ВИБІР РАЦІОНАЛЬНОЇ ТЕПЛОВОЗНОЇ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДИЗЕЛЯ 10Д80 ІЗ ДВОМА НОМІНАЛЬНИМИ ПОТУЖНОСТЯМИ 590 КВТ ТА 883 КВТ ДЛЯ МАНЕВРОВОГО ТЕПЛОВОЗА ТЕМ103

3. ВИБІР РАЦІОНАЛЬНОЇ ТЕПЛОВОЗНОЇ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДИЗЕЛЯ 10Д80 ІЗ ДВОМА НОМІНАЛЬНИМИ ПОТУЖНОСТЯМИ 590 КВТ ТА 883 КВТ ДЛЯ МАНЕВРОВОГО ТЕПЛОВОЗА ТЕМ103

Маневрові тепловози з дизелями з номінальною потужністю N_e = 588 кВт (800 к.с.) досить широко використовуються на промисловому транспорті й на “Укрзалізниці”. Це в основному тепловози ТГМ4М. Багато хто з них уже відробили свій термін і застаріли як фізично, так і морально. Установлені на них дизелі мають завищені витрати палива і не відповідають сучасним техніко-економічним вимогам. Так, наприклад, сeредньоексплуатаційна витрата палива на тепловозах ТГМ4 складає g_{e сер.е.} = 0,265 кг/(кВт.год). Тому актуальним є розробка нових вітчизняних маневрових тепловозів даної потужності з дизелями українського виробництва, зокрема з дизелями типу Д80.

Для дизеля маневрового тепловоза дуже важливим є його надійність і довговічність, паливна економічність і прийомистість. Тому для дизеля маневрового тепловоза бажано мати як можна меншу частоту обертання колінчатого вала на режимі номінальної потужності. Найбільш розповсюдженим значенням частоти обертання колінчатого вала для середньообертових дизелів маневрових тепловозів з електропередачею є величина n_ном =750 хв^-1. Рівень форсування номінального режиму роботи дизеля по середньому ефективному тиску з погляду довговічності і надійності роботи повинний бути нижче (р_е= 8...9 бар), а з погляду паливної економічності – вище (р_е= 13...16 бар). У цьому плані компромісним варіантом можна вважати р_е= 11...14 бар. При виборі дизеля на режим номінальної потужності N_e = 588 кВт можливі наступні варіанти:

1)  4ЧН26/27 (11Д80) з n_ном =1000 хв^-1, при цьому р_е= 12,35 бар;

2)  4ЧН26/27 (11Д80) з n_ном =750 хв^-1, р_е= 16,35 бар;

3)  6ЧН26/27 (10Д80) з n_ном =1000 хв^-1, р_е= 8,23 бар;

4)  6ЧН26/27 (10Д80) з n_ном =750 хв^-1, р_е= 10,98 бар;

При цьому 1-й та 2-й варіанти це рядні чотирьохциліндрові дизелі, що мають незначну масу, що збільшує масу баласту тепловоза. Крім того, у другого варіанта маються проблеми із системою ГТН і дуже великих значень тиску згоряння при високому ступені форсування. Це зменшує надійність і довговічність роботи такого дизеля, вимагає високих рівнів наддування (до 3...3,3 бар). До того ж чотирьохциліндрові дизелі по потужності вже не можна форсувати до 880…1000 кВт, що суттєво з точки зору універсалізації перспективного тепловозу при різних потребних потужностях. Що стосується третього варіанта, то, як уже було сказано вище, для дизеля маневрового тепловоза небажано мати високу частоту обертання колінчатого вала на режимі номінальної потужності, тому що це приводить до затягування перехідних процесів і до перевитрати палива на них. До того ж дуже малий ступінь форсування при цьому приведе до поганої паливної економічності. При створенні нової серії вітчизняних маневрових тепловозів різного призначення бажано розробити універсальний тепловоз з уніфікованими кузовами, але з дизель-генераторами різної потужності. При цьому габаритні показники дизель-генераторів повинні бути однаковими, що здійсненно тільки при однакових по числу циліндрів дизелях. Тому, з огляду на створення варіантів тепловозів з дизелем 10Д80 із номінальною потужністю N_e = 883 кВт (1200 к.с.) необхідно здійснити четвертий варіант. Четвертий варіант з N_e = 588 кВт може бути здійснено при вже досягнутому на дизелях Д80 рівні середнього ефективного тиску, а з N_e = 883 кВт при р_е = 16,5 бар.

Мета дослідження полягала у перевірці ефективності дизеля 10Д80 із сполученням вихідних параметрів, що повинні забезпечувати мінімальне значення середньоексплуатаційної витрати палива g_{е сер.е.}.

Дизель, який розглядався, має двох колекторну імпульсну випускну систему з двохзаходною турбіною. Конструктивно цей варіант типовий для дизелів сімейства Д80 і забезпечується заготівлями елементів колектора, що уже випускаються для дизелів 4Д80 і 1Д80.

Для прийнятих вихідних основних конструктивних параметрів при перевірці ефективності по середньоексплуатаційній питомій витраті палива накладалися обмеження на максимальний тиск згоряння р_z і температуру газів перед турбіною Т_Т. З огляду на середній рівень форсування дизеля 10Д80 и виходячи з забезпечення надійності і довговічності роботи для варіанта 10Д80 з N_e = 883 кВт ці обмеження були встановлені в розмірі р_z =13 МПа і Т_Т = 823К. Численні випробування дизелів Д70 і Д80 підтвердили їх працездатність при вищевказаних обмежувальних параметрах. Крім того, аналізувався отриманий рівень максимальної частоти обертання ротора турбокомпресора ТК18С. У принципі можна досягти отриманих при розрахунку значень n_TКмах, застосувавши спеціальні конструктивні заходи. Але для турбокомпресорів ТК18 виробництва «Пенздизельмаш» n_TKmax=40000 хв^-1.

Робочий процес дизеля з N_e = 590 кВт, n_ном =750 хв^-1, р_е= 11 бар розраховувався на всіх дев'ятьох позиціях контролера машиніста відповідних наступним позиціям експлуатаційної характеристики з наступною відносним тимчасовим завантаженням t на кожній позиції:

поз. 8: N_e= 590 кВт, n = 750 хв^-1, t = 1,5%;

поз. 7: N_e= 500 кВт, n = 655 хв^-1, t = 1,3%;

поз. 6: N_e= 405 кВт, n = 560 хв^-1, t = 1,2%;

поз. 5: N_e= 335 кВт, n = 500 хв^-1, t = 3,7%;

поз. 4: N_e= 260 кВт, n = 450 хв^-1, t = 4,4%;

поз. 3: N_e= 185 кВт, n = 390 хв^-1, t = 8,7%;

поз. 2: N_e= 110 кВт, n = 350 хв^-1, t = 8,8%;

поз. 1: N_e= 37 кВт, n = 300 хв^-1, t = 3%;

поз. 0: N_e= 9 кВт, n = 300 хв^-1, t = 45,6 %;

Ще три позиції додаються по навантажувальній характеристиці при n = 750 хв^-1:

поз. 11: N_e= 883 кВт, n = 750 хв^-1, t = 4,4%;

поз. 10: N_e= 780 кВт, n = 750 хв^-1, t = 8,7%;

поз. 9: N_e= 670 кВт, n = 750 хв^-1, t = 8,7%;

При дослідженні фази газорозподіли бралися штатними: кут відкриття випускних клапанів j_е = 130^о п.к.в.; кут закриття випускних клапанів j_е' = 405^оп.к.в.; кут відкриття впускних клапанів j_d = 390^оп.к.в.; кут закриття впускних клапанів j_d' = 584^о п.к.в.

Кут початку упорскування палива в циліндр j_впр= 713^о п.к.в.. Ступінь стиску e = 12.5. Площа мінімального прохідного перетину соплового апарата турбіни ТК18 F_ca = 42 см² (2Ч21 см²).

Аналіз ефективності вихідного варіанта необхідний для оцінки можливості забезпечення уніфікації елементів розподільного вала, поршнів і їхніх камер згоряння, елементів випускних колекторів дизеля 10Д80 с подібними елементами інших дизелів сімейства Д80.

Результати розрахунку робочого циклу дизеля 10Д80 с вихідними параметрами на режимі номінальної потужності приведені на рисунку 3.1. Тут і далі під такими ж рисунками, що є копіями екрана монітора ПЕОМ, приведені основні показники роботи дизеля. Ці показники означають наступне:

Ni – індикаторна потужність у кВт;

Ne – ефективна потужність у кВт;

Етк1 - ККД турбокомпресора;

gi і ge - індикаторна й ефективна витрати палива, кг/(кВт·год);

Еvs – коефіцієнт наповнення (h_vs);

Рі і Ре – середній індикаторний і середній ефективний тиск в Па;

gam – коефіцієнт залишкових газів (g );

Еі й Ееf - індикаторний (h_і) і ефективний (h_е) ККД дизеля;

Ац - коефіцієнт надлишку повітря в циліндрі дизеля (a);

Рк і Рs - тиск наддувного повітря після компресора і перед

впускними клапанами (р_к і р_s) у Па;

Vпр - коефіцієнт витоку продувного повітря (u);

Wog – відносні втрати теплоти в робочому циклі через

стінки циліндра в охолоджуючу рідину й в масло (w);

Ртс – середній за цикл тиск газів перед турбіною в Па (р_Тср);

Рнх - середній тиск насосних ходів у Па (р_нх);

Тк і Тs - температури повітря після компресора і після охолоджувача

наддувного повітря в К;

Ек1 – ККД компресора (h_К) турбокомпресора;

Рz – максимальний тиск згоряння в Па (р_z);

Ттс – середня температура випускних газів перед турбіною, К (Т_Тср);

Del – відносне не в’язання масового балансу в %;

fng – кут початку горіння палива (j_н) в ^оп.к.в.;

nтк – частота обертання ротора турбокомпресора, хв^-1;

Вс – циклова подача палива у циліндр дизеля на даному режимі роботи, кг,

fz – тривалість горіння палива (j_z) в ^оп.к.в.;

Gs – витрата повітря через дизель у кг/с;

Gот – витрата газів через пропускний клапан, кг/с, (у нашому

випадку такого клапану немає);

m – показник в емпіричній характеристиці згоряння Вібе;

Ет1 – ККД турбіни турбокомпресора;

gNO – питомий, у г/(кВт·год), викид оксидів азоту;

На самому рисунку показані також криві зміни тиску по куті повороту колінчатого вала у випускних колекторах Рт (суцільною лінією в одному колекторі, крапками – в іншому), у впускному ресивері Рs, у першому по порядку роботи циліндрі Р. Останнє показано в двох масштабах: по лівій шкалі в процесах стиску, горіння і розширення, а в період газообміну по правій шкалі, також як Рт і Рs. Також тут показані середня температура газів у циліндрі - t і частота обертання ротора ТК - ntk.

Аналізуючи результати, отримані при моделюванні режиму номінальної потужності у вихідному варіанті дизеля 10Д80, можна укласти, що питома ефективна витрата палива (g_e = 0,2004 кг/(кВт·год)) є майже рекордною для дизеля сімейства Д80. При цьому індикаторний ККД досить високий (h_і = 0,466), і завдяки невеликим насосним втратам (р_нх= - 0,273 бар) маємо і непоганий механічний ККД дизеля (h_м=0,907). При значенні площі прохідного перетину соплового апарата турбіни ТК18С F_ca= 42 см² виходить середній тиск наддування (р_s=2,89 бар), який вище за середній тиск випускних газів у випускному колекторі (р_Тср =2,65 бар). При цьому інтенсивність продувки циліндрів достатня (u=0,063) с точки зору охолодження випускних клапанів [20]. Це зв'язано з тим, що імпульс тиску випускних газів від сусіднього у даному колекторі циліндра не накладається на перекриття клапанів, та не порушує продувку циліндрів. Це також сприяє великому значенню коефіцієнта наповнення (з_vs = 0,975) і малому коефіцієнту залишкових газів (г = 0,013). Достатньо інтенсивна продувка циліндрів приводить до відносно невеликої при даному рівні форсування температури випускних газів (Т_Тср=811 К) чому сприяє також й високий коефіцієнт надлишку повітря (a= 2,11). Ця обставина, а також припустимий максимальний тиск згоряння (р_z = 129 бар) повинні забезпечити достатню надійність роботи дизеля в експлуатації, що особливо важливо в умовах кругло добової роботи маневрових тепловозів.

Результати розрахунків робочого циклу дизеля 10Д80 с вихідними параметрами з двохколекторною випускною системою на всіх точках експлуатаційної характеристики представлені в таблицях 3.1 і 3.2 і на рисунках 3.2 і 3.3. Практично у всьому діапазоні характеристики дизель працює з високими значеннями коефіцієнта надлишку повітря a. Тільки на режимах 2…6 позиціях контролера машиніста (n = 350…560 хв ^–1) a <2. У результаті температура випускних газів t_Т не перевершує припустимого значення 550^оС. На основних робочих режимах мають місто малі коефіцієнти залишкових газів (г=0,01…0,04) та достатні з точки зору охолодження деталей циліндро-поршневої групи значення коефіцієнтів утікання повітря (u = 0,05…0,11). Це сприяє зменшенню димності випускних газів та охолодженню випускних клапанів. У діапазоні малих навантажень при n = 300…390 хв^-1 наддування практично немає, у результаті чого падає індикаторний і механічний ККД дизеля і збільшується питома ефективна витрата палива. Цьому сприяє також збільшення коефіцієнта залишкових газів г і зменшення коефіцієнта наповнення з_vs. Насосні втрати незначні, а на 5=ій позиції контролера машиніста навіть нульові і тому значення механічного ККД доходить до h_м = 0,91. Середньоексплуатаційні питомі викиди оксидів азоту g_NO =12,3 г/(кВт·год), що менше припустимих g_NO =16 г/(кВт·год), тому згідно [22] дизель екологічно небезпечний.

На рисунку 3.4 приведена гістограма розподіли завантаження дизеля в експлуатації за часом (білі прямокутники). Там же показана частка палива, у відсотках, витрачена на кожнім розглянутому режимі експлуатаційної характеристики (чорні прямокутники). Приведене також отримане значення середньо експлуатаційної питомої ефективної витрати палива для 11-ти позиційного варіанту роботи з номінальною потужністю N_e = 883 кВт, яке склала g_{е сер.е.}= 0,2131 кг/(кВт·год). Це надто нижче ніж у тепловозів ТЕМ2М з дизелем ПДГ1М (g_{е сер.е.}= 0,281 кг/(кВт·год)). При роботі на 8-ми позиційному контролері з номінальною потужністю N_e = 588 кВт g_{е сер.е.}= 0,2374 кг/(кВт·год). Це значення теж значно менше ніж у прототипу дизеля 211Д-3М тепловоза ТГМ4М (g_{е сер.е.}= 0,265 кг/(кВт·год)).

В результаті проведеного дослідження можна зробити наступні висновки:

1)  Тепловозний дизель 10Д80 (6ЧН26/27) при роботі у складі перспективного вітчизняного тепловозу ТЕМ103 має експлуатаційну паливну економічність на рівні кращих світових зразків і значно перевищує економічність прототипів, як за номінальною потужністю 588 кВт, так й при номінальній потужності 883 кВт;

2)  При роботі на 8-ми позиційному контролері машиніста температура випускних газів не перевищує 500^оС, рівень утікання продувного повітря знаходиться у межах u = 0,05…0,11, що за даними спеціальних випробувань попередника дизеля Д70 дозволяє стверджувати про надійність роботи випускних клапанів. Максимальний тиск згоряння взагалі низький і не перевершує 11 МПа. Все це сприяє надійній роботі дизеля у експлуатації;

3)  При необхідності отримання більших потужностей на окремих тепловозах ТЕМ103 можна забезпечити за допомогою 11-ти позиційного контролера машиніста ще три форсовані режими 670, 780 та 890 кВт по навантажувальній характеристиці при 750 хв^-1. При цьому температура випускних газів зростає до 538^оС, що не перевищує припустимих значень (550^оС), рівень утікання продувного повітря u = 0,06, що сприяє надійності роботи випускних клапанів. Максимальний тиск згоряння зростає до 13 МПа, що за даними КБСД ДП “Завод ім. Малишева” не повинно привести до порушення газового стику.

4)  Для універсалізації дизеля 10Д80, як для номінальної потужності 588 кВт, так й для потужності 883 кВт треба використати турбокомпресор ТК18 з площею прохідного перерізу соплового апарата турбіни F_ca = 42 см² (2Ч21 см²).

5)  Викиди оксидів азоту дизелем 10Д80 у складі тепловоза ТЕМ103 на 4 г/(кВт.год) менші встановленої норми по ГСТУ 32001-94.