CC BY
35
УДК 621.436:629.424.1
Е. И. Сковородников, А. С. Анисимов, Ю. Б. Гришина
ОЦЕНКА ВЛИЯНИЯ СНИЖЕНИЯ ДАВЛЕНИЯ НАДДУВА НА ВЫХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОТЫ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ
Проанализированы причины изменения параметров работы четырехтактных тепловозных дизелей и их систем воздухоснабжения для случая снижения давления наддува. Для расчета параметров работы двигателя использована математическая модель, разработанная на основе метода Вибе. Даны количественные характеристики влияния снижения давления наддува на термодинамические и экономические показатели работы тепловозного дизеля типа 1А-5Д49.
Известно, что в процессе длительной эксплуатации постепенно загрязняются выхлопные тракты двигателя. При этом уменьшается площадь их проходного сечения, что приводит к снижению расхода воздуха через двигатель [1]. Расходная характеристика смещается в зону меньших расходов, повышается температура выхлопных газов. Увеличение температуры газов не может компенсировать уменьшение расхода газов, поэтому частота вращения турбины и компрессора снижается. В результате давление наддува и расход воздуха уменьшаются и режим совместной работы турбокомпрессора и двигателя перемещается в точку на другой гидравлической характеристике, расположенной ближе к границе помпажа.
Изменение расхода воздуха через двигатель приводит к изменению индикаторного КПД и частоты вращения вала двигателя. При этом изменяется и КПД турбокомпрессора, что сказывается на экономичности рабочего процесса двигателя.
Если при загрязнении выхлопного тракта поддерживать постоянной частоту вращения вала двигателя за счет увеличения подачи топлива, то это приведет к еще большему увеличению температуры выхлопных газов. Суммарное давление наддува возрастет, а расход воздуха существенно уменьшится. В этом случае расходная характеристика дизеля и линия рабочих режимов турбокомпрессора расположится ближе к границе помпажа.
С целью установления количественного влияния снижения давления наддува на параметры работы четырехтактного дизеля целесообразно выполнить тепловой расчет действительного рабочего цикла по математической модели, суть которой изложена в ряде публика-
В основу данной математической модели положен метод профессора И. И. Вибе [4], где производная изменения относительного количества сгораемого топлива, или скорость выделения теплоты при сгорании топлива, задается уравнением:
где т - показатель характера сгорания; (рг - продолжительность сгорания;
(р - текущий угол поворота коленчатого вала от момента начала сгорания.
Реализация данной математической модели позволяет определить индикаторные и эффективные показатели работы двигателя, такие как работу газов в цилиндре, средние индикаторное и эффективное давление цикла, удельный индикаторный и эффективный расход топлива, индикаторный и эффективный КПД цикла, а также значения давления и температуры рабочего тела в процессах сжатия, горения и расширения по каждому углу поворота коленчатого вала дизеля и др. Кроме того, математическая модель позволяет рассчитать параметры системы наддува, например, расход газов через турбину, давление и температуру газов перед турбиной, мощность турбины.
В состав системы воздухоснабжения тепловозного дизеля 1А-5Д49 входит турбокомпрессор ТК-38 (6ТК), обеспечивающий давление наддува на номинальном режиме работы дизель-генераторной установки 0,24-0,25 МПа. С использованием данной математической
ций [2, 3].
модели были рассчитаны параметры работы дизеля для случая снижения давления наддува в результате загрязнения выхлопного тракта.
На рисунках 1-4 представлены количественные зависимости параметров рабочего цикла дизеля от изменения давления наддува.
2700 К
1900
Т
1500
1100
700
0.15 0,16 0.17 0,18 0,19 0,20 0,21 0,22 МПа 0,24
Р -*
Рисунок 1 - Зависимость температуры цикла от давления наддува: 1 - максимальная температура сгорания; 2 - температура конца сгорания; 3 - температура конца расширения; 4 - температура газа перед турбиной
1
2
3
4
5
0,15 0,16 0,17 0,18 0,19 0,20 0,21 0,22 МПа 0,24
Р -►
Рисунок 2 - Зависимость давления цикла от давления наддува: 1 - давление воздуха в момент воспламенения; 2 - давление воздуха в момент подачи топлива; 3, 4 и 5 - давление газов в конце сгорания,
в конце расширения и перед турбиной
1500 кДж/кг 900
Г
600 300
0,15 0,1(5 0,17 0,18 0,19 0,20 0,21 0,22 МПа 0,24
Р -►
Рисунок 3 - Зависимость работы процессов от давления наддува: 1 - работа расширения; 2 - работа газов в цилиндре; 3 - работа сжатия
40 ИЗВЕСТИЯ Транссиб!1 Ир
0,50 кг/(кВт-ч) 0.40 0.35 0,30 0.25 0.20 0.25
1
2
3
4
0.50 0,45 0.40 0,35 0,30 0.25 0.20
КПД
0.15
0.15 0.16 0.17
0.18
0.19 0.20 Р -
0.21 0.22 МПа 0;24
Рисунок 4 - Зависимость расхода топлива и КПД от давления наддува: 1 и 2- индикаторный и эффективный КПД; 3 и 4 - удельные эффективный и индикаторный расход топлива
Математическое моделирование производилось при условии постоянства номинального значения эффективной мощности дизеля 2200 кВт, частоты вращения коленчатого вала дизеля 1000 мин-1 и максимального давления сгорания газов 11,5 МПа Доля сгоревшего топлива принималась равной 0,999. Фактический угол подачи топлива в цилиндр составлял 19 ° п.к.в. до в.м.т.
Из рисунка 3 видно, что при расчетном значении давления наддува 0,24 МПа работа газов в цилиндре получается наименьшей. В то же время ввиду увеличения удельного объема воздуха в момент начала сжатия при понижении давления наддува индикаторное давление цикла изменяется незначительно - в пределах 1,395 - 1,410 МПа. Наименьшее значение удельного индикаторного расхода топлива наблюдается при давлении наддува 0,24 МПа, и равно оно 0,187 кг/(кВт-ч) против 0,220 кг/(кВт-ч) при давлении наддува 0,16 МПа. Это объясняется тем, что снижение общей удельной использованной теплоты сгорания от 1563 кДж/кг при давлении наддува 0,15 МПа до 1052 кДж/кг при давлении наддува 0,24 МПа не приводит к уменьшению индикаторного КПД. При этом коэффициент эффективности сгорания, т. е. количество тепла, эффективно использованное в процессе сгорания от всего введенного количества теплоты с топливом, при давлении наддува 0,24 МПа составляет 0,767. При давлении наддува 0,15 МПа коэффициент эффективности сгорания равен 0,648.
Снижение давления наддува приводит к увеличению периода задержки воспламенения с 9 ° п.к.в. при давлении наддува 0,24 МПа до 12 ° п.к.в. при давлении наддува 0,15 МПа. Средняя скорость нарастания давления газов в цилиндре при давлении наддува 0,24 МПа составляет 0,255 МПа/° п.к.в., при давлении наддува 0,15 МПа - 0,453. Такое увеличение периода задержки воспламенения приводит к увеличению «жесткости» работы дизеля.
Снижение давления наддува вызывает уменьшение коэффициента избытка воздуха при сгорании с 2,08 до 1,149. В этом случае вероятно появление неполноты сгорания топлива из-за ухудшения условий смесеобразования.
Продолжительность сгорания с уменьшением давления наддува сокращается примерно на 10- 12 °п.к.в.
Снижение давления наддува приводит к повышению температуры газов в процессе сгорания (максимальная температура сгорания увеличивается с 1868 до 2688 К) и температуры газа перед турбиной до 994 К. Давление газа перед турбиной снижается с 0,2 до 0,13 МПа. Расход воздуха через компрессор также снижается с 3,88 до 2,43 кг/с. Увеличение температуры газа не может компенсировать снижение расхода воздуха, в связи с чем мощность турбины уменьшается с 395 до 105 кВт.
Подводя итог, можно сделать вывод о том, что снижение давления наддува приводит к ухудшению экономичности работы четырехтактного тепловозного дизеля - эффективный КПД уменьшается примерно на 10 %, удельный эффективный расход топлива возрастает на 12 %. Следует отметить, что выхлопной тракт четырехтактного тепловозного дизеля в процессе эксплуатации, как правило, закоксовывается незначительно. Тем не менее только своевременный и периодический контроль чистоты выхлопного тракта позволит исключить перерасход топлива в процессе эксплуатации локомотивов.
Список литературы
1. Межерицкий, А. Д. Турбокомпрессоры судовых дизелей [Текст] / А. Д. Межериц-кий. - Л.: Судостроение, 1971. - 192 с.
2. Сковородников, Е. И. Применение метода Вибе для моделирования рабочего процесса тепловозных дизелей [Текст] / Е. И. Сковородников, А. С. Анисимов, Ю. Б. Еришина // Вестник транспорта Поволжья / Самарский гос. ун-т путей сообщения. - Самара, 2010. -№2.-С. 14-19.
3. Совершенствование метода анализа процесса сгорания по индикаторной диаграмме [Текст] / Е. И. Сковородников, А. С. Анисимов и др. // Наука и техника транспорта / Российская открытая академия транспорта; Московский гос. ун-т путей сообщения. - М., 2010. -№4. -С. 57-63.
4. Вибе, И. И. Новое о рабочем цикле двигателей [Текст] / И. И. Вибе. - М.-Свердловск, 1962. - 271 с.
УДК 629.45/46.004
П. В. Смольянинов, В. С. Смольянинов, В. А. Четвергов
ОБОСНОВАНИЕ ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ НАДЕЖНОСТИ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЫ ГРУЗОВЫХ ВАГОНОВ
В статье приведен анализ характера и величины износа тормозных колодок грузового вагона. Предложены пути создания технологических процессов ремонта деталеьI тормозного рычажной передачи с использованием размерных расчетов в качестве методики обоснования технологических параметров.
Железнодорожный транспорт, бесспорно, составляет основу транспортного комплекса Российской Федерации. При этом бесперебойность перевозочного процесса и безопасность на железных дорогах во многом определяются надежностью подвижного состава и в частности тормозного оборудования.
В настоящее время железнодорожниками решаются несколько важнейших задач:
снижение эксплуатационных расходов на основе совершенствования структуры управления;
эффективное использование результатов научно-технических исследований, касающихся перевода предприятий на новые ресурсы и энергосберегающие технологии;
оснащение железных дорог техническими средствами нового поколения, не уступающими по своим параметрам лучшим современным образцам, и т. п.
Выполнение требований безопасности движения поездов является превалирующим условием функционирования железных дорог, поэтому ожидаемое в перспективе возрастание скоростей движения как пассажирских, так и грузовых поездов потребует совершенствования тормозной техники.
За последние годы в связи с ростом максимальной скорости движения, увеличением ве-
42 ИЗВЕСТИЯ Транссиб^ ЩИ
