Система змащування

1.1.10 Система змащування

Система змащування забезпечує, безперервну подачу масла до деталей котрі труться і одночасно відводячи від них тепло, забезпечує охолоджування поршнів і передпускову прокачування дизеля маслом.

Система змащування циркуляційна під тиском і скомпонована на дизелі. Істотною особливістю даної системи є те, що вона одноконтурна. Піддон не розділений на порожнини холодного і гарячого масла, а два масляні насоси стоять в одному ланцюзі основного контуру змащування.

Масло циркулює в двигуні, заливається в маслозбірник (картер) рами. З маслозбірника рами по трубі насос всмоктує масло і нагнітає його у фільтр тонкого очищення масла , а потім поступає по трубопроводу в холодильник масла . Після проходження холодильника масло поступає в насос , який по трубі нагнітає масло у фільтр грубої очистки масла вбудований в рамі дизеля, і далі масло поступає в нижній колектор. З нижнього колектора масло розповсюджується по корінних опорах колінвалу і по спеціальних свердленнях поступає на змащування корінних підшипників, далі на змащування шатунних підшипників, шарнірів верхніх головок шатунів і охолоджування поршнів.

З нижнього колектора по вертикальній трубі масло подається в верхній колектор через розподільну, коробку. У вертикальній трубі є сопла, які забезпечують змащування пар, що труться 6зубчатих передач редуктора розподільчого валу. Тут забезпечується подача масла на переднюю опору розподільчого валу і по свердленнях, виконаних в розподільчому валу подається на всі підшипники по опорах розподільчого валу.

З розподільної коробки масло підводиться до турбокомпресору і до розподільної коробочки для КРМ.

З верхнього колектора масло поступає на змащування клапанно-ричажних механізмів кришок циліндрів.

З турбокомпресора масло зливається по трубопроводу в маслозбірник глазком, що забезпечує контроль наявності масла для змащування підшипників турбокомпресора, а потім по трубі зливається в блок.

Для передпускового прокачування маслом використовується маслопрокачуючий агрегат , котрий забирає масло з маслозбірника і нагнітає його у фільтр грубого очищення , а потім в нижній колектор. Після цього поступає до всіх необхідних вузлів. На трубопроводі є зворотній клапан для запобігання руху масла до МПА при роботі двигуна після запуску.

Для підвищення чистоти масла і збільшення моторних властивостей використовується відцентровий фільтр і диспергатор.

Насос відцентрового фільтру забирає масло з картера маслозбірника і по трубопроводу проводить нагнітання на ЦФ і по трубі на диспергатор. На ЦФ є клапан перепускання, який здійснює перепускання масла в головну систему змащування при підвищенні тиску масла перед ЦФ.

1.1.11 Паливна система

Паливна система забезпечує подачу палива в циліндри дизеля на згорання і його підготовку (фільтрація, підігрів). Паливний бак виконаний у вигляді ємкості, де міститься витратна кількість палива.

Паливо з бака, тепловоза, по трубопроводу через фільтр грубої очистки засмоктується помпою встановленою на дизелі, і нагнітається по трубопроводу через один з витратомірів через фільтр тонкої очистки в трубопровід живлення паливних насосів , виконаний у вигляді колектора, звідки паливо подається до насосів високого тиску котрі дозують паливо відповідно до навантаження і подають його в циліндри на згорання через форсунки.

Надлишок палива по трубопроводу через другий витратомір повертається в бак через клапан перепускної і підігрівач палива. Для підтримки тиску в трубопроводі перепускний клапан відрегульований на відкриття при тиску 13 кгс/см².

Чисте паливо, що просочилося з форсунок, відводиться по дренажному трубопроводу в бак.

Передпускове прокачування системи паливом здійснюється автономним паливо підкачуючим агрегатом , який засмоктує паливо з бака через фільтр грубої очистки і нагнітає в трубопровід. Запобіжні клапани перешкоджають зворотному перетіканню палива при роботі помпи або паливо підкачуючого агрегату. Забруднене паливо (85% палива, 15% масла), що просочилося з насосів високого тиску відводиться в дренажний бак

У холодний час паливо підігрівається шляхом подачі гарячої води в підігрівач з системи охолоджування.

Манометри показують тиск до і після фільтру, тонкої очистки палива, тобто після підкачуючої помпи і перед насосами високого тиску.

 

2. МОДЕЛЮВАННЯ РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ ЧОТИРЬОХТАКТНОГО ДИЗЕЛЯ

Рішення задачі вибору конструктивних і регулювальних параметрів двигунів будь-якого призначення за яким-небудь критерієм може здійснюватися двома методами: експериментальним або розрахунковим. Можливо і їхнє сполучення. Експериментальний метод вимагає значних витрат матеріальних, енергетичних і трудових ресурсів на виготовлення натурних зразків двигунів і вузлів до них і проведення їхніх випробувань. Крім того, його реалізація виявляється дуже тривалою, а найкращий результат, може бути і не досягнутий.

Розрахунковий метод представляється кращим особливо на початковій стадії проектування. Він заснований на математичному моделюванні робочого процесу ДВЗ, однак, його реалізація вимагає наявності достовірної та адекватної математичної моделі процесів, які протікають у ДВЗ, а також проведення її адаптації до конкретної задачі оптимізації цих процесів за обраним критерієм.

У проведеному дослідженні, за критерій оптимізації конструктивних і регулювальних параметрів тепловозних ДВЗ обрана питома середньоексплуатаційна витрата g_{e сер.е} [1], а для її визначення необхідно математичне моделювання робочого процесу (циклу) усього розгорнутого ДВЗ.

g_e

Де N_{e i} , g_{e i} ,ф _i – відповідно ефективна потужність, питома ефективна витрата палива і відносний час роботи дизеля на i-тій позиції контролера машиніста, r- число позицій контролера, з урахуванням і тепловозного холостого хода, k_п =1,05...1,1–коефіцієнт, що враховує перевитрату палива на перехідних процесах.

В даний час відома досить велика кількість математичних моделей робочого процесу (або циклу) ДВЗ. Усі їх можна розділити на газодинамічні й термодинамічні. Перші засновані на застосуванні системи рівнянь збереження маси, імпульсу, енергії й рівняння стану, які записані для кожної розрахункової зони двигуна. В основу других покладено рішення спрощеної системи рівнянь, що включають лише рівняння збереження маси, енергії й рівняння стану.

При безумовних перевагах (можливість простежити зміну параметрів газового потоку не тільки в часі, але і по координатах розрахункової зони) газодинамічні моделі не знайшли широкого поширення. Це викликано тим, що рішення системи нелінійних диференціальних рівнянь у частинних похідних, які покладанні в основу газодинамічних моделей, виявляється громіздким і працеємними, тому що вирішуються за методом кінцевих різниць, застосування якого до нелінійних систем вимагає спеціальних штучних прийомів для збіжності рішення: зміни різницевої схеми, зміни кроку розрахунку за часом і координатою. У результаті при користуванні загальнодоступними ЕОМ час розрахунку навіть одного варіанта виявляється досить тривалим. У нашому випадку кількість досліджуваних варіантів досягає сотень, а в кожнім варіанті розрахунок ведеться для 9...17 режимів.

Багаторічний досвід розрахунків робочого циклу ДВЗ за допомогою термодинамічних моделей показав, що вони добре працюють при відносно низьких швидкостях газових потоків і невеликій довжині розрахункових зон. Контроль довжини розрахункової зони, що забезпечує придатну для практичних цілей точність, варто вести по величині числа Струхаля [2]. У роботах [2,4,5] показано, що задовільна точність розрахунків досягається при

.(2.1)

У даній роботі була використана математична модель робочого циклу, що викладена в роботах [3,4,5]. Вибір цієї моделі порозумівається тим, що вона чуттєва до режиму роботи (n, Nе), зміні регулювальних і конструктивних параметрів двигуна, а також зміні зовнішніх умов (p_o, t_o). Вона відноситься до групи термодинамічних моделей, розрахункові схеми газоповітряного тракту якої побудовані на зонному принципі. Це значить, що весь цей тракт розбивається послідовно на ряд розрахункових зон, що представляють собою для реального двигуна елементи відповідного призначення: повітряний фільтр, трубопровід від фільтра до нагнітача, нагнітач, охолоджувач наддувного повітря, наддувний колектор від охолоджувача до випускних клапанів, циліндр, випускний колектор, перетворювачі імпульсів, турбіна, глушитель. Для кожної розрахункової зони складається своя система рівнянь, рішення якої дозволяє визначити параметри робочого тіла (газу) у ній. При термодинамічному підході ця система включає чотири рівняння. Це рівняння збереження енергії (2.2), маси (2.3), рівняння стану (2.4) і рівняння V=f (ц^о) (1.5), що мають вид:

(2.2)

(2.3)

(2.4)

(2.5)

де u - внутрішня енергія газу в розглянутій зоні;

q_v - інтенсивність об'ємного джерела теплоти в розглянутій зоні;

q_sj - інтенсивність теплообміну через контрольну поверхню;

F_q – площа контрольної поверхні, на котру діє джерело теплоти;

F_м -площа контрольної поверхні, що обмежує зону, що перетинає потік маси;

і - число ділянок контрольної поверхні, через котру відбувається теплообмін;

n - число ділянок, що перетинає потік маси;

h - питома ентальпія газу, що перетинає контрольну поверхню й обумовлена по загальмованих параметрах;

V і dV - об’єм і диференціал об’єму розрахункової зони;

p і T - тиск газу і температура в розрахунковій зоні;

с - густина газу, що перетинає контрольну поверхню, через котру протікає потік газу;

dМ -кількість газу, що перетинає "i-у" контрольну поверхню;

с -миттєва швидкість поршня;

t -час.

Стикування зон проводиться з умови рівності потоків маси й енергії через контрольні поверхні роздягнула сусідніх зон. Нижче приведено короткий опис математичної моделі робочого циклу чотиритактного комбінованого двигуна, яка адаптована до двигунів Д80 і відповідна їй розрахункова схема (див. рисунок 1.1). Це зроблено для того, щоб показати які конкретно підходи використовувалися в даному дослідженні, тому що в базовій моделі [3,4,5] допускається моделювання окремих явищ та процесів у деяких розрахункових зонах різними методами з використанням різних рівнянь (згоряння, тепловіддача, період затримки запалення в циліндрі і т.д.).

При моделюванні процесів стиску й згоряння – розширення в циліндрі використовуються рівняння (2.2)…(2.5). Оскільки ці процеси протікають при закритих органах газорозподілу, то витоками газу зневажають. Тоді

(2.6)

і

 ,(2.7)

де В – циклова подача палива.

Параметри стану робочого тіла визначаються рівняннями (2.8) та (2.9).

 (2.8)

 (2.9)

У процесі стиску В = 0.

Рисунок 2.1 Розрахункова схема розгорнутого дизеля

Інтегрування рівнянь (2.8) і (2.9) у функції від dt проводиться модифікованим методом Ейлера, але не за часом t, а по куті обертання колінчатого вала двигуна ц, що зв'язаний з ф простим рівнянням:

(2.10)

де n_Д – частота обертання колінчатого вала.

Вхідні у рівняння (1.8) і (1.9) величини визначаються по відомих формулах.

Поточний об’єм циліндра і його збільшення обчислюється по формулах:

;(2.11)

.(2.12)

Кількість суміші в циліндрі можна визначити як:

(2.13)

а кількість молів суміші як:

(2.14)

Де

 

– коефіцієнт молекулярної зміни при a_ц = 1;

g– коефіцієнт залишкових газів;

a_ц – коефіцієнт надлишку повітря в циліндрі;

х– частка палива, що згоріла до даного моменту часу.

Удавана молекулярна маса суміші дорівнює

(2.15)

де

 - молекулярна частка в суміші продуктів згоряння,

 - молекулярна частка повітря в суміші.

Питомі мольні теплоємності повітря, продуктів згоряння і їхньої суміші визначаються з урахуванням їх залежності від температури по формулах:

 (2.16)

(2.17)

(2.18)

а масова теплоємність по формулі:

(2.19)

Чисельні значення коефіцієнтів “а” і “b” у формулах (2.16) і (2.17) приведені в літературі, наприклад, у [6].

Аналогічно обчислюються mС_{р пов} і mС_{р п.с.} Інтенсивність внутрішнього джерела теплоти q_v, обумовленого вигорянням палива, можна знайти по формулі:

(2.20)

При розрахунку стиску q_v=0, тому що В=0.

Основні труднощі розрахунку q_v зв'язані зі складністю визначення частки вигорілого до даного моменту часу палива х. Базова модель допускає застосування будь-яких відомих, або нових рівнянь, чи залежностей моделей для х. Найбільш відомі емпіричні залежності для визначення х, запропоновані Нейманом К. [7], Гончаром Б.М. [8], і Вибе І.І. [9]. Більш точна, але і складна модель розроблена Разлейцевим М.Ф. [10]. Однак, при користуванні нею приходиться виконувати великий обсяг попередніх розрахунків, у яких використовуються коефіцієнти, одержувані експериментальним шляхом для конкретного типу ДВЗ.

У даному дослідженні моделювання процесу вигоряння палива в циліндрі здійснювалося з використанням формули проф. Вибе І.І. [9,11]:

(2.21)

де ц_z – тривалість згоряння по куті повороту колінчатого вала (п.к.в.);

ц _н – кут початку згоряння;

ц – поточний кут п.к.в.;

m – показник характеру згоряння.

Недоліком методу проф. Вибе І.І. є те, що він не враховував вплив на згоряння процесів сумішоутворення і режимних факторів [10]. Тому в даному дослідженні "m" і "ц_z" визначаються в залежності від a_ц, n_Д, В:

m = 0, якщо

і m = 0,61159 В 10³ – 0,3914971, якщо

 (2.22)

 (2.23)

Кут початку згоряння палива в циліндрі двигуна визначається по формулі:

 (2.24)

де ц _впр - кут початку упорскування палива в циліндр (регулювальний параметр ДВЗ);

ц _зад. - кут затримки запалення палива в циліндрі, ^о п.к.в. і обчислюється по формулі:

 (2.25)

де р, Т – тиск і температура робочого тіла в циліндрі, Па і К.

E_ak=22000 кдж/кМоль - енергія активації.

Формули (1.22), (1.23), (1.24) і (1.25) отримані шляхом обробки серії індикаторних діаграм двигуна Д70 (прототип двигуна Д80) у широких діапазонах режимів роботи (n_Д, В) і перевірені при обробці діаграм двигунів Д80.

Кількість теплоти, передана за рахунок тепловіддачі від газу в стінки циліндра, можна визначити по рівнянню:

(2.26)

де: F_q - поверхні, що обгороджують об’єм циліндра і мають температуру Т_СТ ;

a_J - коефіцієнт тепловіддачі;

l - кількість цих поверхонь;

Т - поточна температура робочого тіла (газу) у циліндрі.

При розгляді об’єму циліндра виділялися три поверхні, що його обгороджують, поршня, кришки й гільзи. Величини цих поверхонь визначаються по наступним рівнянням:

(2.27)

(2.28)

(2.29)

де k₁ і k₂ – коефіцієнти, що враховують збільшення поверхонь поршня й кришки за рахунок виточень, лунок і т.д. (значення k₁ і k₂ визначаються з використанням креслень кришки й поршня).

При розрахунку середня температура кожного елемента поверхні Т_СТ приймається постійною і визначається в залежності від температури T_CTji частини елемента поверхні (j -ої)

(2.30)

де T_CTji– температура “i-го” елемента “j -ої” поверхні.

Значення T_CTjii береться з експериментальних даних.

Величини поверхні гільзи F_Г і температура уздовж її утворюючої міняється протягом циклу. Зміна температури поверхні гільзи уздовж утворюючої можна з достатньої для практики точністю апроксимувати експонентою [4]:

(2.31)

де ш , У₁ і В₂ - деякі постійні;

S і d – хід поршня і надпоршневий зазор.

Тоді, згідно [4], із (1.30) після інтегрування можна отримати:

(2.32)

Визначення коефіцієнта тепловіддачі від газу в стінки камери згоряння б_J , що входить у рівняння (2.26) проходить не без деяких труднощів. З літературних джерел відомо значна кількість формул для визначення коефіцієнта тепловіддачі від газів у стінки камери згоряння ДВЗ, отриманих різними дослідниками шляхом обробки експериментальних даних при вивченні теплообміну в циліндрах різних типів двигунів. Їхні порівняльні оцінка й аналіз по методиках проведення експериментів, формі представлення результату, виду і кількості обумовлених параметрів, що входять у формули, приведені в роботі [17]. У даному дослідженні для розрахунку тепловіддачі на тактах стиску й горіння – розширення використовується формула Г. Вошні, а тактів випуску й наповнення – формула Ейхельберга. Але в них уведені коефіцієнти, отримані в такий само спосіб, як і формули (2.22), (2.23), (2.24) і (2.25).

Для такту стиску розрахунок вівся з використанням рівняння:

(2.33)

а такту горіння – розширення по формулі:

(2.34)

де К_V – коефіцієнт, що враховує швидкісний режим:

 (2.35)

Для такту випуску розрахункова формула має вид:

(2.36)

а такту наповнення:

(2.37)

У формулах (2.33), (2.34), (2.36) і (2.37) C_m=S×n /30 - середня швидкість поршня.

При моделюванні газообміну між об’ємами циліндра, впускним і випускним колекторами, що відбувається через відкриті газорозподільні органи, параметри газу в циліндрі визначаються шляхом рішення наведеної вище системи рівнянь (2.1)…(2.4), що у цьому випадку приймає вид:

(2.38)

(2.39)

(2.40)

де q_v=0 – тепловиділення від згоряння палива відсутнє.

Інтенсивність потоку маси через контрольні поверхні газорозподільних органів у залежності від виду витікання визначається по формулах:

- для підкритичного витікання:

(2.41)

- для надкритичного витікання:

(2.42)

де р₁ і r₁ - тиск і густина робочого тіла з боку контрольної поверхні, де вони більше;

р₂ - тиск робочого тіла з того боку контрольної поверхні, де воно менше;

µ₁ -коефіцієнти витрати через газорозподільні органи;

k - показник адіабати (береться з урахуванням складу і температури робочого тіла).

Ентальпія робочого тіла, що перетинає контрольну поверхню, визначається по загальмованих параметрах:

(2.43)

де C_pmi і T_i - середня ізобарна масова теплоємність і температура з того боку контрольної поверхні, де тиск більший.

У результаті чисельного інтегрування системи рівнянь (2.38)…(2.40) можна отримати поточні значення тиску, температури і складу робочого тіла в циліндрі, а також показники якості процесу газообміну: маса повітряного заряду, коефіцієнти витоку продувного повітря і залишкових газів, середній тиск насосних утрат.

Параметри робочого тіла у випускному колекторі визначаються шляхом чисельного інтегрування рівнянь:

(2.44)

(2.45)

(2.46)

отриманих з основної системи (2.2)…(2.5).

Тут q_v=0 і d=0, тому що у випускній системі відсутнє тепловиділення та об’єм колектора постійний V = const, значення Z₁ залежить від типа системи випуску: одноколекторна чи двохколекторна. Для одноколекторної системи, як джерела маси виступають циліндри (Z₁), а як стік – вхідний патрубок турбіни, тому підсумовування по кількості контрольних поверхонь для кожного випускного колектора йде до (Z₁ + 1).

Величиною втрат теплоти в теплоізольованих колекторах дизелів Д80 можна зневажити, тому:

(2.47)

Моделювання роботи турбокомпресора ведеться з урахуванням руху його ротора під дією моменту від газових сил, які діють на колесо турбіни, і моменту опору, створеного компресором і механічними втратами. Тоді рівняння руху ротора буде мати вид:

(2.48)

де J_TK – момент інерції ротора турбокомпресора;

M_Ti - момент на турбіни, по "i-му" входу газів;

M_K і M_мех – гальмовий момент компресора і механічних утрат;

щ_ТК - частота обертання ротора.

Моменти сил газів на колесах турбіни і компресора можна визначити по формулах:

(2.49)

(2.50)

де G_Ti і G_K – миттєві витрати газу через "i-ий" вхід турбіни і компресора;

Над_.Ti і Над_.K - миттєві адіабатні питомі роботи на турбіні і компресорі по "i-му" входу;

з_Ti і з_K- миттєві к.к.д. турбіни і компресора;

М_мех- береться по паспортним даним турбокомпресора.

Величини Над_{. Ti} і Над_.К можна визначити по формулах:

(2.51)

(2.52)

де р_Ті й р_З.Т - тиск газу перед "i-м" входом у турбіну і за турбіною;

р_к - ступінь підвищення тиску в компресорі;

Т_Ті і Т_о - температура газу перед турбіною і повітря перед компресором;

k і k_Ti - показники адіабат повітря і продуктів згоряння (визначається з урахуванням складу і температур газу).

Для всіх досліджуваних модифікацій двигунів сімейства Д80 передбачається використовувати турбокомпресори, які випускаються серійно у ВО "Пенздизельмаш" (Росія). Це турбокомпресори ТК-41, ТК-30, ТК-23 і ТК-18. Характеристики компресорів цих турбокомпресорів у виді графічних залежностей відомі. Ці характеристики введені в програму розрахунку у вигляді поліномів третього ступеня, отриманих шляхом обробки паспортних графічних характеристик:

 (2.53)

 (2.54)

Характеристики турбін зазначених вище турбокомпресорів вводяться в програму розрахунку у вигляді апроксимуючих залежностей, запропонованих у [12]:

 (2.55)

де В, В₁, В₂ і В₃ – постійні коефіцієнти; Х=Х_ад./Х_опт; Х_ад.=U/Сад_.;

Х_опт.,- значення Х_ад,при якому досягається максимум значення к.к.д. з_Т.max;

e_п –ступінь геометричної парціальності турбіни;

б –кут виходу потоку із соплового апарата турбіни.

Для повнопоточної турбіни вираження (1.55) має вигляд:

 (2.56)

Для визначення параметрів газів за турбіною в розрахунковій схемі двигуна (див. рисунок 1.1) виділена окрема зона, відділена двома контрольними поверхнями: однієї – від турбіни, іншої – від глушителя. Вона представлена у вигляді ємності визначеного об’єму, витікання газу з який відбувається через еквівалентний отвір з гідравлічним опором, рівним опору трубопроводу від турбіни до глушителя.

Для опису процесу в такій ємності можна скористатися рівняннями збереження маси, енергії й рівнянням стану у вигляді:

dM = dM_ЗТ - dM_ОТ , (2.57)

(2.58)

(2.59)

У даній системі dM_ЗТ визначається по видатковій характеристиці турбіни з урахуванням, що

dM_ЗТ = G_ЗТ dt, (2.60)

а маса газу, що вийшов через еквівалентний отвір по формулі:

 (2.61)

де р- тиск газів у зоні;

 – тиск газів на вході в глушитель;

∆р- гідравлічний опір глушителя.

Температура газу на виході з турбіни визначається по формулі:

(2.62)

Основні зовнішні й індикаторні показники двигуна визначаються по відомих формулах.

Ефективна потужність дорівнює:

(2.63)

а питома ефективна витрата палива дорівнює

(2.64)

де z і V_h - число циліндрів і робочий об’єм циліндра; р_е- середній ефективний тиск.

У моделі р_е визначається по формулі:

р_е=рі - р_мо+ р_нх (2.65)

де р_і й р_нх – середній індикаторний тиск і середній тиск насосних ходів, обумовлені в процесі розрахунку робочого циклу, Па:

 (2.66)

p_мо – середній тиск механічних опорів, Па;

p_мо – визначається тільки експериментальним шляхом. Причому для одержання достовірних даних приходиться використовувати відразу кілька методів: обробка індикаторних діаграм, прокручування двигуна від стороннього джерела енергії, метод “вибігу”, відключення циліндрів. Результати експериментів вводяться звичайно, в модель робочого циклу у виді емпіричної залежності p_мо від параметрів, що характеризують режим двигуна. Якщо моделюється робочий цикл проектованого двигуна (якого немає в металі). то в модель вводять емпіричні залежності по двигунах близької розмірності і швидкості. У даній роботі середній тиск механічних утрат p_мо визначається по емпіричній формулі, яка отримана в результаті обробки експериментальних даних по двигунах Д70:

p_мо =0,45 p_і^0,35(4,667+C_m) (2.67)