Содержание к диссертации
Введение
1. Методы оценки надежности работы тепловозных дизелей 11
1.1. Исследование повреждений поршней тепловозных дизелей в эксплуатации
1.2. Методы диагностирования технического состояния тепловозных дизелей
1.3. Современные диагностические комплексы тепловозных дизелей
1.3.1. Стационарные системы технического диагностирования 25
1.3.2. Переносные диагностические комплексы 27
1.3.3. Бортовые системы диагностики
1.4. Управление надежностью работы тепловозов в эксплуатации
1.5. Цель и задачи исследования 47
2. Разработка диагностической модели теплового состояния поршня тепловозного дизеля
2.1. Методы исследования теплового состояния поршней 50
2.2. Основные показатели теплового состояния поршней 55
2.3. Оценка точности задания граничных условий при расчете теплонапряженности поршней тепловозного дизеля
2.4. Определение коэффициента теплоотдачи в стенки камеры сгорания от рабочего тела
2.5. Определение коэффициента конвективного теплообмена в цилиндре тепловозного двигателя
2.6. Выводы по 2 главе 82
3. Аналитические исследования теплового состояния поршня тепловозного дизеля
3.1. Выбор граничных условий математической модели поршня тепловозного дизеля
3.2. Конечно-элементная модель поршня тепловозного дизеля 84
3.3. Результаты исследования параметров работы тепловозных двигателей ЧН 26/26 с различным уровнем форсирования
3.4. Температурное состояние поршня тепловозного дизеля Д49 89
3.5. Расчет температуры деталей с учетом влияния конструктивных и эксплуатационных факторов
3.6. Выводы по 3 главе 105
4. Экспериментальные исследования теплового состояния поршней тепловозного дизеля
4.1. Описание экспериментального стенда 106
4.2. Программа и методика экспериментальных исследований 110
4.3. Воспроизводимость результатов термометрирования деталей камеры сгорания цилиндра тепловозного дизеля
4.4. Результаты экспериментальных исследований 122
4.5. Выводы по 4 главе 127
5. Разработка предложений по повышению надежности поршней тепловозных дизелей
5.1. Выбор номенклатуры узлов и агрегатов, подлежащих диагностированию
5.2. Требования к системам технического диагностирования 130
5.3. Технология диагностирования тепловозов с использованием эталонной модели
5.4. Построение системы технической диагностики тепловозов 138
5.5. Перспективы использования титановых сплавов для теплонапряженных деталей
5.6. Статический анализ применения титановых сплавов для изготовления поршней тепловозных дизелей
5.7. Выводы по 5 главе 153
Заключение 154
Список условных обозначений 156
Библиографический список
- Методы диагностирования технического состояния тепловозных дизелей
- Оценка точности задания граничных условий при расчете теплонапряженности поршней тепловозного дизеля
- Конечно-элементная модель поршня тепловозного дизеля
- Программа и методика экспериментальных исследований
Введение к работе
Актуальность. Одна из основных задач, которая стоит перед железнодорожной отраслью страны на любом этапе ее развития - это повышение эксплуатационной надежности локомотивного парка при постоянной потребности в росте технических мощностей тепловозных дизелей.
Непрерывный рост степени форсирования тепловозных двигателей внутреннего сгорания (ДВС) неизбежно приводит к росту тепловых нагрузок и температурной напряженности отдельных деталей узлов и агрегатов дизеля, которые во многом определяют надежность локомотива в эксплуатации. Поэтому для повышения надежности тепловозного дизеля необходимо улучшать известные методы оценки теплового состояния узлов, агрегатов и деталей дизеля, применяя новые технические средства и конструктивные материалы с умением выявлять наиболее слабые участки и точки, особо подверженные тепловым нагрузкам для контроля за их состоянием и оценки надежности на различных режимах работы дизеля, а также совершенствовать существующие как бортовые, так и удаленные системы диагностирования и контроля за работоспособностью силовых агрегатов локомотива в эксплуатации.
Цель исследования. Разработка системы непрерывного
диагностирования цилиндропоршневой группы тепловозного дизеля, совместимой с уже имеющимися стационарными и бортовыми локомотивными диагностическими комплексами. Повышение надежности работы тепловозных дизелей путем совершенствования контроля теплового состояния их поршней.
Объект исследования. Цилиндропоршневая группа тепловозного дизеля.
Предмет исследования. Термодинамические процессы
температурных полей днища поршня тепловозного дизеля.
Задачи исследования. Для достижения поставленной цели в работе необходимо решить следующие задачи:
1. Выполнить анализ влияния различных эксплуатационных
факторов на надежность работы поршней тепловозных дизелей;
2. Разработать диагностическую модель для оценки температурного
состояния поршня тепловозного дизеля, пригодную для включения в
бортовые диагностические комплексы;
-
Произвести расчет температурных полей поршня тепловозного дизеля при различных условиях эксплуатации для определения и ликвидации граничных нагрузок;
-
Разработать рекомендации по улучшению теплового состояния поршней тепловозных дизелей в эксплуатации;
5. Создать и разработать требования к построению бортовых систем
технической диагностики тепловозов.
Методы исследования. При решении поставленных задач использовались методы математической статистики и математического моделирования. Для моделирования тепловых процессов в днище поршня использовался пакет программ Solid works. Обработка результатов эксперимента велась с использованием общепринятых методик, базирующихся на современном аппарате математической статистики, математических методах обработки экспериментальных данных, теории планирования экспериментов.
Основные положения, выносимые на защиту:
1. Методика определения температурного поля днища поршня с
учетом локальных значений коэффициента лучистого
теплообмена, уточнения коэффициентов конвективного
теплообмена и коэффициента теплоотдачи в стенки камеры сгорания от рабочего тела; 2. Система технической диагностики дизеля тепловоза как большой информационной системы, которая позволит на единой методологической базе объединить цеховые, бортовые и стационарные диагностические комплексы. Научная новизна. Исследования, выполненные в рамках настоящей диссертации, дали ряд результатов, которые можно отнести к научной новизне:
-
Создана математическая модель температурного состояния днища поршня, уточненная путем введения коэффициентов, учитывающих неравномерность распределения тепловых потоков в камере сгорания и конвективный теплообмен;
-
Разработан и апробирован алгоритм диагностики по принципу эталонной модели, позволяющий контролировать тепловое состояние поршня тепловозного дизеля на различных режимах эксплуатации;
-
Создана комплексная система технической диагностики, как большая информационная система, позволяющая на единой методологической базе объединить цеховые, бортовые и стационарные диагностические комплексы.
Достоверность и обоснованность научных результатов
обеспечена:
-
Сравнением полученных результатов с имеющимися в литературе данными;
-
Проверкой разработанной математической модели теплового стояния днища поршня путем сопоставления результатов математического моделирование с экспериментальными
данными. Расхождение между экспериментальными и теоретическими данными не превышают 17%. Критическим обсуждением результатов работы на научно-технических, в том числе международных конференциях.
Практическая значимость. Практическую значимость работы можно оценить как комплекс мероприятий в виде:
-
Разработанных технологических решений, повышающих ресурс цилиндропоршневой группы дизеля локомотива;
-
Сформулированных требований к построению бортовых систем технической диагностики тепловозных дизелей с выбором точек контроля теплонапряженности цилиндропоршневой группы и разработанной схемы изменения движения информационных потоков в пределах ремонтного локомотивного депо;
-
Предложенных рекомендаций по выбору и материалов поршня в зависимости от уровня форсирования тепловозного дизеля.
Реализация. Проведены испытания на дизелях ЗАО ЭТС «Машиностроительный завод», показавшие эффективность применения предлагаемой диагностической системы.
Апробация. Основные положения работы докладывались и обсуждались на следующих международных научных конференциях:
II Международная научно - техническая конференция «Локомотивы XXI век»;
III Международная научно - техническая конференция «Локомотивы XXI век»;
V Международная научно-практическая конференция студентов, аспирантов и молодых ученых «Системы автоматизированного проектирования на транспорте». Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 работ, в том числе 2 работы в изданиях из перечня рекомендованных ВАК.
Структура работы. Работа состоит из введения, 5 глав и заключения. Общий объем работы: 173 стр., 3 приложения, 41 рисунок, 7 таблиц. Библиографический список содержит 93 наименования.
Методы диагностирования технического состояния тепловозных дизелей
При работе дизеля тепловоза на поверхность поршня оказывают влияние тепловые, химические и электрохимические процессы, а также механические взаимодействия их с другими деталями. В стенках поршня создаются термические и механические напряжения. Длительное воздействие этих процессов и нагрузок вызывает изменения первоначального состояния стенок, часто достигающих предельных значений, что приводит к нарушениям работоспособности тепловозов.
Распоряжением Правительства Российской Федерации от 17 июня 2008 г. № 877-р утверждена программа «Стратегия развития железнодорожного транспорта в Российской Федерации до 2030 года». Одна из подпрограмм этой Стратегии - «Обновление железнодорожного подвижного состава» предусматривает: увеличение производительности локомотива на 18 %; увеличение пробега между текущими ремонтами в 1,5 раза; сокращение расхода энергоресурсов на тягу поездов на 7 %. Далее в Стратегии указывается, что в России в настоящее время фактически отсутствует производство целого ряда комплектующих, без которых невозможно создание техники, соответствующей мировому уровню, в том числе отсутствует производство: дизельных двигателей нового поколения, соответствующих перспективным требованиям по эмиссии, расходу топлива, масла и другим эксплуатационным характеристикам; тяговых преобразователей тока для асинхронных тяговых приводов электроподвижного состава; гидродинамических и гидромеханических передач дизельного привода подвижного состава с ресурсом пробега до 1 млн. км; систем управления и диагностики верхнего уровня для подвижного состава, взаимодействующих как единое целое в общей системе управления движением на рельсовом транспорте.
Внедрение разработанных мероприятий даст возможность экономить эксплуатационные расходы на приобретения тягового подвижного состава достигается за счет улучшения по сравнению с локомотивами-аналогами коэффициента технической готовности, снижения продолжительности и изменения структуры ремонтного цикла, повышения надежности локомотивов, снижения удельного расхода топливно-энергетических ресурсов, роста производительности труда локомотивных бригад.
Анализ современного состояния тягового подвижного состава характеризуется высокой степенью физического износа, устареванием используемого оборудования, высоким потреблением энергоресурсов и малой энергоэффективностью. Пассажирские и грузовые локомотивы, эксплуатируемые на сети железных дорог России, построены по техническим условиям 60-70-х годов прошлого века. Значительная часть инвентарного парка локомотивов полностью выработала свой ресурс и требует проведения работ объеме ТО-6. По состоянию парка локомотивов на 2014 года выработали установленный срок службы 67% грузовых тепловозов, 37% пассажирских тепловозов. Применение на железной дороге локомотивов с низкими конструктивными и эксплуатационными показателями приводит к дополнительным экономическим, энергетическим и материальным затратам, а так же повышает частоту и стоимость ремонта. Важным фактором при эксплуатации тепловозного дизеля является обеспечение надежной и экономичной работы в номинальном режиме. Специфика работы тепловозного дизеля заключается в значительном времени работа на холостом ходу и промежуточных позициях, постоянная сменяемость режимов, потребность в остановках и пусках дизеля. Эти факторы в основном определяют относительно низкий коэффициент использования мощности локомотивов, который для маневровых тепловозов не превышает 50%.
Функционирование тепловозного дизеля как механической системы определяется параметрами, характеризующими состояние сопряженных трущихся пар ЦПГ, подшипников коленчатого вала, клапанного механизма и т.д. Как показывают исследования, в конечном счете, именно эти элементы и сопряжения определяют срок службы дизеля до соответствующих предельных состояний и вызывают отказы.
Как следует из результатов анализа технического состояния тепловозов [Анализ технического состояния тепловозного парка сети железных дорог Росси и 2013 год. Аналитический отчет ОАО «РЖД», М.: 2013. 90 с.], количество случаев порч и неисправностей тепловозов в пути следования, связанных с повреждениями дизеля в среднем по сети дорог в 2013 году составляет 949 случаев около 33,5% от общего количества случаев порч и неисправностей тепловозов в пути следования, а количество внеплановых ремонтов 3780 случаев. На рисунке 1.1, в качестве примера, приведено распределение случаев неплановых ремонтов тепловозов, связанных с повреждениями узлов и систем дизеля в среднем по сети железных дорог.
Оценка точности задания граничных условий при расчете теплонапряженности поршней тепловозного дизеля
Конструкторы и исследователи при анализе тепловых явлений, происходящих в тепловозных дизелях, стремятся, прежде всего, к повышению эффективности и экономичности рабочих процессов, т.е. к тому, чтобы получить максимальный КПД при минимальных расходах топлива. Так, для достижения высоких технико-экономических показателей дизели форсируют по степени сжатия, частоте вращения коленчатого вала, применяют наддув и пр. Возможность такого форсирования ограничивается теплонапря-женностью и стоимостью деталей ЦПГ. Таким образом, перечисленные направления повышения эффективности работы дизелей связаны, прежде всего, с ограничениями по тепловому состоянию, такими явлениями, как возможность перегрева, рост температурных напряжений и деформаций, прогар теплонапряженных деталей. Следовательно, тепловое состояние деталей ЦПГ тепловозного дизеля определяет эффективность и экономичность рабочего процесса, а также его надежность.
Проблема оценки теплового состояния основных деталей тепловозного дизеля в эксплуатации напрямую связана с использованием целого комплекса факторов и определения параметров, различно влияющих на его эффективность, экономичность и надежность. Изучение этого комплекса возможно на базе всестороннего анализа тепловых балансов, тепловых потоков, температурных полей и определении наибольших локальных температур и температурных перепадов по поверхности наиболее «горячих» деталей, особенно в эксплуатации.
Такое комплексное влияние теплового состояния двигателя на множество его показателей отличает тепловозный дизель от других машин, в которых часто тепловые характеристики имеют второстепенное значение. Исходя из этого, изучение и оптимизация теплового состояния деталей ЦПГ тепловозных дизелей становиться одной из ведущих проблем отечественного двигателестроения и эксплуатации, решение которой обуславливает значительные возможности улучшения мощностных, экономических, экологических характеристик и показателей надежности [2, 4, 14, 22, 45, 48, 50, 63, 79 и др.].
Все это определяет актуальность совершенствования методов оценки температурного состояния деталей не только в процессе проектирования, но и в эксплуатации.
Изучаемой проблеме посвящено значительное количество работ, выполненных в области оценки теплового состояния двигателя и температурного состояния его деталей [1-7, 9, 14-17, 19-21, 37, 48, 61, 71, 81, 87-88, 95 и др.]. В некоторых из них [37, 91] рассмотрены вопросы расчета температурных полей и определения параметров теплообмена.
Несмотря на стремление комплексно оценить проблему, большинство работ посвящено исследованию отдельных ее вопросов: оценке тепловыделения и распределения теплоты при работе двигателя [1, 4, 6, 14, 19, 87, 88]; оценке влияния конструктивных и технологических факторов на тепловое состояние двигателя [12, 19, 21, 41, 73 и др.]; исследованию температурного состояния деталей в зависимости от режима работы двигателя [5, 17, 27, 37, 77, 79, 81 и др.]; разработке расчетно-аналитических методов оценки температурного состояния отдельных деталей двигателя [3, 7, 17, 27, 37, 76, 79, 80]; экспериментальным исследованиям температурного состояния деталей тепловозных дизелей [11, 63, 87].
Особо следует выделить работы [9, 11, 20, 48, 50, 51, 63], в которых рассмотрены вопросы оценки температурного состояния деталей дизеля и методов оценки такого состояния. В работах [30, 71, 9] использованы данные эмпирического анализа распределения температур по поверхности деталей, образующих камеру сгорания, но в них недостаточно обоснованы вопросы задания граничных условий передачи теплоты от поршня к цилиндру.
По определению температур и напряжений известно также большое количество работ [22, 27, 59, 79], в которых основной мыслью является утверждение, что наиболее мощным и удобным инструментом для решения этой задачи является метод конечных элементов, позволяющий проводить расчет деталей сложной формы при произвольных граничных условиях.
Расчеты теплового состояния поршней с помощью метода конечных разностей дают возможность заменить систему дифференциальных уравнений системой алгебраических уравнений [84]:
Точность определения температурных полей деталей зависит от точности задания граничных условий. При расчете граничных условий наибольший интерес вызывают методы, в основе которых лежат физические модели теплообмена. Известны работы, которые были направлены на определение граничных условий для расчета температурного и напряженного состояния ЦПГ [6, 12, 48, 73, 81]. Их анализ показывает, что наибольшая достоверность прогнозирования температур достигается с применением граничных условий 3-го рода. Такие граничные условия непосредственно зависят от параметров рабочего процесса, характера и особенностей смесеобразования, сгорания и тепловыделения. Поэтому они наиболее адекватно отражают физическую природу теплообмена в цилиндре. При этом наибольшую трудность представляет определение коэффициента теплоотдачи как от рабочего тела к стенкам камеры сгорания, так и от деталей ЦПГ в охлаждающую среду. Известно большое количество методик для определения коэффициента теплоотдачи [18, 48, 76, 91]. Однако, применение этих методик затруднено даже в пределах одного класса двигателей в силу ряда недостатков формул по определению коэффициента теплоотдачи от рабочего тела к стенкам камеры сгорания. Этими же недостатками обладает работа [55] достаточно близкая к предыдущим. В ней сделана попытка расчета температурных полей деталей ЦПГ расчетно-экспериментальным методом с применением метода конечных элементов.
Многие работы [45, 66, 95 и др.] посвящены исследованиям теплообмена в камере сгорания и разработке соответствующих расчетных моделей. Все известные зависимости по оценке теплообмена разбиты на две группы. К первой группе относятся зависимости, базирующиеся на эмпирической формуле Нуссельта. Ко второй - зависимости, основанные на теории подобия, которые сводятся к следующему.
Конечно-элементная модель поршня тепловозного дизеля
При определении коэффициента теплоотдачи в стенки камеры сгорания в разрабатываемой диагностической модели теплового состояния тепловозного дизеля сделаны следующие основные допущения: предполагается, что рабочее тело в камере сгорания является равновесным, его параметры по камере сгорания (давление, температура) выравнены; не принимаются во внимание протечки рабочего тела через систему кольцевого уплотнения и не плотности прилегания клапанов к седлам на тактах сжатия и сгорания-расширения; процессы в камере сгорания рассматриваются в квазистационарной постановке; значение коэффициента теплоотдачи в стенки цилиндра постоянно по всей поверхности камеры сгорания.
Исходя из таких предпосылок, можно записать уравнение первого закона термодинамики для системы с постоянной массой (такты сжатия и расширения) и открытой системы (такты газообмена): dQ=du + pdV+i0dM , (2.17) где du - изменение внутренней энергии системы; pdV - совершаемая работа; dQ - подведенная (отведенная) теплота; dM - поток массы; ї0 - энтальпия. Кроме того, справедливо в силу сделанных допущений уравнение: pV = MRT, (2.18) где р - давление; Т - температура; М - масса рабочего тела; V - рабочий объем цилиндра. В резульпреобразования этих выражений получаются уравнения для расчета изменения давления в цилинтате дре: Ф = р(Л«К+!& + 1 Ш и (219) d p V dtp McvT dtp MGvT6n dq где cv - теплоемкость рабочего тела; —— - потери тепла в стенки камеры сгорания; d p gЦ - цикловая подача топлива; QH - низшая теплотворная способность топлива; dx характеристика тепловыделения. dq Для задания характеристики тепловыделения используется полуэмпирическая зависимость, предложенная Б.П.Пугочевым [48, 79] (для случая объемного сгорания): ( 1-1ґ рнЛ1 ( к2-1( р- рнсу 2 Л х = х (2.20) где x1 , x2 - соответственно, доли теплоты, выделившейся при сгорании топлива, соответственно, в кинетической и диффузной фазе; ф1 , ф2 - условные продолжительности сгорания в одной и другой фазе; k1 , k2 - показатели жесткости сгорания; фнс - угол начала видимого сгорания. Для случая пристеночного смесеобразования хорошие результаты да ет применение «трехгорбой» динамики тепловыделения: где фНС1 - угол начала выгорания топлива со стенки (равен углу достижения топливным факелом поверхности поршня); х3, Р3, 3 - показатели сгорания в пристеночном слое. В систему заложена возможность расчета динамики тепловыделения по известной формуле И.И. Вибе [75]:
Параметры теплообмена в камере сгорания могут быть рассчитаны с использованием выражения: [Fn(TТ-ТП)+FГ( p)(ТГ-Тw)+Fk(ТГ-Тk)] , (2 26) dip 6и где аГ - значение коэффициента теплоотдачи от рабочего тела в поверхность деталей ограничивающих камеру сгорания; ТП, ТГ, Тк- соответственно, температуры поверхности поршня, гильзы и крышки цилиндра; FП, FГ, Fк - соответственно, поверхности поршня, гильзы и крышки, подверженные воздействию теплового потока от рабочего тела. Значение коэффициента теплоотдачи от рабочего тела. В рассматриваемой методике для расчета применяется эмпирическая зависимость Эй-хельберга [54]: a = 2,05y[рТ3jcП, (2.27) где сП - мгновенная скорость поршня. Для моделирования процесса газообмена необходимо задать выражения для определения расхода массы рабочего тела через клапанные щели. Это выражение имеет следующий вид: dM = ufwJ2App , (2.28) dtp где juf - условная площадь проходного сечения клапанной щели, зависит от поворота коленчатого вала; у/ - функция расхода, зависит от режима истечения газа через щель. Так, для докритического истечения, характеризуемого величиной перепада давлений на щели большого критического (П = р 1 р) : р 2 k-1 y/ = 2g , і 2 k+1 Пк-П V У (2.29) где A: - постоянная политропы; П - перепад давления на щели (отношение давлений перед и за щелью), П = 1 при критическом режиме истечения (П /?): р у/ = ( к V+1 2g\ (2.30)
Итак, моделирование рабочего процесса производиться совместным решением двух нелинейных дифференциальных уравнений, одно из которых представляет собой уравнение изменения давления в цилиндре, второе - уравнение динамики тепловыделения на тактах сгорания и расширения, либо уравнение расхода массы на тактах газообмена. Решение этих уравнений производиться методом Рунге-Кутта четвертого порядка. Условия однозначности данного решения задаются условиями периодичности: р( p0) = р( p0 + 2nz); M( p0) = M( p0 + 2nz), (2.31) где z - тактность двигателя; q 0 - начальный угол поворота коленчатого вала. Данная методика работает параллельно с методикой синтеза индикаторных диаграмм и включается в том случае, если в качестве исходных данных для работы комплекса используется экспериментальная индикаторная диаграмма. Работа с экспериментальной индикаторной диаграммой производиться только на участках сжатия-расширения, т.е. при закрытых клапанах. Определение температуры рабочего тела производиться с использованием уравнения состояния: pV = MRT. Характеристики тепловыделения dx/dq) определяются в виде задачи, обратной задаче синтеза, с использованием уравнения первого закона термодинамики по формуле:
Решение этого уравнения производиться также методом Рунге-Кутта четвертого порядка. В программе предусмотрено также последующее сглаживание полученной зависимости dx/dq).
При расчете интенсивности теплообмена в камере сгорания определяются локальные мгновенные коэффициенты теплоотдачи от рабочего тела к поверхности поршня и головки цилиндра. В расчетной методике сделаны следующие основные допущения: - рассматривается двухзонная модель движения рабочего тела в камере сгорания (рисунок 2.3). Первая зона представляется в виде турбулентного ядра. Характер движения заряда в этой зоне определяет скорость обтекания поверхностей камеры сгорания и тем самым - интенсивность теплообмена, во второй зоне - ламинарном пограничном слое, где движение заряда может быть представлено в виде течения вязкого газа.
Программа и методика экспериментальных исследований
Известно, что дизели тепловозов в основном работают на промежуточных режимах. Следовательно, увеличение форсирования дизеля по среднему эффективному давлению реНОМ за счет наддува на номинальной частоте вращения коленчатого вала пном необходимо осуществлять таким образом, чтобы не происходило увеличение удельного расхода топлива и ухудшения динамических качеств его в основном диапазоне тепловозной характеристики.
Выполнить это условие трудно в связи с тем, что с увеличением Реном для обеспечения оптимального рабочего процесса на номинальной частоте вращения коленчатого вала обычно приходится увеличивать диаметры плунжера топливного насоса и отверстий сопла форсунки и снижать степень сжатия є. Минимальные расходы топлива на промежуточных частотах сдвигаются на большие значения мощности с уменьшенным удельным расходом воздуха. Тепловозная характеристика на частичных режимах также перемещается на большие значения среднего эффективного давления ре практически пропорционально ее увеличению на номинальной частоте. Расход топлива на стационарных режимах и приемистость двигателя ухудшаются, уменьшается производительность тепловоза.
Появилось мнение [29], что для маневровых тепловозов применение высоко-форсированных двигателей нецелесообразно и было предложено использовать наддувочно-безнаддувный цикл: при маневровой работе тепловоза двигатель должен работать без наддува, при вывозной — с наддувом.
Однако, имея ввиду необходимость создания и внедрения в производство дизелей с высоким уровнем форсирования по ре, обеспечивающих снижение расхода металла и затрат производства, провели эксперименталь 88 ные и расчетные исследования изменения параметров работы двигателя ЧН26/26, предназначенного для установки на маневровых тепловозах, при различном уровне его форсирования и предложили мероприятия, расширяющие диапазон используемой мощности.
В серийном производстве освоена модификация этого двигателя с наддувом от свободного турбокомпрессора реном = 1,2 МПа (у безнаддувных двигателей реном = 0,6 - 0,7 МПа). Проводятся работы по дальнейшему увеличению ре и сравнительный анализ параметров работы двигателя па различием уровне ре.
К основным параметрам, характеризующим работу двигателя в эксплуатации относятся удельный эффективный расход топлива ge [г /(кВт-ч)], удельный расход воздуха gв [кг/(кВт-ч)], приемистость и ресурс. С увеличением форсирования оптимальная величина є уменьшается [32], что может отрицательно повлиять на промежуточные режимы, где уровень ре относительно невысок. Снижение є также диктуется и необходимостью уменьшения максимального давления в цилиндре на номинальной частоте вращения коленчатого вала, что при условиях неизменного расхода топлива на промежуточных режимах может явиться основным сдерживающим фактором увеличения полной мощности дизеля.
Анализ сгорания топлива в цилиндре показал, что со снижением частоты вращения коленчатого вала при работе дизеля по тепловозной характеристике длина топливного факела увеличивается. Учитывая это, со снижением є диаметр горловины камеры сгорания был увеличен от 200 мм (є = 12,5) до диаметра цилиндра 260 мм за счет увеличения зазора между поршнем и крышкой цилиндра на периферии от 3 до 15 мм для є = 11,4 и до 22 мм для є = 9,2.
Выполненные исследования позволили без снижения экономичности уменьшить степень сжатия от 12,5 до 10,0 - 11, что достаточно для увеличения ре до 2 - 2,5 МПа при ограничении максимального давления сгорания 12 - 14 МПа. Было выяснено также, что разница между продолжительностью сгорания и продолжительностью подачи топлива уменьшается от 30 до 5 .. 10 поворота коленчатого вала, в связи с чем отпала необходимость увеличения диаметра плунжера топливного насоса при увеличении pe ном до 2 МПа.
Проведенные работы позволили выполнить дальнейшие расчетные исследования воздухоснабжения и экономичности работы дизеля в широком диапазоне изменения pe ном при принятом, практически не изменяющемся от уровня форсирования индикаторного КПД.
Уровень температуры деталей ЦПГ - один из основных факторов, определяющих работоспособность дизеля и его эксплуатационную надежность. Прочность деталей ЦПГ дизеля в большей степени зависит от уровня температур в стенках этих деталей и температурных градиентов, обусловливающих величину термонапряжений. Известно, что величина последних в поршне в два-три раза больше, чем напряжения, вызываемые механическими нагрузками. Все это требует изыскания путей снижения уровня температур и температурных градиентов в деталях ЦПГ при эксплуатации дизелей.
В работе при исследовании форсирования до pme = 4 МПа было оценено температурное состояние составного поршня с масляным охлаждением дизеля ЧН 26/26. Наряду с измерением температуры головки поршня проводилось и математическое моделирование температурных полей.
На рисунке 3.4 показаны изменения температуры днища поршня на различных участках тепловоспринимаюшей поверхности (характеризуемых величиной относительного радиуса r ) при изменении pme от 0,7 до 4 МПа, определенной по зависимости (2.72). Рисунок 3.4 - Изменение температуры днища поршня на различных участках тепловоспринимающей поверхности при изменении р При этом степень сжатия єс = 9, частота вращения коленчатого вала п = 700 об/мин, воздушно-топливное отношение при сгорании at = 1,8. Давление наддува изменялось в диапазоне рв = 0,114 - 0,61 МПа, температура наддувочного воздуха ґш поддерживалась постоянной на уровне 45 ОС, максимальное давление сгорания ртах не превышало значения 14,5 МПа, а температура отработавших газов на выходе из цилиндра t = 650