, а с ним и токи 1н трансформатора ТПН и iy„. В результате при увеличении тока тягового генератора напряжение его уменьшается практически по ли- нейному закону (участок БВ на рис. 7.20, б), а ток в обмотке управ- ления магнитного усилителя оста- ется почти постоянным. Покажем это аналитически. В со- ответствии с обозначениями на рис. 7.20, а можно написать: Z? = Zot 4- Zyj; ZH = Z6H + ZyH. (7.2) Исключая из уравнений (7.2) ве- личины 1т, /н, /йн, 1бт, /ут и ZyH и учиты- вая, что Z? “ ZH==&HZ/r, получим ^-}iy=kJr+ktiUr, ^бн/ (7-3) где kT и kH — постоянные коэффициенты. Уравнение (7.3) можно записать в виде kT Z/r &у Zy т Zr, кн где 1 / Z?v R„ \ ky = ^(l + (7'4) Из уравнения (7.4) следует, что если iy изменяется незначительно, то при увеличении тока генератора Рис. 7.20. Селективный узел 198
его напряжение будет уменьшаться почти линейно. Чтобы выполнить условие малого изменения iy на уча- стке БВ внешней характеристики тягового генератора, система регули- рования «магнитный усилитель — возбудитель — тяговый генератор» должна иметь большой коэффициент усиления. Это обеспечивается в ос- новном за счет значительного коэф- фициента усиления магнитного уси- лителя. При увеличении тока генератора его напряжение снижается по ли- нии БВ (см. рис. 7.20, б). При этом составляющая /ут возрастает, a /ун убывает. В точке В внешней харак- теристики составляющая /ун стано- вится равной нулю и в дальнейшем iy = iT. Если ток генератора про- должает возрастать, то из-за боль- шого коэффициента усиления систе- мы регулирования напряжение тяго- вого генератора резко снижается да- же при незначительном увеличении /г — наступает ограничение макси- мального тока тягового генератора (участок ВГ на рис. 7.20, б). В случае уменьшения тока генера- тора напряжение его возрастает. В точке Б ток /ут = 0 и связь по току генератора по существу прекраща- ется. В результате при дальнейшем уменьшении /г напряжение Ur оста- ется практически постоянным — на- ступает ограничение напряжения тя- гового генератора. Таким образом, система регулиро- вания с селективным узлом обес- печивает падающую внешнюю ха- рактеристику тягового генератора с необходимыми ограничениями по максимальному току и напряжению. Обмотка магнитного усилителя ОЗ, м. д. с. которой пропорциональ- на частоте вращения коленчатого вала дизеля пд, обеспечивает сме- щение характеристик тягового гене- ратора в зависимости от пд. Магни- тодвижущая сила Б3 обмотки ОЗ направлена навстречу м. д. с. Fy обмотки управления ОУ, и увеличе- ние F3 вызывает увеличение тока возбуждения возбудителя В. Из рассмотрения работы селектив- ного узла следует, что на участке БВ внешней характеристики тягово- го генератора не обеспечивается выполнение одного из основных тре- бований к системам регулирования тепловозных дизель-генераторов — использование полной мощности ди- зеля. Поэтому в схему вводят еще один узел — регулировочную обмот- ку ОР (см. рис. 7.19), включенную последовательно с индуктивным дат- чиком ИД объединенного регулято- ра дизеля. Если мощность дизеля Ne не соответствует заданной NeH при данной частоте вращения коленчато- го вала, то серводвигатель регуля- тора мощности перемещает шток индуктивного датчика1. Если Ne< <ZNeu, то ток датчика, а значит, и ток регулировочной обмотки МУ увеличиваются. При этом возрастает напряжение на выходе магнитного усилителя, а следовательно, и напряжение и мощ- ность тягового генератора. Шток датчика будет перемещаться до тех пор, пока не наступит равновесие Ne = NeK- При Ne> NeH происходит обратный процесс. Аналогично осу- ществляется регулирование и на час- тичных нагрузках. Таким образом, суммарная магни- тодвижущая сила магнитного уси- лителя F = F3-\-Fp — Fy, где Fp — м. д. с. регулировочной обмотки. Систему регулируют так, чтобы во всех случаях обеспечить работу магнитного усилителя на линейной части его выходной характеристики. Испытания системы возбуждения показали, что в ней иногда возни- кают незатухающие колебания. По- этому в систему введен стабилизи- рующий трансформатор СТ (см. рис. 7.19), первичная обмотка кото- рого включена на напряжение воз- будителя В, а от вторичной полу- чает питание стабилизирующая об- мотка ОС магнитного усилителя МУ. В установившемся режиме по пер- 1 Принцип работы объединенного регуля- тора мощности рассмотрен в гл. 5. 199
вичной обмотке проходит постоянный ток и поэтому э. д. с. вторичной об- мотки трансформатора СТ и ток в стабилизирующей обмотке ОС рав- ны 0. Во время переходного процес- са, когда меняется напряжение воз- будителя, во вторичной обмотке СТ наводится э. д. с. и по обмотке ОС протекает ток. При этом суммарная м. д. с. магнитного усилителя изме- няется таким образом, чтобы за- медлить скорость изменения тока на выходе МУ. В результате обеспе- чивается стабилизация режима рабо- ты системы регулирования. Таким образом, рассмотренная система регулирования обеспечи- вает выполнение требований, предъ- являемых к системам возбуждения тягового генератора тепловозов. К ее недостаткам следует отнести неко- торую сложность (две электрические машины и несколько аппаратов) и использование машин постоянного тока, которые тяжелее, дороже и тре- буют большого ухода по сравнению с машинами переменного тока. Для тепловозов применяют си- стемы возбуждения с использовани- ем управляемых диодов-тиристоров (рис. 7.21). В этих системах в ка- честве возбудителя В используют синхронный генератор переменного тока. Обмотка возбуждения Н—НН тягового генератора подключается к возбудителю через тиристорный регу- лятор ТРВ. В регулятор вводят связи по току генератора /г, частоте вра- щения коленчатого вала пл и мощ- ности Ne дизеля. В результате полу- чают нужные характеристики тяго- вого генератора. Такие системы при- меняют на тепловозах 2ТЭ116, ТЭП70, ТЭП75 и др. Рис. 7.21. Система возбуждения главного ге- нератора с тиристорным регулятором воз- буждения Системы регулирования тяговых электродвигателей. Как известно, частота вращения якоря двигателя постоянного тока где Ua — напряжение, приложенное к двигателю; /я и /?я — ток и сопротивле- ние якоря; Ф — магнитный поток двига- теля; се — машинная постоянная. Из формулы (7.5) следует, что частоту вращения якоря тягового двигателя можно изменить, регули- руя напряжение, магнитный поток или сопротивление в цепи якоря. Из-за больших потерь последний способ на тепловозах не приме- няется. Способы регулирования напряже- ния. Напряжение на двигателе мож- но изменить, регулируя магнитный поток тягового генератора или изме- няя схему соединения тяговых дви- гателей. Рассмотрим возможные схе- мы соединения тяговых двигателей. При последовательном соединении тяговых двигателей к каждому из них подводится напряжение ил = = Uv/m, где Ur — напряжение тяго- вого генератора; m — число двига- телей, соединенных последовательно. Переключая тяговые двигатели в параллельные группы с другим чис- лом последовательно соединенных двигателей, можно получить не- сколько ступеней напряжения на двигателях. Очевидно, что при че- тырех двигателях возможны три схе- мы их соединения (все последова- тельно, две параллельные группы по два последовательно соединенных двигателя и все параллельно), при шести двигателях — уже четыре схе- мы и т. п. Следовательно, с точки зрения по- лучения большего числа ступеней регулирования целесообразно вклю- чать возможно большее число дви- гателей. Но следует учитывать, что при увеличении числа переключений резко возрастает количество аппара- тов и усложняется схема их вклю- чения. Поэтому обычно число воз- 200
можных соединений двигателей ог- раничивается двумя-тремя. Переключение двигателей возмож- но тремя способами: с разрывом цепи, коротким замыканием одного или группы двигателей и по схеме моста. Каждый из способов разли- чается снижением силы тяги в про- цессе переключения и необходимым числом аппаратов. Эти два фактора и определяют область их примене- ния. При переключении с разрывом силовой цепи сила тяги локомотива снижается до нуля. Поэтому такой способ практически не применяют. Переключение по схеме моста на теп- ловозах не применяют, так как он невозможен без установки дополни- тельных сопротивлений в цепи яко- рей двигателей. Метод короткого замыкания для переключения заключается в сле- дующем (рис. 7.22). При включен- ном контакторе 1 и выключенных контакторах 2 и 3 тяговые двигатели (или группы двигателей) ЭД1 и ЭД2 соединены последовательно. При пе- реключении вначале замыкается кон- тактор 2 и двигатель ЭД1 оказыва- ется замкнутым контакторами 1 и 2, а двигатель ЭД2 подключается на полное напряжение генератора. Затем контактор / выключается, а контактор 3 включается и двигатель ЭД1 также подключается к генера- тору. При переключении происходит снижение силы тяги. Однако в связи с большой инерционностью электри- ческих машин и малым временем переключения это снижение силы тяги получается небольшим и спо- соб переключения коротким замыка- нием используется на тепловозах. На тепловозах напряжение тя