ТРАНСВУЗ-2015.Часть 1
.pdfРемонт 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 δGв=δGг [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