CC BY
164
Сравнительный анализ данных, приведенных в таблицах 4 и 5, показывает, что превышение расчетных концентраций в атмосферном воздухе над ПДК фиксируется для меди: при усилии нажатия в 35 Н - в 2,35 раза ив 48 Н - в 3,6 раза. Для никеля, хрома и кремния расчетные концентрации не превышают соответствующие ПДК при рассмотренных усилиях нажатия. Медь относится к веществам второго класса опасности, т. е. высокоопасным. Кроме того, все указанные в таблицах 4, 5 загрязняющие вещества обладают однонаправленным резорбтивным действием на организм человека, что усугубляет негативный эффект их одновременного присутствия во вдыхаемом воздухе.
Полученные результаты могут быть использованы для оценки риска химического загрязнения среды обитания, выявления приоритетных региональных проблем, связанных с качеством окружающей среды, обоснования и принятия решений по их минимизации. Авторами предложена полезная модель токоприемника транспортного средства с улучшенными экологическими характеристиками, позволяющая снизить вынос продуктов износа контактных элементов в окружающую среду [7].
Список литературы
1. Сидоров О. А. Системы контактного токосъема с жестким токопроводом: Монография [Текст] / О. А. Сидоров. - М.: Маршрут, 2005. - 106 с.
2. Гигиенические нормативы ГН 2.1.6.695-98. Предельно допустимые концентрации (ПДК) загрязняющих веществ в атмосферном воздухе населенных мест [Текст] / Минздрав России. - М., 1998. - 16 с.
3. Гигиенические нормативы ГН 6229-91. Предельно допустимые концентрации (ПДК) и ориентировочно допустимые количества (ОДК) химических веществ в почве [Текст]. - М., 1991. - 12 с.
4. Гигиенические нормативы ГН 2.1.5.689-98 Предельно-допустимые концентрации (ПДК) химических веществ в воде водных объектов хозяйственно-питьевого и культурно -бытового водопользования [Текст]. - М.: Нефтяник, 1991. - 22 с
5. ГОСТ 12.1.007-76 ССБТ. Вредные вещества. Классификация и общие требования безопасности [Текст]. - М.: Изд-во стандартов, 1996. - 18 с.
6. ОНД-86 Методика расчета концентраций в атмосферном воздухе вредных веществ, содержащихся в выбросах предприятий [Текст]. - М., 1986. - 42 с.
7. Пат. 81920 Российская Федерация, МПК В 60 Ь 5/00. Токоприемник транспортного средства/ Сидоров О. А., Чертков И. Г., Дударева К. С., Мусаткина Б. В.; заявитель и патентообладатель Омский гос. ун-т путей сообщения; - опубл. 10.04.2009, Бюл. № 10.
УДК 621. 436.001.5
Е. И. Сковородников, М. В. Лифанов, А. С. Анисимов
сравнительный анализ эффективности работы дизелей пд1м и 1-пд4д в условиях эксплуатации
В статье рассмотрено влияние конструктивных решений, реализованных при создании дизеля 1-ПД4Д, на показатели его надежности. Представлены сравнительный анализ параметров топливоподачи дизелей ПД1М и 1-ПД4Ди анализ причин выхода из строя подшипников коленчатого вала.
Модернизация конструкции дизелей тягового подвижного состава является наиболее эффективным способом поддержания и увеличения их ресурса, а также сохранения конку-
№ 3( 2010
рентных качеств на рынке аналогичной продукции. В общем случае оценка конкурентных качеств основывается главным образом на анализе соответствия некоторой совокупности рабочих параметров объекта требованиям технического задания заказчика и действующей технической документации при условии минимизации затрат на эксплуатацию.
В наиболее широком смысле слова это соответствие является синонимом таким важным свойствам объекта, как эффективность и надежность. Показатели надежности, такие как безотказность, долговечность, ремонтопригодность, в свою очередь предопределяют саму оценку эффективности как результат длительного многостороннего исследования рассматриваемого объекта при его непосредственном использовании по назначению и сравнении с образцами-аналогами.
В настоящей статье рассмотрена взаимосвязь между подходом, выбранным ОАО «Пен-задизельмаш» к решению вопроса по модернизации и запуску в производство дизелей серии 1-ПД4Д, и проблемами, с которыми непосредственно столкнулись линейные предприятия сети железных дорог России при эксплуатации этих дизелей на тепловозах ТЭМ18Д.
Модернизация дизелей серии ПД1М до серии 1-ПД4Д является последовательным шагом, предпринятым ОАО «Пензадизельмаш» в целях улучшения характеристик и эксплуатационных качеств этого надежного в работе дизеля, устанавливаемого на тепловозах ТЭМ2 различных модификаций.
Помимо этого модернизация дизеля ПД1М имела своей целью создание двигателя для новой серии маневровых тепловозов ТЭМ18Д, планируемых к выпуску на ОАО «Брянский машиностроительный завод». Тепловозы ТЭМ18, ТЭМ18Д тоже в свою очередь являются модернизированной версией, пожалуй, самого распространенного на сети дорог России маневрового тепловоза ТЭМ2, выпускающегося без кардинальных конструктивных изменений с начала 70-х гг. прошлого столетия. Модернизация этого тепловоза предусматривала в первую очередь установку более мощного дизель-генератора мощностью 993 кВт, практически совпадающую с мощностью дизель-генераторной установки тепловозов ЧМЭ3, изменение в конструкции экипажной части с заменой челюстных тележек на бесчелюстные по типу теле -жек тепловозов ТЭ116, отказ от воздушно-масляных секций для охлаждения моторного масла и организации дополнительного водяного контура для его охлаждения в водомасляном теплообменнике, модернизацию системы возбуждения главного генератора с внедрением системы УСТА, дистанционный контроль за параметрами работы дизель-генераторной установки и вспомогательными системами тепловоза с помощью бортового компьютера.
Установка на тепловоз модернизированного дизель-генератора должна была обеспечить снижение удельного эффективного расхода топлива с 225 г/кВт-ч до 197 [1, 2] в пересчете на показатель эффективной мощности дизеля, что в конечном итоге в среднем должно было дать до 17 т экономии дизельного топлива в год на один тепловоз при выполнении одинакового объема маневровой работы в сравнении с тепловозом ТЭМ2.
Согласно плану по замене локомотивного парка сети железных дорог при реализации «Стратегии развития железнодорожного транспорта до 2010 г.», принятой ОАО «РЖД», первые тепловозы серии ТЭМ18Д (рисунок 1) начали поступать в локомотивные депо сети дорог в 2006 г.
При эксплуатации новых машин отмечались неисправности по следующим группам оборудования [3]: по электрооборудованию - 28 %, из которых более 50 % относились к отказам электронного оборудования; по дизелю - 25 % от общего количества неисправностей; по вспомогательному оборудованию - 9 %; по экипажной части - 9 %; по тормозному оборудованию - 6 % и прочие неисправности - 23 %.
Из перечисленных групп наиболее серьезными оказались неисправности, связанные с выходом из строя оборудования дизеля, где самым распространенным стал выход из строя коренных и шатунных подшипников коленчатого вала - до 40 % от общего количества неисправностей, отнесенных к оборудованию дизельной группы. Данная неисправность (рисунок 2)
связана с повышенным износом рабочих поверхностей коренных и шатунных подшипников с последующим разрушением слоя баббита и бронзовой основы подшипника.
Износ подшипников сопровождается резким увеличением в моторном масле концентрации свинца (РЬ) до 200 - 400 г/т, многократно превышающем допустимое значение, и понижением давления масла в системе смазки до уровня срабатывания системы защиты дизеля по низкому давлению масла (Рм = 0,13 - 0,14 МПа).
Рисунок 1 - Маневровый тепловоз ТЭМ18Д
Рисунок 2 - Внешний вид износа рабочей поверхности коренного вкладыша дизеля 1-ПД4Д
На начальном этапе поставок тепловозов на линейные предприятия к особенностям данной неисправности относится то, что отказ наступал в среднем после шести - восьми месяцев эксплуатации дизеля и проявлялся практически на всех локомотивах, поступающих с за-
вода. К началу 2008 г. в тех локомотивных депо, куда осуществлялись поставки новых тепловозов, выход из строя подшипниковых узлов коленчатого вала дизеля приобрел массовый характер, ставя под угрозу срыва маневровую работу на многих станциях сети дорог, в том числе таких крупных, как Свердловск-Сортировочный, Новосибирск, Тайшет, Иркутск-Сортировочный, Улан-Удэ.
В итоге практически новый локомотив в среднем на две - три недели, на период устранения неисправности, переводился в разряд неисправных, принося вместо ожидаемой прибыли многомиллионные убытки.
С учетом серьезности последствий возникшей проблемы ее решение было взято под личный контроль главным инженером ОАО «РЖД» В. А. Гапановичем, который своим распоряжением утвердил перечень базовых депо на Свердловской, Западно-Сибирской и Восточно-Сибирской железных дорогах, где были организованы центры оперативного ремонта дизелей неисправных тепловозов; этими центрами стали локомотивные депо Свердловск Новокузнецк, Белово и Зима. Помимо чисто технического решения проблемы к поиску ее причин были подключены ведущие отраслевые научно-исследовательские институты ВНИИЖТ и ВНИКТИ, а также инженерно-технический персонал организованных центров оперативного ремонта.
Проведенный в данной статье анализ возможных причин неисправности подшипниковых узлов коленчатого вала базируется на наиболее вероятных из них, которыми можно считать следующие:
нарушение температурного режима дизеля вследствие установки водомасляного теплообменника в «горячий» контур охлаждения;
повышение максимального давления цикла до 9, 17 МПа (90 кгс/см ) с одновременной настройкой дизеля на номинальную мощность 993 кВт. Следует отметить, что одним из первых рекомендованных заводом-изготовителем мероприятий по стабилизации положения с выходом из строя подшипников коленчатого вала было как раз снижение номинальной мощности дизеля до уровня 882 кВт, т. е. такой же, как и на дизелях ПД1М. Уменьшение мощности повлекло за собой снижение максимального давления сгорания Р2 до значений 8,05 - 8,36 МПа (79 - 82 кгс/см ), однако полностью устранить отказы подшипников коленчатого вала изменением настройки мощности не удалось.
Снижение эффективности водомасляного теплообменника связано с циркуляцией в нем горячей воды с температурой около 80 °С из контура охлаждения дизеля. На режимах, близких к номинальному, это приводит к тому, что температура масла на входе в дизель после охлаждения составляет 77 - 80 °С, что значительно превышает рекомендуемый заводом-изготовителем диапазон в 65 - 72 °С. Фактический температурный режим, при котором масло находится в зоне трения шеек коленчатого вала и подшипников на дизеле ПД1М, предполагает нагрев масла до температуры ориентировочно 100 - 110 °С. По результатам исследований вышедших из строя вкладышей подшипников дизелей 1-ПД4Д, проведенных ВНИИЖТом, установлено наличие на вкладышах локальных областей нагрева до температуры 150 - 160 °С, позволяющих сделать предположение о том, что масло в рабочей зоне подшипникового узла успевает нагреваться до температуры 120 - 125 °С.
Для моторного масла марки М-14Г2, применяемого на дизелях ПД1М и 1-ПД4Д, кинематическая вязкость может быть определена по эмпирической зависимости вида [4]:
УТ = 2,29042- 106-(Г-273,15)-2,60745,
где Ут- кинематическая вязкость масла при температуре Т, (сСт);
Т - текущая температура масла, К.
С применением приведенного выражения для расчета средней температуры масла в рабочей зоне подшипникового узла дизеля ПД1М, равной 105 0С, и средней температуры масла в рабочей зоне подшипникового узла дизеля ПД4Д, равной 120 0С, получены следующие значения кинематической вязкости масла: 12,2 сСт для дизелей ПД1М и 8,68 сСт - для дизелей
ПД4Д соответственно. Пониженная вязкость масла при одинаковом уровне его давления в системе смазки, а также увеличение максимального давления сгорания на номинальном режиме на 1МПа (7,09 МПа у ПД1М и 8,1 МПа у 1-ПД4Д), дающее около 8 тс дополнительной нагрузки на узел «поршень - шатун - шейка коленчатого вала», позволяют предположить о разрушении масляного клина в зоне контакта шейки коленчатого вала и рабочего вкладыша подшипника и о нарушении режима жидкостного трения.
Дальнейший анализ указанных выше причин выхода из строя подшипников коленчатого вала был основан на изучении способа, при помощи которого на дизелях 1-ПД4Д в первоначальном варианте настройки мощности было достигнуто ее увеличение до 993 кВт, а также влияния, которое этот способ оказал на теплотехническое состояние дизеля.
Изменение мощности дизеля в сторону увеличения было произведено путем модернизации топливной аппаратуры, связанной с установкой на валу топливного насоса высокого давления кулачковых шайб нового профиля - «Б» - и с увеличением цикловой подачи топлива. Изменение профиля кулачковой шайбы (рисунок 3) повлияло главным образом на характеристику впрыска топлива, увеличив скорость впрыска, а также фактический угол опережения впрыска на каждой рабочей позиции дизель-генератора.
Рисунок 3 - Профиль кулачковой шайбы ТНВД дизелей ПД1М (а) и 1-ПД4Д (б)
Полученная расчетным способом зависимость величины подъема плунжера от угла поворота кулачкового вала ТНВД в зоне набегающей части шайбы (рисунок 4) позволяет наглядно проиллюстрировать сдвиг фазы перемещений плунжера при одинаковом угле поворота кулачкового вала в среднем на 1 - 3,5° по сравнению с аналогичной позицией дизеля ПД1М.
Из-за четырехтактного рабочего цикла рассматриваемых дизелей сдвиг фаз перемещения плунжера приводит к увеличению на дизеле 1-ПД4Д геометрического угла впрыска топлива от 2 до 7° по повороту коленчатого вала.
Влияние, которое оказала модернизация топливной аппаратуры дизеля на изменение теплотехнических параметров работы дизелей, было оценено с использованием программных комплексов «Впрыск» и «В1еБе1-ЯК», разработанных в МГТУ им. Н. Э. Баумана.
Программный комплекс «Впрыск» позволяет произвести расчет системы топливоподачи в цилиндры дизеля, учитывая особенности конструкции узлов топливной системы, в том числе профиля кулачковой шайбы топливного насоса, режимов ее работы, и получить характеристику впрыска топлива (рисунок 5) как зависимость объемной скорости впрыска топлива через форсунку дизеля от угла поворота кулачкового вала топливного насоса.
о
СХ
«
о а
С
£4
Л Н О О
а
о «
о
X
%
^
ю О
Рисунок 4 - Перемещение плунжера ТНВД дизелей ПД1М и 1-ПД4Д в зависимости от угла поворота кулачкового вала
300
250
200
150
100
50
10
20
24
97
31
34
37
41
44
48
Угол поворота кулачкового вала ср, град |--дизель ПД1М; —- дизель 1-ПД4Д
Рисунок 5 - Расчетные характеристики впрыска топлива на номинальном режиме
для дизелей ПД1М и 1-ПД4Д
Расчетная характеристика впрыска топлива является базой для теплового расчета непосредственно самого двигателя в программном комплексе «В1еБе1-ЯК», математический аппарат которого основан на применении основных положений метода профессора Н. Ф. Разлей-цева [5], предложенного им для расчета смесеобразования и сгорания топлива в цилиндре дизеля.
Программный комплекс «Впрыск» позволяет рассчитать такие важные показатели работы топливной системы, как цикловая подача топлива, геометрическая и фактическая про -должительность впрыска, максимальное и среднее давление впрыска топлива в цилиндр дизеля, доля топлива в основной части впрыска и при подвпрыске. Учет особенностей конструкции узлов топливной аппаратуры при настройке программного комплекса позволяет учитывать и такую важную составляющую процесса подачи топлива, как влияние на впрыск распространения волн давления по линии нагнетательного трубопровода. Учет волновых процессов особенно важен для дизелей ПД1М и 1-ПД4, поскольку конструктивно эти двигатели имеют длинные трубопроводы высокого давления с варьированием длины трубок от 955 до 1350 мм.
Модель сгорания профессора Н. Ф. Разлейцева, заложенная в программном комплексе «В1еБе1-ЯК», учитывает характеристику впрыска и мелкость распыливания (так называемый заутеровский диаметр капель топлива), позволяя на каждом шаге расчета учитывать динамику приращения параметров рабочего процесса. Функция одно- и двумерного сканирования, заложенная в программном комплексе «Б1еБе1-КК», позволяет на основе настроек текущего режима счета вести расчет изменений основных параметров рабочего процесса относительно задаваемого интервала одного или двух интересующих пользователя параметров. На основе расчетов, проведенных с применением указанных программных комплексов, получены значения основных текущих параметров работы дизелей ПД1М и 1-ПД4Д, которые позволяют сделать некоторые выводы о степени влияния изменений в конструкции топливной аппаратуры дизеля 1-ПД4Д на теплотехнические параметра работы двигателя. Перечень полученных расчетных значений параметров работы рассматриваемых дизелей приведен в таблицах 1 - 3.
Расчет рабочих режимов дизелей велся при условии максимально возможного совпадения полученных данных со значениями паспортных характеристик дизелей.
Анализ полученных данных показал, что при соблюдении условия совпадения значений мощности обоих дизелей протекание рабочих процессов в цилиндрах дизелей 1-ПД4Д происходит при больших давлениях Р2 (рисунок 6), что связано, прежде всего, с более ранним началом подачи топлива в цилиндр и соответственно с более ранним началом его сгорания.
Таблица 1 - Расчетные показатели работы дизелей ПД1М и 1-ПД4Д
Позиция контроллера машиниста (КМ) Частота вращения коленчатого вала, мин"1 Нагрузка дизель- генераторной установки (ДГУ) тепловоза (паспортные значения), кВт Эффективная мощность дизель-генератора (расчетная) №, кВт Среднее эффективное давление (расчетное) Ре, МПа
ПД1М 1-ПД4Д ПД1М 1-ПД4Д
1 2 3 4 5 6 7
0 300 xx 123,5 140,6 0,31 0,36
1 300 25-35 150,0 156,7 0,38 0,4
2 300 75-95 179,5 190,4 0,46 0,49
3 330 125-155 240,3 238,8 0,56 0,55
4 400 205-235 332,9 318,5 0,64 0,61
Окончание таблицы 1
1 2 3 4 5 6 7
5 480 305-355 434,4 440,8 0,69 0,7
6 570 445-495 594,7 593,3 0,8 0,8
7 650 585-635 726,3 723,8 0,86 0,86
8 750 720-740 888,5 887,7 0,91 0,91
Таблица 2 - Расчетные показатели работы дизелей ПД1М и 1-ПД4Д
Позиция КМ Частота вращения коленчатого вала, -1 мин Максимальное давление сгорания Р2, МПа Цикловая подача топлива, §с, г Удельный эффективный расход топлива, г/(кВт-ч)
ПД1М 1-ПД4Д ПД1М 1-ПД4Д ПД1М 1-ПД4Д
0 300 3,42 3,83 0,545 0,5933 238.21 227.74
1 300 3,64 3,88 0,648 0,685 233.4 236.06
2 300 3,74 4,02 0,765 0,7952 230.1 225.43
3 330 3,99 4,24 0,942 0,8973 232.88 223.14
4 400 4,30 4,55 1,107 0,9915 239.41 224.12
5 480 4,56 5,28 1,213 1,109 241.22 217.34
6 570 5,28 6,54 1,361 1,24 234.84 214.43
7 650 6,21 7,41 1,455 1,322 234.31 213.7
8 750 7,06 8,01 1,527 1,421 231.99 216.1
Таблица 3 - Расчетные показатели работы дизелей ПД1М и 1-ПД4Д
Позиция КМ Частота вращения коленчатого вала, об/мин Геометрический угол опережения впрыска топлива, град до/после ВМТ, градусов ПКВ Фактический угол опережения впрыска топлива град до/после ВМТ, градусов ПКВ
ПД1М 1-ПД4Д ПД1М 1-ПД4Д
0 300 23 23 -3 -2
1 300 23 23 -2 -1
2 300 23 23 -2 -1
3 330 23 23 -1 1
4 400 23 23 1 3
5 480 23 23 4 7
6 570 23 23 8 11
7 650 23 23 13 16
8 750 23 23 17 20
Момент подачн топлива в цилиндр дизеля характеризуется фактическим углом опережения впрыска топлива (рисунок 7), разница в котором варьируется от 1 до 3° поворота коленчатого вала в сторону более раннего впрыска для дизеля 1-ПД4Д.
Рч
и И К
и
«
т
ей
9.00
МПа
т.оо
6.00
5.00
4.00
3.00
1.00
0.00
8.01
7.41
^54 Об
5.28 6.21
3.83 3.88 4.02 4.55 4.24____„
3.42 3.64 3.74 3.99 4.30
01:345678
Позиция КМ -■- -ПД1М; -ПДГ4Д
Рисунок 6 - Расчетные значения максимального давления цикла дизелей ПД1М и 1-ПД4Д
Рисунок 7 - Расчетные значения фактического угла опережения впрыска топлива
для дизелей ПД1М и 1-ПД4Д
Увеличение фактического угла опережения впрыска топлива способствует более раннему и интенсивному началу сгорания порции топлива в цилиндре дизеля. На средних и номинальном режимах работы дизеля период задержки воспламенения топлива для обоих дизелей
примерно одинаков и составляет от 3 до 6° поворота коленчатого вала, что делает протекание процесса сгорания топлива для дизеля 1-ПДГ4Д, особенно в период нахождения поршня у верхней мертвой точки (ВТМ), более интенсивнее и жестче. Расчетные данные позволяют увидеть, что начиная с 5-й позиции контроллера машиниста разница между максимальным давлением цикла двух дизелей резко возрастает примерно до 0,72 МПа, что дополнительно добавляет 6,3 тс нагрузки на шатунно-поршневой узел.
Принимая во внимание эту дополнительную нагрузку на шатунно-поршневой узел, а также то, что уровень давления масла в системе смазки на данной позиции для обоих дизелей находится в пределах 0,35 - 0,41 МПа и то, что 5-я позиция контроллера машиниста относится к наиболее часто используемым в эксплуатации, можно сделать предположение о том, что одной из составляющих в причинах выхода из строя подшипников коленчатого вала дизеля 1-ПД4Д является как раз выявленный скачок максимального давления на промежуточной позиции его работы.
Проиллюстрировать изменение интенсивности тепловыделения при сгорании топлива в цилиндрах дизелей на номинальном режиме позволяют графики на рисунке 8, полученные при расчетах на ПК «Б1еБе1-КК». Как видно из приведенных графиков, интенсивность тепловыделения у дизеля 1-ПД4Д при сгорании основной порции топлива примерно на 25 % выше, чем у дизеля ПД1М, что обусловливает сокращение периода тепловыделения (наличие скорости тепловыделения) у дизеля 1-ПД4Д примерно на 18° поворота коленчатого вала.
0,03500
I
§ 0,03000
1 0,02500 -®
ч Ш 9
I 0,02000 -
В щ
л н
о 0,01500 -&
§
0
1 0,01000 -
л в
ш
¡8
^ 0,00500 " 0,00000
тг т ю «о чо чо г- !-■ «р. «е ® а- 1зх 'О а ■©■ и йа ® -►
Угол поворота коленчатого вала, градусов ПКВ
Рисунок 8 - Зависимость скорости тепловыделения при сгорании топлива у дизеля ПД1М
от угла поворота коленчатого вала
Жесткость в работе дизелей ПД4Д оценивается даже на слух, звук работающего дизеля по сравнению с дизелем ПД1М более резок, в нем явно улавливаются звуковые составляющие от ударного увеличения давления на узлы цилиндропоршневой группы.
Анализируя данные по расчетным значениям фактического угла опережения впрыска топлива, можно сделать вывод о влиянии линейной скорости перемещения плунжера на фактическое начало подачи топлива в цилиндр дизеля, а также о влиянии на начало этого момента конструктивных особенностей устройства узлов топливной аппаратуры, в частности, длины трубок высокого давления и устройства нагнетательного клапана. Полученные дан-
ные позволяют выявить зависимость между величиной хода разгрузки нагнетательного клапана, длиной трубок высокого давления и динамикой изменения цикловой подачи топлива между режимами работы дизелей [6]. На низких позициях цикловая подача топлива относительно невелика и с учетом небольшой линейной скорости нагнетательного хода плунжера (на 0-й, 1-й и 2-й позициях - 0,71 м/с для дизелей ПД1М и 0,758 м/с - для 1-ПД4Д) и величины хода разгрузки нагнетательного клапана, равного 2 мм, ее фактическая подача в цилиндр дизеля отличается запаздываем, что приводит к попаданию топлива в цилиндр дизеля уже после прохождения поршнем внутренней мертвой точки. На практике для низких позиций работы дизеля нередким является так называемый пропуск впрыска, когда отсечка топлива происходит до того, как нагнетательный клапан выберет величину хода разгрузки и фактическая величина давления в нагнетательном трубопроводе окажется меньше давления начала подъема иглы форсунки. Нагнетание достаточного для начала впрыска топлива давления происходит в этом случае на втором цикле подачи топлива, приводя все к тому же запаздыванию в моменте начала впрыска. Увеличение от позиции к позиции цикловой подачи топлива (рисунок 9) и линейной скорости перемещения плунжера способствует уменьшению разницы между геометрическим и фактическим углами опережения впрыска топлива.
Позиция КМ --ПД1М; -*-: - ПДГ4Д
Рисунок 9 - Расчетные значения цикловой подачи топлива
Изменения характеристики впрыска благоприятно сказались на значениях цикловой подачи топлива и, как следствие, удельного эффективного расхода топлива дизелем 1-ПД4Д, особенно на наиболее часто используемых в эксплуатации позициях. Обеспечение более полного сгорания топлива за счет более быстрого его впрыска в цилиндр дизеля способствовало уменьшению цикловой порции топлива на величину от 0,04 до 0,1 г за цикл. Снижение цикловой подачи топлива повлияло и на значения удельного эффективного расхода топлива дизеля 1-ПД4Д, обеспечивая в диапазоне рабочих позиций его снижение на 4 - 10 %.
Краткий анализ рассмотренных причин выхода из строя коренных и шатунных подшипников коленчатого вала дизелей 1-ПД4Д позволил сделать ряд предположений о составляю-
щих этих причин, непосредственно влияющих на возникновение неисправности. К этим составляющим были отнесены
неэффективное охлаждение моторного масла, приводящее к снижению его кинематической вязкости и, как следствие, к снижению прочности и несущей способности масляного клина в подшипниках скольжения коленчатого дизеля;
повышение максимального давления рабочего цикла посредством модернизации кулачковой шайбы вала ТНВД без соответствующего изменения параметров геометрического угла опережения впрыска топлива;
резкий скачок максимального давления цикла на 5-й позиции контроллера машиниста, не обеспеченный соответствующим повышением давления масла в системе смазки двигателя и соответственно в масляном клине подшипниковых узлов коленчатого вала.
Устранение указанных составляющих является важной задачей, в решении которой заинтересованы все причастные к производству и эксплуатации дизелей стороны. В настоящее время к числу мероприятий по стабилизации положения с выходом из строя подшипниковых узлов, разработанных на основании предварительных исследований, проведенных ВНИИЖТом и ВНИКТИ, а также опыта эксплуатации тепловозов ТЭМ18Д в линейных предприятиях относятся следующие.
1. Изменение схемы включения водомасляного теплообменника в систему охлаждения тепловоза с введением его в «холодный» контур; вывод из схемы охлаждения регулятора температуры РТП-65 с обеспечением постоянного охлаждения масла в ВМТ. Введением водомасляного теплообменника в «холодный» контур обеспечивается стабильный и эффективный отвод тепла от моторного масла, температурный режим которого находится в пределах, рекомендованных заводом-изготовителем дизелей.
2. Увеличение объема заправляемого в картер дизеля моторного масла до 460 - 480 кг. Дополнительный объем масла способствует также меньшей интенсивности его нагрева и, как следствие этого, - стабилизации величины среднего значения кинематической вязкости.
3. Замена бронзовых подшипников на сталеалюминиемые с антифрикционным слоем из сплаваА010С2 с повышенными показателями усталостной прочности.
4. Перенастройка перепускного клапана масляного насоса на давления 0,55 МПа, что способствовало повышению среднего давления масла в системе смазки дизеля.
В отношении пересмотра настроек угла опережения впрыска топлива в сочетании с корректировкой профиля кулачковой шайбы вала топливного насоса, а также настроек мощности по рабочим позициям дизеля до настоящего времени никаких работ пока не проведено. Выполнение исследований данной составляющей проблемы дает основание надеяться на полное ее решение и получение в конечном итоге современного, надежного, экономичного и эффективно работающего дизеля для нового поколения маневровых тепловозов.
Список литературы
1. Марков, Н. Н. Дизель-генераторы 1-ПДГ4Д, 1-ПДГ4Д-1. Руководство по эксплуатации 1-ПДГ4Д РЭ [Текст]: В 2 ч. / Н. Н. Марков / ОАО Пензадизельмаш. Пенза, 2006. - 4.1. - 217 с.
2. Тепловоз ТЭМ18ДМ. Руководство по эксплуатации [Текст]: В 3 т. /ЗАО УК БМЗ. Брянск, 2009. - Т. 1.- 156 с.
3. Плахотин, Б. И. Анализ технического состояния тепловозного парка по сети железных дорог России за 2008 г. [Текст] / Б. И. Плахотин / ОАО «РЖД». Департамент локомотивного хозяйства. - М., 2009. - 92 с.
4. Обельницкий, А. М. Топливо и смазочные материалы [Текст] / А. М. Обельницкий. -М.: Высшая школа, 1982. - 208 с.
5. Кулешов, А. С. Программа расчета и оптимизации двигателей внутреннего сгорания ДИЗЕЛЬ-РК. Описание математических моделей, решение оптимизационных задач [Текст] / А. С. Кулешов / МГТУ им. Н. Э. Баумана. - М., 2004. - 123 с.
6. Федотов, Г. Б. Топливные системы тепловозных дизелей. Ремонт, испытание, совершенствование [Текст] / Г. Б. Федотов, Г. И. Левин. - М.: Транспорт, 1983. - 192 с.
УДК 662.61.502.36
В. Р. Ведрученко, В. В. Крайнов, М. В. Кокшаров
теплотехнический контроль как важное направление в экономии топлива в котельных установках железнодорожного транспорта
Выполнен анализ разведанных запасов основных энергетических ресурсов (нефти и газа) на перспективу до 2030 г. в разных странах мира и прогноз добычи угля, нефти и газа в России до 2020 г. Приведены приближенная оценка эффективности инженерно-технических мероприятий для котельных малой мощности и некоторые результаты испытаний котлов фирмы «Октан» на газе.
Современная структура топливно-энергетического баланса в значительной степени определяется заметным истощением запасов нефти и продолжающимся повышением мировых цен на нефть, превысивших уровень 50 долларов за баррель (158,987 л). Мировые ресурсы разведанных месторождений составляют около 150 млрд т нефти (из них в странах бывшего СССР - примерно 10 млрд т, или около 7 % мировых запасов нефти) [1]. Россия добывает около 10 % от мирового производства нефти [1]. Однако основными поставщиками жидких углеводородов на мировой рынок являются страны Ближнего Востока (Ирак, Саудовская Аравия, Иран), обладающие наибольшими сырьевыми ресурсами (рисунок 1) [2].
Алжир 12051 - нефть ~ - газ
А ■ 2006 АНГЛИЯ Р, 2007
Венесуэла
Голландия |2031
Индонезия | 2041
Ирак 2116
Иран 2071 2383
У//////////////////////////////////////////////////А
Канада 2010
Китай ■ ^и/и
Мексика ^^ 2026
Норвегия И°121024
Россия ^Н-202!-1 20 83
Сауд. Аравия 20 82
США ■ 2010 У 2009
Узбекистан I2036
2000 2100 2200 2300 2400
Годы -►
Рисунок 1 - Разведанные запасы полезных ископаемых в разных регионах мира (по данным организации стран - экспортеров нефти ОПЕК) с указанием прогнозируемых сроков истощения месторождений нефти и природного газа
