Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

ТРАНСВУЗ-2015.Часть 1

.pdf
Скачиваний:
100
Добавлен:
15.03.2016
Размер:
9.36 Mб
Скачать

Ремонт и динамика подвижного состава

 

 

 

 

 

δNк δGв δТ 0 K1δπк δηк,

(5)

где K1 =

0, 286πк

0,286

 

– коэффициент влияния.

 

πк

0,286 1

 

Уравнение (5) показывает, что изменение, например, расхода воздуха Gв

через компрессор

на 1 % приведет при прочих неизменных

условиях

(Т0 const;

ηк = const; πк = const ) к изменению мощности компрессора также на

1 %. Все численные величины относительных приращений называются коэффициентами влияния данного приращения на искомую величину.

Мощность, развиваемая газовой турбиной, определяется уравнением [2 ]

Nт

kг

 

RTт(1 πт

mг

)

тGг

,

(6)

 

 

 

 

 

kг 1

 

75

 

 

 

 

 

 

где R – газовая постоянная;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

kг – показатель адиабаты расширения газа;

 

 

 

 

 

 

Tт – температура газа перед турбиной;

 

 

 

 

 

 

πт – степень расширения газа в турбине;

 

 

 

 

 

 

mг kг 1

 

 

 

 

 

 

kг ;

 

 

 

 

 

 

ηт – КПД турбины.

 

 

 

 

 

 

Последовательно логарифмируя и дифференцируя уравнение (6), получаем

δNт δGг δTт K2δπт δηт,

(7)

где K2 – коэффициент влияния степени расширения газа на мощность турбины,

равный

 

 

 

 

 

 

K2

 

mг

.

(8)

 

 

 

 

πт

mг 1

 

 

 

Исходя из баланса мощностей на валу турбокомпрессора приравниваем

уравнение (5) и (7), получаем систему уравнений:

 

δNк δGв δТ 0 K1δπк δηк,

(9)

 

 

 

 

 

.

δNт δGг δTт

K2δπт δηт,

 

Исходя из равенства мощности

Nт Nк и расхода

воздуха через

компрессор и газа через турбину δGвGг [2 ], система уравнений (9) принимает

вид:

 

 

 

 

 

 

δТ 0 K1δπк δηк δTт K2δπт δηт.

(10)

130

ТРАНСВУЗ – 2015

Из полученного равенства (10) можно выразить необходимую величину и оценить коэффициенты влияния приращения на исходный параметр. Так, изменение температуры газа перед турбиной будет равно

δTт K1δπк K2δπт δηк δηт δТ 0.

(11)

Вуравнении (11) коэффициенты K1 и K2 для каждого исходного значения

πк и πт являются численными величинами и поэтому могут увеличивать или

уменьшать степень влияния изменения δπк и δπт на температуру газа перед турбиной.

Рассмотрим условия совместной работы двигателя и турбокомпрессора при увеличении давления газа перед турбиной Tт , например, из-за появления отложений на ее лопатках. Степень расширения газа πт увеличивается, поэтому КПД турбины несколько уменьшится. Точка совместной работы двигателя и турбокомпрессора при простой схеме наддува (рис. 2) переместится в положение Б, отличающееся от исходной точки А большим давлением наддува

ибольшими оборотами турбокомпрессора. Расходная характеристика двигателя

илиния рабочих режимов турбокомпрессора расположится ближе к границе помпажа (неустойчивая работа турбокомпрессора – линия 2) [2].

Рис 2. Влияние эксплуатационных факторов на совместную работу дизеля и турбокомпрессора при простой схеме наддува

131

Ремонт и динамика подвижного состава

Описанная в статье методика позволяет создавать линейную зависимость между выходными характеристиками и параметрами отдельных элементов. Таким образом, можно аналитическим путем определять и оценивать неконтролируемые (неизмеримые) величины.

Достоинство метода малых отклонений заключается в его простоте. Он требует относительно небольшого объема вычислений, и поэтому анализ с его использованием может проводиться многократно [3].

Список литературы

1.Симсон, А. Э. Двигатели внутреннего сгорания /тепловозные дизели и газотурбинные установки [Текст] / А. Э. Симсон, А. З. Хомич, А. А. Куриц. –

М: Транспорт, 1980. – 384 с.

2.Межерицкий, А. Д. Турбокомпрессоры судовых двигателей [Текст] / А. Д. Межерицкий. – Л.: Судостроение, 1973. – 192 с.

3.Володин, А. И. Комплексный анализ термодинамических, экономических и экологических характеристик тепловозных дизелей в

условиях эксплуатации [Текст] / А. И. Володин, Е. И. Сковородников, А. С. Анисимов. – Омск, 2011. – 166 с.

УДК 629.424:001.57

А. С. Анисимов, В. О. Носков, В. К. Фоменко

РАСЧЕТ УСРЕДНЕННОЙ ПО ПОВЕРХНОСТИ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ ТЕПЛООТДАЧИ В ТЕПЛОВОЗНОМ ДИЗЕЛЕ

Статья посвящена вопросам теплоотвода в систему охлаждения тепловозного дизеля. В статье представлен расчет тепловыделения в систему охлаждения дизеля при работе на холостом ходу.

В процессе работы любого теплового двигателя, часть тепла выделившегося при сгорании топлива и не преобразовавшего в работу, выделяется в систему охлаждения за счет теплообмена. Тепловозные дизельные

132

ТРАНСВУЗ – 2015

двигатели здесь далеко не исключение. Так при работе на номинальном режиме количество тепла выделяющегося в систему охлаждения может достигать до 27 % для двухтактных (дизель 10Д100) и 25 % (ПД1М) для четырехтактных дизелей при работе на режиме холостого эти значения соответственно равны 55,5 и 48,4 % [1]. Повышение выделения тепла в систему охлаждения примерно

вдва раза связано с уменьшением частоты вращения коленчатого вала дизеля, а, следовательно, с увеличением времени теплообмена. Кроме этого, большое влияние на количество теплоты, передающейся от газов через стенку цилиндра

всистему охлаждения, оказывает величина коэффициента теплоотдачи α [2]. Существует более 30 зависимостей для определения α в зависимости

давления и температуры газов в цилиндре, а также от размеров цилиндра и режимных параметров.

Расчетом коэффициента теплоотдачи занимались такие ученные как Г. Вошни, Г. Эйхельберг, В. Пфалум, Р. З. Кавтарадзе, Г. Хохенберг и др.

Наиболее опробованной формулой для расчета коэффициента теплоотдачи в цилиндре поршневого двигателя внутреннего сгорания можно считать уравнение Хохенберга [2]:

 

 

α CV

0,06 P0,8T 0,4

(C

C )0,8

,

(1)

 

 

1

 

П

2

 

 

где С1, С2 – постоянные коэффициенты;

 

 

 

 

 

V

 

– текущий объем цилиндра, м3;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

P – давление в цилиндре, МПа;

 

 

 

 

 

 

T

 

– температура рабочего тела, К;

 

 

 

 

 

 

CП

 

– средняя скорость поршня, м/с.

 

 

 

 

 

 

 

Входящие в выражение (1) значения давления и температуры могут быть

определены в результате обработки индикаторных диаграмм, полученных в результате прямого или косвенного индицирования дизеля, а также математического моделирования процессов сжатия, сгорания топлива и расширения. Индицирование двигателей внутреннего сгорания весьма затратное и трудоемкое дело. Моделирование «виртуальной» индикаторной диаграммы требует знания нагрузочных параметров двигателя (эффективной мощности, частоты вращения коленчатого вала, давление наддува и давление газа перед турбиной) и элементарного состава топлива. Процесс сгорания

133

Ремонт и динамика подвижного состава

топлива рассчитывается с использованием известных законов сгорания, таких как законы И. И. Вибе, Б. П. Пугачева, Н. Ф. Разлейцева. и др. [3 – 5].

Статистически точное отображение особенностей выделения и передачи рабочему телу теплоты при сгорании углеводородного топлива в цилиндре поршневого двигателя внутреннего сгорания позволило кафедре «Локомотивы» ОмГУПСа применить закон сгорания Вибе для моделирования рабочего цикла четырехтактных тепловозных дизелей [6, 7]. Закон Вибе представляет собой полуэмпирическое выражение, включающие такие параметры как продолжительность сгорания (количественную характеристику процесса) и показатель характера сгорания (качественную характеристику развития процесса сгорания во времени):

 

 

φ m 1

 

 

 

6,908

 

 

 

 

 

 

 

 

x 1 e

 

φz

,

(2)

 

 

 

где φ – текущее значение угла поворота коленчатого вала дизеля;

 

m – показатель характера сгорания;

 

 

 

 

 

φz – продолжительность сгорания.

Определяя по закону сгорания тепловыделение от сгорания топлива за каждый угол поворота коленчатого вала, рассчитывается давление и температура газов, текущее значение коэффициента теплоотдачи, а используя выражение

dQ α(T

T )F

dφ

,

(3)

 

w

г

ст ст 6n

 

 

 

 

 

д

 

 

где α – суммарный усредненный по поверхности коэффициент теплоотдачи от рабочего тела к стенкам цилиндра, Вт/(м2·К);

Tг – температура газа, К;

Tст – температура поверхности камеры сгорания, К;

Fст – площадь тепловоспринимающей поверхности, м2;

dφ – время теплоотдачи, с.

6nд

количество тепла, отданного рабочим телом стенкам цилиндра на элементарном участке линии сгорания.

Суммарный теплоотвод в систему охлаждения будет определяться суммой теплоотводов в систему охлаждения при сжатии воздуха, сгорании

134

ТРАНСВУЗ – 2015

топлива и расширении отработавших газов после окончания сгорания топлива до выпуска рабочего тела из цилиндра.

Количество тепла, передаваемого в систему охлаждения дизеля, за один цикл определяется суммой элементарного количества тепла за каждый угол поворота коленчатого вала двигателя, кДж/цикл:

 

 

360

 

Qw

 

Qw .

(4)

 

i

 

 

 

i 1

 

В течение одного часа работы дизеля выделение теплоты в систему

охлаждения составит, кДж/ч:

 

 

 

Q(ч)

30Q n .

(5)

w

 

w д

 

 

 

 

 

Изменение давления и температуры газов в процессе сгорания топлива для режима холостого хода дизеля ПД4Д тепловоза ТЭМ18ДМ представлено на рис. 1.

Основной

 

 

Основной

 

МПа

 

 

К

 

Основной

 

 

Основной

 

Основной

 

T

Основной

 

 

 

 

Основной

 

 

Основной

 

P

 

 

 

 

Основной

P

 

Основной

T

 

 

 

 

 

 

 

Основной

 

 

Основной

 

Основной

 

 

Основной

 

Основной

 

 

Основной

 

-ОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновной п.к.в.

ϕ

Рис. 1. Зависимость давления и температуры от угла поворота коленчатого вала в процессе сгорания топлива

На рис. 2 – 4 представлены результаты расчета коэффициента теплоотдачи по формуле Хохенберга в процессе сжатии воздуха, сгорании топлива и расширении отработавших газов. Здесь же приведено изменение тепловыделения в систему охлаждения в процессе сжатии воздуха, сгорании топлива и расширении отработавших газов за каждый угол поворота

135

Ремонт и динамика подвижного состава

коленчатого вала двигателя. Подобные характеристики могут быть рассчитаны для любого режима работы дизеля на холостом ходу (частоты вращения коленчатого вала дизеля).

 

 

Основной

Основной

 

 

 

 

2

 

 

 

ОсновнойВт/(Основнойм ·К) кДж

 

 

 

Основной

Основной

 

 

 

Основной

 

 

 

 

 

 

 

Основной

Основной

 

 

 

Основной

Основной

 

а

Q

а

Основной

Q

Основной

 

Основной

 

 

 

 

 

 

 

Основной

Основной

 

 

 

 

 

 

 

Основной

-Основной

 

-Основной-Основной-Основной-Основной-Основной-Основной

 

 

 

 

Основнойп.к. .

 

 

 

ϕ

 

 

Рис. 2. Изменение коэффициента теплоотдачи и количества тепла передаваемого в систему охлаждения дизеля от угла поворота коленчатого вала в процессе сжатия

 

Основной

Основной

 

В

 

 

Основной

Основной

 

 

Qwi

 

Основной

Основной

 

 

 

Основной

Основной Qwi

 

 

Основной

Основной

-ОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойп.кОсновной. .

ϕ

Рис. 3. Изменение коэффициента теплоотдачи и количества тепла передаваемого в систему охлаждения дизеля от угла поворота коленчатого вала в процессе сгорания топлива

По зависимости (рис. 2) видно, что рабочее тело, имеет меньшую температуру относительно стенок цилиндра, поэтому оно забирает тепло от

136

 

 

 

ТРАНСВУЗ – 2015

стенок. В определенный момент температура стенок становится меньше

температуры рабочего тела, и теплота будет отводиться от рабочего тела в

стенки цилиндра.

 

 

 

 

Основной

 

Основной

 

Вт/(м2·К)

 

кДж

 

 

Основной

 

 

 

 

 

Основной

 

 

Основной

 

 

 

 

Основной

 

Основной

 

 

 

 

 

 

Основной

 

Основной

 

 

 

 

 

 

Основной

а

Основной

 

 

 

 

 

 

 

 

а

Основной

 

Основной

Q

Основной

 

Q

 

 

 

 

Основной

 

 

Основной

 

 

 

 

 

 

 

Основной

 

Основной

 

 

ОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойОсновнойп.к. .

 

 

 

ϕ

 

 

Рис. 4. Изменение коэффициента теплоотдачи и количества тепла

передаваемого в систему охлаждения дизеля от угла поворота коленчатого вала

 

 

в процессе расширения

 

 

Практическое значение представленных в статье результатов научных исследований заключается в контроле тепловыделения в систему охлаждения двигателя и далее в окружающую среду через секции охлаждения холодильника тепловоза.

Особенно важно контролировать процесс теплоотвода в холодное время года, когда важно не допускать снижения температуры теплоносителя, поступающего из дизеля в секции охлаждения, ниже значений регламентируемых инструкций по эксплуатации тепловоза.

В этом случае потери тепла в окружающую среду могут быть компенсированы только за счет тепловыделения в систему охлаждения от сгорания топлива, если другие способы поддержания температуры теплоносителя не предусмотрены, т. е. самопрогрев тепловозного дизеля. В случае применения сторонних источников поддержания температурного режима двигателя значение количества выделяющегося тепла в систему охлаждения

137

Ремонт и динамика подвижного состава

будет определять требуемую тепловую мощность системы прогрева для любых условий окружающей среды.

На основании опыта эксплуатации систем «Контур» и «Гольфстрим», можно заключить, что, мощности нагревательных элементов 45 кВт, используемых в данных бортовых установках, недостаточно для поддержания систем тепловоза в прогретом предпусковом состоянии при эксплуатации тепловозов в зимний период времени [9].

Учитывая опыт внедрения разработанных установок, их преимущества и недостатки, на маневровых тепловозах предлагается устанавливать дополнительную дизель-генераторную установку (ДДГУ), осуществляющую питание электронагревателей, установленных в систему охлаждения. Это решение в свою очередь позволит снизить время работы ДГУ тепловозов на холостом ходу, когда тепловоз находится не только в горячем простое, но и в ожидании работы с локомотивной бригадой [9].

Конструктивные особенности маневровых тепловозов серий ТЭМ18 позволяют разместить дополнительную дизель-генераторную установку (ДДГУ), мощность которой, исходя из габаритов, не превышает 60 кВт. Кроме того применение подобной бортовой системы позволит осуществлять подзарядку аккумуляторных батарей и питания вспомогательных цепей тепловоза.

Список литературы

1.Тепловозные двигатели внутреннего сгорания: Учебник для вузов [Текст] / А. Э. Симсон, А. З. Хомич и др. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.:

Транспорт, 1987. – 536 с.

2.Кавтарадзе, Р. З. Локальный теплообмен в поршневых двигателях:

Учебн. пособие для вузов [Текст] / Р. З. Кавтарадзе. – М.: МГТУ им.

Н. Э. Баумана, 2007. – 427 с.

3.Вибе, И. И. Новое о рабочем цикле двигателей [Текст] / И. И. Вибе. –

М., Свердловск, 1962. – 271 с.

4.Теория двигателей внутреннего сгорания [Текст] / Н. Х. Дьяченко, А. К. Костин и др. – Л., 1974. – 552 с.

5.Разлейцев, Н. Ф. Моделирование и оптимизация процесса сгорания в дизелях [Текст] / Н. Ф. Разлейцев. – Харьков, 1980. – 169 с.

138

ТРАНСВУЗ – 2015

6.Володин, А. И. Комплексный анализ термодинамических, экономических и экологических характеристик тепловозных дизелей в условиях эксплуатации: Монография [Текст] / А. И. Володин, Е. И. Сковородников, А. С. Анисимов. Омский гос. ун-т путей сообщения. – Омск, 2011. – 166 с.

7.Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ

2014615305. Расчет рабочего цикла четырехтактного дизеля методом Вибе / А. С. Анисимов, Е. И. Сковородников // Дата государственной регистрации в Реестре программ для ЭВМ 22 мая 2014 г.

8.Петриченко, Р. М. Физические основы внутрицилиндровых процессов в двигателях внутреннего сгорания [Текст] / Р. М. Петриченко. – Л.: ЛГУ, 1983. – 244 с.

9.Повышение эффективности использования и совершенствование системы технического обслуживания и ремонта локомо-тивов: Межвуз. темат. сб. научн. тр. [Текст] / М. А. Полковников, В. О. Носков и др. Омский гос. ун-т путей сообщения. – Омск, 2014. – С. 43 – 48.

УДК 620.178.5:629.12.05:594.647

В. Ю. Тэттэр

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ КОМПЛЕКСОВ ВИБРОДИАГНОСТИКИ ПОДВИЖНОГО СОСТАВА

Показана необходимость использования вибродиагностического оборудования для контроля роторных механических узлов подвижного состава. Определены требования к вибродиагностическому оборудованию. Описаны характеристики и функциональные возможности аппаратно-программного диагностического комплекса нового поколения.

Ответственные роторные механические узлы подвижного состава (подшипники качения различных типов, зубчатые зацепления редукторов) требуют периодического подтверждения своего работоспособного состояния, а также прогнозирования остаточного ресурса. Чаще всего объектами контроля являются буксовые узлы колесных пар грузовых и пассажирских вагонов, редукторы от средней части оси пассажирских вагонов, подшипниковые и редукторные узлы колесно-моторых (КМБ) блоков локомотивов.

139

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.