1. ОПИС КОНСТРУКЦІЇ ДВИГУНА

1. Загальний устрій дизель-генератора 10Д80А

Дизель 10Д80А з тяговим агрегатом встановленні на під дизельній рамі, в котрій масло збирач виконаний без розділення на відділи гарячого і холодного масла, масляна система замкнута на двигуні.

Генератор з самовентиляцією, і стартер-генератор постійного струму котрий використовується для пуску дизеля, розташовані в одному корпусі. Живлення допоміжних агрегатів і збудження синхронного генератора відбувається від бортової мережі 110В.

Тяговий агрегат розроблявся на «Електротяжмаші», за окремим технічним завданням , виданим «Луганськтепловоз».

Турбокомпресор і маслоохолоджувач на верхньому листі блоку зі сторони генератора. Повнопотоковий фільтр масла розташований над редуктором приводу агрегатів зі сторони управління.

1.1.1 Блок

Зварна конструкція, котра складається з прокатних стальних листів і штампованих гарячим і холодним методами деталей.

Конструктивне виконання блоку приведено на рисунку 1.1.Принята конструкція кріплення кришки корінної опори широко застосовується і виконана на відомих двигунах різних типорозмірів.

Як показує аналіз сучасних конструкцій двигунів, для забезпечення надійності «лінії вісі колінчатого валу», при плоскому стику застосовують поперечні зв’язки між кришкою і опорою блоку в безпосередній близькості як до плоского стику, так і до опорної поверхні кришки під головку корінного болта.

Розміщення поперечного зв’язку в безпосередній близькості до плоского стику перешкоджає зведенню опорних поверхонь кришки, а біля опорної поверхні коливанню кришки під час роботи двигуна, обумовлена характером годографа навантаженням на корінну опору.

Рисунок 1.1 Блок дизель-генератора 10Д80А

Для рядного двигуна годограф навантаження характеризується локалізацією сил в вертикальній площині. Тому для рядного двигуна досить установки поперечних зв’язків в безпосередній близькості тільки до плоского стику.

Для рядного двигуна 10Д80А розроблена конструкція корінного підшипникового вузла з плоским стиком з кріпленням кришки 9 до опори 7 двома корінними болтами 1з гайками 5 і двома поперечними болтами 4 для кожної опори. Корінна опора 7 приварюється до вертикального листа 6 і до нижньоопорного листа блока. Між нижньою кромкою вертикального і опорного листів вварена вставка 2, в котрій виконаний отвір 10 для проходу поперечного болта. Болт 4 вкручується в різьбовий отвір 11 кришки 9.Гайки 5 корінних болтів розташовуються в вікнах 12 корінної опори.Затяжка кришки поперечними болтами 4 виконується до кінцевої затяжки корінних болтів. Для попередження руйнування герметичності внутрішньої порожнини блоку і течії масла через отвір 11 під головку болта 4 встановлюється резинове кільце 3.

1.1.2 Піддизельна рама

Рама приведена на рисунку 1.2 представляє собою зварну конструкцію для установки на ній двигуна, генератора, холодильника масла, центробіжного фільтра, маслопрокачуючого агрегату, фільтра грубої очистки масла .

Внутрішня порожнина рами служить маслозбірником. Зверху масляна порожнина рами закривається піногасними сітками 6, положення котрих визначає рівень масла в рамі. Заправка маслом рами відбувається через масло заливну горловину 8, злив масла через отвір 13, контроль рівня масла визначається за допомогою щупа 7.Відбір масла з рами на змащування і охолодження двигуна відбувається через маслозбірник 15, в якому вхідні отвори закриті сітками.

На правій стороні рами встановлюється холодильник масла . а на лівій холодильник, маслопрокачуючий агрегат і корпус фільтра грубої очистки масла 14.На передній стінці 12встановлюється: з лівої сторони відцентровий фільтр, з правої РТПД.В середині рами розташований трубопровід 4, підтримуючий зв'язок між двома послідовно працюючими масляними насосами, на трубопроводі установлюється редукційний 5, і всмоктуючий 3 клапани. Подача масла від другого насоса до фільтру грубого очищення масла здійснюється по трубопроводу 2. На корпусі фільтру грубого очищення масла встановлюється редукційний клапан 13.

Рисунок 1.2 Піддизельна рама

Злив масла з редукційних клапанів відбувається в масла 4 через всмоктуючий клапан 3 безпосередньо з масляної порожнини рами.

На передній стінці рами окрім фланців для підєднування трубопроводів, установки відцентрового фільтру і РТПД вварений водяний трубопровід 11 для передачі води від водоповітряного холодильника на холодильник масла.

Для установки дизель-генератора на раму тепловоза на нижній плиті розташовані чотири опорних платика 1, 9. Генераторна частина рами платиками 10 спирається на пружини.

1.1.3 Втулка циліндра

Втулка циліндра складається з втулки і рубашки. Втулка лита з легованого чавуну. На верхньому опорному бурті втулки виконана проточка для газового стику. Герметичність стику досягається роздільним притиранням поверхонь бурту кришки циліндра і втулки. Лита чавунна рубашка напресована на втулку , утворюючи порожнину для циркуляції охолоджуючої води .

Ущільнення водяної порожнини між рубашкою і втулкою по циліндричній поверхні забезпечується трьома гумовими кільцями ущільнювачів3, розміщеними в канавках, а по опорному бурту роздільним притиранням опорних буртів рубашки і втулки.

Отвір і дві шпильки в нижній частині рубашки призначені для кріплення патрубка підведення охолоджуючої води до втулки циліндра.

Нижче за перше кільце ущільнювача виконане сигнальний отвір. Відсутність течі води через сигнальний отвір свідчить про справний стан верхнього кільця ущільнювача .

Вода з рубашечного простору Б перетікає між ребрами втулки і по втулках потрапляє в кришку циліндра. Втулки і прокладки встановлені на герметику.

Ущільнення перетікання води між сорочкою і кришкою циліндра досягається ущільнюючими гумовими кільцями, які встановлюються на втулки.

У нижній частині ущільнення між посадочними поясами втулки циліндра і блоку здійснюється двома ущільнюючими кільцями, а по верхньому посадочному поясу щільним приляганням притертої поверхні торця рубашки до блоку.

1.1.4 Кришка циліндрів і клапани

Кришка циліндрів обмежує зверху робочий простір циліндра дизеля. З її допомогою здійснюється надходження в циліндр заряду свіжого повітря і випуску відпрацьованих газів.

Кришка циліндрів 1 складна відливка з високоміцного чавуну, представляє собою грановану на пів коробку і служить для розміщення в ній двох впускних 2 і двох випускних 15 клапанів з направляючими втулками 3, двох траверс 12 з своїми направляючими 4, сталевого стакана 31 зі вставленою в нього форсункою 32 і індикаторного крана14. Внутрішня частина кришки розділена на три основні порожнини: порожнина для прийому потрапляючого в циліндр повітря (впускний канал), Е порожнина очищення циліндра від відпрацьованих газів (випускний канал) К і порожнина для циркуляції охолоджуючої води Ж , куди вода поступає з гільзи циліндра через одинадцять отворів Д і охолоджує гарячі стінки кришки, далі через отвори поступає до стакана форсунки, охолоджуючи його, відводиться через патрубок 6, закріплений на верхній площині кришки. Фланці впускного і випускного каналів, до якого підходить впускний і випускний колектори розташовані з одної сторони кришки.

На нижній площині кришки проточний циліндровий бурт для ущільнення газового стику з гільзою циліндра 5. Ущільнення газового стику відбувається окремою притиркою торцевої поверхні бурту Г кришки і поверхні опорного торця гільз циліндра.

Кришка циліндра кріпиться до блоку шістьма шпильками, для проходу яких в кришці виконано шість крізних отворів Л.

Отвори, закриті пробками 37 на верхній площині і бокових стінках кришки, передбачені для огляду і очищення водяної порожнини, при виготовленні деталей. Установка пробок проводиться на епоксидній смолі.

Шість довгих шпильок 34 вкручених у верхню площину кришки, служать для кріплення корпусу важелів приводу клапанів.

Скоба, що спирається на планку призначена для кріплення форсунки в центральному гнізді циліндрової кришки.

Наявність отворів в виконаних в кришці в між клапанних перемичках забезпечує інтенсивне охолоджування останніх_, а також самого днища кришки і сталевого стакана форсунки завдяки спрямованості потоку охолоджуючої рідини 30. Сталевий стакан встановлюється в центральному гнізді кришки. циліндра, ущільнюється з боку водяної порожнини (вгорі) гумовими кільцями. Стакан притискається гайкою 28, під яку лягає проставочне кільце 29. Впускний і випускний клапани дизеля виконані з високоякісної сталі. За формою своєї впускний і випускний клапани виконані однаково. Випускний клапан відрізняється від впускного меншим (на 8мм) діаметром тарілки і наявністю наплавлення із спеціального жаростійкого сплаву на робочій фасці. Робочі фаски клапанів виконані під кутом 45⁰. Кожен клапан утримується в закритому стані пружинами, що мають різний напрям навивки. Пружини внизу упираються в бурт, що направляє клапана, а вгорі у тарілку, зв'язану зі штоком клапана за допомогою розрізного сухаря. На виступаючу над сухарем циліндрову частину штока клапана налягає ковпачок, верхня частина якого цементується і шліфується. Для оберігання ковпачка від випадання в тарілці встановлено стопорне кільце. Тарілки впускних клапанів при закритті впираються в гнізда днища кришки, а тарілки випускних клапанів в сідла, встановлені натягом в кришці циліндра. Сідла утримуються в днищі кришки пружинними кільцями від можливого випадання при ослабленні натягу в процесі роботи дизеля.

Для забезпечення надійної роботи пари шток клапана, штоки клапанів азотуються або хромуються.

Направляючі втулки клапанів виготовлені із спеціального чугуна. Для обмеження попадання масла на шток на верхньому кінці направляючої втулки виконана проточка: для установки ущільнення що складається з само підтискних кілець, виготовлених з фторопласта стопорного і регулювального кільця, скоба, виготовленого з бронзи і зафіксованого за допомогою стопорного кільця.

Рисунок 1.3 Кришка циліндрів і клапани

1.1.5 Привід клапанів

Привід клапанів є передавальним механізмом від розподільчого валу до клапанного механізму кожного циліндра дизеля.

Корпус з важелями приводу клапанів розташований на кришці циліндра товкача приводу в блоці дизеля. Зв'язок між штовхачами і важелями здійснюється за допомогою штанг, вставлених в кожухи.

Основні елементи привода клапанів: штовхачі, штанги, пружини, корпус важелів, вісь важелів, втулка розпірна регулювальні кільця, кришка.

Товкач складається з двох основних частин нерухомої і рухомої.

Нерухома частина складається із стакана штовхача і фланця між якими встановлена ущільнена прокладка, штифта, стопорного кільця, ущільнюючого кільця, натискного кільця, гайки.

Стакан штовхача ущільнюється в блоці гумовими кільцями і закріплюється на блоці за допомогою двох шпильок. Рухома частина включає: штовхач, ролик, вісь ролика, палець, втулку.

Штанга виконана у вигляді сталевої трубки із запресованими в неї верхнім і нижнім наконечником. Кожна штанга проходить всередині кожуха. Ущільнення кожуха проводиться за допомогою гумового кільця.

Алюмінієвий корпус закріплений на кришці циліндра шістьма шпильками. Між корпусом і кришкою циліндра ставиться ущільнююча прокладка.

У середині корпусу важелів встановлена і закріплена за допомогою кришок вісь важелів, на котру надіті два важеля (впускний і випускний) із запресованими в них втулками і укрученими ударниками з контргайками .

При обертанні розподільчого валу відповідний його кулачок набігає на ролик штовхача. Поступальний хода ролика передається штовхачу, а через штовхач на штангу. Штанга, стискаючи пружину, передає рух важелю, який, обертаючись на осі, іншим своїм кінцем натискає на траверсу. Траверса передає рух парі однойменних клапанів - відбувається їх відкриття.

Початкове положення система займає під дією зусиль пружин, що входять в її склад. Змащування поверхонь, що труться, проводиться дизельним маслом, що поступає в подовжнє свердлення осі важеля.

По поперечних, свердленнях осі важелів масло поступає в свердлення важелів, змащує їх втулки, проходить на змащування пар ударник-штанга, бойок-траверса і траверса-клапани.

Далі масло стікає з корпусу важелів по кожухах штанг в порожнину штовхачів, де змащує частини штовхача, що труться, зокрема пару ролик-кулачок і стікає в порожнину дизеля.

1.1.6 Колінчатий вал

Колінчастий вал відлитий із спеціального високоякісного чавуну з кулястим графітом.

Кривошипи колінчастого валу розташовані через 120⁰ в відповідності з порядком чергування спалахів в циліндрах. Вал має 8 корінних і 6 шатунних шийок, виконаних для зменшення ваги порожнистими. Для зменшення інерційних навантажень на корінні шийки вал має 12 проти важелів відлитих разом з відповідними щоками, при цьому на4-х щоках вісь симетрії противаги співпадає з віссю симетрії, відповідного кривошипа. Для підведення масла від корінних шийок до шатунних в валу виконано по два свердлення до кожної шатунної шийки від суміжних з нею корінних шийок. На передньому кінці колінчастого валу вмонтовується на шпонці антивібратор і встановлена зірочка приводна насосів і регулятора частоти обертання дизеля; зірочка кріпиться на валу шпильками і гайками з шплінтами. Обертовий момент від колінчастого валу до зірочки передається при зонними втулками.. На протилежному кінці валу (з боку генератора) с монтованій масловідбивач, що складається з двох половинок, стягнутих болтами, на фланці встановлюється конічна шестерня привода розподільчих валів дизеля, а до фланця кріпиться зубчатій вінець, призначений для зчеплення з черв'яком валом поворотного механізму при прокручуванні дизеля.

1.1.7 IIоршень

Комплект поршня складається з головки поршня, тронка компресійних маслоземних кілець, пальця і інших деталей.

Днище головки поршня має спеціальну форму, утворюючи камеру згорання. Два різьбових отвори в днищі головки необхідні для кріплення пристосування при монтажі і демонтажі поршня. На зовнішній поверхні юбки головки поршня виконано чотири канавки для установки компресійних кілець. Компресійні кільця виготовлені з високоміцного чавуна , зовнішня поверхня кілець для збільшення зносостійкості.

Тронк відштампований з алюмінієвого сплаву. Робоча, поверхня тронка покрита антифрикційним покриттям. У отвори бобишек тронка встановлений палець плаваючого типу. Від осьового переміщення палець фіксується в бобишках тронка стопорними кільцями.

Головка поршня і тронк скріпляються чотирма шпильками і гайками. Під гайкам встановлені втулки. Для пониження теплової напруги поршень охолоджується маслом. З верхньої головки шатуна, масло поступає в щільно притиснутий до неї пружиною стакан і в порожнину з котрої по отворам в порожнину охолодження , звідки по каналам стікає в картер дизеля.

1.1.8 Турбокомпресор

Система повітропостачання призначена для подачі повітряногозаряду в циліндри дизеля і очищення (продування) циліндрів від залишківпродуктів згорання.

Для повітропостачання дизеля 10Д80А застосована система газотурбінного наддуву, яка складається з турбокомпресора, повітряного трубопроводу, охолоджувача наддувочного повітря.

Для наддуву вибраний турбокомпресор типу ТК18, з уніфікованого типорозмірного ряду.

Турбокомпресор встановлений з боку фланця основного відбору потужності дизеля на кронштейні зварної конструкції. На всмоктуванні компресора турбокомпресора (ТК) встановлений всмоктуючий патрубок з фланцем для підєднування труби відсмоктування газів з картера дизеля. Масло на змазку підшипників ТК підводиться з системи змащування дизеля, без додаткової його фільтрації, і відводиться в картер дизеля.

Вода для охолоджування корпусів ТК підводиться по трубі з водяної системи дизеля .Відвід охолоджуючої води проводиться по трубі в загальну трубу відведення води від дизеля.

До вихідного отвору корпусу компресора приєднується трубопровід повітря, котрий складається з литого поворотного патрубка і зварної труби. Трубопровід повітря з’єднує ТК з охолоджувачем наддувочного повітря і кріпиться до блоку двигуна і кронштейна ТК.

На вході в охолоджувач наддувочного повітря встановлена заслінка , яка перекриває надходження повітря в двигун при його аварійній зупинці.

Заслінка кріпиться до фланця охолоджувача наддувочного повітря болтами, а з трубопроводом повітря з'єднується за допомогою гумового рукава і хомутів.

1.1.9 Система охолодження

Система водяна, циркуляційна двоконтурна. Забезпечує відведення тепла від дизеля і турбокомпресора, охолоджування масла і наддувочного повітря підігрів палива в паливопідігрівнику і обігрів кабіни машиніста в холодний час року.

Кожен контур має свій трубопровід, насос. Через розширювальний бак контури з'єднуються між собою і з атмосферою.

Перший контур (гарячий контур) служить для охолоджування дизеля і турбокомпресора. Гарячою водою цього контурна здійснюється підігрів палива і кабіни машиніста. Охолоджена вода в радіаторних секціях, тепловозів, по трубопроводу засмоктується насосом , встановленому на дизелі, і нагнітається по трубопроводу в циліндри дизеля і турбокомпресор, де відібравши частину тепла, поступає у відвідний колектор і трубопровід, по якому відводиться в секції. Від відвідного колектора, турбокомпресора і секцій за допомогою трубопроводів здійснюється відведення повітря і пароповітряної емульсії в розширювальний бак. Бак сполучений зі всмоктуючим трубопроводом, трубопроводом підпору . Через трубопровід проводиться заповнення контуру водою і злив. У холодний час гаряча вода поступає в підігрівач палива і калорифер обігрів кабіни машиніста, регулювання температури здійснюється вентилями на вході.

У другому контурі (холодний контур) вода з радіаторних секцій, тепловозів, по трубопроводу засмоктується насосом і нагнітається по трубопроводу в повітроохолоджувач, а потім через терморегулятор і холодильник масла по трубопроводу повертається в секції де охолоджується. Підтримуючи температуру масла в контрольованій точці системи змащування, терморегулятор розподіляє потік |охолодженої води, що йде в холодильник і на перепускання мимо холодильника по трубопроводу. По трубопроводам повітря і пароповітряна емульсія відводиться від секції в розширюючий бак, котрий з’єднаний трубопроводом підпору з трубопроводом всмоктування на вході насосу. З повітроохолоджувача по трубопроводу відбувається відвід повітря і пароповітряної суміші в обвідний колектор першого контуру.

1.1.10 Система змащування

Система змащування забезпечує, безперервну подачу масла до деталей котрі труться і одночасно відводячи від них тепло, забезпечує охолоджування поршнів і передпускову прокачування дизеля маслом.

Система змащування циркуляційна під тиском і скомпонована на дизелі. Істотною особливістю даної системи є те, що вона одноконтурна. Піддон не розділений на порожнини холодного і гарячого масла, а два масляні насоси стоять в одному ланцюзі основного контуру змащування.

Масло циркулює в двигуні, заливається в маслозбірник (картер) рами. З маслозбірника рами по трубі насос всмоктує масло і нагнітає його у фільтр тонкого очищення масла , а потім поступає по трубопроводу в холодильник масла . Після проходження холодильника масло поступає в насос , який по трубі нагнітає масло у фільтр грубої очистки масла вбудований в рамі дизеля, і далі масло поступає в нижній колектор. З нижнього колектора масло розповсюджується по корінних опорах колінвалу і по спеціальних свердленнях поступає на змащування корінних підшипників, далі на змащування шатунних підшипників, шарнірів верхніх головок шатунів і охолоджування поршнів.

З нижнього колектора по вертикальній трубі масло подається в верхній колектор через розподільну, коробку. У вертикальній трубі є сопла, які забезпечують змащування пар, що труться 6зубчатих передач редуктора розподільчого валу. Тут забезпечується подача масла на переднюю опору розподільчого валу і по свердленнях, виконаних в розподільчому валу подається на всі підшипники по опорах розподільчого валу.

З розподільної коробки масло підводиться до турбокомпресору і до розподільної коробочки для КРМ.

З верхнього колектора масло поступає на змащування клапанно-ричажних механізмів кришок циліндрів.

З турбокомпресора масло зливається по трубопроводу в маслозбірник глазком, що забезпечує контроль наявності масла для змащування підшипників турбокомпресора, а потім по трубі зливається в блок.

Для передпускового прокачування маслом використовується маслопрокачуючий агрегат , котрий забирає масло з маслозбірника і нагнітає його у фільтр грубого очищення , а потім в нижній колектор. Після цього поступає до всіх необхідних вузлів. На трубопроводі є зворотній клапан для запобігання руху масла до МПА при роботі двигуна після запуску.

Для підвищення чистоти масла і збільшення моторних властивостей використовується відцентровий фільтр і диспергатор.

Насос відцентрового фільтру забирає масло з картера маслозбірника і по трубопроводу проводить нагнітання на ЦФ і по трубі на диспергатор. На ЦФ є клапан перепускання, який здійснює перепускання масла в головну систему змащування при підвищенні тиску масла перед ЦФ.

1.1.11 Паливна система

Паливна система забезпечує подачу палива в циліндри дизеля на згорання і його підготовку (фільтрація, підігрів). Паливний бак виконаний у вигляді ємкості, де міститься витратна кількість палива.

Паливо з бака, тепловоза, по трубопроводу через фільтр грубої очистки засмоктується помпою встановленою на дизелі, і нагнітається по трубопроводу через один з витратомірів через фільтр тонкої очистки в трубопровід живлення паливних насосів , виконаний у вигляді колектора, звідки паливо подається до насосів високого тиску котрі дозують паливо відповідно до навантаження і подають його в циліндри на згорання через форсунки.

Надлишок палива по трубопроводу через другий витратомір повертається в бак через клапан перепускної і підігрівач палива. Для підтримки тиску в трубопроводі перепускний клапан відрегульований на відкриття при тиску 13 кгс/см².

Чисте паливо, що просочилося з форсунок, відводиться по дренажному трубопроводу в бак.

Передпускове прокачування системи паливом здійснюється автономним паливо підкачуючим агрегатом , який засмоктує паливо з бака через фільтр грубої очистки і нагнітає в трубопровід. Запобіжні клапани перешкоджають зворотному перетіканню палива при роботі помпи або паливо підкачуючого агрегату. Забруднене паливо (85% палива, 15% масла), що просочилося з насосів високого тиску відводиться в дренажний бак

У холодний час паливо підігрівається шляхом подачі гарячої води в підігрівач з системи охолоджування.

Манометри показують тиск до і після фільтру, тонкої очистки палива, тобто після підкачуючої помпи і перед насосами високого тиску.

2. МОДЕЛЮВАННЯ РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ ЧОТИРЬОХТАКТНОГО ДИЗЕЛЯ

Рішення задачі вибору конструктивних і регулювальних параметрів двигунів будь-якого призначення за яким-небудь критерієм може здійснюватися двома методами: експериментальним або розрахунковим. Можливо і їхнє сполучення. Експериментальний метод вимагає значних витрат матеріальних, енергетичних і трудових ресурсів на виготовлення натурних зразків двигунів і вузлів до них і проведення їхніх випробувань. Крім того, його реалізація виявляється дуже тривалою, а найкращий результат, може бути і не досягнутий.

Розрахунковий метод представляється кращим особливо на початковій стадії проектування. Він заснований на математичному моделюванні робочого процесу ДВЗ, однак, його реалізація вимагає наявності достовірної та адекватної математичної моделі процесів, які протікають у ДВЗ, а також проведення її адаптації до конкретної задачі оптимізації цих процесів за обраним критерієм.

У проведеному дослідженні, за критерій оптимізації конструктивних і регулювальних параметрів тепловозних ДВЗ обрана питома середньоексплуатаційна витрата g_{e сер.е} [1], а для її визначення необхідно математичне моделювання робочого процесу (циклу) усього розгорнутого ДВЗ.

g_e

Де N_{e i} , g_{e i} ,ф _i – відповідно ефективна потужність, питома ефективна витрата палива і відносний час роботи дизеля на i-тій позиції контролера машиніста, r- число позицій контролера, з урахуванням і тепловозного холостого хода, k_п =1,05...1,1–коефіцієнт, що враховує перевитрату палива на перехідних процесах.

В даний час відома досить велика кількість математичних моделей робочого процесу (або циклу) ДВЗ. Усі їх можна розділити на газодинамічні й термодинамічні. Перші засновані на застосуванні системи рівнянь збереження маси, імпульсу, енергії й рівняння стану, які записані для кожної розрахункової зони двигуна. В основу других покладено рішення спрощеної системи рівнянь, що включають лише рівняння збереження маси, енергії й рівняння стану.

При безумовних перевагах (можливість простежити зміну параметрів газового потоку не тільки в часі, але і по координатах розрахункової зони) газодинамічні моделі не знайшли широкого поширення. Це викликано тим, що рішення системи нелінійних диференціальних рівнянь у частинних похідних, які покладанні в основу газодинамічних моделей, виявляється громіздким і працеємними, тому що вирішуються за методом кінцевих різниць, застосування якого до нелінійних систем вимагає спеціальних штучних прийомів для збіжності рішення: зміни різницевої схеми, зміни кроку розрахунку за часом і координатою. У результаті при користуванні загальнодоступними ЕОМ час розрахунку навіть одного варіанта виявляється досить тривалим. У нашому випадку кількість досліджуваних варіантів досягає сотень, а в кожнім варіанті розрахунок ведеться для 9...17 режимів.

Багаторічний досвід розрахунків робочого циклу ДВЗ за допомогою термодинамічних моделей показав, що вони добре працюють при відносно низьких швидкостях газових потоків і невеликій довжині розрахункових зон. Контроль довжини розрахункової зони, що забезпечує придатну для практичних цілей точність, варто вести по величині числа Струхаля [2]. У роботах [2,4,5] показано, що задовільна точність розрахунків досягається при

.(2.1)

У даній роботі була використана математична модель робочого циклу, що викладена в роботах [3,4,5]. Вибір цієї моделі порозумівається тим, що вона чуттєва до режиму роботи (n, Nе), зміні регулювальних і конструктивних параметрів двигуна, а також зміні зовнішніх умов (p_o, t_o). Вона відноситься до групи термодинамічних моделей, розрахункові схеми газоповітряного тракту якої побудовані на зонному принципі. Це значить, що весь цей тракт розбивається послідовно на ряд розрахункових зон, що представляють собою для реального двигуна елементи відповідного призначення: повітряний фільтр, трубопровід від фільтра до нагнітача, нагнітач, охолоджувач наддувного повітря, наддувний колектор від охолоджувача до випускних клапанів, циліндр, випускний колектор, перетворювачі імпульсів, турбіна, глушитель. Для кожної розрахункової зони складається своя система рівнянь, рішення якої дозволяє визначити параметри робочого тіла (газу) у ній. При термодинамічному підході ця система включає чотири рівняння. Це рівняння збереження енергії (2.2), маси (2.3), рівняння стану (2.4) і рівняння V=f (ц^о) (1.5), що мають вид:

(2.2)

(2.3)

(2.4)

(2.5)

де u - внутрішня енергія газу в розглянутій зоні;

q_v - інтенсивність об'ємного джерела теплоти в розглянутій зоні;

q_sj - інтенсивність теплообміну через контрольну поверхню;

F_q – площа контрольної поверхні, на котру діє джерело теплоти;

F_м -площа контрольної поверхні, що обмежує зону, що перетинає потік маси;

і - число ділянок контрольної поверхні, через котру відбувається теплообмін;

n - число ділянок, що перетинає потік маси;

h - питома ентальпія газу, що перетинає контрольну поверхню й обумовлена по загальмованих параметрах;

V і dV - об’єм і диференціал об’єму розрахункової зони;

p і T - тиск газу і температура в розрахунковій зоні;

с - густина газу, що перетинає контрольну поверхню, через котру протікає потік газу;

dМ -кількість газу, що перетинає "i-у" контрольну поверхню;

с -миттєва швидкість поршня;

 -час.

Стикування зон проводиться з умови рівності потоків маси й енергії через контрольні поверхні роздягнула сусідніх зон. Нижче приведено короткий опис математичної моделі робочого циклу чотиритактного комбінованого двигуна, яка адаптована до двигунів Д80 і відповідна їй розрахункова схема (див. рисунок 1.1). Це зроблено для того, щоб показати які конкретно підходи використовувалися в даному дослідженні, тому що в базовій моделі [3,4,5] допускається моделювання окремих явищ та процесів у деяких розрахункових зонах різними методами з використанням різних рівнянь (згоряння, тепловіддача, період затримки запалення в циліндрі і т.д.).

При моделюванні процесів стиску й згоряння – розширення в циліндрі використовуються рівняння (2.2)…(2.5). Оскільки ці процеси протікають при закритих органах газорозподілу, то витоками газу зневажають. Тоді

(2.6)

і

,(2.7)

де В – циклова подача палива.

Параметри стану робочого тіла визначаються рівняннями (2.8) та (2.9).

(2.8)

(2.9)

У процесі стиску В = 0.

Рисунок 2.1 Розрахункова схема розгорнутого дизеля

Інтегрування рівнянь (2.8) і (2.9) у функції від d проводиться модифікованим методом Ейлера, але не за часом , а по куті обертання колінчатого вала двигуна ц, що зв'язаний з ф простим рівнянням:

(2.10)

де n_Д – частота обертання колінчатого вала.

Вхідні у рівняння (1.8) і (1.9) величини визначаються по відомих формулах.

Поточний об’єм циліндра і його збільшення обчислюється по формулах:

;(2.11)

.(2.12)

Кількість суміші в циліндрі можна визначити як:

(2.13)

а кількість молів суміші як:

(2.14)

Де

– коефіцієнт молекулярної зміни при _ц = 1;

– коефіцієнт залишкових газів;

_ц – коефіцієнт надлишку повітря в циліндрі;

х– частка палива, що згоріла до даного моменту часу.

Удавана молекулярна маса суміші дорівнює

(2.15)

де

- молекулярна частка в суміші продуктів згоряння,

- молекулярна частка повітря в суміші.

Питомі мольні теплоємності повітря, продуктів згоряння і їхньої суміші визначаються з урахуванням їх залежності від температури по формулах:

(2.16)

(2.17)

(2.18)

а масова теплоємність по формулі:

(2.19)

Чисельні значення коефіцієнтів “а” і “b” у формулах (2.16) і (2.17) приведені в літературі, наприклад, у [6].

Аналогічно обчислюються С_{р пов} і С_{р п.с.} Інтенсивність внутрішнього джерела теплоти q_v, обумовленого вигорянням палива, можна знайти по формулі:

(2.20)

При розрахунку стиску q_v=0, тому що В=0.

Основні труднощі розрахунку q_v зв'язані зі складністю визначення частки вигорілого до даного моменту часу палива х. Базова модель допускає застосування будь-яких відомих, або нових рівнянь, чи залежностей моделей для х. Найбільш відомі емпіричні залежності для визначення х, запропоновані Нейманом К. [7], Гончаром Б.М. [8], і Вибе І.І. [9]. Більш точна, але і складна модель розроблена Разлейцевим М.Ф. [10]. Однак, при користуванні нею приходиться виконувати великий обсяг попередніх розрахунків, у яких використовуються коефіцієнти, одержувані експериментальним шляхом для конкретного типу ДВЗ.

У даному дослідженні моделювання процесу вигоряння палива в циліндрі здійснювалося з використанням формули проф. Вибе І.І. [9,11]:

(2.21)

де ц_z – тривалість згоряння по куті повороту колінчатого вала (п.к.в.);

ц _н – кут початку згоряння;

ц – поточний кут п.к.в.;

m – показник характеру згоряння.

Недоліком методу проф. Вибе І.І. є те, що він не враховував вплив на згоряння процесів сумішоутворення і режимних факторів [10]. Тому в даному дослідженні "m" і "ц_z" визначаються в залежності від _ц, n_Д, В:

m = 0, якщо

і m = 0,61159 В 10³ – 0,3914971, якщо

(2.22)

(2.23)

Кут початку згоряння палива в циліндрі двигуна визначається по формулі:

(2.24)

де ц _впр - кут початку упорскування палива в циліндр (регулювальний параметр ДВЗ);

ц _зад. - кут затримки запалення палива в циліндрі, ^о п.к.в. і обчислюється по формулі:

(2.25)

де р, Т – тиск і температура робочого тіла в циліндрі, Па і К.

E_ak=22000 кдж/кМоль - енергія активації.

Формули (1.22), (1.23), (1.24) і (1.25) отримані шляхом обробки серії індикаторних діаграм двигуна Д70 (прототип двигуна Д80) у широких діапазонах режимів роботи (n_Д, В) і перевірені при обробці діаграм двигунів Д80.

Кількість теплоти, передана за рахунок тепловіддачі від газу в стінки циліндра, можна визначити по рівнянню:

(2.26)

де: F_q - поверхні, що обгороджують об’єм циліндра і мають температуру Т_СТ ;

_J - коефіцієнт тепловіддачі;

l - кількість цих поверхонь;

Т - поточна температура робочого тіла (газу) у циліндрі.

При розгляді об’єму циліндра виділялися три поверхні, що його обгороджують, поршня, кришки й гільзи. Величини цих поверхонь визначаються по наступним рівнянням:

(2.27)

(2.28)

(2.29)

де k₁ і k₂ – коефіцієнти, що враховують збільшення поверхонь поршня й кришки за рахунок виточень, лунок і т.д. (значення k₁ і k₂ визначаються з використанням креслень кришки й поршня).

При розрахунку середня температура кожного елемента поверхні Т_СТ приймається постійною і визначається в залежності від температури T_CTji частини елемента поверхні (j -ої)

(2.30)

де T_CTji– температура “i-го” елемента “j -ої” поверхні.

Значення T_CTjii береться з експериментальних даних.

Величини поверхні гільзи F_Г і температура уздовж її утворюючої міняється протягом циклу. Зміна температури поверхні гільзи уздовж утворюючої можна з достатньої для практики точністю апроксимувати експонентою [4]:

(2.31)

де ш , У₁ і В₂ - деякі постійні;

S і  – хід поршня і надпоршневий зазор.

Тоді, згідно [4], із (1.30) після інтегрування можна отримати:

(2.32)

Визначення коефіцієнта тепловіддачі від газу в стінки камери згоряння б_J , що входить у рівняння (2.26) проходить не без деяких труднощів. З літературних джерел відомо значна кількість формул для визначення коефіцієнта тепловіддачі від газів у стінки камери згоряння ДВЗ, отриманих різними дослідниками шляхом обробки експериментальних даних при вивченні теплообміну в циліндрах різних типів двигунів. Їхні порівняльні оцінка й аналіз по методиках проведення експериментів, формі представлення результату, виду і кількості обумовлених параметрів, що входять у формули, приведені в роботі [17]. У даному дослідженні для розрахунку тепловіддачі на тактах стиску й горіння – розширення використовується формула Г. Вошні, а тактів випуску й наповнення – формула Ейхельберга. Але в них уведені коефіцієнти, отримані в такий само спосіб, як і формули (2.22), (2.23), (2.24) і (2.25).

Для такту стиску розрахунок вівся з використанням рівняння:

(2.33)

а такту горіння – розширення по формулі:

(2.34)

де К_V – коефіцієнт, що враховує швидкісний режим:

(2.35)

Для такту випуску розрахункова формула має вид:

(2.36)

а такту наповнення:

(2.37)

У формулах (2.33), (2.34), (2.36) і (2.37) C_m=Sn /30 - середня швидкість поршня.

При моделюванні газообміну між об’ємами циліндра, впускним і випускним колекторами, що відбувається через відкриті газорозподільні органи, параметри газу в циліндрі визначаються шляхом рішення наведеної вище системи рівнянь (2.1)…(2.4), що у цьому випадку приймає вид:

(2.38)

(2.39)

(2.40)

де q_v=0 – тепловиділення від згоряння палива відсутнє.

Інтенсивність потоку маси через контрольні поверхні газорозподільних органів у залежності від виду витікання визначається по формулах:

- для підкритичного витікання:

(2.41)

- для надкритичного витікання:

(2.42)

де р₁ і ₁ - тиск і густина робочого тіла з боку контрольної поверхні, де вони більше;

р₂ - тиск робочого тіла з того боку контрольної поверхні, де воно менше;

µ₁ -коефіцієнти витрати через газорозподільні органи;

k - показник адіабати (береться з урахуванням складу і температури робочого тіла).

Ентальпія робочого тіла, що перетинає контрольну поверхню, визначається по загальмованих параметрах:

(2.43)

де C_pmi і T_i - середня ізобарна масова теплоємність і температура з того боку контрольної поверхні, де тиск більший.

У результаті чисельного інтегрування системи рівнянь (2.38)…(2.40) можна отримати поточні значення тиску, температури і складу робочого тіла в циліндрі, а також показники якості процесу газообміну: маса повітряного заряду, коефіцієнти витоку продувного повітря і залишкових газів, середній тиск насосних утрат.

Параметри робочого тіла у випускному колекторі визначаються шляхом чисельного інтегрування рівнянь:

(2.44)

(2.45)

(2.46)

отриманих з основної системи (2.2)…(2.5).

Тут q_v=0 і d=0, тому що у випускній системі відсутнє тепловиділення та об’єм колектора постійний V = const, значення Z₁ залежить від типа системи випуску: одноколекторна чи двохколекторна. Для одноколекторної системи, як джерела маси виступають циліндри (Z₁), а як стік – вхідний патрубок турбіни, тому підсумовування по кількості контрольних поверхонь для кожного випускного колектора йде до (Z₁ + 1).

Величиною втрат теплоти в теплоізольованих колекторах дизелів Д80 можна зневажити, тому:

(2.47)

Моделювання роботи турбокомпресора ведеться з урахуванням руху його ротора під дією моменту від газових сил, які діють на колесо турбіни, і моменту опору, створеного компресором і механічними втратами. Тоді рівняння руху ротора буде мати вид:

(2.48)

де J_TK – момент інерції ротора турбокомпресора;

M_Ti - момент на турбіни, по "i-му" входу газів;

M_K і M_мех – гальмовий момент компресора і механічних утрат;

щ_ТК - частота обертання ротора.

Моменти сил газів на колесах турбіни і компресора можна визначити по формулах:

(2.49)

(2.50)

де G_Ti і G_K – миттєві витрати газу через "i-ий" вхід турбіни і компресора;

Над_.Ti і Над_.K - миттєві адіабатні питомі роботи на турбіні і компресорі по "i-му" входу;

з_Ti і з_K- миттєві к.к.д. турбіни і компресора;

М_мех- береться по паспортним даним турбокомпресора.

Величини Над_{. Ti} і Над_.К можна визначити по формулах:

(2.51)

(2.52)

де р_Ті й р_З.Т - тиск газу перед "i-м" входом у турбіну і за турбіною;

р_к - ступінь підвищення тиску в компресорі;

Т_Ті і Т_о - температура газу перед турбіною і повітря перед компресором;

k і k_Ti - показники адіабат повітря і продуктів згоряння (визначається з урахуванням складу і температур газу).

Для всіх досліджуваних модифікацій двигунів сімейства Д80 передбачається використовувати турбокомпресори, які випускаються серійно у ВО "Пенздизельмаш" (Росія). Це турбокомпресори ТК-41, ТК-30, ТК-23 і ТК-18. Характеристики компресорів цих турбокомпресорів у виді графічних залежностей відомі. Ці характеристики введені в програму розрахунку у вигляді поліномів третього ступеня, отриманих шляхом обробки паспортних графічних характеристик:

(2.53)

(2.54)

Характеристики турбін зазначених вище турбокомпресорів вводяться в програму розрахунку у вигляді апроксимуючих залежностей, запропонованих у [12]:

(2.55)

де В, В₁, В₂ і В₃ – постійні коефіцієнти; Х=Х_ад./Х_опт; Х_ад.=U/Сад_.;

Х_опт.,- значення Х_ад, при якому досягається максимум значення к.к.д. з_Т.max;

_п –ступінь геометричної парціальності турбіни;

б –кут виходу потоку із соплового апарата турбіни.

Для повнопоточної турбіни вираження (1.55) має вигляд:

(2.56)

Для визначення параметрів газів за турбіною в розрахунковій схемі двигуна (див. рисунок 1.1) виділена окрема зона, відділена двома контрольними поверхнями: однієї – від турбіни, іншої – від глушителя. Вона представлена у вигляді ємності визначеного об’єму, витікання газу з який відбувається через еквівалентний отвір з гідравлічним опором, рівним опору трубопроводу від турбіни до глушителя.

Для опису процесу в такій ємності можна скористатися рівняннями збереження маси, енергії й рівнянням стану у вигляді:

dM = dM_ЗТ - dM_ОТ , (2.57)

(2.58)

(2.59)

У даній системі dM_ЗТ визначається по видатковій характеристиці турбіни з урахуванням, що

dM_ЗТ = G_ЗТ d, (2.60)

а маса газу, що вийшов через еквівалентний отвір по формулі:

(2.61)

де р- тиск газів у зоні;

– тиск газів на вході в глушитель;

∆р- гідравлічний опір глушителя.

Температура газу на виході з турбіни визначається по формулі:

(2.62)

Основні зовнішні й індикаторні показники двигуна визначаються по відомих формулах.

Ефективна потужність дорівнює:

(2.63)

а питома ефективна витрата палива дорівнює

(2.64)

де z і V_h - число циліндрів і робочий об’єм циліндра; р_е- середній ефективний тиск.

У моделі р_е визначається по формулі:

р_е=рі - р_мо+ р_нх (2.65)

де р_і й р_нх – середній індикаторний тиск і середній тиск насосних ходів, обумовлені в процесі розрахунку робочого циклу, Па:

(2.66)

p_мо – середній тиск механічних опорів, Па;

p_мо – визначається тільки експериментальним шляхом. Причому для одержання достовірних даних приходиться використовувати відразу кілька методів: обробка індикаторних діаграм, прокручування двигуна від стороннього джерела енергії, метод “вибігу”, відключення циліндрів. Результати експериментів вводяться звичайно, в модель робочого циклу у виді емпіричної залежності p_мо від параметрів, що характеризують режим двигуна. Якщо моделюється робочий цикл проектованого двигуна (якого немає в металі). то в модель вводять емпіричні залежності по двигунах близької розмірності і швидкості. У даній роботі середній тиск механічних утрат p_мо визначається по емпіричній формулі, яка отримана в результаті обробки експериментальних даних по двигунах Д70:

p_мо =0,45 p_і^0,35(4,667+C_m) (2.67)

2.1 Методика розрахунку утворення оксидів азоту в циліндрі дизеля

Оксиди азоту, що утворяться при згорянні органічного палива в повітрі, розділяють на термічні, швидкі і паливні. В основі такої класифікації лежать уявлення про різні механізми утворення NO_x [13]. Експериментально доведено [14], що у випускних газах дизелів кількість оксиду азоту NO складає вище 90% від всіх інших окислів азоту. У роботах [13...15] показано, що при температурах вище 2000 К утворення NO відбувається по термічному механізмі, і при рішенні практичних задач внеском інших видів механізму утворення загальної концентрації NO можна зневажити. Такий підхід обумовив широке використання для розрахунків процесів утворення NO математичних моделей, що базуються на рівняннях термічної теорії, запропонованих у роботі [15].

У даній роботі на основі термічної теорії шляхом узагальнення даних про кінетику реакцій і обліку особливостей згоряння в дизелях була розроблена і прийнята для практичного використання двозонна модель утворення оксиду азоту. Модель базується на допущенні, що утворення NO у зоні продуктів згоряння, де місцевий коефіцієнт надлишку повітря  =1, відбувається двома шляхами: ланцюговим і бімолекулярним [14, с. 35].

У ланцюговому механізмі основними реакціями є:

k_1n

N₂+O₂ NO + N , (2.68)

k_1p

k_2n

N+O₂ 2NO (2.69)

k_2p

При бімолекулярному механізмі утворення оксиду азоту відбувається наступна реакція:

k_4n

N₂+O₂ 2NO (2.70)

k_4p

На підставі цих посилок було отримано диференціальне рівняння, що дозволяє розраховувати концентрацію r_NO оксиду азоту в будь-який момент часу в зонах продуктів згоряння [14, c.42]:

де р – поточне значення тиску газів у циліндрі, Т_ср – поточна середня по масі газу температура всіх продуктів згоряння. Вона визначається з урахуванням зміни за часом кількості молей свіжого заряду і продуктів згоряння (М_пз=f₁(), М_см=f₂()) і відомої емпіричної залежності для закону згоряння палива x=x(), а також відомих умов теплообміну між газом у циліндрі й стінками.

У роботі [14] приведені всі необхідні залежності для розрахунку констант швидкості реакцій k₄, k_1n, k_1p, k_2n, k_4n , рівноважних концентрацій r, r_NO, r, r₂ і середньої по масі температури Т_ср у зоні продуктів згоряння.

Диференціальне рівняння (2.71) дозволяє підрахувати зміну концентрації r_NO за деякий проміжок часу d (крок розрахунку), якщо мають місце реакції, що йдуть по рівняннях (2.68)…(2.70), відомі поточні миттєві значення р, Т_ср, r, r_NO, r, r₂, а кількість молів продуктів згоряння не змінюється. Рівняння (2.71) дає лише усереднений облік зміни за часом кількості молів продуктів згоряння – через поточні значення тиску і температури, що, у свою чергу, залежать від кількості молів. У дійсності концентрація NO змінюється за рахунок дії декількох механізмів. Припустимо, що протікають наступні процеси:

• реакції утворення NO по рівняннях (2.68)…(2.70);

• додавання в зону продуктів згоряння порцій нових, тільки що утворених

продуктів;

• додавання в зону, де відбуваються процеси утворення NO , порцій

продуктів згоряння, що унаслідок турбулентного перемішування виявилися

на якийсь час біля відносно холодної стінки камери згоряння й остигнули до

температур, при яких реакції по рівняннях (2.68)…(2.70) не йдуть.

У знову утворених порціях продуктів згоряння початкова концентрація r_NO = 0, тому що реакції по рівняннях (2.68)…(2.70) тільки починаються. Унаслідок додавання порцій, що не містять NO, відбувається «розведення» існуючої зони продуктів згоряння, що викликає зменшення концентрації окису азоту.

Розглянемо детальніше роль теплообміну між зоною продуктів згоряння і стінками циліндра. Як уже підкреслювалася, середня по масі температура продуктів згоряння визначається в [14] з обліком конвективного теплообміну. Інтенсифікація теплообміну приводить до зменшення Т_ср і швидкостей утворення NO за рахунок зменшення констант швидкостей реакцій. Насправді конвективний теплообмін між газом і стінками циліндра викликає більш складний зв'язок між рівнем температури продуктів згоряння й інтенсивністю утворення NO. Він обов'язково передбачає наявність градієнта температури в газі біля стінки. Причому безпосередньо біля стінки газ приймає її температуру. Якщо врахувати те, що температура стінки камери згоряння знаходяться в межах 450…500 К, а реакції утворення NO протікають, починаючи з температури 2000 К та вище, те можна зробити висновок про те, що поблизу стінок камери згоряння існує зона, у якій реакції утворення NO через низьку температуру не протікають. Розміри цієї зони обмежені, з одного боку, поверхнею камери та кришки циліндра, а, з іншого боку – умовною ізотермічною поверхнею з температурою 2000 К. Таким чином, ми приходимо до трьох зонної моделі процесів у циліндрі, що передбачає існування зони свіжого заряду, зони продуктів згоряння, у якій відбуваються реакції утворення NO (надалі активна зона), і зони продуктів згоряння поблизу стінки циліндра, де утворення NO не відбувається (надалі пасивна зона). Рух турбулентних молів викликає безупинне перемішування газів в активній і в пасивній зонах. Тому поточні значення концентрації NO будемо в обох зонах вважати однаковими. При цьому пасивна зона виконує роль буфера, у якому процеси, що протікають по рівняннях (2.68)…(2.70), не відбуваються, але значення поточної концентрації NO у цій зоні змінюються за часом унаслідок перемішування з газом активної зони.

Виходячи з приведених вище уявлень про характер протікання процесів у зоні продуктів згоряння, можна запропонувати математичну модель для розрахунку концентрації термічного оксиду азоту в циліндрі дизеля, що буде враховувати утворення NO по реакціях (2.68)…(2.70), зменшення концентрації внаслідок розведення зони продуктів згоряння порціями газу не утримуючого NO і наявність пасивної зони біля стінки.

Кількість молів NO значно менше, ніж кількість молів продуктів згоряння. Це дає можливість визначати концентрацію оксиду азоту в зоні продуктів згоряння по спрощеній залежності:

е M^A_NO(), M^P_NO() – кількість молів оксиду азоту в активній і в пасивній зонах; М^А_ПС(), М^А_ПС() – кількість молів продуктів згоряння в активній і в пасивній зонах.

Тоді похідна від концентрації за часом може бути виражена по формулі:

або

Коефіцієнт  у рівнянні (2.74) являє собою відносне число молів продуктів згоряння, що знаходяться в активній зоні.

Похідна dM_NO^A /d_МПС=const характеризує зміну концентрації NO в активній зоні в результаті реакцій (2.68)…(2.70) при фіксованому числі молів продуктів згоряння і цілком збігається з правою частиною рівняння (2.71). Інший член рівняння (2.74) можна розглядати, як виправлення, що враховує зміну концентрації NO у результаті розведення знову утвореними порціями продуктів згоряння. Знак (-) перед цим виправленням підкреслює той факт, що розведення завжди викликає зменшення концентрації.

Далі зробимо оцінку значення коефіцієнта  у формулі (2.74).

Відомо, що в турбулентному потоці, обмеженому двома рівнобіжними площинами, профіль швидкості в напрямку, перпендикулярному поверхні, визначається емпіричною формулою [16, c. 57]:

w(y) = w_o(y/)^1/m , (2.75)

де y і  - відповідно відстані від поверхні до точки в потоці і до осі симетрії потоку, w_o – максимальна швидкість потоку, а саме, швидкість на осі симетрії потоку.

Приймемо для продуктів згоряння число Прандтля Pr=1. Тоді швидкість горіння і надлишкові щодо температури стінки Т_СТ температури газу в потоці будуть між собою подібні. Надлишкову температуру газу в будь якій точці потоку можна знайти, як

 = _о(y/)^1/m, (2.76)

де  = Т- Т_СТ , _о =Т_о -Т_СТ

У формулі (1.76) замість максимальної надлишкової температури запишемо її вираз через середню по масі надлишкову температуру в зоні продуктів згоряння. У цьому випадку будемо мати:

 = _СР(ь+1)(н.)^1.ь .ь = (Е_СЗ –Е_СЕ)(ь+1)(н.)^1.ь .ь (2ю77)

Відносне число молів продуктів згоряння в пасивній зоні буде залежати від відносних розмірів пасивної зони і від абсолютних значень середньої по масі температури в пасивній зоні і середньої по масі температури всіх продуктів згоряння:

М_ПС^Р/(М_ПС^Р + М_ПС^А) =(y_Т=2000/)(T_CP/T_CP^P) (2.78)

У пасивній зоні розподіл температури в напрямку, перпендикулярному до стінки, має характер близький до лінійного. Тому приймемо:

Т_СР^Р=0,5(Т_СТ+2000) (2.79)

Вирішуючи (1.77), (1.78) і (1.79) одержимо формулу для визначення коефіцієнта :

Розрахунок похідної dM_NO^A /d_МПС=const тепер варто проводити, використовуючи не середню по масі температуру всіх продуктів згоряння Т_СР, а середню по масі температуру продуктів згоряння в активній зоні, тому що саме від температури в активній зоні залежать значення констант швидкостей реакцій по рівняннях (2.68)…(2.70). Цю температуру можна визначити по формулі:

Значення m у (2.75)…(2.81) для турбулентного потоку залежить від числа Рейнольдса Re. Збільшення Re приводить до збільшення m. У трубах при Re=1,110⁵ m=7, а при Re=3,2410⁶ m=10 [16, c.57]. За даними [17], у камерах згоряння дизелів різних типів число Re у період згоряння знаходиться в межах 110⁵…510⁶... Виходячи з цього, можна прийняти m=8...10. Інтегрування рівняння (1.74) при початкових умовах r_NO()_=0=0 дозволяє визначити поточну концентрацію оксиду азоту в зоні продуктів згоряння.

Поточну середню концентрацію NO , а саме, число молів NO , віднесене до загального числа молів заряду в циліндрі, можна визначити по формулі:

З приведеної трьохзонної моделі, як окремий випадок випливає базова двохзонна модель [14]. Для цього потрібно прийняти m  і припустити, що додаток у (2.74), що враховує розведення зони продуктів згоряння новими порціями, дорівнює нулю.

Приведена вище модель реалізована в програмі розрахунку робочого процесу тепловозного дизеля типу Д80. Результати розрахунку викидів оксидів азоту приведені у виді графіків у розділі 3.

математичний тепловозний двигун дизель

3. ВИБІР РАЦІОНАЛЬНОЇ ТЕПЛОВОЗНОЇ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДИЗЕЛЯ 10Д80 ІЗ ДВОМА НОМІНАЛЬНИМИ ПОТУЖНОСТЯМИ 590 КВТ ТА 883 КВТ ДЛЯ МАНЕВРОВОГО ТЕПЛОВОЗА ТЕМ103

Маневрові тепловози з дизелями з номінальною потужністю N_e = 588 кВт (800 к.с.) досить широко використовуються на промисловому транспорті й на “Укрзалізниці”. Це в основному тепловози ТГМ4М. Багато хто з них уже відробили свій термін і застаріли як фізично, так і морально. Установлені на них дизелі мають завищені витрати палива і не відповідають сучасним техніко-економічним вимогам. Так, наприклад, сeредньоексплуатаційна витрата палива на тепловозах ТГМ4 складає g_{e сер.е.} = 0,265 кг/(кВт.год). Тому актуальним є розробка нових вітчизняних маневрових тепловозів даної потужності з дизелями українського виробництва, зокрема з дизелями типу Д80.

Для дизеля маневрового тепловоза дуже важливим є його надійність і довговічність, паливна економічність і прийомистість. Тому для дизеля маневрового тепловоза бажано мати як можна меншу частоту обертання колінчатого вала на режимі номінальної потужності. Найбільш розповсюдженим значенням частоти обертання колінчатого вала для середньообертових дизелів маневрових тепловозів з електропередачею є величина n_ном =750 хв^-1. Рівень форсування номінального режиму роботи дизеля по середньому ефективному тиску з погляду довговічності і надійності роботи повинний бути нижче (р_е= 8...9 бар), а з погляду паливної економічності – вище (р_е= 13...16 бар). У цьому плані компромісним варіантом можна вважати р_е= 11...14 бар. При виборі дизеля на режим номінальної потужності N_e = 588 кВт можливі наступні варіанти:

1. 4ЧН26/27 (11Д80) з n_ном =1000 хв^-1, при цьому р_е= 12,35 бар;

2. 4ЧН26/27 (11Д80) з n_ном =750 хв^-1, р_е= 16,35 бар;

3. 6ЧН26/27 (10Д80) з n_ном =1000 хв^-1, р_е= 8,23 бар;

4. 6ЧН26/27 (10Д80) з n_ном =750 хв^-1, р_е= 10,98 бар;

При цьому 1-й та 2-й варіанти це рядні чотирьохциліндрові дизелі, що мають незначну масу, що збільшує масу баласту тепловоза. Крім того, у другого варіанта маються проблеми із системою ГТН і дуже великих значень тиску згоряння при високому ступені форсування. Це зменшує надійність і довговічність роботи такого дизеля, вимагає високих рівнів наддування (до 3...3,3 бар). До того ж чотирьохциліндрові дизелі по потужності вже не можна форсувати до 880…1000 кВт, що суттєво з точки зору універсалізації перспективного тепловозу при різних потребних потужностях. Що стосується третього варіанта, то, як уже було сказано вище, для дизеля маневрового тепловоза небажано мати високу частоту обертання колінчатого вала на режимі номінальної потужності, тому що це приводить до затягування перехідних процесів і до перевитрати палива на них. До того ж дуже малий ступінь форсування при цьому приведе до поганої паливної економічності. При створенні нової серії вітчизняних маневрових тепловозів різного призначення бажано розробити універсальний тепловоз з уніфікованими кузовами, але з дизель-генераторами різної потужності. При цьому габаритні показники дизель-генераторів повинні бути однаковими, що здійсненно тільки при однакових по числу циліндрів дизелях. Тому, з огляду на створення варіантів тепловозів з дизелем 10Д80 із номінальною потужністю N_e = 883 кВт (1200 к.с.) необхідно здійснити четвертий варіант. Четвертий варіант з N_e = 588 кВт може бути здійснено при вже досягнутому на дизелях Д80 рівні середнього ефективного тиску, а з N_e = 883 кВт при р_е = 16,5 бар.

Мета дослідження полягала у перевірці ефективності дизеля 10Д80 із сполученням вихідних параметрів, що повинні забезпечувати мінімальне значення середньоексплуатаційної витрати палива g_{е сер.е.}.

Дизель, який розглядався, має двох колекторну імпульсну випускну систему з двохзаходною турбіною. Конструктивно цей варіант типовий для дизелів сімейства Д80 і забезпечується заготівлями елементів колектора, що уже випускаються для дизелів 4Д80 і 1Д80.

Для прийнятих вихідних основних конструктивних параметрів при перевірці ефективності по середньоексплуатаційній питомій витраті палива накладалися обмеження на максимальний тиск згоряння р_z і температуру газів перед турбіною Т_Т. З огляду на середній рівень форсування дизеля 10Д80 и виходячи з забезпечення надійності і довговічності роботи для варіанта 10Д80 з N_e = 883 кВт ці обмеження були встановлені в розмірі р_z =13 МПа і Т_Т = 823К. Численні випробування дизелів Д70 і Д80 підтвердили їх працездатність при вищевказаних обмежувальних параметрах. Крім того, аналізувався отриманий рівень максимальної частоти обертання ротора турбокомпресора ТК18С. У принципі можна досягти отриманих при розрахунку значень n_TКмах, застосувавши спеціальні конструктивні заходи. Але для турбокомпресорів ТК18 виробництва «Пенздизельмаш» n_TKmax=40000 хв^-1.

Робочий процес дизеля з N_e = 590 кВт, n_ном =750 хв^-1, р_е= 11 бар розраховувався на всіх дев'ятьох позиціях контролера машиніста відповідних наступним позиціям експлуатаційної характеристики з наступною відносним тимчасовим завантаженням  на кожній позиції:

поз. 8: N_e= 590 кВт, n = 750 хв^-1,  = 1,5%;

поз. 7: N_e= 500 кВт, n = 655 хв^-1,  = 1,3%;

поз. 6: N_e= 405 кВт, n = 560 хв^-1,  = 1,2%;

поз. 5: N_e= 335 кВт, n = 500 хв^-1,  = 3,7%;

поз. 4: N_e= 260 кВт, n = 450 хв^-1,  = 4,4%;

поз. 3: N_e= 185 кВт, n = 390 хв^-1,  = 8,7%;

поз. 2: N_e= 110 кВт, n = 350 хв^-1,  = 8,8%;

поз. 1: N_e= 37 кВт, n = 300 хв^-1,  = 3%;

поз. 0: N_e= 9 кВт, n = 300 хв^-1,  = 45,6 %;

Ще три позиції додаються по навантажувальній характеристиці при n = 750 хв^-1:

поз. 11: N_e= 883 кВт, n = 750 хв^-1,  = 4,4%;

поз. 10: N_e= 780 кВт, n = 750 хв^-1,  = 8,7%;

поз. 9: N_e= 670 кВт, n = 750 хв^-1,  = 8,7%;

При дослідженні фази газорозподіли бралися штатними: кут відкриття випускних клапанів _е = 130^о п.к.в.; кут закриття випускних клапанів _е' = 405^оп.к.в.; кут відкриття впускних клапанів _d = 390^оп.к.в.; кут закриття впускних клапанів _d' = 584^о п.к.в.

Кут початку упорскування палива в циліндр _впр= 713^о п.к.в.. Ступінь стиску  = 12.5. Площа мінімального прохідного перетину соплового апарата турбіни ТК18 F_ca = 42 см² (2Ч21 см²).

Аналіз ефективності вихідного варіанта необхідний для оцінки можливості забезпечення уніфікації елементів розподільного вала, поршнів і їхніх камер згоряння, елементів випускних колекторів дизеля 10Д80 с подібними елементами інших дизелів сімейства Д80.

Результати розрахунку робочого циклу дизеля 10Д80 с вихідними параметрами на режимі номінальної потужності приведені на рисунку 3.1. Тут і далі під такими ж рисунками, що є копіями екрана монітора ПЕОМ, приведені основні показники роботи дизеля. Ці показники означають наступне:

Ni – індикаторна потужність у кВт;

Ne – ефективна потужність у кВт;

Етк1 - ККД турбокомпресора;

gi і ge - індикаторна й ефективна витрати палива, кг/(кВт·год);

Еvs – коефіцієнт наповнення (_vs);

Рі і Ре – середній індикаторний і середній ефективний тиск в Па;

gam – коефіцієнт залишкових газів ( );

Еі й Ееf - індикаторний (_і) і ефективний (_е) ККД дизеля;

Ац - коефіцієнт надлишку повітря в циліндрі дизеля ();

Рк і Рs - тиск наддувного повітря після компресора і перед

впускними клапанами (р_к і р_s) у Па;

Vпр - коефіцієнт витоку продувного повітря ();

Wog – відносні втрати теплоти в робочому циклі через

стінки циліндра в охолоджуючу рідину й в масло (w);

Ртс – середній за цикл тиск газів перед турбіною в Па (р_Тср);

Рнх - середній тиск насосних ходів у Па (р_нх);

Тк і Тs - температури повітря після компресора і після охолоджувача

наддувного повітря в К;

Ек1 – ККД компресора (_К) турбокомпресора;

Рz – максимальний тиск згоряння в Па (р_z);

Ттс – середня температура випускних газів перед турбіною, К (Т_Тср);

Del – відносне не в’язання масового балансу в %;

fng – кут початку горіння палива (_н) в ^оп.к.в.;

nтк – частота обертання ротора турбокомпресора, хв^-1;

Вс – циклова подача палива у циліндр дизеля на даному режимі роботи, кг,

fz – тривалість горіння палива (_z) в ^оп.к.в.;

Gs – витрата повітря через дизель у кг/с;

Gот – витрата газів через пропускний клапан, кг/с, (у нашому

випадку такого клапану немає);

m – показник в емпіричній характеристиці згоряння Вібе;

Ет1 – ККД турбіни турбокомпресора;

gNO – питомий, у г/(кВт·год), викид оксидів азоту;

На самому рисунку показані також криві зміни тиску по куті повороту колінчатого вала у випускних колекторах Рт (суцільною лінією в одному колекторі, крапками – в іншому), у впускному ресивері Рs, у першому по порядку роботи циліндрі Р. Останнє показано в двох масштабах: по лівій шкалі в процесах стиску, горіння і розширення, а в період газообміну по правій шкалі, також як Рт і Рs. Також тут показані середня температура газів у циліндрі - t і частота обертання ротора ТК - ntk.

Аналізуючи результати, отримані при моделюванні режиму номінальної потужності у вихідному варіанті дизеля 10Д80, можна укласти, що питома ефективна витрата палива (g_e = 0,2004 кг/(кВт·год)) є майже рекордною для дизеля сімейства Д80. При цьому індикаторний ККД досить високий (_і = 0,466), і завдяки невеликим насосним втратам (р_нх= - 0,273 бар) маємо і непоганий механічний ККД дизеля (_м=0,907). При значенні площі прохідного перетину соплового апарата турбіни ТК18С F_ca= 42 см² виходить середній тиск наддування (р_s=2,89 бар), який вище за середній тиск випускних газів у випускному колекторі (р_Тср =2,65 бар). При цьому інтенсивність продувки циліндрів достатня (=0,063) с точки зору охолодження випускних клапанів [20]. Це зв'язано з тим, що імпульс тиску випускних газів від сусіднього у даному колекторі циліндра не накладається на перекриття клапанів, та не порушує продувку циліндрів. Це також сприяє великому значенню коефіцієнта наповнення (з_vs = 0,975) і малому коефіцієнту залишкових газів (г = 0,013). Достатньо інтенсивна продувка циліндрів приводить до відносно невеликої при даному рівні форсування температури випускних газів (Т_Тср=811 К) чому сприяє також й високий коефіцієнт надлишку повітря (= 2,11). Ця обставина, а також припустимий максимальний тиск згоряння (р_z = 129 бар) повинні забезпечити достатню надійність роботи дизеля в експлуатації, що особливо важливо в умовах кругло добової роботи маневрових тепловозів.

Результати розрахунків робочого циклу дизеля 10Д80 с вихідними параметрами з двохколекторною випускною системою на всіх точках експлуатаційної характеристики представлені в таблицях 3.1 і 3.2 і на рисунках 3.2 і 3.3. Практично у всьому діапазоні характеристики дизель працює з високими значеннями коефіцієнта надлишку повітря . Тільки на режимах 2…6 позиціях контролера машиніста (n = 350…560 хв ^–1)  <2. У результаті температура випускних газів t_Т не перевершує припустимого значення 550^оС. На основних робочих режимах мають місто малі коефіцієнти залишкових газів (г=0,01…0,04) та достатні з точки зору охолодження деталей циліндро-поршневої групи значення коефіцієнтів утікання повітря ( = 0,05…0,11). Це сприяє зменшенню димності випускних газів та охолодженню випускних клапанів. У діапазоні малих навантажень при n = 300…390 хв^-1 наддування практично немає, у результаті чого падає індикаторний і механічний ККД дизеля і збільшується питома ефективна витрата палива. Цьому сприяє також збільшення коефіцієнта залишкових газів г і зменшення коефіцієнта наповнення з_vs. Насосні втрати незначні, а на 5=ій позиції контролера машиніста навіть нульові і тому значення механічного ККД доходить до _м = 0,91. Середньоексплуатаційні питомі викиди оксидів азоту g_NO =12,3 г/(кВт·год), що менше припустимих g_NO =16 г/(кВт·год), тому згідно [22] дизель екологічно небезпечний.

На рисунку 3.4 приведена гістограма розподіли завантаження дизеля в експлуатації за часом (білі прямокутники). Там же показана частка палива, у відсотках, витрачена на кожнім розглянутому режимі експлуатаційної характеристики (чорні прямокутники). Приведене також отримане значення середньо експлуатаційної питомої ефективної витрати палива для 11-ти позиційного варіанту роботи з номінальною потужністю N_e = 883 кВт, яке склала g_{е сер.е.}= 0,2131 кг/(кВт·год). Це надто нижче ніж у тепловозів ТЕМ2М з дизелем ПДГ1М (g_{е сер.е.}= 0,281 кг/(кВт·год)). При роботі на 8-ми позиційному контролері з номінальною потужністю N_e = 588 кВт g_{е сер.е.}= 0,2374 кг/(кВт·год). Це значення теж значно менше ніж у прототипу дизеля 211Д-3М тепловоза ТГМ4М (g_{е сер.е.}= 0,265 кг/(кВт·год)).

В результаті проведеного дослідження можна зробити наступні висновки:

1. Тепловозний дизель 10Д80 (6ЧН26/27) при роботі у складі перспективного вітчизняного тепловозу ТЕМ103 має експлуатаційну паливну економічність на рівні кращих світових зразків і значно перевищує економічність прототипів, як за номінальною потужністю 588 кВт, так й при номінальній потужності 883 кВт;

2. При роботі на 8-ми позиційному контролері машиніста температура випускних газів не перевищує 500^оС, рівень утікання продувного повітря знаходиться у межах  = 0,05…0,11, що за даними спеціальних випробувань попередника дизеля Д70 дозволяє стверджувати про надійність роботи випускних клапанів. Максимальний тиск згоряння взагалі низький і не перевершує 11 МПа. Все це сприяє надійній роботі дизеля у експлуатації;

3. При необхідності отримання більших потужностей на окремих тепловозах ТЕМ103 можна забезпечити за допомогою 11-ти позиційного контролера машиніста ще три форсовані режими 670, 780 та 890 кВт по навантажувальній характеристиці при 750 хв^-1. При цьому температура випускних газів зростає до 538^оС, що не перевищує припустимих значень (550^оС), рівень утікання продувного повітря  = 0,06, що сприяє надійності роботи випускних клапанів. Максимальний тиск згоряння зростає до 13 МПа, що за даними КБСД ДП “Завод ім. Малишева” не повинно привести до порушення газового стику.

4. Для універсалізації дизеля 10Д80, як для номінальної потужності 588 кВт, так й для потужності 883 кВт треба використати турбокомпресор ТК18 з площею прохідного перерізу соплового апарата турбіни F_ca = 42 см² (2Ч21 см²).

5. Викиди оксидів азоту дизелем 10Д80 у складі тепловоза ТЕМ103 на 4 г/(кВт.год) менші встановленої норми по ГСТУ 32001-94.

4. СИСТЕМА ЗМАЩУВАННЯ

4.1 Вихідні дані

- Тип маневрового тепловозу ТЕМ 103;

- номінальна ефективна потужність двигуна N_e =883 кВт;

- температура масла на виході з дизеля t^' _м =86 С⁰;

- температура води на вході в систему охолодження масла t^' _В=66,7 С⁰;

- густина масла 852 кг/м³;

- діаметр росточки корпуса =0,32 м;

- відстань між перегородками =0.1 м;

- довжина трубок L=0.8 м;

- кількість охолоджуючих трубок n=494 шт;

- витрата охолоджуючої води G_В=54 м³/ч;

- кількість ходів охолоджуючої води Z_В=2;

- внутрішній діаметр трубок d_ВН=0,008 м;

- відстань між зовнішніми твірними по трикутнику =0,003 м;

- середньо експлуатаційна витрата палива g_е =0,2131 кг/(кВт ч);

- частка теплоти, яка введена в циліндри двигуна з паливом,

втрачена в масло %;

4.2 Розрахунок масло охолоджувача

Розрахунок маслоохолоджувача виконаний для параметрів двигуна при температурі навколишнього середовища і номінальною потужністю .Маслоохолоджувач виконаний жорсткими трубними дошками.

4.2.1 Тепловий розрахунок

Годинна витрата палива, кг/год:

(4.1)

де g_е - з вихідних даних;

N_e - з вихідних даних;

Теплота, яка відведена у масло, кВт:

(4.2)

де q_м- з вихідних даних;

В_Г - з формули (4.1);

Q^р_н - нижня теплота згоряння робочої маси палива (для

дизельного палива = 42500 кДж/кг);

Температура масла на виході з теплообмінника °С:

(4.3)

де Q_м- з формули (4.2);

t^' _м- з вихідних даних;

С_рm- з вихідних даних;

з вихідних даних;

Температура води на виході °С:

(4.4)

де Q_м- з формули (4.2);

t^' _В- з вихідних даних;

С_рВ- з вихідних даних;

Середня температура масла, °С:

(4.5)

де t^'' _м - з формули (4.3);

t^' _м- з вихідних даних;

Середня температура води, °С:

(4.6)

де t^'' _В- з формули (4.4);

t^' _В- з вихідних даних;

Швидкість охолодження води в трубах, м/с:

(4.7)

де G_В- з вихідних даних;

Z_В- з вихідних даних;

n- з вихідних даних;

d_ВН- з вихідних даних;

Коефіцієнт тепловіддачі від стінок трубок до охолоджуючої води кВт/м² К:

(4.8)

=7177,49 =8,345 кВт/м² К

де - з формули (4.1.6);

- з формули (4.1.7);

d_ВН- з вихідних даних;

Хорда сегментної перегородки при центральному куту сегмента , м:

(4.9)

де - з вихідних даних;

Площа перегородки сегмента, м²:

(4.10)

де - з вихідних даних;

Переріз по ширині для проходу масла, м² :

(4.11)

де - з формули (4.10);

- з вихідних даних;

S- з формули (4.9);

Переріз для проходу масла, м²:

(4.12)

де - з вихідних даних;

b- з вихідних даних;

- з вихідних даних;

При t _мсер визначаємо теплоємність масла, кДж/(кг·К):

(4.13)

де t _мсер - з формули (4.6);

Циркуляційна витрата масла через двигун, кг/с:

(4.14)

де С_рm - з формули (4.13);

Q_м- з формули (4.2);

дt_м - перепад температур масла на масляному холодильнику (10...12°С).

У зв'язку з тим, що шестерінчастий масляний насос має погану герметичність між ємностями нагнітання та всмоктування, приймаємо розрахункову витрату масла в 2...З рази вищою, ніж теоретичну за формулою:

(4.15)

де G_мр - з формули (4.14);

Об'ємна циркуляційна витрата масла через двигун, м³/с:

(4.16)

де G_мр - з формули (4.14);

з вихідних даних;

Швидкість руху масла, м/с:

(4.17)

де -витрата масла через теплообмінник .

- з формули (4.12);

Число Рейнольдса для масла :

(4.18)

де - з формули (4.17);

- з вихідних даних;

- з вихідних даних;

Число Прандля для масла :

(4.19)

де - з вихідних даних;

С_рm - з формули (4.13);

з вихідних даних;

- з вихідних даних;

Число Прандля при середній температурі стінки t_ср=70 ⁰С:

(4.20)

де - з вихідних даних;

С_рm - з формули (4.13);

з вихідних даних;

- з вихідних даних;

Коефіцієнт тепловіддачі від масла до стінок трубок теплообмінника:

(4.21)

де - з формули (4.18);

- з формули (4.19);

- з формули (4.20);

Коефіцієнт тепловіддачі теплообмінника кВт:

(4.22)

де - з формули (4.8);

- з формули (4.21);

- з вихідних даних;

- з вихідних даних;

Середня температура стінки визначена розрахунком :

(4.23)

де - з формули (4.6);

- з формули (4.5);

- з формули (4.8);

- з формули (4.21);

Середньологорифмічна різниця температур :

(4.24)

де - з формули (4.4);

- з формули (4.6);

- з формули (4.3);

з вихідних даних;

Поверхня охолоджувача теплообмінника,м²:

(4.25)

де - з вихідних даних;

L- з вихідних даних;

n- з вихідних даних;

Поверхня охолоджувача теплообмінника з урахуванням забруднення, м²:

(4.26)

Кількість теплоти відведене теплообмінником,кВт:

(4.27)

де К- з формули (4.22);

F₃- з формули (4.26);

- з формули (4.24);

4.3 Розрахунок масляного насоса

Масляні системи всіх тепловозних двигунів виконані циркуляційними проточними. Змащування підшипників в них виконується під тиском, а деталей ЦПГ - розпилюванням масла, що забезпечує високу надійність змащування і інтенсивний теплопідвід від деталей.

Необхідна кількість масла, яка витрачається через двигун в одиницю часу, залежить від циклу та розміру пар, які труться між собою, величини поверхні вузлів, омитих маслом, та інтенсивності теплопідвода від охолоджування поршнів.

Запас масла у дизелі, кг:

(4.28)

де = 0,7...0,8 кг/кВт

Потужність витрачена на привід насоса, кВт:

(4.29)

де - з формули (4.16);

- з вихідних даних;

- механічний к.к.д. насоса, який дорівнює 0,85...0,9 та

враховує втрати потужності на тертя та гідравлічний опір;

- об'ємний коефіцієнт подачі від 0,7...0,8.

Розміри шестірні насоса визначаються враховуючи те, що об'єм впадин дорівнює об'єму зуба шестерні, висота зуба дорівнює h=2,25m, та кожна шестірня подає масло кожними впадинами.

Діаметр початкової окружності, мм:

(4.30)

де т - прийнятий модуль зуба (для середньообертових дизелів 8...12 мм);

z - число зубців (9...12 шт.);

Частота обертання зубчатого колеса, хв^-1:

(4.31)

де U-обводова швидкість колеса (приймається 8ч10 м/с);

- з формули, (4.30) ;

Довжина зуба, мм:

(4.32)

де - з формули (4.16)

- з формули (4.30)

h - висота зуба, знаходиться як 2,25m, мм;

n - з формули (4.31);

5. СИСТЕМА АВТОМАТИЧНОГО РЕГУЛЮВАННЯ

До системи автоматичного регулювання входить всережимний регулятор частоти обертання та потужності та система автоматичного захисту.

5.1 Регулятор частоти обертання

Дизель 10Д80 має всережимний ізодромний регулятор частоти обертання і навантаження (потужність) відцентрового типу з автоматичною масляною системою, а також з додатковими пристроями, які забезпечують дистанційне управління зміни управління навантаження генератора. Призначення генератора – регулювати кількість палива, яке потрапляє до циліндрів дизеля, і збудження генератора таким чином, щоб підтримувати задану частоту обертання колінчатого вала і дану потужність дизеля на кожному заданому режимі навантаження.

Регулятор виповняє наступні функції:

• управління подачею палива, при цьому змінює положення рейок паливних насосів через важільну передачу і збудженням генератора, змінює положення якоря індуктивного датчика, який включений в ціпок управління збудженням збудника електричного генератора;

• забезпечує можливість використання повної потужності дизеля і обмежує його перевантаження при різних умовах завантаження електричної мережі, яка живиться енергокомплексом, а також при включенні і виключенні допоміжних агрегатів енергосекції;

• автоматично за допомогою коректорів та тиску наддуву, які вбудовані в регулятор, обмежує подачу палива і збудження генератора (генератора енергосекції) при падінні тиску наддувного повітря;

• забезпечує за допомогою електрогідравлічного пристрою дистанційного управління зміну навантаження дизель-генератора.

Регулятор частоти обертання складається ( див. рисунок 4.1) з:

• чутливого елемента або вимірника частоти обертання;

• сервомотора, який по сигналу чутливого елемента управляє рейками паливних насосів;

• зворотного зв’язку, який забезпечую стійкість процесу.

Вимірник частоти обертання відцентрового типу складається з двох вантажів 19, які крутяться від привідного валу 1.

Відцентрова сила обертання вантажів урівноважується зусиллям всережимної пружини 18, яка має дану затяжку. Вантажі регулятора виповнені у вигляді кутових важелів, а вісь всережмної пружини співпадає з віссю обертання, що дає можливість на ходу змінювати затяжку пружини і тим самим встановлювати потрібну частоту обертання валу дизеля. При зміни навантаження частота обертання колінчатого валу дизеля змінюється і тому відцентрова сила вантажів змінюється теж. При цьому рівновага між всережимною пружиною і вантажем порушується, вантажі розходяться або збігаються, і золотник 20, зв’язаний з вимірником частоти обертання, переміщується вверх або вниз. Золотник 20 управляє рухом поршня сервомотора 3. Шток поршня сервомотора через важільну передачу зв’язаний з рейками паливних насосів. Рух поршня вверх (на збільшення подачі палива) виробляється під дією тиску масла, а до низу (на зменшення подачі палива) – під дією пружини. Сервомотор забезпе5чує посилення, яке необхідне для переміщення рейок паливних насосів.

Зворотній зв’язок – ізодромний, силового (буферного) тиску, забезпечує стійкість процесу регулювання дії на золотник 20. До ізодромного зворотного зв’язку 4 відноситься поршень, голка 2 з пружинами і компенсаційний поясок золотника 20.

При зміні навантаження на дизель поршень сервомотора починає переміщуватися і викликає зміну подачі палива. Ця зміна продовжувалася б до відновлення частоти при новому навантаженні, але частота обертання дизеля може змінюватися так швидко, як регулятор змінює подачу палива і тому необхідно обмежити переміщення поршня сервомотора 25. Це обмеження руху поршня 25 по відношенню із зміною навантаження здійснюється ізодромним зворотнім зв’язком шляхом дії на поясок золотника 27. При переміщенні золотника 20 донизу або доверху поршень ізодрома (буфера) 26 переміщується вліво або вправо, стискує одну з його пружин і звільнює іншу, при цьому з’являється перепад тисків масла на обох сторонах поршня з найбільш високим тиском на стороні, протилежної стисненій пружині. Такий перепад тисків пропорційний переміщенню поршня ізодрома. Перепад тисків передається в порожнині над і під пояском золотника, що викликає направляючу вверх або вниз силу, яка діє на золотник. При цьому частота обертання стає попередньою, а поршень сервомотора зупиниться в положенні, яке відносне змінному навантаженню на дизель, і частота обертання валу дизеля відновлюється.

Поршень ізодрома повертається в середнє положення під дією своїх пружин, при цьому масло перетікає з однієї порожнини поршня в іншу через голку. Ступінь відкриття голки визначає швидкість вирівнювання тиску в порожнинах над і під поясом золотника і повинно бути відрегульовано так, щоб швидкість вирівнювання тисків була відповідна швидкості зміни частоти обертання вала дизеля.

Автономна масляна система складається з маслонасосу 23, акумуляторів 22 і масляної ванни 24. Масляний насос 22 нагнітає масло в акумулятори, які служать для створення запасу масла постійного тиску. Зайве масло зливається до ванни. Із акумулятора масло потрапляє до золотникової частини регулятора потужності 8, до золотникової частини регулятора частоти обертання 21 та до золотникової частини управління регулятором 17.

При роботі регулятора на установленому режимі посилення пружини вимірювача 18 відновлюється відцентровою силою обертання вантажів 19. Золотник 20 своїм пояском 27 перекриває вікно в золотниковій втулці, закрив доступ масла від акумулятора до поршня сервомотора 25.

Поршень ізодрома 26 знаходитися в середньому положенні під дією своїх пружин, тиск масла під поршнем сервомотора і в обох порожнинах ізодрома однаковий. Шток сервомотора знаходиться в такому положенні, при якому подача палива відповідна даному навантаженню дизеля при заданій частоті обертання.

При збільшені навантаження на дизель частота обертання колінчатого вала зменшується, вантажі регулятора 19 сходяться до вісі обертання, золотник 20 опускається, відкрив доступ масла із акумулятора в порожнину зліва поршня ізодрома 26. Поршень 26 під дією масла зміщується в сторону сервомотора, затиснув ліву пружину і послабив праву. При цьому поршень витісняє відносний об’єм масла під поршень 26 сервомотора 25, переміщує його вверх і збільшує подачу палива до циліндра. При русі поршня 26 в направленні потоку масла в порожнині, до сервомотора здійснюється проміжний тиск масла в іншій порожнині на величину, пропорційну зміщенню поршня. При русі поршня зворотного зв’язку перепад тиску масла на обох сторонах поршня передається в порожнини над пояском 27 золотника 20 і під низ з більш високим тиском під пояском.

Тиск на цей поясок знизу збільшується до тих пір, поки сила тиску разом із силою від вантажів не переборе посилення пружини вимірювача 18 і не підніме золотник 20 до перекриття регулюючого вікна в золотниковій втулці. Як тільки регулююче вікно закриється, поршень 25 сервомотора зупиниться в положенні збільшеної подачі палива, яка необхідна для роботи дизеля при збільшеному навантажені. Поршень ізодрома 26 вертається в середнє положення під дією своїх пружин. Вирівнювання тисків проходе відповідно із швидкістю відновлення частоти обертання вала.

При зменшені навантаження на дизель частота обертання його вала збільшується; вантажі 19 розходяться та піднімають регулюючий золотник 20, який відкриває вікно. Вікно з’єднує порожнину зі зливом, що дає поршню сервомотора 25 під дією пружини опуститися і зменшувати подачу палива в циліндри дизеля. При опусканні поршня 25 поршень ізодрома 26 під тиском масла зміщується вправо, затиснув праву пружину і послабив ліву. При русі поршня 26 до золотника створюється проміжний тиск масла в іншу порожнину більший тиск на величину, пропорційну зміщенню поршня ізодрома. При русі поршня ізодрома перепад тисків масла на обох сторонах поршня ізодрома передається в порожнину над пояском 27 золотника 20 і під ним з більш високим по величіні тиском над пояском.

Тиск на компенсаційний поясок зверху до тих пір зростає, доки разом з діючою вниз силою пружини 18 не урівноважує силу вантажів і не опустить золотник 20 до перекриття пояском 27 вікна во втулці золотника. Як тільки вікно закривається, поршень 25 сервомотора зупиняється в положенні, відноснім зменшеної подачі палива, необхідній для роботи дизеля при зменшеному навантаженні поршень ізодрома 26 повертається в середнє положення під дією своїх пружин.

Регулятор працює при пуску дизеля. Пружина вимірювача 18 має попередню затяжку, яка відповідна мінімальній частоті обертання холостого хода вала дизеля в крайньому нижньому положенні. Поршень 25 сервомотора знаходиться в крайньому положенні, відносно частоті обертання масла під тиском маслонасосу 23 потрапляє в порожнину, зміщує поршень ізодрома 26, який витісняє деякий об’єм масла під поршень серводвигуна. Поршень 25 переборює посилення пружини і піднімається, переміщує рейки паливних насосів в положення подачі палива; дизель запускається і зупиняється з мінімальної частоти обертання відносно попередньої затяжці пружини 18.

Система регулювання потужності забезпечується за допомогою індуктивного датчика 6, сервомотора 7, який управляється золотниковою системою 8. Цей регулятор можна вимикати за допомогою вимикача 9. Система регулювання потужності на кожній позиції контролера машиніста діє через індуктивний датчик 6 сумісно із системою регулювання електричною передачею на збудження генератора для забезпечення відповідної постійної потужності на кожному завданому положенні контролера при зміні умов руху або навантаження власних нестатків тепловозу. Останнє пов’язано наприклад з вмиканням чи вимиканням вентилятора охолодження або повітряного компресора системи гальмування.

Рисунок – Принципова схема регулятора частоти обертання та потужності

1- валик приводу; 2- голка ізодрома; 3 – сервомотор силовий; 4 – система ізодромного зворотного зв’язку; 5- стоп – пристрій; 6 – індуктивний датчик регулятора потужності; 7 – сервомотор регулятора потужності; 8 – золотникова частина управлінням системою регулювання потужності; 9 – вимикач системи регулювання потужності; 10 – важільна система зворотного зв’язку; 11 – траверса; 12 – клапан; 13 – важіль; 14 – сервомотор управління; 15 – важільна система; 16 – трикутна пластина; 17 – золотникова частина управління; 18 – пружина вимірника; 19 – вантажі вимірника; 20 – золотник; 21 – золотникова частина регулятора частоти обертання; 22 – акумулятор масла; 23 – масляний насос; 24 – масляна ванна; 25 – поршень сервомотора; 26 – поршень ізодрома; 27 – поясок золотника управління сервомотором.

5.2 Система автоматичного захисту

Дизель 10Д80 облаштований системою автоматичного захисту, яка має електричні апарати, які необхідні для забезпечення управління та захисту. Електричні апарати виконують наступні функції:

1. Автоматичне блокування пуску дизеля при:

- вмикненому валоповоротному пристрої БВУ;

- тиску масла нижче встановленому завдяки реле тиску ДДМ4.

2. Автоматичне зняття навантаження:

• при падінні тиску масла на вході у дизель на верхніх позиціях контролера машиніста нижче установки реле тиску ДДМ2;

• при рості температури води на виході з дизеля

3. Автоматична зупинка дизеля при:

• тиску масла нижче установки реле тиску ДДМ4;

• тиску газів у картері вище норми, відпрацьовує дифманометр КДМ.

4. Зупинка дизеля по сигналу з пульта управління:

- зняття напруги із стоп пристрою МР6;

- подавання напруги на вентиль аварійної зупинки ВАО.

6. ОХОРОНА ПРАЦІ

6.1 Аналіз потенційних небезпек

Під час роботи машиніст маневрового тепловоза наражається дії небезпечних і шкідливих факторів, до яких відносяться: небезпечний рівень напруги і струму електричних мереж, рухомих частин оснащення, звільнений рівень шуму і вібрації на робочих місцях, збільшення температури і рухомість повітря робочої зони, недостатня освітленість і контрастність на панелі управляння, нервово-психологічне навантаження, гіподинамія, пожежна небезпечність.

Ушкодження електричним струмом обслуговуючого персоналу частіше всього буває під час огляду і ремонту оснащення рухомого складу. З усього оснащення, розташованого в апаратній камері найбільшу небезпеку становить також обслуг допоміжних машин, розташованих не на апаратній камері тепловозів.

Аналіз захворювань серед машиністів показує, що значна їх частина викликана простудами, що залежить від мікроклімату в кабіні машиніста. При відкритих вікнах різко відрізняється температура в середині кабіни і в боковій стінці. Повітряне середовище в кабіні машиніста тепловоза забруднюється продуктами неповного згорання дизельного палива – сірчаним ангідридом, оксидом азоту, оксидами вуглецю, вуглеводами водню.

На тепловозах система вентиляції повинна виключати можливість потрапляння випускних газів в кабіну машиніста. В кабіні машиніста на маневрових тепловозах повинно подаватися не менше 100 м³/год свіжого повітря при замкнених вікнах і дверях кабіни, згідно ДСН 3.3.642-99 «Санітарні норми і правила». Створення доброго мікроклімату в нормальному повітряному середовищі в кабіні машиніста покращує самопочуття машиніста,і збільшує уважність й працездатність. В протилежному випадку можуть будуватися передумови для порушення процесу терморегуляції, які можуть приводить до функціональних порушень в організмі людини.

До найбільш шкідливих для людини виробничих факторів на маневрових тепловозах відносяться шум і вібрація. Внаслідок шуму і вібрації в організмі людини може збільшитись артеріальний тиск, зміниться ритм сердечної діяльності і понизитись кислотність шлункового соку. Від шуму і вібрації у машиніста може порушитись працездатність клітин головного мозку, зменшиться гострота зору і порушиться нормальне сприймання кольорів, причому сприйняття зеленого і голубого кольорів загострюється, а червоного послабиться.

Все це призводить до стомлення, зниження уваги і часу реакції машиніста, тобто до погіршення психологічних якостей, які необхідні для забезпечення чіткої безаварійної роботи .

Після зняття шумової дії і відпочинку організму людини її фізіологічні функції повертаються до свого нормального стану. Ці зворотні здвигни не приносять шкоди здоров’ю людини. Але, якщо часу відпочинку недостатньо, може приходити накопичення зміни фізіологічних функцій і вони можуть прийняти незворотній характер. Таким чином норми допустимих рівнів шуму і вібрації на робочих місцях визначаються на основі медичних іспитів, вони не повинні приносити шкоди здоров’ю людини. З метою забезпечення нормативів і захисту машиніста від шуму і вібрації на тепловозах застосовують звукоізоляцію, звукопоглинання, віброізоляцію, вібродемфування.

Умови зорової роботи машиніста протягом темного часу доби різнобічні. При виконанні маневрової роботи машиніст зобов’язаний з кабіни слідити за вільністю шляху, сигналами, людьми, які знаходяться на коліях, положенням стрілок, а також за станом поїздів і маневрового складу. Також в цей час машиніст повинен слідкувати за показниками приладів на пульті керування і вимірника швидкості, слідкувати за графіком руху. Інколи читати електричні і інші схеми і інструкції, причому яскравість освітлення різна. Кожному рівню яскравості відповідає дана чутливість зорового аналізатору до різних умов яскравості називають переадаптацією.

В процесі роботи око машиніста поступово адаптується, то на яскравість шкіл приладів на пульту керування, то на яскравість об’єктів, які знаходяться на шляху слідування. Таким чином умови роботи зору машиніста характеризуються багатократною переадаптацією, яка при недоліках штучного освітлення в кабіні машиніста може призвести до втоми очей.

Дуже важливо, щоб планування кабіни, розміщення пульта і крісла машиніста дозволяло виконувати всі операції по управлінню локомотивом, як в положенні сидячи, так і в положенні стоячи. Постійне сидяче положення машиніста з обмеженими і одноманітними рухами може приводить до порушення функції організму (опорно-рухомого апарату, кровообіг, дихання, травлення) при обмеженій рухомій активності. Можливість змінити робочу позу дозволяє машиністу зняти порушення функції організму, статичну напругу і стомлення .

При дефіциті енерговитрат в роботі машиніста спостерігається значна нервово-емоційна напруга. Вона пов’язана з високою відповідальністю локомотивної бригади за безпечність руху поїздів з цінними вантажами, а також за безпечність виробництва маневрової роботи.

Об’єктами уваги машиніста одночасно являються шлях слідування і агрегати тепловоза . Машиніст здійснює управляння рухом і підтримує оптимальні параметри роботи тепловоза. Найбільша частина часу машиністом витрачається за оглядом постійно перемінних ситуацій на шляху слідування, де перш за все можливо виникнення екстремальних ситуацій. Багато машиністів відмічають, що напруга їх роботи пов’язана в значній мірі з необхідністю доброго спостереження за комплексом дорожніх умов, які потребують даних дій і рішень скорочується, що викликає збільшення нервово-емоційної напруги. Для успішного ведіння поїзду машиніст, окрім високої зовнішній інформації повинен мати повідомлення про роботу агрегатів локомотива.

6.2 Заходи по створенню безпечних умов праці

Форма і конструкція пульта керування, розміщення органів управління і засобів відображення інформації повинна забезпечувати вільний рух рук і ніг машиніста, легку досяжність до головних органів управління і добре одночасне спостереження за попереду лежачим шляхом і індикаторами як сидячи так і стоячи. На сучасних тепловозах рукоятку контролера машиніста в зоні легкої досяжності моторного поля робочого місця а, його розміщують в оптимальній зоні моторного поля робочого місця перед машиністом. Рукоятка реверсу знаходиться зліва або перед машиністом.

6.3 Розробка заходів про попередження і гасіння пожеж

6.3.1 При прийомі тепловозів

Приймаючи тепловоз машиніст перевіряє наявність та справність інверсних засобів пожежегасіння. У процесі приймання тепловозів перевіряють дію сигналізації протипожежних приладів.

Машиніст повинен обов’язково перевірити:

• відсутність мастила або палива на рамі тепловозу, залишків обтирального матеріалу біля акумуляторної батареї, електричних апаратів і машин, і частин, які рухаються. Промаслені обтиральні матеріали збираються у спеціальних металевих ящиках;

• кріплення і стан огороджень і з’єднувальних муфт;

• кріплення дренажних труб і їх фланців, при цьому ніякої ізоляції на трубах неповинна бути, крім металевих захисних щитків.

Звертати увагу на: положення дренажних труб, стан ізоляції труб і обшивок глушителів; наявність і рівень рідини в диференціальних манометрах і стан ізоляції на кабелях, які виходять із ящиків акумуляторної батареї, стан приборів і приладів. Причиною пожежі може бути нехтування правилами пожежної безпеки при прийомі тепловозу (паління, кидання недокурок в дизельному приміщенні, в відсіках акумуляторної батареї, а також використання відкритого вогню при огляді вузлів і агрегатів тепловозу).

На тепловозах встановлені повітряні протипожежні установки. Після заповнення перекриваючі крани і кран резерву пломбують в закритому стані. При прийомні тепловозу бригада зобов’язана перевірити наявність усіх приладів, перевірити чи закриті крани, окрім крану продувки повітряної магістралі.

Перевіряють дію протипожежної сигналізації після вмикання акумуляторної батареї. Роботу протипожежної сигналізації перевіряють натисканням кнопки перевірки імітуючи спрацювання одного із датчиків. При цьому вмикається сигнальна лампа „Пожежа” на пульті машиніста і звуковий сигнал на обох секціях. Для зупинки дії протипожежної сигналізації короткочасно вмикають автомат „Пожежна сигналізація” на стіні високовольтної камери.

6.3.2 При запуску дизеля

В початковий час пуску незадоволена якість розпилу палива до попадання його в змащувальне мастило, погіршує умови праці ЦПТ. Крім того, пари палива скупчуються в випускних колекторах, що приводе до запалення палива в колекторі, різкому підвищенні частоти обертання колінчатого валу і тиску в циліндрах. В цих випадках відбуваються прориви газів в картері дизеля і виштовхування гарячого мастила в дизельне приміщення.

Після пуску дизеля треба перевірити показання КВП на пульті машиніста і в дизельному приміщенні. Переконатися у відсутності пропусків газу крізь глушник шуму, перевірити наявність підтікання палива або масла в з’єднаннях, відсутність іскріння і диму в різних електричних з’єднаннях і особливу в містах під єднання проводів до електричних машин і апаратам в дизельному приміщенні.

Переходячи на максимальну позицію контролеру машиніста, локомотивна бригада перевіряє відсутність пробою газів крізь глушник в дизельному приміщенні, щільність зачинення індикаторних кранів і пробок в випускних колекторах в містах установки термометру.

Перевіряють величину розрядження в картері на різній частоті обертання вала дизеля.

6.3.3 При екіпіровці тепловозу

Під час заправки баків паливом не можна користуватися факелами і палити. При заповнені паливом строго слідкувати за заповненням баку. Заливну трубу або шланг від’єднують лише після повного припинення подачі палива. Баки наповнюють дизельним паливом, залишаючи не менше 5 см. до стелі баку, для можливого розширення палива при підвищенні його температури, особливо при вмиканні паливопідігрівача. Після набору палива пробки баків щільно закривають.

6.3.4 При роботі тепловоза на шляху слідування

Машиніст повинен безперервно контролювати показники протипожежних приладів і величину розрідження в картері дизеля, перевіряє стан вузлів і агрегатів в шляху слідування, повинен переконатись в пожежній безпеці тепловозу. Для цього він повинен уважно оглянути місце установки глушника, не допускається подача палива і мастила на дренажну трубку і глушник, крім того, в шляху слідування слідкувати щоб: обертаючі частини не чіпляли за нерухомі, викликали іскріння; не був витік палива і мастила, і була виключена можливість пропалювання ізоляції проводів; проміжні і кардані вали не мали великого биття.

В шляху слідування можливість спалаху утеплювальних чохлів жалюзі і брезенту міжсекційного з’єднання при поданні іскри.

6.4 Розрахунок установки глушителя

Для зменшення шуму усередині випускного тракту або в кінці його встановлюються глушителі. Глушіння шуму досягається за рахунок судини, яка виповняє роль ресивера, що згладжує хвилі (імпульси) тисків від випусків робочих циліндрів.

Норма об’єму V_гл для судин-глушителів коливається в межі від 10 до 30 робочих об’ємів циліндра. Акустична ефективність глушителів пропорційна V_гл. Величина відношення довжини глушителя до його діаметру а= L_гл / D_гл робить суттєвий вплив на ступінь глушіння шуму. При малому а глушителі ефективні в вузькому діапазоні частот. Збільшення довжини L_гл дозволяє розширити полюси затухання звука. Збільшення діаметру D_гл при незмінній довжині L_гл приводить в деяких випадках до інтенсивного затухання звука. Відношення а = 24.

Об’єм глушителя для чотирьохтактного двигуна можна визначити по формулі:

V_гл=k_гл·(S/n) / √z, (6.1)

де S – хід поршня, см;

n – частота обертання колінчатого вала дизеля, хв^-1;

z – число робочих циліндрів двигуна;

k_гл – коефіцієнт, який для маневрових машин – 30 х 10³

V_гл = 30·10³·(27/750)/√6=440 дм³

Діаметр глушителя дорівнює:

D_гл=(4V_гл/р/а)^1/3 = (4·440/3,1416/2)^0,333 = 5,9 ≈ 6, дм, (6.2)

де а=2 – прийнято згідно [34 c.247].

В запобіганні викиду іскор тліючого коксу масла глушителі часто включають в себе іскроуловлювачі, що є обов’язковою умовою при установці ДВЗ в місцях, небезпечних в пожежному відношенні.

У нашому випадку обираємо двокамерний глушитель з гасінням іскор, схема якого наведена на рисунку 4.1.

Загальне (положення) живе січення вхідних отворів апендиксу повинно задовольняти умові [34 c.248]: d₁² Z = d² B, де d₁ – діаметр отвору; Z – число отворів апендикса;

В=45. Якщо В=4, то d₁= 2·d /√Z = 2· 300 / √900 = 20, мм (6.3)

Довжина глушника:

L_гл = D_гл · а = 5,9 · 2=11,98 ≈ 12, дм = 1,2, м (6.4)

Рисунок 6.1 - Двохкамерний глушник із сухим іскроуловлювачем

1 – верхня камера; 2 – нижня камера; 3 – перфорований барабан іскроуловлювача; 4 – гвинтові направляючи лопатки; 5 – збірник сажі та золи, 6 – патрубки вивантаження сажі та золи із верхньої та нижньої камер.

7. Розрахунок економії затрат на паливо

При проектуванні нових двигунів важливо визначити таке сполучення конструктивних і регулюючих параметрів дизеля, що забезпечить надалі мінімальну середньоексплуатаційну витрату палива. Природно, що при виборі конструктивних параметрів повинні враховуватися обмеження, що накладаються на показники робочого циклу з розумінь міцності, надійності, ресурсу, токсичності і т.д.

Мета дипломного проекта полягає у перевірці ефективності дизеля 10Д80 із сполученням вихідних параметрів, що повинні забезпечувати мінімальне значення середньоексплуатаційної витрати палива В результаті проведених розрахунків при 8-ми позиційному контролері з номінальною потужністю N_e = 588 кВт середньоексплуатаційна витрати палива складає g_{е сер.е.}= 0,2374 кг/(кВт·год). За даними заводу, дизель-прототип 211Д-3М тепловоза ТГМ4М має середньоексплуатаційну витрату палива, котра складає (g_{е сер.е.}= 0,265 кг/(кВт·год)).

Оцінка технічного рівня створення дизеля потужністю 588 кВт виконана шляхом порівняння середньоексплуатаційної витрати палива вихідного варіанта з середньоексплуатаційною витратою палива дизеля 211Д-3М

Витрата палива за рік

де Nе – номінальна потужність, кВт;

gе – середньоексплуатаційна витрата палива,;

t – число годин праці за рік, t = 5000 ;

k – коефіцієнт використання потужності, визначений задопомогою експериментальних даних, k = 0,166.

Економія палива за рік

При вартості палива на 10.09.2007р. 4895 , економія коштів на 1 ;

де S – вартість палива.

.

У перерахунку на 1 маневровий тепловоз з двигуном 10Д80 з номінальною потужністю 588 кВт економія у затратах на паливо складає

грн/рік.

В масштабах Укрзалізниці в результаті отримаємо значну економію палива.

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1. Хомич А.З. Топливная эффективность и вспомогательные режимы тепловозных дизелей. М-Транспорт, 1987

2. Скалацкий П.И.,Сергиенко Н.И. Определение экономической эффективности модернизации существующего тепловозного парка «Укрзалізниці» дизелями одного типоразмера // Залізничний транспорт України №3,1999.- С. 8-9.

3. Крушедольський О.Г. Дослідження роботи тепловозного дизеля на змінних експлуатаційних режимах навантаження // Міжвуз.зб.наук.праць. Харків-ХарДАЗТ, 1998 – Вип.32.-с.3-9.

4. Сахаревич В.Д. Оптимизация конструктивных параметров систем воздухоснабжения дизелей по среднеэксплуатационному расходу топлива. Дисс…докт. техн. наук: ХИИТ, Харьков, 1985. – 520 с.

5. Симсон А.Э., Сахаревич В.Д. Оптимизация систем вохдухоснабжения по среднеэксплуатационному расходу топлива./ Двигателестроение, 1985, №3. – с. 3-5.

6. Глаголев Н.М. Рабочие процессы двигателей внутреннего сгорания. – Киев: Машгиз, 1950.- 480 с.

7. Нейман К. Кинетический анализ процессов сгорания в дизеле: Сб. монографий из иностранной литературы./ Двигатели внутреннего сгорания. – М.: Машгиз, 1938. – 231 с.

8. Гончар Б.М. Численное моделирование рабочего процесса дизелей. – Энергомашиностроение, 1968, №7. – с.34-35.

9. Вибе И.И. Новое о рабочем цикле двигателей. – М.: Машгиз, 1962.- 270 с.

10. Разлейцев Н.Ф. Моделирование и оптимизация процесса сгорания в дизелях. – Харьков, Вища школа, 1980.-169 с.

11. Вибе И.И., Ставров А.П. Влияние некоторых условий работы дизеля на кинематику процесса сгорания./Сб. научн. тр./ Автомобили, тракторы и двигатели. – Челябинск, №52.- с. 256-266.

12. Шерстюк А.Н., Зарянкин А.Е. Радиально-осевые турбины малой мощности. - М.: Машиностроение, 1976, - 207 с.

13. Сигал И.Я. Защита воздушного бассейна при сжигании топлива.- Л.: Недра, 1988.-312 с.

14. Звонов В.А. Токсичность дизелей внутреннего сгорания. – М.: Машиностроение, 1981, - 160 с.

15. Зельдович Я.Б., Садовников П.Я., Франк-Каменецкий Д.А. Окисление азота при горении. – М.: АН СССР, 1947 – 147 с.

16. Тепло- и массообмен. Технический эксперимент: Справочник / Под ред. В.А. Григорьева и В.М. Зорина. – М.: Энергоиздат, 1982. – 512 с.

17. Розенблит Г.Б. Теплопередача в дизелях. – М.: Машиностроение, 1977. – 216 с.

18. Таблицы планов эксперимента для факторных полиномных моделей. / Справочное издание. Под ред. В.В. Налимова. – М.: Металлургия, 1982. – 751 с.

19. Рейлейтис Г., Рейвиндрян А., Рэгсдейл К. Оптимизация в технике: в 2-х кн. Кн. 1.-М.: Мир, 1986. – 349 с.

20. Крушедольский Г.И., Звонов В.А. Влияние продувки камеры сгорания на температуру деталей двигателя Д70. / «Известия вузов. Энергетика», 1962, №10, с.80-85.

21. Ерощенков С.А., Крушедольский А.Г., Сергиенко Н.И. Результаты расчетного исследования показателей десятицилиндрового V-образного дизеля типа Д80 по тепловозной характеристике. Труды третьего конгресса двигателестроителей с иностранным участием «Приоритеты и возможности», Киев-Харьков-Рыбачье 18-22 сентября 1998.

22. Викиди забруднюючих речовин з відпрацьованими газами тепловозних дизелів. Норми та методи визначення. ГСТУ 32001-94. Затверджено та введено у дію міністерством транспорту України від 1994-10-06 №524.

23. Техника безопасности при эксплуатации локомотивов и моторовагонного подвижного состава / А.А. Левицкий, Ю.Г. Сибаров. – М.: Транспорт, 1982.

24. Должностная инструкция локомотивной бригады. – М.: Транспорт, 1987.

25. Правила и инструкции по технике безопасности и производственной санитарии при эксплуатации тепловозов, электровозов и локомотивного подвижного состава. – М.: Транспорт, 1973.

26. Прохоров А.А. Гигиена и физиология труда на железнодорожном транспорте. – М.: Транспорт, 1976.

27. Охрана труда на железнодорожном транспорте / Под ред. Ю.Г. Сибарова. – М.: Транспорт, 1988.

28. Ливенцев Ф.Л. Силовые установки с двигателями внутреннего сгорания. – Л.: “Машиностроение”, 1969, 320 с.

29. Расчет технико-экономического эффекта от постановки на производство дизелей унифицированного мощностного ряда Д80 для модернизации тепловозов 2ТЭ116, 2М62, ЧМЭ-3. Инструкция НТП КБСД ГП “Завод имени Малышева”, Харьков, 1995.