Моделювання робочого процесу чотирьохтактного дизеля

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 d (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:

е M^ANO(), M^PNO() - кількість молів оксиду азоту в активній і в пасивній зонах; М^АПС(), М^АПС() - 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 dMNO^A /dМПС=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, 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

= о(y/)^1/m, (2.76)

де = Т- ТСТ , о =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:

= СР(ь+1)(н.)^1.ь .ь = (ЕСЗ -ЕСЕ)(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/(МПС^Р + МПС^А) =(yТ=2000/)(TCP/TCP^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(ТСТ+2000) (2.79)



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

Розрахунок похідної dMNO^A /dМПС=const тепер 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=1,110⁵ m=7, а при Re=3,2410⁶ m=10 [16, c.57]. За даними [17], у камерах згоряння дизелів різних типів число Re у період згоряння знаходиться в межах 110⁵…510⁶... Виходячи з цього, можна прийняти m=8...10. Інтегрування рівняння (1.74) при початкових умовах rNO()=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:

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

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

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

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:

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;

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;

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.

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).

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=66,7 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:

Автоматичне блокування пуску дизеля при:

- вмикненому валоповоротному пристрої БВУ;

- тиску масла нижче встановленому завдяки реле тиску ДДМ4.

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.