1. Особенность прямого измерения крутящего момента дизельного двигателя заключается в пульсирующем характере воздействия на средство измерения (динамометр). Пульсация силы вызывается рабочими циклами дизеля и крутильными колебаниями коленчатого вала. Особенно велико динамическое воздействие на устройство измерения при пусках и остановках дизеля.

2. Автоматизация процесса с использованием компьютерных технологий позволит значительно сократить время обкатки ДВС, повысить ее эффективность исключить «человеческий фактор» из процесса обкатки.

3. Зарубежные обкаточно-тормозные стенды и нагрузочные устройства дороги, сроки их поставки велики. Стенды и нагрузочные устройства не обеспечивают «холодную» обкатку двигателей, не проработаны вопросы энергосбережения стендов.

Анализ механических характеристик нагрузочных устройств, реализованных на различных физических принципах (рис.1), позволяет сделать вывод о возможности использования объемного гидропривода в качестве нагрузочного устройства при испытании ДВС [ 1 ], внешняя скоростная характеристика дизельного двигателя 3 вписывается в поле 1, ограниченное внешней характеристикой тормоза (контур 0АВСD).

1 – характеристика гидравлического тормоза; 2 – характеристика электрического тормоза; 3 – внешняя скоростная характеристика дизельного двигателя.

Рис.1 -  Механические характеристики различных нагрузочных устройств и дизельного двигателя

Гидравлические тормоза весьма энергоемки, просты по конструкции и в свое время получили широкое распространение в практике стендовых испытаний двигателей. Поглощаемая гидравлическим тормозом энергия расходуется на совершение гидродинамической работы и работы трения (вращающегося ротора о жидкость). Одной из разновидностей гидравлических тормозов являются тормоза на основе объемного гидропривода.

Принцип действия объемного гидропривода основан на практической несжимаемости рабочей жидкости (высоком модуле объемного сжатия рабочей жидкости), использовании закона Паскаля и уравнения Бернулли, учитывающего течение реальной жидкости в гидросистеме.

Гидравлический объемный привод обеспечивает бесступенчатое регулирование скорости движения рабочих органов; надежно и просто защища­ется от перегрузок рабочих органов и двигателя; дает возмож­ность широко применять стандартизованные и унифицирован­ные узлы, что позволяет снизить себестоимость нагрузочного устройства, облегчает его эксплуатацию и ремонт.

Гидравлическая схема разработанного нагрузочного устройства для испытания дизельных двигателей на базе объемного гидропривода представлена на рисунке 2.

ЭД-электродвигатель, ДВС-двигатель внутреннего сгорания, НА-гидронасос нерегулируемый, М-гидромотор регулируемый, К_мотор-клапан нагрузочный для моторного режима, К_насос-клапан нагрузочный для насосного режима, АТ-маслоохладитель, Ф-фильтр сливной

Рисунок 2 – Схема гидравлическая нагрузочного устройства

Нагрузочное устройство позволяет обкатывать дизельные двигатели в режимах «холодной» и «горячей» обкатки.

Режим «холодной» обкатки дизельного двигателя (моторный режим):

1.   Перед запуском двигателя оба нагрузочных клапана К полностью открыты;

2.   Нагрузочный клапан К для моторного режима настраивается на требуемые частоту вращения и давление, необходимые для вращения коленчатого вала дизельного двигателя. Рабочая жидкость от гидронасоса НА поступает к гидромотору М, который приводит во вращение коленчатый вал дизельного двигателя;

3.   Регулирование частоты вращения вала гидромотора М, в диапазоне п = 0…1500 об/мин и более, осуществляется путем закрытия нагрузочного клапана К моторного режима и изменения рабочего объема гидромотора М при помощи маховика его регулятора.

Режим «горячей» обкатки дизельного двигателя:

1.   Нагрузочный клапан К для моторного режима полностью открыт. Регулировкой нагрузочного клапана для насосного режима обеспечивается требуемая нагрузка на коленчатом валу дизельного двигателя.

2.   Гидромотор М работает в режиме насоса;

3.   Гидронасос НА и нагрузочный клапан К для моторного режима обеспечивают необходимую подпитку на всасывании гидромотора М.

Конструкция разработанного нагрузочного устройства показана на рисунке 3.

Рисунок 3 -  Нагрузочное устройство для испытания ДВС

На рисунке 3 по сквозной нумерации обозначены:

1 – рама, конструктивно объединяющая детали и узлы нагрузочного блока,

2 – защитный кожух,

3 – коробка передач,

4 – трубопроводы для подачи масла в насосы из масляного бака,

5 – общий коллектор выходов масла,

6 – ручка переключения коробки передач,

7 – показывающее устройство температуры масла на выходе из насосов,

8 – блок индикации датчика момента, для отображения величины крутящего момента, частоты вращения и определения механической мощности,

9 – манометры давления масла на выходе каждого насоса,

10 – пульт управления,

11 – конструктивные  элементы, используемые при закреплении испытываемых двигателей и агрегатов (поперечины),

12 – виброопоры,

13 – предохранительные клапаны,

14 – штурвалы для регулировки нагрузки испытываемого двигателя с помощью дросселей,

15 – масляные фильтры для очистки масла подаваемого из маслоохладителя в масляный бак,

16 – шаровые краны подачи масла из масляного бака в насосы,

17 – шаровой кран слива масла,

18 – коллектор  охлаждённого масла подаваемого  в масляный бак из маслоохладителя (подсоединён к верхнему патрубку маслоохладителя),

19 – трубопровод для подачи масла из нагрузочного блока в маслоохладитель,

20 – заливная горловина и заливной фильтр для масла,

21 – трубопровод дренажа и слива,

22 – крышка масляного бака,

23 – бак масляный,

24 – подставка масляного бака,

25 – маслоохладитель,

26 – агрегат насосный, содержащий два насоса,

27 – блок нагрузочный. 

Изготовлен и испытан опытный образец нагрузочного устройства, который внедрен в ООО «Морские пропульсивные системы» (г.Санкт-Петербург) для испытания и сертификации морских дизельных силовых установок.

На рисунке 4 представлен общий вид разработанного нагрузочного устройства со стороны насосных агрегатов.

Рисунок 4  – Общий вид нагрузочного устройства со стороны насосных агрегатов

Дозировка изменяется в процессе работы посредством ввода в контроллер требуемых значений концентрации, который на основании информации от расходомеров автоматически поддерживает требуемую концентрацию на выходе насоса, управляя пропорциональным клапаном.
Смешивание воды и дезинфицирующего раствора производится в насосе высокого давления с эжекторным входом.
Процесс смешения потоков воды и активной жидкости в камере эжектора схематически поясняется Рис 2.

Рисунок 2 – Процесс смешения потоков воды и активной жидкости в камере эжектора 

В сечении 0 – 0, совпадающем с началом камеры смешения, средние скорости рабочего (эжектирующего) потока V_E и всасываемого (эжектируемого) потока V_EJ являются исходными. За этим сечением расположен начальный участок смешения потоков, где по центру сохраняется ядро скорости рабочего потока, не охваченное процессом смешения. В пределах ядра скорости потока постоянны и равны средней скорости истечения из сопла V_E [1, с. 90].
Смешение потоков в камере эжектора сопровождается изменениями осредненного давления вдоль проточной части. По мере выравнивания профиля поперечного распределения скоростей потоков и уменьшения от сечения к сечению средней скорости суммарного потока происходит повышение давления.
Повышение давления в зоне смешения канала постоянного радиуса без учета поверхностного трения о стенку может быть определено по формуле:

, (1)

где р₀ - давление в сечении 0-0;
р₁ - давление в сечении 1-1 (рис. 2);
r - плотность вещества;
V_E - скорость рабочего потока;
V_A - скорость всасываемого потока;
А_E - отношение площадей сопла и камеры (относительное расширение).При очистке поверхностей струйным способом очистка производиться с помощью физико-химического фактора воздействия воды и водных растворов, который дополняется механическим ударом струи по удаляемым загрязнениям. 
По давлению воды у насадка струйные моечные машины обычно подразделяют на машины низкого давления 10х10⁵ Па, среднего давления (10-50)х10⁵ Па и высокого давления (50-60)х10⁵ Па.
Сила удара струи определяется из уравнения:

где, m -секундная масса жидкости, кг/с;v- скорость потока, м/с;
- плотность жидкости, кг/м³ ;
- сечение набегающей струи, м² ;
- угол падения струи, рад.
Из анализа уравнения видно, что сила удара струи пропорциональна квадрату скорости потока, то есть если, например, скорость потока возрастёт в 2 раза, то сила удара струи возрастёт в 4раза.
Скорость потока в свою очередь зависит от напора воды в соответствии с формулой:

где H- напор воды, м;
g – ускорение силы тяжести, м/с², 
- коэффициент скорости, который зависит от формы отверстия и типа насадки.
Если связать между собой скорость, используя уравнение (3) и расход воды получим равенство (4)

где – коэффициент расхода, изменяющийся от 0,62 ( для круглого сечения) до 0,97 (для конусоидального насадка );

d²_н – диаметр насадка .

Из формул видно, что, уменьшая диаметр насадка и увеличивая скорость истечения воды за счёт напора Н, можно повысить силу удара Р при неизменном расходе Q. Таким образом, тонкоструйная высоконапорная очистка приводит к интенсификации процесса за счёт увеличения механического фактора воздействия на удаляемые загрязнения.

На рисунке 3 приведены, полученные в результате экспериментальных исследований, зависимости расхода воды Q (1), времени очистки t (2) от напора. Очистке подвергались загрязнённые поверхности площадью 1 м². Симбатный ход кривых расхода воды и времени очистки показывает, что достигаемый эффект от повышения напора струи получен при уменьшении диаметра сопла насадка и соответствующем увеличении скорости истечения воды. Очевидно, что уменьшать диаметр сопла можно до значений, при которых не будет происходить быстрого засорения отверстия, поэтому рекомендуемое минимальное значение диаметра сопла: 0,8- 1,5 мм.

Рисунок 3 – Экспериментальные зависимости расхода воды Q (1), времени очистки t (2) от напора.

Очевидно, что одним из главных главным вопросом при выполнении функции моечно-дезинфицирующей машины – дезинфекции является точность поддержания средней концентрации дезинфицирующего вещества в растворе на выходе машины. Высокое качество при выполнении этой функции обеспечивается для данной машины за счёт наличия в ней обратной связи, которая позволяет поддерживать концентрацию с требуемой точностью. Для регулирования применён пропорциональный клапан.
Как показал эксперимент, применённый пропорциональный клапан имеет высокую повторяемость, малое время достижения, которое намного меньшее допустимого. 
Экспериментальные исследования показали, что моечно-дезинфицирующая машина позволяет производить тонкоструйную высоконапорную очистку, Поддержания средней концентрации дезинфицирующего вещества в растворе на выходе машины обеспечивается с требуемым качеством за счёт наличия обратной связи, а также высокой линейности. малого гистерезиса характеристики пропорционального клапана.
Результаты имеют повторяемость, не выходящую за пределы погрешностей измерений, что подтверждает их достоверность.
Разработанная моечно-дезинфицирующая машина позволит выйти в данной области на уровень, соответствующий лучшим образцам зарубежного оборудования,

Рисунок 4. Общий вид моечно-дезинфецирующей машины

Ниже в таблице приведены основные технические характеристики разработанной моечной машины.
Технические характеристики моечно-дезинфецирующей машины
Таблица

Авторы надеются, что данная статья может оказать определенную практическую пользу лицам, занимающимся созданием и эксплуатацией моечных машин высокого давления для уборки и дезинфекции животноводческих помещений.

1 – при одной выключенной секции ТНВД; 2 – без отключения секций ТНВД

Так, при работе дизеля без отключения секций ТНВД величина погрешности частоты вращения коленчатого вала двигателя составила:
- на 1- ом режиме Δn₁ = ± 9 мин ⁻¹;
- на 2- ом режиме Δn₂ = ± 6 мин ⁻¹;
- на 3- ем режиме Δn₃ = ± 4 мин ⁻¹.
Вместе с тем, при отключении одной из секций ТНВД величина абсолютной погрешности частоты вращения коленчатого вала двигателя возрастает и составила:
- на 1- ом режиме Δn׳₁ = ± 11 мин ⁻¹;
- на 2- ом режиме Δn׳₂ = ± 7,5 мин ⁻¹;
- на 3- ем режиме Δn׳₃ = ± 5 мин ⁻¹.
Исходя из полученных результатов можно считать, что более предпочтительным для проведения испытаний является 3-ий режим. Вместе с тем проведение испытаний на данном частотном режиме повлечет большие расходы топлива, а следовательно увеличит затраты на проведение испытаний ТНВД.
На втором этапе исследовался вопрос влияния величины неравномерности вращения коленчатого вала дизеля на величину погрешности измерения цикловой подачи топлива секциями ТНВД.
В ходе проведения исследования были изучены характеристики работы ТНВД разных типов с целью выяснения степени влияния их регуляторов на изменение цикловой подачи топлива ТНВД для поддержания заданной частоты вращения коленчатого вала дизеля. 
В качестве предельно допустимой величины неравномерности вращения кулачкового вала ТНВД дизеля принималась величина неравномерности Δn = ± 10 мин ⁻¹ по углу поворота кулачкового вала, что соответствует неравномерности вращения коленчатого вала двигателя Δn = ± 20 мин ⁻¹, т. е. величина предельной неравномерности превышает возможную неравномерность вращения при проведении испытаний ТНВД на двигателе без его демонтажа.
На основе анализа характеристик (таблица 1) изменения величины цикловой подачи топлива при работе регуляторов в режиме ее корректирования от номинального Q_ном до максимального Q_Мкрзначения в режиме максимального крутящего момента, были построены графические зависимости (рис. 2).

Используя характеристики рис. 2 была выполнена оценка возможной величины погрешности измерения цикловой подачи топлива, обусловленной заданной неравномерностью частоты вращения кулачкового вала ТНВД Δn = ± 10 мин ⁻¹. 
Установлено, что для разных типов ТНВД при изменении частоты вращения кулачкового вала в пределах Δn = ± 10 мин ⁻¹ от заданной положением рычага управления подачей топлива, погрешность измерения цикловой подачи топлива изменяется в пределах от 0,65 до 1,1%.
Полученные результаты исследования позволяют утверждать, что при испытании и регулировке ТНВД без демонтажа с ДВС погрешность измерения цикловой подачи топлива секциями ТНВД не превысит1%, так как ожидаемая неравномерность вращения кулачкового вала ТНВД составит не более Δn = ± 5-8 мин ⁻¹
На третьем этапе исследовался вопрос возможности выполнения оценки качества регулировки ТНВД (его технического состояния) по результатам измерения цикловой подачи секциями ТНВД на режимах холостого хода работы двигателя.
Предположительно, оценивать качество регулировки ТНВД при его испытаниях без демонтажа с ДВС на основе измерения цикловой подачи топлива секциями ТНВД на режимах холостого хода дизеля возможно, если имеет место корреляция между характером изменения величины цикловой подачи топлива по скоростной характеристике на различных режимах работы двигателя.
С целью изучения скоростных характеристик ТНВД были проведены испытания топливного насоса высокого давления НК-10 на испытательном стенде модели КИ-35478 (рис. 3).

Испытания проводились в диапазоне изменения частоты вращения кулачкового вала насоса от 400 до 975 мин^-1 на двух нагрузочных режимах:
- при положении рычага управления подачей топлива ТНВД, соответствующем номинальной цикловой подачи- Q_ном = 193мм³/цикл;
- при положении рычага управления подачей топлива ТНВД, соответствующем величине цикловой подачи Q_{хх max} = 76 мм³/цикл на режиме холостого хода.
Полученные при испытаниях скоростные характеристики изменения цикловой подачи топлива, представленные на рис. 4, свидетельствуют об идентичности зависимостей изменения цикловой подачи, отличающихся только абсолютными значениями исследуемых величин.

1 – режим номинальной мощности; 2 – режим холостого хода
Рисунок 4 – Скоростные характеристики ТНВД модели НК-10

В связи с этим, анализируя изменение значений величины цикловой подачи топлива секциями ТНВД, измеренных на режиме холостого хода, можно оценить качество регулировки насоса в целом. При этом для оценки технического состояния ТНВД необходимо знать значения величин цикловых подач топлива на режимах холостого хода.
На четвертом этапе выполнялись испытания ТНВД модели 4УТНМ-1111005-20 без демонтажа с двигателя.
Предварительно на работающем двигателе были зафиксированы положения рычага управления подачей топлива, соответствующие:
- положение №1 – частоте вращения на минимальных оборотах холостого хода двигателя;
- положение №2 – частоте вращения на режиме максимального крутящего момента дизеля;
- положение №3 – частоте вращения на режиме номинальной мощности.
После этого ТНВД 4УТНМ-1111005-20 был установлен на испытательный стенд модели КИ-35478, испытан и отрегулирован.
После регулировки ТНВД имел следующие параметры:

Таблица 1 – Регулировочные параметры ТНВД 4УТНМ-1111005-20

Рисунок 5 – Результаты регулировки ТНВД 4УТНМ-1111005-20
на стенде КИ-35478 (режим номинальной мощности)

После выполнения регулировки ТНВД на стенде неравномерность цикловой подачи между секциями составила в среднем ± 1,5% на режиме номинальной мощности (рис. 5) и от 3,5 до 12% на режимах холостого хода (табл. 1). 
После регулировки на стенде ТНВД был установлен на двигатель и испытан без демонтажа с ДВС с помощью переносного аппаратно-программного комплекса для диагностики тнвд без демонтажа сдвс ки-35505 . 
Результаты испытания ТНВД 4УТНМ-1111005-20 представлены в табл. 2.

Таблица 2 – Регулировочные параметры ТНВД 4УТНМ-1111005-20

Анализ результатов испытаний (рис. 7, 8, табл.1, 2) показал, что величина погрешности измерения цикловой подачи топлива на режимах холостого хода больше, чем на режиме номинальной мощности. При этом, наименьшая погрешность измерения цикловой подачи на режимах холостого хода отмечается на номинальной частоте вращения коленчатого вала двигателя.

Рисунок 7 – Результаты контроля регулировки ТНВД на режиме холостого хода при n = 1400 мин^-1

При испытаниях ТНВД без демонтажа с ДВС абсолютные значения измеренной цикловой подачи топлива секциями ТНВД несколько возрастают по отношению к их значениям, измеренным при испытаниях на стенде. 
Такой характер изменения величины цикловой подачи обусловлен тем, что при испытаниях ТНВД без демонтажа с двигателя, в связи с отключением из работы на режиме испытаний одной из секций насоса высокого давления, возрастает доля механических потерь в двигателе и как следствие – возрастает нагрузка на него, что вызывает реакцию регулятора насоса в сторону увеличения цикловой подачи топлива для поддержания заданного режима его работы.

Рисунок 8 – Результаты контроля регулировки ТНВД на режиме холостого хода при n = 1800 мин^-1

Тем не менее можно заметить, что при испытаниях ТНВД на стенде и без демонтажа с ДВС имеет место корреляция в изменении абсолютных значений величины цикловой подачи секциями насоса на всех режимах испытаний, следовательно на основе их сравнения можно сделать заключение о техническом состоянии ТНВД в целом и необходимости его регулировки. 
Результаты испытаний показали, что меньшая погрешность изменения значений цикловой подачи топлива секциями ТНВД имеет место при частоте вращения коленчатого вала двигателя, соответствующей номинальной мощности.

Величина предела регулирования тормоза по скорости  ;
Величина предела регулирования тормоза по моменту  ;
Температура рабочей жидкости, чаще всего воды, t°C.
Величины а и β характеризуют возможные пределы использования гидротормоза по скорости и по моменту.
Для определения размеров проточной части динамометров-гидротормозов пользуются расчетами по формулам подобия, основывающиеся на испытании геометрически подобной модели [1].
Теория размерностей позволяет получить выражение для определения размеров гидротормоза по формулам подобия:

 QUOTE   (1)

где M –момент поглощаемый динамометром-гидротормозом;
λ – коэффициент пропорциональности (момента), который принимается постоянным для геометрически подобных машин, работающих в режимах закритических Re;
ρ – плотность рабочей жидкости;
D – характерный размер гидротормоза (наибольший размер колеса гидротормоза – активный диаметр;
n – число оборотов гидротормоза.
Поскольку мощность N = Mn, то

 (2)

где А коэффициент мощности постоянный для геометрически подобных машин).
Расчет по формуле (1), а также по формуле (2) требует, чтобы для модели были известны величины, определяющие ее работу, т. е. М; ρ; п; D или λ и ρ.
Задавая значения перечисленным величинам, можно рассчитать гидротормоз.
Для штыревого гидротормоза величина  может быть заменена произведением , где S—статический момент проекции штыря на плоскость, проходящую через ось гидротормоза и штыря относительно оси гидротормоза.
Величина S может быть определена из:

 ^,

где L — длина погружаемой части штыря;
b — его ширина;
— радиус, на котором расположен центр тяжести штыря.
Подставляя это выражение в формулу (1), получим

 , (3)

где k — постоянная величина, зависящая от рода жидкости.
Из формулы (3) следует, что тормозной момент на валу гидротормоза зависит от длины штыря L, его ширины b и среднего радиуса  .
На рис. 1 представлена зависимость величины L от  для различных конструкций гидротормозов.

Рисунок 1 – Зависимость величин L и b от  .

Так как штырь выполняется постоянной ширины, то определение его предельной ширины следует производить на среднем радиусе r_цт, т. е.

Расчет динамометра-гидротормоза штыревой конструкции выполняется в два этапа – расчет первого приближения и расчет второго приближения [2].

Предварительно задают значения величин L и b в долях от r_цт и подставляют в формулу (3), после чего получают

. (4)

Здесь 0,87 — опытный коэффициент при L = 0,2rцт и b = 0,05 rцт.
Показатели степени при r и п также скорректированы на основании опытов.
Решая это выражение относительно r_цт, получим

 . (5)

В формуле (4) Ni — расчетная мощность, приходящаяся на один штыревой венец на роторе. 
После определения величины r_цт проводится проверка скорости, допустимой на радиусе r_цт:

где u_цт — скорость на радиусе r_цт;
где r_цт — [м]; п — [об/мин].

Зная r_цт, по графикам, представленным на рис.1, определяют длину и ширину штыря L , b. 
Вычисляют размер барабана гидротормоза:

Определяют приемлемость длины штыря на отсутствие резонанса:

 ,

где  момент инерции штыря ;
 — частота возмущающей силы;
; 
z_c — число штырей в одном ряду на статоре. 
При необходимости длина L штыря корректируется. Проверяется прочность штыря на разрыв центробежными силами.
Расчет второго приближения сводится к определению размеров, обеспечивающих прочности и жесткость элементов проточной части гидротормоза.
При необходимости размеры элементов изменяются и расчет повторяется вновь. Мощность вычисляется по формуле

 (6)

k=1 ÷ 0,75 — коэффициент пропорциональности между шагом штырей t и их длиной L; t = kL.

Рисунок 2 – Вид характеристики динамометра-гидротормоза штыревой конструкции

Для воспроизведения условий обкатки и испытания ДВС выбрана штыревая конструкция гидродинамического тормоза, как наиболее технологичная.