Реферат: Моделювання робочого процесу чотирьохтактного дизеля

--PAGE_BREAK--



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 ge сер.е [1], а для її визначення необхідно математичне моделювання робочого процесу (циклу) усього розгорнутого ДВЗ.
ge <img width=«145» height=«88» src=«ref-1_1853343454-633.coolpic» v:shapes="_x0000_i1028">
Де Ne i, ge i, фi – 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, kп =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
<img width=«83» height=«41» src=«ref-1_1853344087-223.coolpic» v:shapes="_x0000_i1029">.(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 (po, to). 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 (цо) (1.5), що мають вид:
<img width=«281» height=«47» src=«ref-1_1853344310-854.coolpic» v:shapes="_x0000_i1030">(2.2)

<img width=«159» height=«45» src=«ref-1_1853345164-565.coolpic» v:shapes="_x0000_i1031">(2.3)

<img width=«169» height=«44» src=«ref-1_1853345729-442.coolpic» v:shapes="_x0000_i1032">(2.4)

<img width=«101» height=«44» src=«ref-1_1853346171-275.coolpic» v:shapes="_x0000_i1033">(2.5)
де u — внутрішня енергія газу в розглянутій зоні;

qv — інтенсивність об'ємного джерела теплоти в розглянутій зоні;

qsj — інтенсивність теплообміну через контрольну поверхню;

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

Fм -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;

t-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
<img width=«109» height=«45» src=«ref-1_1853346446-429.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034">(2.6)

і

<img width=«68» height=«41» src=«ref-1_1853346875-256.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035"> ,(2.7)
де В – циклова подача палива.

Параметри стану робочого тіла визначаються рівняннями (2.8) та (2.9).
<img width=«319» height=«53» src=«ref-1_1853347131-992.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036"> (2.8)

<img width=«169» height=«45» src=«ref-1_1853348123-487.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037"> (2.9)
У процесі стиску В = 0.
<img width=«264» height=«161» src=«ref-1_1853348610-9184.coolpic» alt=«рис_дис1» v:shapes=«Рисунок_x0020_10»>

Рисунок 2.1 Розрахункова схема розгорнутого дизеля
Інтегрування рівнянь (2.8) і (2.9) у функції від dtпроводиться модифікованим методом Ейлера, але не за часом t, а по куті обертання колінчатого вала двигуна ц, що зв'язаний з ф простим рівнянням:
<img width=«75» height=«47» src=«ref-1_1853357794-251.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039">  (2.10)
де nД – 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:
<img width=«305» height=«48» src=«ref-1_1853358045-863.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040">;(2.11)

<img width=«215» height=«45» src=«ref-1_1853358908-531.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041">.(2.12)
Кількість суміші в циліндрі можна визначити як:
<img width=«192» height=«53» src=«ref-1_1853359439-530.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042">(2.13)
а кількість молів суміші як:
<img width=«199» height=«53» src=«ref-1_1853359969-605.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043">(2.14)
Де
<img width=«148» height=«47» src=«ref-1_1853360574-423.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044"> 
– коефіцієнт молекулярної зміни при aц= 1;

g– коефіцієнт залишкових газів;

aц– коефіцієнт надлишку повітря в циліндрі;

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

Удавана молекулярна маса суміші дорівнює




<img width=«156» height=«24» src=«ref-1_1853360997-261.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045">(2.15)
де
<img width=«141» height=«93» src=«ref-1_1853361258-504.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046">  — молекулярна частка в суміші продуктів згоряння,

<img width=«135» height=«95» src=«ref-1_1853361762-443.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">  — молекулярна частка повітря в суміші.
Питомі мольні теплоємності повітря, продуктів згоряння і їхньої суміші визначаються з урахуванням їх залежності від температури по формулах:
<img width=«136» height=«24» src=«ref-1_1853362205-261.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048"> (2.16)

<img width=«133» height=«24» src=«ref-1_1853362466-251.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049">(2.17)

<img width=«207» height=«24» src=«ref-1_1853362717-352.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">(2.18)
а масова теплоємність по формулі:
<img width=«113» height=«47» src=«ref-1_1853363069-308.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">(2.19)
Чисельні значення коефіцієнтів “а” і “b” у формулах (2.16) і (2.17) приведені в літературі, наприклад, у [6].

Аналогічно обчислюються mСр пов і mСр п.с. Інтенсивність внутрішнього джерела теплоти qv, обумовленого вигорянням палива, можна знайти по формулі:

<img width=«197» height=«44» src=«ref-1_1853363377-506.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">(2.20)
При розрахунку стиску qv=0, тому що В=0.

Основні труднощі розрахунку qv 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]:
<img width=«177» height=«53» src=«ref-1_1853363883-471.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">(2.21)
де цz – тривалість згоряння по куті повороту колінчатого вала (п.к.в.);

цн – 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 «цz» визначаються в залежності від aц, nД, В:

m = 0, якщо
<img width=«121» height=«44» src=«ref-1_1853364354-307.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">

і m = 0,61159 В 103 – 0,3914971, якщо
<img width=«121» height=«44» src=«ref-1_1853364661-312.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055"> (2.22)

<img width=«191» height=«59» src=«ref-1_1853364973-605.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056"> (2.23)
Кут початку згоряння палива в циліндрі двигуна визначається по формулі:
<img width=«124» height=«27» src=«ref-1_1853365578-249.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057"> (2.24)
де цвпр — 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:
<img width=«329» height=«48» src=«ref-1_1853365827-869.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058"> (2.25)
де р, Т – тиск і температура робочого тіла в циліндрі, Па і К.

Eak=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 (nД, В) і перевірені при обробці діаграм двигунів Д80.

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




<img width=«201» height=«47» src=«ref-1_1853366696-709.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059">(2.26)
де: Fq — поверхні, що обгороджують об’єм циліндра і мають температуру ТСТ ;

aJ— 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:
<img width=«99» height=«44» src=«ref-1_1853367405-264.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">(2.27)

<img width=«99» height=«44» src=«ref-1_1853367669-265.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">(2.28)

<img width=«292» height=«48» src=«ref-1_1853367934-690.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">(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 ТСТ приймається постійною і визначається в залежності від температури TCTji частини елемента поверхні (j -ої)
<img width=«117» height=«69» src=«ref-1_1853368624-481.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">(2.30)
де TCTji– температура “i-го” елемента “j -ої” поверхні.

Значення TCTjii береться з експериментальних даних.

Величини поверхні гільзи FГ і температура уздовж її утворюючої міняється протягом циклу. Зміна температури поверхні гільзи уздовж утворюючої можна з достатньої для практики точністю апроксимувати експонентою [4]:
<img width=«140» height=«36» src=«ref-1_1853369105-335.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">(2.31)
де ш, У1 і В2 — деякі постійні;

S і d– хід поршня і надпоршневий зазор.

Тоді, згідно [4], із (1.30) після інтегрування можна отримати:
<img width=«295» height=«56» src=«ref-1_1853369440-794.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">(2.32)
Визначення коефіцієнта тепловіддачі від газу в стінки камери згоряння бJ, 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:

<img width=«261» height=«51» src=«ref-1_1853370234-634.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">(2.33)
а такту горіння – розширення по формулі:
<img width=«449» height=«55» src=«ref-1_1853370868-1198.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067">(2.34)
де КV – коефіцієнт, що враховує швидкісний режим:
<img width=«485» height=«23» src=«ref-1_1853372066-917.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068"> (2.35)
Для такту випуску розрахункова формула має вид:
<img width=«205» height=«49» src=«ref-1_1853372983-522.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">(2.36)
а такту наповнення:
<img width=«203» height=«49» src=«ref-1_1853373505-522.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">(2.37)
У формулах (2.33), (2.34), (2.36) і (2.37) Cm=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:




<img width=«420» height=«45» src=«ref-1_1853374027-1409.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">(2.38)

<img width=«211» height=«83» src=«ref-1_1853375436-904.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">(2.39)

<img width=«123» height=«45» src=«ref-1_1853376340-467.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">(2.40)
де qv=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:
<img width=«318» height=«67» src=«ref-1_1853376807-1198.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">(2.41)
— для надкритичного витікання:
<img width=«260» height=«60» src=«ref-1_1853378005-755.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">(2.42)
де р1 і r1— 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:
<img width=«83» height=«27» src=«ref-1_1853378760-205.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">(2.43)
де Cpmi і Ti — 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:
<img width=«348» height=«47» src=«ref-1_1853378965-1072.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">(2.44)

<img width=«158» height=«72» src=«ref-1_1853380037-758.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">(2.45)

<img width=«120» height=«42» src=«ref-1_1853380795-465.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">(2.46)
отриманих з основної системи (2.2)…(2.5).

Тут qv=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:
<img width=«88» height=«47» src=«ref-1_1853381260-373.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">(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:
<img width=«245» height=«48» src=«ref-1_1853381633-724.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">(2.48)
де JTK – момент інерції ротора турбокомпресора;

MTi — момент на турбіни, по «i-му» входу газів;

MK і Mмех – гальмовий момент компресора і механічних утрат;

щТК — частота обертання ротора.

Моменти сил газів на колесах турбіни і компресора можна визначити по формулах:
<img width=«123» height=«47» src=«ref-1_1853382357-357.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082">(2.49)

<img width=«107» height=«47» src=«ref-1_1853382714-342.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">(2.50)
де GTi і GK – 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;

зTi і зK — миттєві к.к.д. турбіни і компресора;

Ммех — береться по паспортним даним турбокомпресора.

Величини Над. Ti і Над.К можна визначити по формулах:
<img width=«244» height=«72» src=«ref-1_1853383056-871.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">(2.51)

<img width=«181» height=«53» src=«ref-1_1853383927-467.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">(2.52)
де рТі й рЗ.Т — тиск газу перед «i-м» входом у турбіну і за турбіною;

рк — ступінь підвищення тиску в компресорі;

ТТі і То — температура газу перед турбіною і повітря перед компресором;

k і kTi — 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:
<img width=«460» height=«45» src=«ref-1_1853384394-1454.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086"> (2.53)

<img width=«521» height=«27» src=«ref-1_1853385848-898.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087"> (2.54)
Характеристики турбін зазначених вище турбокомпресорів вводяться в програму розрахунку у вигляді апроксимуючих залежностей, запропонованих у [12]:
    продолжение
--PAGE_BREAK--



<img width=«365» height=«46» src=«ref-1_1853386746-930.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088"> (2.55)
де В, В1, В2 і В3 – постійні коефіцієнти; Х=Хад./Хопт; Хад.=U/Сад.;

Хопт.,- значення Хад, при якому досягається максимум значення к.к.д. зТ.max;

eп–ступінь геометричної парціальності турбіни;

б –кут виходу потоку із соплового апарата турбіни.

Для повнопоточної турбіни вираження (1.55) має вигляд:
<img width=«137» height=«29» src=«ref-1_1853387676-433.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089"> (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 = dMЗТ — dMОТ ,  (2.57)

<img width=«463» height=«45» src=«ref-1_1853388109-1009.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">(2.58)

<img width=«236» height=«51» src=«ref-1_1853389118-612.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">(2.59)
У даній системі dMЗТ визначається по видатковій характеристиці турбіни з урахуванням, що




dMЗТ = GЗТ dt, (2.60)
а маса газу, що вийшов через еквівалентний отвір по формулі:
<img width=«327» height=«67» src=«ref-1_1853389730-1261.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092"> (2.61)
де р- тиск газів у зоні;
<img width=«92» height=«25» src=«ref-1_1853390991-208.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093"> – тиск газів на вході в глушитель;
∆р- гідравлічний опір глушителя.

Температура газу на виході з турбіни визначається по формулі:
<img width=«151» height=«57» src=«ref-1_1853391199-624.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">(2.62)
Основні зовнішні й індикаторні показники двигуна визначаються по відомих формулах.

Ефективна потужність дорівнює:
<img width=«104» height=«44» src=«ref-1_1853391823-338.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">(2.63)
а питома ефективна витрата палива дорівнює
<img width=«97» height=«48» src=«ref-1_1853392161-284.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">(2.64)




де z і Vh — число циліндрів і робочий об’єм циліндра; ре — середній ефективний тиск.

У моделі ре визначається по формулі:
ре=рі — рмо+ рнх (2.65)
де рі й рнх – середній індикаторний тиск і середній тиск насосних ходів, обумовлені в процесі розрахунку робочого циклу, Па:
<img width=«121» height=«61» src=«ref-1_1853392445-610.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097"> (2.66)
pмо – середній тиск механічних опорів, Па;

pмо – 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 pмо 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 pмо визначається по емпіричній формулі, яка отримана в результаті обробки експериментальних даних по двигунах Д70:
pмо =0,45 pі0,35(4,667+Cm) (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 NOx [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 2000К 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 a=1, відбувається двома шляхами: ланцюговим і бімолекулярним [14, с. 35].

У ланцюговому механізмі основними реакціями є:
k1n

N2+O2 NO + N, (2.68)

k1p
k2n

N+O2 2NO (2.69)

k2p




При бімолекулярному механізмі утворення оксиду азоту відбувається наступна реакція:
k4n

N2+O2 2NO (2.70)

k4p
<img width=«490» height=«86» src=«ref-1_1853393055-1502.coolpic» v:shapes="_x0000_s1026">
На підставі цих посилок було отримано диференціальне рівняння, що дозволяє розраховувати концентрацію rNO оксиду азоту в будь-який момент часу в зонах продуктів згоряння [14, c.42]:
де р – поточне значення тиску газів у циліндрі, Тср – поточна середня по масі газу температура всіх продуктів згоряння. Вона визначається з урахуванням зміни за часом кількості молей свіжого заряду і продуктів згоряння (Мпз=f1(t), Мсм=f2(t)) і відомої емпіричної залежності для закону згоряння палива x=x(t), а також відомих умов теплообміну між газом у циліндрі й стінками.

У роботі [14] приведені всі необхідні залежності для розрахунку констант швидкості реакцій k4, k1n, k1p, k2n, k4n, рівноважних концентрацій r, rNO, r, r2 і середньої по масі температури Тср у зоні продуктів згоряння.

Диференціальне рівняння (2.71) дозволяє підрахувати зміну концентрації rNO за деякий проміжок часу dt(крок розрахунку), якщо мають місце реакції, що йдуть по рівняннях (2.68)…(2.70), відомі поточні миттєві значення р, Тср, r, rNO, 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 rNO = 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 Тср 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:
<img width=«510» height=«44» src=«ref-1_1853394557-1051.coolpic» v:shapes="_x0000_s1027">


е MANO(t), MPNO(t) – кількість молів оксиду азоту в активній і в пасивній зонах; МАПС(t), МАПС(t) – кількість молів продуктів згоряння в активній і в пасивній зонах.

<img width=«546» height=«158» src=«ref-1_1853395608-3404.coolpic» v:shapes="_x0000_s1028">


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

<img width=«546» height=«59» src=«ref-1_1853399012-1372.coolpic» v:shapes="_x0000_s1029">

або

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

Похідна (dMNOA /dt)МПС=constхарактеризує 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 yу 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) = wo×(y/d)1/m, (2.75)
де y і d— відповідно відстані від поверхні до точки в потоці і до осі симетрії потоку, wo – 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 ТСТ температури газу в потоці будуть між собою подібні. Надлишкову температуру газу в будь якій точці потоку можна знайти, як
q= qо×(y/d)1/m, (2.76)
де q= Т- ТСТ, qо=То -ТСТ

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:
q= qСР×(ь+1)×(н.d)1.ь.ь = (ЕСЗ –ЕСЕ)×(ь+1)×(н.d)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:
МПСР/(МПСР + МПСА) =(yТ=2000/d)×(TCP/TCPP) (2.78)
У пасивній зоні розподіл температури в напрямку, перпендикулярному до стінки, має характер близький до лінійного. Тому приймемо:
ТСРР=0,5×(ТСТ+2000) (2.79)






Вирішуючи (1.77), (1.78) і (1.79) одержимо формулу для визначення коефіцієнта y:
<img width=«549» height=«53» src=«ref-1_1853400384-6338.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_251»>

<img width=«526» height=«162» src=«ref-1_1853406722-8177.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_232»>
Розрахунок похідної (dMNOA /dt)МПС=constтепер варто проводити, використовуючи не середню по масі температуру всіх продуктів згоряння ТСР, 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 rNO(t)t=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:




<img width=«530» height=«51» src=«ref-1_1853414899-3606.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_269»>
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 Ne = 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 ge 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 nном =750 хв-1. Рівень форсування номінального режиму роботи дизеля по середньому ефективному тиску з погляду довговічності і надійності роботи повинний бути нижче (ре= 8...9 бар), а з погляду паливної економічності – вище (ре= 13...16 бар). У цьому плані компромісним варіантом можна вважати ре= 11...14 бар. При виборі дизеля на режим номінальної потужності Ne = 588 кВт можливі наступні варіанти:
1)4ЧН26/27 (11Д80) з nном =1000 хв-1, при цьому ре= 12,35 бар;

2)4ЧН26/27 (11Д80) з nном =750 хв-1, ре= 16,35 бар;

3)6ЧН26/27 (10Д80) з nном =1000 хв-1, ре= 8,23 бар;

4)6ЧН26/27 (10Д80) з nном =750 хв-1, ре= 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 Ne = 883 кВт (1200 к.с.) необхідно здійснити четвертий варіант. Четвертий варіант з Ne = 588 кВт може бути здійснено при вже досягнутому на дизелях Д80 рівні середнього ефективного тиску, а з Ne = 883 кВт при ре = 16,5 бар.

Мета дослідження полягала у перевірці ефективності дизеля 10Д80 із сполученням вихідних параметрів, що повинні забезпечувати мінімальне значення середньоексплуатаційної витрати палива gе 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 рz і температуру газів перед турбіною ТТ. З огляду на середній рівень форсування дизеля 10Д80 и виходячи з забезпечення надійності і довговічності роботи для варіанта 10Д80 з Ne = 883 кВт ці обмеження були встановлені в розмірі рz =13 МПа і ТТ = 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 nTКмах, застосувавши спеціальні конструктивні заходи. Але для турбокомпресорів ТК18 виробництва «Пенздизельмаш» nTKmax=40000 хв-1.

Робочий процес дизеля з Ne = 590 кВт, nном =750 хв-1, ре= 11 бар розраховувався на всіх дев'ятьох позиціях контролера машиніста відповідних наступним позиціям експлуатаційної характеристики з наступною відносним тимчасовим завантаженням tна кожній позиції:
поз. 8: Ne= 590 кВт, n = 750 хв-1, t= 1,5%;

поз. 7: Ne= 500 кВт, n = 655 хв-1, t= 1,3%;

поз. 6: Ne= 405 кВт, n = 560 хв-1, t= 1,2%;

поз. 5: Ne= 335 кВт, n = 500 хв-1, t= 3,7%;

поз. 4: Ne= 260 кВт, n = 450 хв-1, t= 4,4%;

поз. 3: Ne= 185 кВт, n = 390 хв-1, t= 8,7%;

поз. 2: Ne= 110 кВт, n = 350 хв-1, t= 8,8%;

поз. 1: Ne= 37 кВт, n = 300 хв-1, t= 3%;

поз. 0: Ne= 9 кВт, n = 300 хв-1, t= 45,6 %;

Ще три позиції додаються по навантажувальній характеристиці при n = 750 хв-1:
поз. 11: Ne= 883 кВт, n = 750 хв-1, t= 4,4%;

поз. 10: Ne= 780 кВт, n = 750 хв-1, t= 8,7%;

поз. 9: Ne= 670 кВт, n = 750 хв-1, t= 8,7%;
При дослідженні фази газорозподіли бралися штатними: кут відкриття випускних клапанів jе= 130о п.к.в.; кут закриття випускних клапанів jе'= 405оп.к.в.; кут відкриття впускних клапанів jd= 390оп.к.в.; кут закриття впускних клапанів jd'= 584о п.к.в.

Кут початку упорскування палива в циліндр jвпр= 713о п.к.в… Ступінь стиску e= 12.5. Площа мінімального прохідного перетину соплового апарата турбіни ТК18 Fca = 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 (hvs);

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

gam – коефіцієнт залишкових газів (g);

Еі й Ееf — індикаторний (hі) і ефективний (hе) ККД дизеля;

Ац — коефіцієнт надлишку повітря в циліндрі дизеля (a);

Рк і Рs — тиск наддувного повітря після компресора і перед

впускними клапанами (рк і рs) у Па;

Vпр — коефіцієнт витоку продувного повітря (u);

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 (рТср);

Рнх — середній тиск насосних ходів у Па (рнх);

Тк і Тs — температури повітря після компресора і після охолоджувача

наддувного повітря в К;

Ек1 – ККД компресора (hК) турбокомпресора;

Рz – максимальний тиск згоряння в Па (рz);

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

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

fng – кут початку горіння палива (jн) 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 (jz) 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 (ge = 0,2004 кг/(кВт·год)) є майже рекордною для дизеля сімейства Д80. При цьому індикаторний ККД досить високий (hі= 0,466), і завдяки невеликим насосним втратам (рнх= — 0,273 бар) маємо і непоганий механічний ККД дизеля (hм=0,907). При значенні площі прохідного перетину соплового апарата турбіни ТК18С Fca= 42 см2 виходить середній тиск наддування (рs=2,89 бар), який вище за середній тиск випускних газів у випускному колекторі (рТср =2,65 бар). При цьому інтенсивність продувки циліндрів достатня (u=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 (зvs = 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 (ТТср=811 К) чому сприяє також й високий коефіцієнт надлишку повітря (a= 2,11). Ця обставина, а також припустимий максимальний тиск згоряння (рz = 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 a. Тільки на режимах 2…6 позиціях контролера машиніста (n = 350…560 хв –1) a<2. У результаті температура випускних газів tТ не перевершує припустимого значення 550оС. 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 (u= 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 зvs. Насосні втрати незначні, а на 5=ій позиції контролера машиніста навіть нульові і тому значення механічного ККД доходить до hм= 0,91. Середньоексплуатаційні питомі викиди оксидів азоту gNO =12,3 г/(кВт·год), що менше припустимих gNO =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 Ne = 883 кВт, яке склала gе сер.е.= 0,2131 кг/(кВт·год). Це надто нижче ніж у тепловозів ТЕМ2М з дизелем ПДГ1М (gе сер.е.= 0,281 кг/(кВт·год)). При роботі на 8-ми позиційному контролері з номінальною потужністю Ne = 588 кВт gе сер.е.= 0,2374 кг/(кВт·год). Це значення теж значно менше ніж у прототипу дизеля 211Д-3М тепловоза ТГМ4М (gе сер.е.= 0,265 кг/(кВт·год)).




    продолжение
--PAGE_BREAK--<img width=«549» height=«377» src=«ref-1_1853418505-55815.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_292»>

<img width=«543» height=«380» src=«ref-1_1853474320-61152.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_295»>




<img width=«340» height=«527» src=«ref-1_1853535472-28679.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_319»>


<img width=«520» height=«38» src=«ref-1_1853564151-5776.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_316»>




<img width=«257» height=«490» src=«ref-1_1853569927-24542.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_379»>


<img width=«396» height=«42» src=«ref-1_1853594469-5704.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_376»>




<img width=«352» height=«481» src=«ref-1_1853600173-18964.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_402»>
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 500оС, рівень утікання продувного повітря знаходиться у межах u= 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 538оС, що не перевищує припустимих значень (550оС), рівень утікання продувного повітря u= 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 Fca = 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 Ne =883 кВт;

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

— температура води на вході в систему охолодження масла t'В=66,7С0;

— густина масла <img width=«59» height=«34» src=«ref-1_1853619137-237.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108"> 852 кг/м3;

— діаметр росточки корпуса <img width=«17» height=«17» src=«ref-1_1853619374-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">=0,32 м;

— відстань між перегородками <img width=«12» height=«25» src=«ref-1_1853619467-155.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110">=0.1 м;

— довжина трубок L=0.8 м;

— кількість охолоджуючих трубок n=494 шт;

— витрата охолоджуючої води GВ=54 м3/ч;

— кількість ходів охолоджуючої води ZВ=2;

— внутрішній діаметр трубок dВН=0,008 м;

— відстань між зовнішніми твірними по трикутнику <img width=«17» height=«21» src=«ref-1_1853619622-94.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">=0,003 м;

— середньо експлуатаційна витрата палива gе =0,2131 кг/(кВт ч);

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

втрачена в масло<img width=«60» height=«30» src=«ref-1_1853619716-216.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112"> %;
4.2 Розрахунок масло охолоджувача
Розрахунок маслоохолоджувача виконаний для параметрів двигуна при температурі навколишнього середовища <img width=«52» height=«21» src=«ref-1_1853619932-149.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113"> і номінальною потужністю <img width=«93» height=«24» src=«ref-1_1853620081-216.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114">.Маслоохолоджувач виконаний жорсткими трубними дошками.






4.2.1 Тепловий розрахунок

Годинна витрата палива, кг/год:
<img width=«260» height=«25» src=«ref-1_1853620297-417.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115"> (4.1)
де gе — з вихідних даних;

Ne — з вихідних даних;

Теплота, яка відведена у масло, кВт:
<img width=«329» height=«48» src=«ref-1_1853620714-774.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116"> (4.2)
де qм — з вихідних даних;

ВГ — з формули (4.1);

Qрн — нижня теплота згоряння робочої маси палива (для

дизельного палива <img width=«23» height=«25» src=«ref-1_1853621488-115.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117">= 42500 кДж/кг);

Температура масла на виході з теплообмінника °С:
<img width=«407» height=«50» src=«ref-1_1853621603-834.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118"> (4.3)
де Qм — з формули (4.2);

t'м — з вихідних даних;

Срm — з вихідних даних;

<img width=«41» height=«25» src=«ref-1_1853622437-128.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119"> з вихідних даних;

Температура води на виході °С:
<img width=«403» height=«52» src=«ref-1_1853622565-819.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120">(4.4)

де Qм — з формули (4.2);

t'В — з вихідних даних;

СрВ — з вихідних даних;

Середня температура масла, °С:
<img width=«368» height=«48» src=«ref-1_1853623384-443.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121">(4.5)
де t''м— з формули (4.3);

t'м — з вихідних даних;

Середня температура води, °С:
<img width=«216» height=«46» src=«ref-1_1853623827-566.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122"> (4.6)
де t''В — з формули (4.4);

t'В — з вихідних даних;
Швидкість охолодження води в трубах, м/с:
<img width=«387» height=«68» src=«ref-1_1853624393-920.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123"> (4.7)
де GВ — з вихідних даних;

ZВ — з вихідних даних;

n- з вихідних даних;

dВН — з вихідних даних;

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




<img width=«376» height=«100» src=«ref-1_1853625313-1270.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124"> (4.8)

<img width=«21» height=«24» src=«ref-1_1853626583-104.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125">=7177,49 <img width=«81» height=«21» src=«ref-1_1853626687-191.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126">=8,345 кВт/м2 К
де <img width=«28» height=«28» src=«ref-1_1853626878-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127">- з формули (4.1.6);

<img width=«23» height=«24» src=«ref-1_1853626997-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128">- з формули (4.1.7);

dВН — з вихідних даних;

Хорда сегментної перегородки при центральному куту сегмента <img width=«59» height=«24» src=«ref-1_1853627111-166.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129">, м:
<img width=«252» height=«44» src=«ref-1_1853627277-504.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130"> (4.9)
де <img width=«17» height=«17» src=«ref-1_1853619374-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131">- з вихідних даних;

Площа перегородки сегмента, м2:
<img width=«425» height=«46» src=«ref-1_1853627874-855.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132"> (4.10)
де <img width=«17» height=«17» src=«ref-1_1853619374-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133">- з вихідних даних;

Переріз по ширині для проходу масла, м2 :
<img width=«436» height=«66» src=«ref-1_1853628822-922.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134"> (4.11)
де <img width=«16» height=«21» src=«ref-1_1853629744-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135">- з формули (4.10);

<img width=«17» height=«17» src=«ref-1_1853619374-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136">- з вихідних даних;

S- з формули (4.9);

Переріз для проходу масла, м2:
<img width=«363» height=«49» src=«ref-1_1853629930-729.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137"> (4.12)
де <img width=«12» height=«25» src=«ref-1_1853619467-155.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138">- з вихідних даних;

b- з вихідних даних;

<img width=«26» height=«33» src=«ref-1_1853630814-210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139">- з вихідних даних;

При t мсер визначаємо теплоємність масла, кДж/(кг·К):
<img width=«286» height=«53» src=«ref-1_1853631024-841.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140"> (4.13)
де t мсер — з формули (4.6);

Циркуляційна витрата масла через двигун, кг/с:
<img width=«355» height=«49» src=«ref-1_1853631865-756.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141"> (4.14)
де Срm — з формули (4.13);

Qм — з формули (4.2);

дtм — 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:
<img width=«283» height=«28» src=«ref-1_1853632621-500.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142"> (4.15)

де Gмр — з формули (4.14);

Об'ємна циркуляційна витрата масла через двигун, м3/с:
<img width=«209» height=«52» src=«ref-1_1853633121-580.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143"> (4.16)

<img width=«205» height=«27» src=«ref-1_1853633701-452.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144">
де Gмр — з формули (4.14);

<img width=«41» height=«25» src=«ref-1_1853622437-128.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145"> з вихідних даних;

Швидкість руху масла, м/с:
<img width=«270» height=«51» src=«ref-1_1853634281-689.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146"> (4.17)
де <img width=«23» height=«25» src=«ref-1_1853634970-175.coolpic» v:shapes="_x0000_i1147">-витрата масла через теплообмінник .

<img width=«29» height=«35» src=«ref-1_1853635145-216.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148">- з формули (4.12);

Число Рейнольдса для масла :
<img width=«274» height=«71» src=«ref-1_1853635361-595.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149"> (4.18)
де <img width=«24» height=«25» src=«ref-1_1853635956-116.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150">- з формули (4.17);

<img width=«17» height=«21» src=«ref-1_1853619622-94.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151">- з вихідних даних;

<img width=«27» height=«32» src=«ref-1_1853636166-182.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152">- з вихідних даних;

Число Прандля для масла :




<img width=«442» height=«50» src=«ref-1_1853636348-898.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153"> (4.19)
де <img width=«27» height=«32» src=«ref-1_1853636166-182.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154">- з вихідних даних;

Срm — з формули (4.13);

<img width=«41» height=«25» src=«ref-1_1853622437-128.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155"> з вихідних даних;

<img width=«23» height=«24» src=«ref-1_1853637556-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156">- з вихідних даних;

Число Прандля при середній температурі стінки tср=70 0С:
<img width=«434» height=«51» src=«ref-1_1853637667-883.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157"> (4.20)
де <img width=«27» height=«32» src=«ref-1_1853636166-182.coolpic» v:shapes="_x0000_i1158">- з вихідних даних;

Срm — з формули (4.13);

<img width=«41» height=«25» src=«ref-1_1853622437-128.coolpic» v:shapes="_x0000_i1159"> з вихідних даних;

<img width=«23» height=«24» src=«ref-1_1853637556-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1160">- з вихідних даних;
Коефіцієнт тепловіддачі від масла до стінок трубок теплообмінника:
<img width=«472» height=«96» src=«ref-1_1853638971-1418.coolpic» v:shapes="_x0000_i1161"> (4.21)

<img width=«333» height=«27» src=«ref-1_1853640389-567.coolpic» v:shapes="_x0000_i1162">
де <img width=«27» height=«22» src=«ref-1_1853640956-204.coolpic» v:shapes="_x0000_i1163">- з формули (4.18);

<img width=«37» height=«37» src=«ref-1_1853641160-234.coolpic» v:shapes="_x0000_i1164">- з формули (4.19);

<img width=«28» height=«27» src=«ref-1_1853641394-194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1165">  — з формули (4.20);

Коефіцієнт тепловіддачі теплообмінника кВт:
<img width=«327» height=«71» src=«ref-1_1853641588-931.coolpic» v:shapes="_x0000_i1166"> (4.22)
де <img width=«26» height=«30» src=«ref-1_1853642519-204.coolpic» v:shapes="_x0000_i1167">- з формули (4.8);

<img width=«26» height=«30» src=«ref-1_1853642723-199.coolpic» v:shapes="_x0000_i1168">- з формули (4.21);

<img width=«26» height=«32» src=«ref-1_1853642922-209.coolpic» v:shapes="_x0000_i1169">- з вихідних даних;

<img width=«34» height=«36» src=«ref-1_1853643131-238.coolpic» v:shapes="_x0000_i1170">- з вихідних даних;

Середня температура стінки визначена розрахунком <img width=«21» height=«21» src=«ref-1_1853643369-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1171">:
<img width=«350» height=«92» src=«ref-1_1853643474-1086.coolpic» v:shapes="_x0000_i1172"> (4.23)
де <img width=«28» height=«28» src=«ref-1_1853626878-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1173">- з формули (4.6);

<img width=«30» height=«30» src=«ref-1_1853644679-121.coolpic» v:shapes="_x0000_i1174">- з формули (4.5);

<img width=«26» height=«30» src=«ref-1_1853642519-204.coolpic» v:shapes="_x0000_i1175">- з формули (4.8);

<img width=«26» height=«30» src=«ref-1_1853642723-199.coolpic» v:shapes="_x0000_i1176">- з формули (4.21);

Середньологорифмічна різниця температур <img width=«21» height=«21» src=«ref-1_1853643369-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1177">:
<img width=«437» height=«80» src=«ref-1_1853645308-1268.coolpic» v:shapes="_x0000_i1178"> (4.24)

де <img width=«17» height=«28» src=«ref-1_1853646576-104.coolpic» v:shapes="_x0000_i1179">  — з формули (4.4);

<img width=«28» height=«28» src=«ref-1_1853626878-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1180">- з формули (4.6);

<img width=«17» height=«28» src=«ref-1_1853646799-104.coolpic» v:shapes="_x0000_i1181">  — з формули (4.3);

<img width=«32» height=«24» src=«ref-1_1853646903-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1182"> з вихідних даних;

Поверхня охолоджувача теплообмінника, м2:
<img width=«249» height=«25» src=«ref-1_1853647017-393.coolpic» v:shapes="_x0000_i1183"> (4.25)
де <img width=«26» height=«32» src=«ref-1_1853642922-209.coolpic» v:shapes="_x0000_i1184">- з вихідних даних;

L- з вихідних даних;

n- з вихідних даних;

Поверхня охолоджувача теплообмінника з урахуванням забруднення, м2:
<img width=«202» height=«25» src=«ref-1_1853647619-326.coolpic» v:shapes="_x0000_i1185"> (4.26)
Кількість теплоти відведене теплообмінником, кВт:
<img width=«437» height=«25» src=«ref-1_1853647945-642.coolpic» v:shapes="_x0000_i1186"> (4.27)
де К- з формули (4.22);

F3 — з формули (4.26);

<img width=«29» height=«28» src=«ref-1_1853648587-224.coolpic» v:shapes="_x0000_i1187">- з формули (4.24);
4.3Розрахунок 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:
<img width=«230» height=«27» src=«ref-1_1853648811-409.coolpic» v:shapes="_x0000_i1188"> (4.28)
де <img width=«23» height=«23» src=«ref-1_1853649220-189.coolpic» v:shapes="_x0000_i1189"> = 0,7...0,8 кг/кВт

Потужність витрачена на привід насоса, кВт:
<img width=«270» height=«52» src=«ref-1_1853649409-682.coolpic» v:shapes="_x0000_i1190"> (4.29)
де <img width=«39» height=«36» src=«ref-1_1853650091-134.coolpic» v:shapes="_x0000_i1191">  — з формули (4.16);

<img width=«35» height=«34» src=«ref-1_1853650225-199.coolpic» v:shapes="_x0000_i1192">- з вихідних даних;

<img width=«4» height=«1554» src=«ref-1_1853650424-144.coolpic» v:shapes="_x0000_s1030"><img width=«45» height=«36» src=«ref-1_1853650568-221.coolpic» v:shapes="_x0000_i1193">- механічний к.к.д. насоса, який дорівнює 0,85...0,9 та

враховує втрати потужності на тертя та гідравлічний опір;

<img width=«52» height=«34» src=«ref-1_1853650789-241.coolpic» v:shapes="_x0000_i1194">- 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:




<img width=«189» height=«27» src=«ref-1_1853651030-370.coolpic» v:shapes="_x0000_i1195"> (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:
<img width=«398» height=«49» src=«ref-1_1853651400-811.coolpic» v:shapes="_x0000_i1196"> (4.31)
де U-обводова швидкість колеса (приймається 8ч10 м/с);

<img width=«33» height=«32» src=«ref-1_1853652211-113.coolpic» v:shapes="_x0000_i1197">- з формули, (4.30) ;

Довжина зуба, мм:
<img width=«311» height=«107» src=«ref-1_1853652324-1123.coolpic» v:shapes="_x0000_i1198"> (4.32)
де <img width=«38» height=«35» src=«ref-1_1853653447-128.coolpic» v:shapes="_x0000_i1199">- з формули (4.16)

<img width=«32» height=«31» src=«ref-1_1853653575-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1200">- 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.
<img width=«323» height=«277» src=«ref-1_1853653686-20235.coolpic» alt=«д80» v:shapes=«Рисунок_x0020_166»>

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.


    продолжение
--PAGE_BREAK--