Моделювання робочого процесу чотиритактного дизеля

1. ОПИС КОНСТРУКЦІЇ ДВИГУНА

1.1 Загальний устрій дизель-генератора 10Д80А

Дизель 10Д80А з тяговим агрегатом встановленні на під дизельній рамі, в котрій масло збирач виконаний без розділення на відділи гарячого і холодного масла, масляна система замкнута на двигуні.

Генератор з самовентиляцією, і стартер-генератор постійного струму котрий використовується для пуску дизеля, розташовані в одному корпусі. Живлення допоміжних агрегатів і збудження синхронного генератора відбувається від бортової мережі 110 В.

Тяговий агрегат розроблявся на «Електротяжмаші», за окремим технічним завданням, виданим «Луганськтепловоз».

Турбокомпресор і маслоохолоджувач на верхньому листі блоку зі сторони генератора. Повнопотоковий фільтр масла розташований над редуктором приводу агрегатів зі сторони управління.

1.1.1 Блок

Зварна конструкція, котра складається з прокатних стальних листів і штампованих гарячим і холодним методами деталей.

Конструктивне виконання блоку приведено на рисунку 1.1.Принята конструкція кріплення кришки корінної опори широко застосовується і виконана на відомих двигунах різних типорозмірів.

Як показує аналіз сучасних конструкцій двигунів, для забезпечення надійності «лінії вісі колінчатого валу», при плоскому стику застосовують поперечні зв’язки між кришкою і опорою блоку в безпосередній близькості як до плоского стику, так і до опорної поверхні кришки під головку корінного болта.

Розміщення поперечного зв’язку в безпосередній близькості до плоского стику перешкоджає зведенню опорних поверхонь кришки, а біля опорної поверхні коливанню кришки під час роботи двигуна, обумовлена характером годографа навантаженням на корінну опору.

Рисунок 1.1 Блок дизель-генератора 10Д80А Для рядного двигуна годограф навантаження характеризується локалізацією сил в вертикальній площині. Тому для рядного двигуна досить установки поперечних зв’язків в безпосередній близькості тільки до плоского стику.

Для рядного двигуна 10Д80А розроблена конструкція корінного підшипникового вузла з плоским стиком з кріпленням кришки 9 до опори 7 двома корінними болтами 1з гайками 5 і двома поперечними болтами 4 для кожної опори. Корінна опора 7 приварюється до вертикального листа 6 і до нижньоопорного листа блока. Між нижньою кромкою вертикального і опорного листів вварена вставка 2, в котрій виконаний отвір 10 для проходу поперечного болта. Болт 4 вкручується в різьбовий отвір 11 кришки 9. Гайки 5 корінних болтів розташовуються в вікнах 12 корінної опори. Затяжка кришки поперечними болтами 4 виконується до кінцевої затяжки корінних болтів. Для попередження руйнування герметичності внутрішньої порожнини блоку і течії масла через отвір 11 під головку болта 4 встановлюється резинове кільце 3.

1.1.2 Піддизельна рама

Рама приведена на рисунку 1.2 представляє собою зварну конструкцію для установки на ній двигуна, генератора, холодильника масла, центробіжного фільтра, маслопрокачуючого агрегату, фільтра грубої очистки масла .

Внутрішня порожнина рами служить маслозбірником. Зверху масляна порожнина рами закривається піногасними сітками 6, положення котрих визначає рівень масла в рамі. Заправка маслом рами відбувається через масло заливну горловину 8, злив масла через отвір 13, контроль рівня масла визначається за допомогою щупа 7. Відбір масла з рами на змащування і охолодження двигуна відбувається через маслозбірник 15, в якому вхідні отвори закриті сітками.

На правій стороні рами встановлюється холодильник масла. а на лівій холодильник, маслопрокачуючий агрегат і корпус фільтра грубої очистки масла 14. На передній стінці 12встановлюється: з лівої сторони відцентровий фільтр, з правої РТПД. В середині рами розташований трубопровід 4, підтримуючий зв’язок між двома послідовно працюючими масляними насосами, на трубопроводі установлюється редукційний 5, і всмоктуючий 3 клапани. Подача масла від другого насоса до фільтру грубого очищення масла здійснюється по трубопроводу 2. На корпусі фільтру грубого очищення масла встановлюється редукційний клапан 13.

Рисунок 1.2 Піддизельна рама Злив масла з редукційних клапанів відбувається в масла 4 через всмоктуючий клапан 3 безпосередньо з масляної порожнини рами.

На передній стінці рами окрім фланців для підєднування трубопроводів, установки відцентрового фільтру і РТПД вварений водяний трубопровід 11 для передачі води від водоповітряного холодильника на холодильник масла.

Для установки дизель-генератора на раму тепловоза на нижній плиті розташовані чотири опорних платика 1, 9. Генераторна частина рами платиками 10 спирається на пружини.

1.1.3 Втулка циліндра

Втулка циліндра складається з втулки і рубашки. Втулка лита з легованого чавуну. На верхньому опорному бурті втулки виконана проточка для газового стику. Герметичність стику досягається роздільним притиранням поверхонь бурту кришки циліндра і втулки. Лита чавунна рубашка напресована на втулку, утворюючи порожнину для циркуляції охолоджуючої води .

Ущільнення водяної порожнини між рубашкою і втулкою по циліндричній поверхні забезпечується трьома гумовими кільцями ущільнювачів3, розміщеними в канавках, а по опорному бурту роздільним притиранням опорних буртів рубашки і втулки.

Отвір і дві шпильки в нижній частині рубашки призначені для кріплення патрубка підведення охолоджуючої води до втулки циліндра.

Нижче за перше кільце ущільнювача виконане сигнальний отвір. Відсутність течі води через сигнальний отвір свідчить про справний стан верхнього кільця ущільнювача .

Вода з рубашечного простору Б перетікає між ребрами втулки і по втулках потрапляє в кришку циліндра. Втулки і прокладки встановлені на герметику.

Ущільнення перетікання води між сорочкою і кришкою циліндра досягається ущільнюючими гумовими кільцями, які встановлюються на втулки.

У нижній частині ущільнення між посадочними поясами втулки циліндра і блоку здійснюється двома ущільнюючими кільцями, а по верхньому посадочному поясу щільним приляганням притертої поверхні торця рубашки до блоку.

1.1.4 Кришка циліндрів і клапани

Кришка циліндрів обмежує зверху робочий простір циліндра дизеля. З її допомогою здійснюється надходження в циліндр заряду свіжого повітря і випуску відпрацьованих газів.

Кришка циліндрів 1 складна відливка з високоміцного чавуну, представляє собою грановану на пів коробку і служить для розміщення в ній двох впускних 2 і двох випускних 15 клапанів з направляючими втулками 3, двох траверс 12 з своїми направляючими 4, сталевого стакана 31 зі вставленою в нього форсункою 32 і індикаторного крана14. Внутрішня частина кришки розділена на три основні порожнини: порожнина для прийому потрапляючого в циліндр повітря (впускний канал), Е порожнина очищення циліндра від відпрацьованих газів (випускний канал) К і порожнина для циркуляції охолоджуючої води Ж, куди вода поступає з гільзи циліндра через одинадцять отворів Д і охолоджує гарячі стінки кришки, далі через отвори поступає до стакана форсунки, охолоджуючи його, відводиться через патрубок 6, закріплений на верхній площині кришки. Фланці впускного і випускного каналів, до якого підходить впускний і випускний колектори розташовані з одної сторони кришки.

На нижній площині кришки проточний циліндровий бурт для ущільнення газового стику з гільзою циліндра 5. Ущільнення газового стику відбувається окремою притиркою торцевої поверхні бурту Г кришки і поверхні опорного торця гільз циліндра.

Кришка циліндра кріпиться до блоку шістьма шпильками, для проходу яких в кришці виконано шість крізних отворів Л.

Отвори, закриті пробками 37 на верхній площині і бокових стінках кришки, передбачені для огляду і очищення водяної порожнини, при виготовленні деталей. Установка пробок проводиться на епоксидній смолі.

Шість довгих шпильок 34 вкручених у верхню площину кришки, служать для кріплення корпусу важелів приводу клапанів.

Скоба, що спирається на планку призначена для кріплення форсунки в центральному гнізді циліндрової кришки.

Наявність отворів в виконаних в кришці в між клапанних перемичках забезпечує інтенсивне охолоджування останніх_, а також самого днища кришки і сталевого стакана форсунки завдяки спрямованості потоку охолоджуючої рідини 30. Сталевий стакан встановлюється в центральному гнізді кришки. циліндра, ущільнюється з боку водяної порожнини (вгорі) гумовими кільцями. Стакан притискається гайкою 28, під яку лягає проставочне кільце 29. Впускний і випускний клапани дизеля виконані з високоякісної сталі. За формою своєї впускний і випускний клапани виконані однаково. Випускний клапан відрізняється від впускного меншим (на 8мм) діаметром тарілки і наявністю наплавлення із спеціального жаростійкого сплаву на робочій фасці. Робочі фаски клапанів виконані під кутом 45⁰. Кожен клапан утримується в закритому стані пружинами, що мають різний напрям навивки. Пружини внизу упираються в бурт, що направляє клапана, а вгорі у тарілку, зв’язану зі штоком клапана за допомогою розрізного сухаря. На виступаючу над сухарем циліндрову частину штока клапана налягає ковпачок, верхня частина якого цементується і шліфується. Для оберігання ковпачка від випадання в тарілці встановлено стопорне кільце. Тарілки впускних клапанів при закритті впираються в гнізда днища кришки, а тарілки випускних клапанів в сідла, встановлені натягом в кришці циліндра. Сідла утримуються в днищі кришки пружинними кільцями від можливого випадання при ослабленні натягу в процесі роботи дизеля.

Для забезпечення надійної роботи пари шток клапана, штоки клапанів азотуються або хромуються.

Направляючі втулки клапанів виготовлені із спеціального чугуна. Для обмеження попадання масла на шток на верхньому кінці направляючої втулки виконана проточка: для установки ущільнення що складається з само підтискних кілець, виготовлених з фторопласта стопорного і регулювального кільця, скоба, виготовленого з бронзи і зафіксованого за допомогою стопорного кільця.

Рисунок 1.3 Кришка циліндрів і клапани

1.1.5 Привід клапанів

Привід клапанів є передавальним механізмом від розподільчого валу до клапанного механізму кожного циліндра дизеля.

Корпус з важелями приводу клапанів розташований на кришці циліндра товкача приводу в блоці дизеля. Зв’язок між штовхачами і важелями здійснюється за допомогою штанг, вставлених в кожухи.

Основні елементи привода клапанів: штовхачі, штанги, пружини, корпус важелів, вісь важелів, втулка розпірна регулювальні кільця, кришка.

Товкач складається з двох основних частин нерухомої і рухомої.

Нерухома частина складається із стакана штовхача і фланця між якими встановлена ущільнена прокладка, штифта, стопорного кільця, ущільнюючого кільця, натискного кільця, гайки.

Стакан штовхача ущільнюється в блоці гумовими кільцями і закріплюється на блоці за допомогою двох шпильок. Рухома частина включає: штовхач, ролик, вісь ролика, палець, втулку.

Штанга виконана у вигляді сталевої трубки із запресованими в неї верхнім і нижнім наконечником. Кожна штанга проходить всередині кожуха. Ущільнення кожуха проводиться за допомогою гумового кільця.

Алюмінієвий корпус закріплений на кришці циліндра шістьма шпильками. Між корпусом і кришкою циліндра ставиться ущільнююча прокладка.

У середині корпусу важелів встановлена і закріплена за допомогою кришок вісь важелів, на котру надіті два важеля (впускний і випускний) із запресованими в них втулками і укрученими ударниками з контргайками .

При обертанні розподільчого валу відповідний його кулачок набігає на ролик штовхача. Поступальний хода ролика передається штовхачу, а через штовхач на штангу. Штанга, стискаючи пружину, передає рух важелю, який, обертаючись на осі, іншим своїм кінцем натискає на траверсу. Траверса передає рух парі однойменних клапанів — відбувається їх відкриття.

Початкове положення система займає під дією зусиль пружин, що входять в її склад. Змащування поверхонь, що труться, проводиться дизельним маслом, що поступає в подовжнє свердлення осі важеля.

По поперечних, свердленнях осі важелів масло поступає в свердлення важелів, змащує їх втулки, проходить на змащування пар ударник-штанга, бойок-траверса і траверса-клапани.

Далі масло стікає з корпусу важелів по кожухах штанг в порожнину штовхачів, де змащує частини штовхача, що труться, зокрема пару ролик-кулачок і стікає в порожнину дизеля.

1.1.6 Колінчатий вал

Колінчастий вал відлитий із спеціального високоякісного чавуну з кулястим графітом.

Кривошипи колінчастого валу розташовані через 120⁰ в відповідності з порядком чергування спалахів в циліндрах. Вал має 8 корінних і 6 шатунних шийок, виконаних для зменшення ваги порожнистими. Для зменшення інерційних навантажень на корінні шийки вал має 12 проти важелів відлитих разом з відповідними щоками, при цьому на4-х щоках вісь симетрії противаги співпадає з віссю симетрії, відповідного кривошипа. Для підведення масла від корінних шийок до шатунних в валу виконано по два свердлення до кожної шатунної шийки від суміжних з нею корінних шийок. На передньому кінці колінчастого валу вмонтовується на шпонці антивібратор і встановлена зірочка приводна насосів і регулятора частоти обертання дизеля; зірочка кріпиться на валу шпильками і гайками з шплінтами. Обертовий момент від колінчастого валу до зірочки передається при зонними втулками. На протилежному кінці валу (з боку генератора) с монтованій масловідбивач, що складається з двох половинок, стягнутих болтами, на фланці встановлюється конічна шестерня привода розподільчих валів дизеля, а до фланця кріпиться зубчатій вінець, призначений для зчеплення з черв’яком валом поворотного механізму при прокручуванні дизеля.

1.1.7 IIоршень

Комплект поршня складається з головки поршня, тронка компресійних маслоземних кілець, пальця і інших деталей.

Днище головки поршня має спеціальну форму, утворюючи камеру згорання. Два різьбових отвори в днищі головки необхідні для кріплення пристосування при монтажі і демонтажі поршня. На зовнішній поверхні юбки головки поршня виконано чотири канавки для установки компресійних кілець. Компресійні кільця виготовлені з високоміцного чавуна, зовнішня поверхня кілець для збільшення зносостійкості.

Тронк відштампований з алюмінієвого сплаву. Робоча, поверхня тронка покрита антифрикційним покриттям. У отвори бобишек тронка встановлений палець плаваючого типу. Від осьового переміщення палець фіксується в бобишках тронка стопорними кільцями.

Головка поршня і тронк скріпляються чотирма шпильками і гайками. Під гайкам встановлені втулки. Для пониження теплової напруги поршень охолоджується маслом. З верхньої головки шатуна, масло поступає в щільно притиснутий до неї пружиною стакан і в порожнину з котрої по отворам в порожнину охолодження, звідки по каналам стікає в картер дизеля.

1.1.8 Турбокомпресор

Система повітропостачання призначена для подачі повітряногозаряду в циліндри дизеля і очищення (продування) циліндрів від залишківпродуктів згорання.

Для повітропостачання дизеля 10Д80А застосована система газотурбінного наддуву, яка складається з турбокомпресора, повітряного трубопроводу, охолоджувача наддувочного повітря.

Для наддуву вибраний турбокомпресор типу ТК18, з уніфікованого типорозмірного ряду.

Турбокомпресор встановлений з боку фланця основного відбору потужності дизеля на кронштейні зварної конструкції. На всмоктуванні компресора турбокомпресора (ТК) встановлений всмоктуючий патрубок з фланцем для підєднування труби відсмоктування газів з картера дизеля. Масло на змазку підшипників ТК підводиться з системи змащування дизеля, без додаткової його фільтрації, і відводиться в картер дизеля.

Вода для охолоджування корпусів ТК підводиться по трубі з водяної системи дизеля .Відвід охолоджуючої води проводиться по трубі в загальну трубу відведення води від дизеля.

До вихідного отвору корпусу компресора приєднується трубопровід повітря, котрий складається з литого поворотного патрубка і зварної труби. Трубопровід повітря з'єднує ТК з охолоджувачем наддувочного повітря і кріпиться до блоку двигуна і кронштейна ТК.

На вході в охолоджувач наддувочного повітря встановлена заслінка, яка перекриває надходження повітря в двигун при його аварійній зупинці.

Заслінка кріпиться до фланця охолоджувача наддувочного повітря болтами, а з трубопроводом повітря з'єднується за допомогою гумового рукава і хомутів.

1.1.9 Система охолодження

Система водяна, циркуляційна двоконтурна. Забезпечує відведення тепла від дизеля і турбокомпресора, охолоджування масла і наддувочного повітря підігрів палива в паливопідігрівнику і обігрів кабіни машиніста в холодний час року.

Кожен контур має свій трубопровід, насос. Через розширювальний бак контури з'єднуються між собою і з атмосферою.

Перший контур (гарячий контур) служить для охолоджування дизеля і турбокомпресора. Гарячою водою цього контурна здійснюється підігрів палива і кабіни машиніста. Охолоджена вода в радіаторних секціях, тепловозів, по трубопроводу засмоктується насосом, встановленому на дизелі, і нагнітається по трубопроводу в циліндри дизеля і турбокомпресор, де відібравши частину тепла, поступає у відвідний колектор і трубопровід, по якому відводиться в секції. Від відвідного колектора, турбокомпресора і секцій за допомогою трубопроводів здійснюється відведення повітря і пароповітряної емульсії в розширювальний бак. Бак сполучений зі всмоктуючим трубопроводом, трубопроводом підпору. Через трубопровід проводиться заповнення контуру водою і злив. У холодний час гаряча вода поступає в підігрівач палива і калорифер обігрів кабіни машиніста, регулювання температури здійснюється вентилями на вході.

У другому контурі (холодний контур) вода з радіаторних секцій, тепловозів, по трубопроводу засмоктується насосом і нагнітається по трубопроводу в повітроохолоджувач, а потім через терморегулятор і холодильник масла по трубопроводу повертається в секції де охолоджується. Підтримуючи температуру масла в контрольованій точці системи змащування, терморегулятор розподіляє потік |охолодженої води, що йде в холодильник і на перепускання мимо холодильника по трубопроводу. По трубопроводам повітря і пароповітряна емульсія відводиться від секції в розширюючий бак, котрий з'єднаний трубопроводом підпору з трубопроводом всмоктування на вході насосу. З повітроохолоджувача по трубопроводу відбувається відвід повітря і пароповітряної суміші в обвідний колектор першого контуру.

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, rчисло 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. 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;

dМкількість газу, що перетинає «i-у» контрольну поверхню;

смиттєва швидкість поршня;

— 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 d проводиться модифікованим методом Ейлера, але не за часом, 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 _ц = 1;

— коефіцієнт залишкових газів;

_ц — коефіцієнт надлишку повітря в циліндрі;

хчастка 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.

Аналогічно обчислюються С_р пов і С_{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. Більш точна, але і складна модель розроблена Разлейцевим М. Ф. 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. Тому в даному дослідженні «m» і «ц_z» визначаються в залежності від _ц, n_Д, В:

m = 0, якщо

і m = 0,61 159 В 10³ - 0,3 914 971, 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=22 000 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 ;

_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 (jої)

(2.30)

де T_CTji- температура «i-го» елемента «jої» 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 - 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. 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=Sn /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 ₁ — 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;

_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 d, (2.60)

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

(2.61)

де ртиск газів у зоні;

- тиск газів на вході в глушитель;

?ргідравлічний 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)

2.1 Методика розрахунку утворення оксидів азоту в циліндрі дизеля

Оксиди азоту, що утворяться при згорянні органічного палива в повітрі, розділяють на термічні, швидкі і паливні. В основі такої класифікації лежать уявлення про різні механізми утворення NO_x. Експериментально доведено [14], що у випускних газах дизелів кількість оксиду азоту NO складає вище 90% від всіх інших окислів азоту. У роботах [13…15] показано, що при температурах вище 2000 К утворення NO відбувається по термічному механізмі, і при рішенні практичних задач внеском інших видів механізму утворення загальної концентрації NO можна зневажити. Такий підхід обумовив широке використання для розрахунків процесів утворення NO математичних моделей, що базуються на рівняннях термічної теорії, запропонованих у роботі.

У даній роботі на основі термічної теорії шляхом узагальнення даних про кінетику реакцій і обліку особливостей згоряння в дизелях була розроблена і прийнята для практичного використання двозонна модель утворення оксиду азоту. Модель базується на допущенні, що утворення NO у зоні продуктів згоряння, де місцевий коефіцієнт надлишку повітря =1, відбувається двома шляхами: ланцюговим і бімолекулярним [14, с. 35].

У ланцюговому механізмі основними реакціями є:

k_1n

N₂+O₂ NO + N, (2.68)

k_1p

k_2n

N+O₂ 2NO (2.69)

k_2p

При бімолекулярному механізмі утворення оксиду азоту відбувається наступна реакція:

k_4n

N₂+O₂ 2NO (2.70)

k_4p

На підставі цих посилок було отримано диференціальне рівняння, що дозволяє розраховувати концентрацію r_NO оксиду азоту в будь-який момент часу в зонах продуктів згоряння [14, c.42]:

де р — поточне значення тиску газів у циліндрі, Т_ср — поточна середня по масі газу температура всіх продуктів згоряння. Вона визначається з урахуванням зміни за часом кількості молей свіжого заряду і продуктів згоряння (М_пз=f₁(), М_см=f₂()) і відомої емпіричної залежності для закону згоряння палива x=x (), а також відомих умов теплообміну між газом у циліндрі й стінками.