Моделювання робочого процесу чотирьохтактного дизеля

1. ОПИС КОНСТРУКЦІЇДВИГУНА
 
1.1  Загальний устрій дизель-генератора10Д80А
 
Дизель 10Д80А зтяговим агрегатом встановленні на під дизельній рамі, в котрій масло збирачвиконаний без розділення на відділи гарячого і холодного масла, масляна системазамкнута на двигуні.
Генератор зсамовентиляцією, і стартер-генератор постійного струму котрий використовуєтьсядля пуску дизеля, розташовані в одному корпусі. Живлення допоміжних агрегатів ізбудження синхронного генератора відбувається від бортової мережі 110В.
Тяговий агрегатрозроблявся на «Електротяжмаші», за окремим технічним завданням, виданим«Луганськтепловоз».
Турбокомпресор імаслоохолоджувач на верхньому листі блоку зі сторони генератора. Повнопотоковийфільтр масла розташований над редуктором приводу агрегатів зі сторониуправління.
1.1.1 Блок
Зварнаконструкція, котра складається з прокатних стальних листів і штампованихгарячим і холодним методами деталей.
Конструктивневиконання блоку приведено на рисунку 1.1.Принята конструкція кріплення кришкикорінної опори широко застосовується і виконана на відомих двигунах різнихтипорозмірів.
Як показує аналізсучасних конструкцій двигунів, для забезпечення надійності «лінії вісіколінчатого валу», при плоскому стику застосовують поперечні зв’язки міжкришкою і опорою блоку в безпосередній близькості як до плоского стику, так ідо опорної поверхні кришки під головку корінного болта.
Розміщення поперечногозв’язку в безпосередній близькості до плоского стику перешкоджає зведеннюопорних поверхонь кришки, а біля опорної поверхні коливанню кришки під часроботи двигуна, обумовлена характером годографа навантаженням на корінну опору.
/>
Рисунок 1.1 Блокдизель-генератора 10Д80А
Для рядногодвигуна годограф навантаження характеризується локалізацією сил в вертикальнійплощині. Тому для рядного двигуна досить установки поперечних зв’язків вбезпосередній близькості тільки до плоского стику.
Для рядногодвигуна 10Д80А розроблена конструкція корінного підшипникового вузла з плоскимстиком з кріпленням кришки 9 до опори 7 двома корінними болтами 1з гайками 5 ідвома поперечними болтами 4 для кожної опори. Корінна опора 7 приварюється довертикального листа 6 і до нижньоопорного листа блока. Між нижньою кромкоювертикального і опорного листів вварена вставка 2, в котрій виконаний отвір 10 дляпроходу поперечного болта. Болт 4 вкручується в різьбовий отвір 11 кришки 9.Гайки5 корінних болтів розташовуються в вікнах 12 корінної опори.Затяжка кришкипоперечними болтами 4 виконується до кінцевої затяжки корінних болтів. Дляпопередження руйнування герметичності внутрішньої порожнини блоку і течії маслачерез отвір 11 під головку болта 4 встановлюється резинове кільце 3.
1.1.2Піддизельна рама
Рама приведена нарисунку 1.2 представляє собою зварну конструкцію для установки на ній двигуна,генератора, холодильника масла, центробіжного фільтра, маслопрокачуючогоагрегату, фільтра грубої очистки масла .
Внутрішняпорожнина рами служить маслозбірником. Зверху масляна порожнина рамизакривається піногасними сітками 6, положення котрих визначає рівень масла врамі. Заправка маслом рами відбувається через масло заливну горловину 8, зливмасла через отвір 13, контроль рівня масла визначається за допомогою щупа7.Відбір масла з рами на змащування і охолодження двигуна відбувається черезмаслозбірник 15, в якому вхідні отвори закриті сітками.
На правій сторонірами встановлюється холодильник масла. а на лівій холодильник,маслопрокачуючий агрегат і корпус фільтра грубої очистки масла 14.На переднійстінці 12встановлюється: з лівої сторони відцентровий фільтр, з правої РТПД.Всередині рами розташований трубопровід 4, підтримуючий зв’язок між двомапослідовно працюючими масляними насосами, на трубопроводі установлюється редукційний5, і всмоктуючий 3 клапани. Подача масла від другого насоса до фільтру грубогоочищення масла здійснюється по трубопроводу 2. На корпусі фільтру грубогоочищення масла встановлюється редукційний клапан 13.
/>
Рисунок 1.2Піддизельнарама
Злив масла зредукційних клапанів відбувається в масла 4 через всмоктуючий клапан 3безпосередньо з масляної порожнини рами.
На передній стінці рами окрім фланців для підєднуваннятрубопроводів, установки відцентрового фільтру і РТПД вварений водянийтрубопровід 11 для передачі води від водоповітряного холодильника нахолодильник масла.
Для установки дизель-генератора на раму тепловоза на нижнійплиті розташовані чотири опорних платика 1, 9. Генераторна частина рамиплатиками 10 спирається на пружини.
1.1.3 Втулка циліндра
Втулкациліндра складається з втулки і рубашки. Втулка лита з легованого чавуну. На верхньомуопорному бурті втулки виконана проточка для газового стику. Герметичність стикудосягається роздільним притиранням поверхонь бурту кришки циліндра і втулки. Литачавунна рубашка напресована на втулку, утворюючи порожнину для циркуляції охолоджуючоїводи .
Ущільненняводяної порожнини між рубашкою і втулкою по циліндричній поверхнізабезпечується трьома гумовими кільцями ущільнювачів3, розміщеними в канавках,а по опорному бурту роздільним притиранням опорних буртів рубашки і втулки.
Отвірі дві шпильки в нижній частині рубашки призначені для кріплення патрубкапідведення охолоджуючої води до втулки циліндра.
Нижче за перше кільце ущільнювача виконане сигнальний отвір.Відсутність течі води через сигнальний отвір свідчить про справний стан верхньогокільця ущільнювача .
Вода з рубашечного простору Б перетікає між ребрами втулки іпо втулках потрапляє в кришку циліндра. Втулки і прокладки встановлені нагерметику.
Ущільнення перетікання води між сорочкою і кришкою циліндра досягається ущільнюючими гумовимикільцями, які встановлюються на втулки.
У нижній частині ущільнення між посадочними поясами втулкициліндра і блоку здійснюється двома ущільнюючими кільцями, а по верхньомупосадочному поясу щільним приляганням притертої поверхні торця рубашки доблоку.
 
1.1.4 Кришка циліндрів і клапани
Кришка циліндрів обмежує зверху робочий простір циліндрадизеля. З її допомогою здійснюється надходження в циліндр заряду свіжогоповітря 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 впускних2 і двох випускних 15 клапанів з направляючими втулками 3, двох траверс 12 зсвоїми направляючими 4, сталевого стакана 31 зі вставленою в нього форсункою 32і індикаторного крана14. Внутрішня частина кришки розділена на три основніпорожнини: порожнина для прийому потрапляючого в циліндр повітря (впускнийканал), Е порожнина очищення циліндра від відпрацьованих газів (випускнийканал) К і порожнина для циркуляції охолоджуючої води Ж, куди вода поступає з гільзи циліндра черезодинадцять отворів Д і охолоджує гарячі стінки кришки, далі через отворипоступає 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 стороникришки.
На нижній площині кришки проточний циліндровий бурт дляущільнення газового стику з гільзою циліндра 5. Ущільнення газового стикувідбувається окремою притиркою торцевої поверхні бурту Г кришки і поверхніопорного торця гільз циліндра.
Кришка циліндра кріпиться до блоку шістьма шпильками, дляпроходу яких в кришці виконано шість крізних отворів Л.
Отвори, закриті пробками 37 на верхній площині і боковихстінках кришки, передбачені для огляду і очищення водяної порожнини, привиготовленні деталей. Установка пробок проводитьсянаепоксиднійсмолі.
Шість довгих шпильок 34 вкручених у верхню площину кришки,служать для кріплення корпусу важелів приводу клапанів.
Скоба, що спирається на планку призначена для кріпленняфорсунки в центральному гнізді циліндрової кришки.
Наявністьотворів ввиконанихвкришцівміж клапаннихперемичкахзабезпечуєінтенсивнеохолоджуванняостанніх, атакожсамогоднищакришкиісталевогостаканафорсункизавдякиспрямованостіпотокуохолоджуючоїрідини 30.Сталевийстаканвстановлюєтьсявцентральномугнізді кришки.циліндра,ущільнюєтьсязбокуводяноїпорожнини(вгорі)гумовимикільцями.Стаканпритискаєтьсягайкою28, під яку лягає проставочне кільце 29. Впускний і випускний клапани дизеля виконані звисокоякісної сталі. За формою своєї впускний і випускний клапани виконаніоднаково. Випускний клапан відрізняється від впускного меншим (на 8мм) діаметромтарілки і наявністю наплавлення із спеціального жаростійкого сплаву на робочійфасці. Робочі фаски клапанів виконані під кутом 450. Кожен клапан утримуєтьсяв закритому стані пружинами, що мають різний напрям навивки. Пружини внизуупираються в бурт, що направляє клапана, а вгорі у тарілку, зв’язану зі штокомклапана за допомогою розрізного сухаря. На виступаючу над сухарем циліндровучастину штока клапана налягає ковпачок, верхня частина якого цементується ішліфується. Для оберігання ковпачка від випадання в тарілці встановленостопорне кільце. Тарілки впускних клапанів при закритті впираються в гніздаднища кришки, а тарілки випускних клапанів в сідла, встановлені натягом вкришці циліндра. Сідла утримуються в днищі кришки пружинними кільцями від можливоговипадання при ослабленні натягу в процесі роботи дизеля.
Для забезпечення надійної роботи пари шток клапана, штокиклапанів азотуються або хромуються.
Направляючі втулки клапанів виготовлені із спеціальногочугуна. Для обмеження попадання масла на шток на верхньому кінці направляючоївтулки виконана проточка: для установки ущільнення що складається з самопідтискних кілець, виготовлених з фторопласта стопорного і регулювальногокільця, скоба, виготовленого з бронзи і зафіксованого за допомогою стопорногокільця.
/>
Рисунок 1.3 Кришка циліндрів і клапани
1.1.5 Привід клапанів
Привід клапанів є передавальним механізмом від розподільчоговалу до клапанного механізму кожного циліндра дизеля.
Корпус з важелями приводу клапанів розташований на кришціциліндра товкача приводу в блоці дизеля. Зв’язок між штовхачами і важелямиздійснюється за допомогою штанг, вставлених в кожухи.
Основні елементи привода клапанів: штовхачі, штанги, пружини,корпус важелів, вісь важелів, втулкарозпірнарегулювальнікільця, кришка.
Товкач складається з двох основних частин нерухомої ірухомої.
Нерухома частина складається із стакана штовхача і фланця міжякими встановлена ущільнена прокладка, штифта, стопорного кільця, ущільнюючогокільця, натискного кільця, гайки.
Стакан штовхача ущільнюється в блоці гумовими кільцями ізакріплюється на блоці за допомогою двох шпильок. Рухома частина включає:штовхач, ролик, вісь ролика, палець, втулку.
Штанга виконана у вигляді сталевої трубки із запресованими внеї верхнім і нижнім наконечником. Кожна штанга проходить всередині кожуха.Ущільнення кожуха проводиться за допомогою гумового кільця.
Алюмінієвий корпус закріплений на кришці циліндра шістьмашпильками. Між корпусом і кришкою циліндра ставиться ущільнююча прокладка.
У середині корпусу важелів встановлена і закріплена задопомогою кришок вісь важелів, на котру надіті два важеля (впускний івипускний) із запресованими в них втулками і укрученими ударниками з контргайками.
При обертанні розподільчого валу відповідний його кулачокнабігає на ролик штовхача. Поступальний хода ролика передається штовхачу, ачерез штовхач на штангу. Штанга, стискаючи пружину, передає рух важелю, який,обертаючись на осі, іншим своїм кінцем натискає на траверсу. Траверса передаєрух парі однойменних клапанів — відбувається їх відкриття.
Початкове положення система займає під дією зусиль пружин, щовходять в її склад. Змащування поверхонь, що труться, проводиться дизельниммаслом, що поступає в подовжнє свердлення осі важеля.
По поперечних, свердленнях осі важелів масло поступає всвердлення важелів, змащує їх втулки, проходить на змащування парударник-штанга, бойок-траверса і траверса-клапани.
Далі масло стікає з корпусу важелів по кожухах штанг впорожнину штовхачів, де змащує частини штовхача, що труться, зокрема паруролик-кулачок і стікає в порожнину дизеля.
1.1.6 Колінчатий вал
Колінчастий вал відлитий із спеціального високоякісногочавуну з кулястим графітом.
Кривошипи колінчастого валу розташовані через 1200в відповідності з порядком чергування спалахів в циліндрах. Вал має 8 коріннихі 6 шатунних шийок, виконаних для зменшення ваги порожнистими. Для зменшенняінерційних навантажень на корінні шийки вал має 12 проти важелів відлитих разомз відповідними щоками, при цьому на4-х щоках вісь симетрії противаги співпадаєз віссю симетрії, відповідного кривошипа. Для підведення масла від коріннихшийок до шатунних в валу виконано по два свердлення до кожної шатунної шийкивід суміжних з нею корінних шийок. На передньому кінці колінчастого валувмонтовується на шпонці антивібратор і встановлена зірочка приводна насосів ірегулятора частоти обертання дизеля; зірочка кріпиться на валу шпильками і гайкамиз шплінтами. Обертовий момент від колінчастого валу до зірочки передається при зонними втулками… На протилежномукінці валу (з боку генератора) с монтованій масловідбивач, що складається здвох половинок, стягнутих болтами, на фланці встановлюється конічна шестерняпривода розподільчих валів дизеля, а до фланця кріпиться зубчатій вінець,призначений для зчеплення з черв’яком валом поворотного механізму припрокручуванні дизеля.
1.1.7 IIоршень
Комплект поршня складається з головки поршня, тронкакомпресійних маслоземних кілець, пальця і інших деталей.
Днище головки поршня має спеціальну форму, утворюючи камерузгорання. Два різьбових отвори в днищі головки необхідні для кріпленняпристосування при монтажі і демонтажі поршня. На зовнішній поверхні юбкиголовки поршня виконано чотири канавки для установки компресійних кілець.Компресійні кільця виготовлені з високоміцного чавуна, зовнішня поверхнякілець для збільшення зносостійкості.
Тронк відштампований з алюмінієвого сплаву. Робоча, поверхнятронка покрита антифрикційним покриттям. У отвори бобишек тронка встановленийпалець плаваючого типу. Від осьового переміщення палець фіксується в бобишкахтронка стопорними кільцями.
Головка поршня і тронк скріпляються чотирма шпильками ігайками. Під гайкам встановлені втулки. Для пониження теплової напруги поршеньохолоджується маслом. З верхньої головки шатуна, масло поступає в щільнопритиснутий до неї пружиною стакан і в порожнину з котрої по отворам впорожнину охолодження, звідки по каналам стікає в картер дизеля.
1.1.8 Турбокомпресор
Система повітропостачання призначена для подачіповітряногозаряду в циліндри дизеля і очищення (продування) циліндрів відзалишківпродуктів згорання.
Для повітропостачання дизеля 10Д80А застосована системагазотурбінного наддуву, яка складається з турбокомпресора, повітряноготрубопроводу, охолоджувача наддувочного повітря.
Для наддуву вибраний турбокомпресор типу ТК18, зуніфікованоготипорозмірного ряду.
Турбокомпресор встановлений з боку фланця основного відборупотужності дизеля на кронштейні зварної конструкції. На всмоктуванні компресоратурбокомпресора (ТК) встановлений всмоктуючий патрубок з фланцем для під¢єднування трубивідсмоктування газів з картера дизеля. Масло на змазку підшипників ТКпідводиться з системи змащування дизеля, без додаткової його фільтрації, івідводиться в картер дизеля.
Вода для охолоджування корпусів ТК підводиться по трубі зводяної системи дизеля.Відвід охолоджуючої води проводиться по трубі взагальну трубу відведення води від дизеля.
До вихідного отвору корпусу компресора приєднується трубопровідповітря, котрий складається з литого поворотного патрубка і зварної труби. Трубопровідповітря з’єднує ТК з охолоджувачем наддувочного повітря і кріпиться до блокудвигуна і кронштейна ТК.
На вході в охолоджувач наддувочного повітря встановленазаслінка, яка перекриває надходження повітря в двигун при його аварійнійзупинці.
Заслінка кріпиться до фланця охолоджувача наддувочного повітряболтами, а з трубопроводом повітря з’єднується за допомогою гумового рукава іхомутів.
1.1.9 Система охолодження
Система водяна, циркуляційна двоконтурна. Забезпечує відведеннятепла від дизеля і турбокомпресора, охолоджування масла і наддувочного повітряпідігрів палива в паливопідігрівнику і обігрів кабіни машиніста в холодний часроку.
Кожен контур має свій трубопровід, насос. Черезрозширювальний бак контури з’єднуються між собою і з атмосферою.
Перший контур (гарячий контур) служить для охолоджуваннядизеля і турбокомпресора. Гарячою водою цього контурна здійснюється підігрівпалива і кабіни машиніста. Охолоджена вода в радіаторних секціях, тепловозів,по трубопроводу засмоктується насосом, встановленому на дизелі, і нагнітаєтьсяпо трубопроводу в циліндри дизеля і турбокомпресор, де відібравши частинутепла, поступає у відвідний колектор і трубопровід, по якому відводиться всекції. Від відвідного колектора, турбокомпресора і секцій за допомогоютрубопроводів здійснюється відведення повітря і пароповітряної емульсії врозширювальний бак. Бак сполучений зі всмоктуючим трубопроводом, трубопроводомпідпору. Через трубопровід проводиться заповнення контуру водою і злив. Ухолодний час гаряча вода поступає в підігрівач палива і калорифер обігрівкабіни машиніста, регулювання температури здійснюється вентилями на вході.
У другому контурі (холодний контур) вода з радіаторнихсекцій, тепловозів, по трубопроводу засмоктується насосом і нагнітається потрубопроводу в повітроохолоджувач, а потім через терморегулятор і холодильникмасла по трубопроводу повертається в секції де охолоджується. Підтримуючитемпературу масла в контрольованій точці системи змащування, терморегулятор розподіляєпотік |охолодженої води, що йде в холодильник і на перепускання мимохолодильника по трубопроводу. По трубопроводам повітря і пароповітряна емульсіявідводиться від секції в розширюючий бак, котрий з’єднаний трубопроводомпідпору з трубопроводом всмоктування на вході насосу. З повітроохолоджувача потрубопроводу відбувається відвід повітря і пароповітряної суміші в обвіднийколектор першого контуру.
1.1.10 Система змащування
Система змащування забезпечує, безперервну подачу масла до деталейкотрі труться і одночасно відводячи від них тепло, забезпечує охолоджуванняпоршнів і передпускову прокачування дизеля маслом.
Система змащування циркуляційна під тиском і скомпонована надизелі. Істотною особливістю даної системи є те, що вона одноконтурна. Піддонне розділений на порожнини холодного і гарячого масла, а два масляні насосистоять 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 уфільтр тонкого очищення масла, а потім поступає по трубопроводу в холодильникмасла. Після проходження холодильника масло поступає в насос, який по трубі нагнітаємасло у фільтр грубої очистки масла вбудований в рамі дизеля, і далі маслопоступає в нижній колектор. З нижнього колектора масло розповсюджується покорінних опорах колінвалу і по спеціальних свердленнях поступає на змащування коріннихпідшипників, далі на змащування шатунних підшипників, шарнірів верхніх головокшатунів і охолоджування поршнів.
З нижнього колектора по вертикальній трубі масло подається вверхній колектор через розподільну, коробку. У вертикальній трубі є сопла, якізабезпечують змащування пар, що труться 6зубчатих передач редукторарозподільчого валу. Тут забезпечується подача масла на переднюю опорурозподільчого валу і по свердленнях, виконаних в розподільчому валу подаєтьсяна всі підшипники по опорах розподільчого валу.
З розподільної коробки масло підводиться до турбокомпресору ідо розподільної коробочки для КРМ.
З верхнього колектора масло поступає на змащування клапанно-ричажнихмеханізмів кришок циліндрів.
З турбокомпресора масло зливається по трубопроводу вмаслозбірник глазком, що забезпечує контроль наявності масла для змащуванняпідшипників турбокомпресора, а потім по трубі зливається в блок.
Для передпускового прокачування маслом використовується маслопрокачуючийагрегат, котрий забирає масло з маслозбірника і нагнітає його у фільтр грубогоочищення, а потім в нижній колектор. Після цього поступає до всіх необхіднихвузлів. На трубопроводі є зворотній клапан для запобігання руху масла до МПАпри роботі двигуна після запуску.
Для підвищення чистоти масла і збільшення моторнихвластивостей використовується відцентровий фільтр і диспергатор.
Насос відцентрового фільтру забирає масло з картерамаслозбірника і по трубопроводу проводить нагнітання на ЦФ і по трубі на диспергатор.На ЦФ є клапан перепускання, який здійснює перепускання масла в головну системузмащування при підвищенні тиску масла перед ЦФ.
1.1.11 Паливна система
Паливна система забезпечує подачу палива в циліндри дизеля назгорання і його підготовку (фільтрація, підігрів). Паливний бак виконаний увигляді ємкості, де міститься витратна кількість палива.
Паливо з бака, тепловоза, по трубопроводу через фільтр грубоїочистки засмоктується помпою встановленою на дизелі, і нагнітається потрубопроводу через один з витратомірів через фільтр тонкої очистки втрубопровід живлення паливних насосів, виконаний у вигляді колектора, звідкипаливо подається до насосів високого тиску котрі дозують паливо відповідно донавантаження і подають його в циліндри на згорання через форсунки.
Надлишок палива по трубопроводу через другий витратомірповертається в бак через клапан перепускної і підігрівач палива. Для підтримкитиску в трубопроводі перепускний клапан відрегульований на відкриття при тиску13 кгс/см2.
Чисте паливо, що просочилося з форсунок, відводиться подренажному трубопроводу в бак.
Передпускове прокачування системи паливом здійснюєтьсяавтономним паливо підкачуючим агрегатом, який засмоктує паливо з бака черезфільтр грубої очистки і нагнітає в трубопровід. Запобіжні клапани перешкоджаютьзворотному перетіканню палива при роботі помпи або паливо підкачуючогоагрегату. Забруднене паливо (85% палива, 15% масла), що просочилося з насосіввисокого тиску відводиться в дренажний бак
У холодний час паливо підігрівається шляхом подачі гарячоїводи в підігрівач з системи охолоджування.
Манометри показують тиск до і після фільтру, тонкої очисткипалива, тобто після підкачуючої помпи і перед насосами високого тиску.

 
2. МОДЕЛЮВАННЯРОБОЧОГО ПРОЦЕСУ ЧОТИРЬОХТАКТНОГО ДИЗЕЛЯ
Рішеннязадачі вибору конструктивних і регулювальних параметрів двигунів будь-якогопризначення за яким-небудь критерієм може здійснюватися двома методами:експериментальним або розрахунковим. Можливо і їхнє сполучення. Експериментальнийметод вимагає значних витрат матеріальних, енергетичних і трудових ресурсів навиготовлення натурних зразків двигунів і вузлів до них і проведення їхніхвипробувань. Крім того, його реалізація виявляється дуже тривалою, а найкращийрезультат, може бути і не досягнутий.
Розрахунковийметод представляється кращим особливо на початковій стадії проектування. Вінзаснований на математичному моделюванні робочого процесу ДВЗ, однак, йогореалізація вимагає наявності достовірної та адекватної математичної моделіпроцесів, які протікають у ДВЗ, а також проведення її адаптації до конкретноїзадачі оптимізації цих процесів за обраним критерієм.
Упроведеному дослідженні, за критерій оптимізації конструктивних і регулювальнихпараметрів тепловозних ДВЗ обрана питома середньоексплуатаційна витрата geсер.е [1], а для її визначення необхідно математичне моделювання робочогопроцесу (циклу) усього розгорнутого ДВЗ.
ge />
Де Ne i, ge i, фi – відповідно ефективна потужність, питома ефективнавитрата палива і відносний час роботи дизеля на i-тій позиції контролерамашиніста, r- число позицій контролера, з урахуванням і тепловозного холостогохода, kп =1,05…1,1–коефіцієнт, що враховує перевитрату палива наперехідних процесах.
В даний часвідома досить велика кількість математичних моделей робочого процесу (абоциклу) ДВЗ. Усі їх можна розділити на газодинамічні й термодинамічні. Першізасновані на застосуванні системи рівнянь збереження маси, імпульсу, енергії йрівняння стану, які записані для кожної розрахункової зони двигуна. В основудругих покладено рішення спрощеної системи рівнянь, що включають лише рівняннязбереження маси, енергії й рівняння стану.
Прибезумовних перевагах (можливість простежити зміну параметрів газового потоку нетільки в часі, але і по координатах розрахункової зони) газодинамічні моделі незнайшли широкого поширення. Це викликано тим, що рішення системи нелінійнихдиференціальних рівнянь у частинних похідних, які покладанні в основугазодинамічних моделей, виявляється громіздким і працеємними, тому щовирішуються за методом кінцевих різниць, застосування якого до нелінійних системвимагає спеціальних штучних прийомів для збіжності рішення: зміни різницевоїсхеми, зміни кроку розрахунку за часом і координатою. У результаті при користуваннізагальнодоступними ЕОМ час розрахунку навіть одного варіанта виявляється доситьтривалим. У нашому випадку кількість досліджуваних варіантів досягає сотень, ав кожнім варіанті розрахунок ведеться для 9…17 режимів.
Багаторічнийдосвід розрахунків робочого циклу ДВЗ за допомогою термодинамічних моделейпоказав, що вони добре працюють при відносно низьких швидкостях газових потоківі невеликій довжині розрахункових зон. Контроль довжини розрахункової зони, щозабезпечує придатну для практичних цілей точність, варто вести по величинічисла Струхаля [2]. У роботах [2,4,5] показано, що задовільна точністьрозрахунків досягається при
/>.(2.1)
У данійроботі була використана математична модель робочого циклу, що викладена вроботах [3,4,5]. Вибір цієї моделі порозумівається тим, що вона чуттєва дорежиму роботи (n, Nе), зміні регулювальних і конструктивних параметрів двигуна,а також зміні зовнішніх умов (po, to). Вона відноситьсядо групи термодинамічних моделей, розрахункові схеми газоповітряного трактуякої побудовані на зонному принципі. Це значить, що весь цей тракт розбиваєтьсяпослідовно на ряд розрахункових зон, що представляють собою для реальногодвигуна елементи відповідного призначення: повітряний фільтр, трубопровід відфільтра до нагнітача, нагнітач, охолоджувач наддувного повітря, наддувнийколектор від охолоджувача до випускних клапанів, циліндр, випускний колектор,перетворювачі імпульсів, турбіна, глушитель. Для кожної розрахункової зонискладається своя система рівнянь, рішення якої дозволяє визначити параметриробочого тіла (газу) у ній. При термодинамічному підході ця система включаєчотири рівняння. Це рівняння збереження енергії (2.2), маси (2.3), рівняннястану (2.4) і рівняння V=f (цо) (1.5), що мають вид:
/>(2.2)
/>(2.3)
/>(2.4)
/>(2.5)
де u — внутрішня енергія газу в розглянутій зоні;
qv — інтенсивність об’ємного джерела теплоти в розглянутій зоні;
qsj — інтенсивність теплообміну через контрольну поверхню;
Fq– площа контрольної поверхні, на котру діє джерело теплоти;
Fм -площаконтрольної поверхні, що обмежує зону, що перетинає потік маси;
і — числоділянок контрольної поверхні, через котру відбувається теплообмін;
n — числоділянок, що перетинає потік маси;
h — питомаентальпія газу, що перетинає контрольну поверхню й обумовлена по загальмованихпараметрах;
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 потікгазу;
dМ-кількість газу, що перетинає «i-у» контрольну поверхню;
с -миттєвашвидкість поршня;
t -час.
Стикуваннязон проводиться з умови рівності потоків маси й енергії через контрольніповерхні роздягнула сусідніх зон. Нижче приведено короткий опис математичноїмоделі робочого циклу чотиритактного комбінованого двигуна, яка адаптована додвигунів Д80 і відповідна їй розрахункова схема (див. рисунок 1.1). Це зробленодля того, щоб показати які конкретно підходи використовувалися в даномудослідженні, тому що в базовій моделі [3,4,5] допускається моделювання окремихявищ та процесів у деяких розрахункових зонах різними методами з використаннямрізних рівнянь (згоряння, тепловіддача, період затримки запалення в циліндрі іт.д.).
Примоделюванні процесів стиску й згоряння – розширення в циліндрі використовуютьсярівняння (2.2)…(2.5). Оскільки ці процеси протікають при закритих органахгазорозподілу, то витоками газу зневажають. Тоді
/>(2.6)
і
/> ,(2.7)
де В –циклова подача палива.
Параметри стануробочого тіла визначаються рівняннями (2.8) та (2.9).
/> (2.8)
/> (2.9)
У процесістиску В = 0.
/>
Рисунок 2.1Розрахункова схема розгорнутого дизеля
Інтегруваннярівнянь (2.8) і (2.9) у функції від dtпроводиться модифікованим методом Ейлера, але не за часом t, а покуті обертання колінчатого вала двигуна ц, що зв’язаний з ф простим рівнянням:
/>  (2.10)
де nД– частота обертання колінчатого вала.
Вхідні урівняння (1.8) і (1.9) величини визначаються по відомих формулах.
Поточнийоб’єм циліндра і його збільшення обчислюється по формулах:
/>;(2.11)
/>.(2.12)
Кількістьсуміші в циліндрі можна визначити як:
/>(2.13)
акількість молів суміші як:
/>(2.14)
Де
/> 
–коефіцієнт молекулярної зміни при aц = 1;
g– коефіцієнт залишкових газів;
aц – коефіцієнт надлишку повітря в циліндрі;
х– часткапалива, що згоріла до даного моменту часу.
Удаванамолекулярна маса суміші дорівнює

/>(2.15)
де
/> – молекулярначастка в суміші продуктів згоряння,
/> – молекулярна частка повітряв суміші.
Питомімольні теплоємності повітря, продуктів згоряння і їхньої суміші визначаються зурахуванням їх залежності від температури по формулах:
/> (2.16)
/>(2.17)
/>(2.18)
а масоватеплоємність по формулі:
/>(2.19)
Чисельнізначення коефіцієнтів “а” і “b” у формулах (2.16) і (2.17) приведені в літературі,наприклад, у [6].
Аналогічнообчислюються mСр пов і mСр п.с. Інтенсивність внутрішнього джерелатеплоти qv, обумовленого вигорянням палива, можна знайти по формулі:
/>(2.20)
Прирозрахунку стиску qv=0, тому що В=0.
Основнітруднощі розрахунку qv зв’язані зі складністю визначення частки вигорілогодо даного моменту часу палива х. Базова модель допускає застосування будь-якихвідомих, або нових рівнянь, чи залежностей моделей для х. Найбільш відоміемпіричні залежності для визначення х, запропоновані Нейманом К. [7], ГончаромБ.М. [8], і Вибе І.І. [9]. Більш точна, але і складна модель розробленаРазлейцевим М.Ф. [10]. Однак, при користуванні нею приходиться виконувати великийобсяг попередніх розрахунків, у яких використовуються коефіцієнти, одержуваніекспериментальним шляхом для конкретного типу ДВЗ.
У даномудослідженні моделювання процесу вигоряння палива в циліндрі здійснювалося звикористанням формули проф. Вибе І.І. [9,11]:
/>(2.21)
де цz– тривалість згоряння по куті повороту колінчатого вала (п.к.в.);
цн– кут початку згоряння;
ц –поточний кут п.к.в.;
m –показник характеру згоряння.
Недолікомметоду проф. Вибе І.І. є те, що він не враховував вплив на згоряння процесівсумішоутворення і режимних факторів [10]. Тому в даному дослідженні«m» і «цz» визначаються в залежності від aц, nД, В:
m = 0,якщо
/>
і m =0,61159 В 103 – 0,3914971, якщо
/> (2.22)
/> (2.23)
Кутпочатку згоряння палива в циліндрі двигуна визначається по формулі:
/> (2.24)
де цвпр — кут початку упорскування палива в циліндр (регулювальний параметрДВЗ);
ц зад. — кут затримки запалення палива в циліндрі, о п.к.в. і обчислюєтьсяпо формулі:
/> (2.25)
де р, Т –тиск і температура робочого тіла в циліндрі, Па і К.
Eak=22000кдж/кМоль — енергія активації.
Формули(1.22), (1.23), (1.24) і (1.25) отримані шляхом обробки серії індикаторнихдіаграм двигуна Д70 (прототип двигуна Д80) у широких діапазонах режимів роботи(nД, В) і перевірені при обробці діаграм двигунів Д80.
Кількістьтеплоти, передана за рахунок тепловіддачі від газу в стінки циліндра, можнавизначити по рівнянню:

/>(2.26)
де: Fq — поверхні, що обгороджують об’єм циліндра і мають температуру ТСТ ;
aJ — коефіцієнт тепловіддачі;
l — кількість цих поверхонь;
Т — поточна температура робочого тіла (газу) у циліндрі.
Прирозгляді 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 k1і k2 – коефіцієнти, що враховують збільшення поверхонь поршняй кришки за рахунок виточень, лунок і т.д. (значення k1 і k2 визначаютьсяз використанням креслень кришки й поршня).
Прирозрахунку середня температура кожного елемента поверхні ТСТ приймаєтьсяпостійною і визначається в залежності від температури TCTji частиниелемента поверхні (j -ої)
/>(2.30)
де TCTji–температура “i-го” елемента “j -ої” поверхні.
Значення TCTjiiбереться з експериментальних даних.
Величиниповерхні гільзи FГ і температура уздовж її утворюючої міняєтьсяпротягом циклу. Зміна температури поверхні гільзи уздовж утворюючої можна здостатньої для практики точністю апроксимувати експонентою [4]:
/>(2.31)
де ш, У1і В2 — деякі постійні;
S і d – хід поршня і надпоршневий зазор.
Тоді,згідно [4], із (1.30) після інтегрування можна отримати:
/>(2.32)
Визначеннякоефіцієнта тепловіддачі від газу в стінки камери згоряння бJ, щовходить у рівняння (2.26) проходить не без деяких труднощів. З літературних джерелвідомо значна кількість формул для визначення коефіцієнта тепловіддачі відгазів у стінки камери згоряння ДВЗ, отриманих різними дослідниками шляхомобробки експериментальних даних при вивченні теплообміну в циліндрах різнихтипів двигунів. Їхні порівняльні оцінка й аналіз по методиках проведення експериментів,формі представлення результату, виду і кількості обумовлених параметрів, щовходять у формули, приведені в роботі [17]. У даному дослідженні для розрахункутепловіддачі на тактах стиску й горіння – розширення використовується формулаГ. Вошні, а тактів випуску й наповнення – формула Ейхельберга. Але в нихуведені коефіцієнти, отримані в такий само спосіб, як і формули (2.22), (2.23),(2.24) і (2.25).
Для тактустиску розрахунок вівся з використанням рівняння:
/>(2.33)
а тактугоріння – розширення по формулі:
/>(2.34)
де КV– коефіцієнт, що враховує швидкісний режим:
/> (2.35)
Для тактувипуску розрахункова формула має вид:
/>(2.36)
а тактунаповнення:
/>(2.37)
У формулах(2.33), (2.34), (2.36) і (2.37) Cm=S×n /30 — середня швидкість поршня.
Примоделюванні газообміну між об’ємами циліндра, впускним і випускним колекторами,що відбувається через відкриті газорозподільні органи, параметри газу вциліндрі визначаються шляхом рішення наведеної вище системи рівнянь(2.1)…(2.4), що у цьому випадку приймає вид:

/>(2.38)
/>(2.39)
/>(2.40)
де qv=0– тепловиділення від згоряння палива відсутнє.
Інтенсивністьпотоку маси через контрольні поверхні газорозподільних органів у залежності відвиду витікання визначається по формулах:
— дляпідкритичного витікання:
/>(2.41)
— длянадкритичного витікання:
/>(2.42)
де р1і r1 — тиск і густинаробочого 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).
Ентальпіяробочого тіла, що перетинає контрольну поверхню, визначається по загальмованихпараметрах:
/>(2.43)
де Cpmiі Ti — середня ізобарна масова теплоємність і температура зтого боку контрольної поверхні, де тиск більший.
Урезультаті чисельного інтегрування системи рівнянь (2.38)…(2.40) можна отриматипоточні значення тиску, температури і складу робочого тіла в циліндрі, а такожпоказники якості процесу газообміну: маса повітряного заряду, коефіцієнтивитоку продувного повітря і залишкових газів, середній тиск насосних утрат.
Параметриробочого тіла у випускному колекторі визначаються шляхом чисельногоінтегрування рівнянь:
/>(2.44)
/>(2.45)
/>(2.46)
отриманихз основної системи (2.2)…(2.5).
Тут qv=0і d=0, тому що у випускній системі відсутнє тепловиділення та об’єм колекторапостійний V = const, значення Z1 залежить від типа системи випуску:одноколекторна чи двохколекторна. Для одноколекторної системи, як джерела масивиступають циліндри (Z1), а як стік – вхідний патрубок турбіни, томупідсумовування по кількості контрольних поверхонь для кожного випускногоколектора йде до (Z1 + 1).
Величиноювтрат теплоти в теплоізольованих колекторах дизелів Д80 можна зневажити, тому:
/>(2.47)
Моделюванняроботи турбокомпресора ведеться з урахуванням руху його ротора під дією моментувід газових сил, які діють на колесо турбіни, і моменту опору, створеногокомпресором і механічними втратами. Тоді рівняння руху ротора буде мати вид:
/>(2.48)
де JTK– момент інерції ротора турбокомпресора;
MTi — момент на турбіни, по «i-му» входу газів;
MKі Mмех – гальмовий момент компресора і механічних утрат;
щТК — частота обертання ротора.
Моментисил газів на колесах турбіни і компресора можна визначити по формулах:
/>(2.49)
/>(2.50)
де GTiі GK – миттєві витрати газу через «i-ий» вхід турбіни ікомпресора;
Над.Tiі Над.K — миттєві адіабатні питомі роботи на турбіні ікомпресорі по «i-му» входу;
зTi ізK — миттєві к.к.д. турбіни і компресора;
Ммех-береться по паспортним даним турбокомпресора.
ВеличиниНад. Ti і Над.К можна визначити по формулах:
/>(2.51)
/>(2.52)
де рТій рЗ.Т — тиск газу перед «i-м» входом у турбіну і затурбіною;
рк — ступінь підвищення тиску в компресорі;
ТТі іТо — температура газу перед турбіною і повітря перед компресором;
k і kTi — показники адіабат повітря і продуктів згоряння (визначається з урахуваннямскладу і температур газу).
Для всіхдосліджуваних модифікацій двигунів сімейства Д80 передбачається використовуватитурбокомпресори, які випускаються серійно у ВО «Пенздизельмаш»(Росія). Це турбокомпресори ТК-41, ТК-30, ТК-23 і ТК-18. Характеристикикомпресорів цих турбокомпресорів у виді графічних залежностей відомі. Ці характеристикивведені в програму розрахунку у вигляді поліномів третього ступеня, отриманихшляхом обробки паспортних графічних характеристик:
/> (2.53)
/> (2.54)
Характеристикитурбін зазначених вище турбокомпресорів вводяться в програму розрахунку увигляді апроксимуючих залежностей, запропонованих у [12]:

/> (2.55)
де В, В1,В2 і В3 – постійні коефіцієнти; Х=Хад./Хопт;Хад.=U/Сад.;
Хопт.,-значення Хад,при якому досягається максимум значенняк.к.д. зТ.max;
eп –ступінь геометричної парціальностітурбіни;
б –кутвиходу потоку із соплового апарата турбіни.
Дляповнопоточної турбіни вираження (1.55) має вигляд:
/> (2.56)
Длявизначення 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 ємностівизначеного об’єму, витікання газу з який відбувається через еквівалентнийотвір з гідравлічним опором, рівним опору трубопроводу від турбіни до глушителя.
Для описупроцесу в такій ємності можна скористатися рівняннями збереження маси, енергіїй рівнянням стану у вигляді:
dM = dMЗТ — dMОТ ,  (2.57)
/>(2.58)
/>(2.59)
У данійсистемі dMЗТ визначається по видатковій характеристиці турбіни зурахуванням, що

dMЗТ =GЗТ dt, (2.60)
а масагазу, що вийшов через еквівалентний отвір по формулі:
/> (2.61)
де р- тискгазів у зоні;
/> – тиск газівна вході в глушитель;
∆р-гідравлічний опір глушителя.
Температурагазу на виході з турбіни визначається по формулі:
/>(2.62)
Основнізовнішні й індикаторні показники двигуна визначаються по відомих формулах.
Ефективнапотужність дорівнює:
/>(2.63)
а питомаефективна витрата палива дорівнює
/>(2.64)

де z і Vh — число циліндрів і робочий об’єм циліндра; ре — середнійефективний тиск.
У моделі ревизначається по формулі:
ре=рі- рмо+ рнх (2.65)
де рій рнх – середній індикаторний тиск і середній тиск насосних ходів,обумовлені в процесі розрахунку робочого циклу, Па:
/> (2.66)
pмо– середній тиск механічних опорів, Па;
pмо– визначається тільки експериментальним шляхом. Причому для одержаннядостовірних даних приходиться використовувати відразу кілька методів: обробкаіндикаторних діаграм, прокручування двигуна від стороннього джерела енергії,метод “вибігу”, відключення циліндрів. Результати експериментів вводятьсязвичайно, в модель робочого циклу у виді емпіричної залежності pмо відпараметрів, що характеризують режим двигуна. Якщо моделюється робочий циклпроектованого двигуна (якого немає в металі). то в модель вводять емпіричні залежностіпо двигунах близької розмірності і швидкості. У даній роботі середній тискмеханічних утрат pмо визначається по емпіричній формулі, якаотримана в результаті обробки експериментальних даних по двигунах Д70:
pмо=0,45 pі0,35(4,667+Cm) (2.67)

 
2.1 Методика розрахункуутворення оксидів азоту в циліндрі дизеля
Оксидиазоту, що утворяться при згорянні органічного палива в повітрі, розділяють натермічні, швидкі і паливні. В основі такої класифікації лежать уявлення про різнімеханізми утворення NOx [13]. Експериментально доведено [14], що увипускних газах дизелів кількість оксиду азоту NO складає вище 90% від всіхінших окислів азоту. У роботах [13…15] показано, що при температурах вище2000К утворення NO відбувається по термічному механізмі, і прирішенні практичних задач внеском інших видів механізму утворення загальноїконцентрації NO можна зневажити. Такий підхід обумовив широке використання длярозрахунків процесів утворення NO математичних моделей, що базуються нарівняннях термічної теорії, запропонованих у роботі [15].
У данійроботі на основі термічної теорії шляхом узагальнення даних про кінетикуреакцій і обліку особливостей згоряння в дизелях була розроблена і прийнята дляпрактичного використання двозонна модель утворення оксиду азоту. Модельбазується на допущенні, що утворення NO у зоні продуктів згоряння, де місцевийкоефіцієнт надлишку повітря a =1, відбуваєтьсядвома шляхами: ланцюговим і бімолекулярним [14, с. 35].
Уланцюговому механізмі основними реакціями є:
k1n
N2+O2NO + N, (2.68)
k1p
k2n
N+O22NO (2.69)
k2p

Прибімолекулярному механізмі утворення оксиду азоту відбувається наступна реакція:
k4n
N2+O22NO (2.70)
k4p/> />
Напідставі цих посилок було отримано диференціальне рівняння, що дозволяєрозраховувати концентрацію rNO оксиду азоту в будь-який момент часув зонах продуктів згоряння [14, c.42]:
де р –поточне значення тиску газів у циліндрі, Тср – поточна середня помасі газу температура всіх продуктів згоряння. Вона визначається з урахуваннямзміни за часом кількості молей свіжого заряду і продуктів згоряння (Мпз=f1(t), Мсм=f2(t)) івідомої емпіричної залежності для закону згоряння палива x=x(t), а також відомих умов теплообміну між газом у циліндрі йстінками.
У роботі[14] приведені всі необхідні залежності для розрахунку констант швидкостіреакцій k4, k1n, k1p, k2n, k4n, рівноважних концентрацій r, rNO, r, r2 і середньої помасі температури Тср у зоні продуктів згоряння.
Диференціальнерівняння (2.71) дозволяє підрахувати зміну концентрації rNO задеякий проміжок часу dt (крокрозрахунку), якщо мають місце реакції, що йдуть по рівняннях (2.68)…(2.70),відомі поточні миттєві значення р, Тср, r, rNO, r, r2,а кількість молів продуктів згоряння не змінюється. Рівняння (2.71) дає лише усередненийоблік зміни за часом кількості молів продуктів згоряння – через поточнізначення тиску і температури, що, у свою чергу, залежать від кількості молів. Удійсності концентрація NO змінюється за рахунок дії декількох механізмів.Припустимо, що протікають наступні процеси:
– реакції утворення NO по рівняннях (2.68)…(2.70);
– додавання в зону продуктів згоряння порцій нових, тільки щоутворених
продуктів;
– додавання в зону, де відбуваються процеси утворення NO,порцій
продуктівзгоряння, що унаслідок турбулентного перемішування виявилися
на якийсьчас біля відносно холодної стінки камери згоряння й остигнули до
температур,при яких реакції по рівняннях (2.68)…(2.70) не йдуть.
У зновуутворених порціях продуктів згоряння початкова концентрація rNO = 0,тому що реакції по рівняннях (2.68)…(2.70) тільки починаються. Унаслідокдодавання порцій, що не містять NO, відбувається «розведення» існуючої зони продуктівзгоряння, що викликає зменшення концентрації окису азоту.
Розглянемодетальніше роль теплообміну між зоною продуктів згоряння і стінками циліндра.Як уже підкреслювалася, середня по масі температура продуктів згоряннявизначається в [14] з обліком конвективного теплообміну. Інтенсифікаціятеплообміну приводить до зменшення Тср і швидкостей утворення NO зарахунок зменшення констант швидкостей реакцій. Насправді конвективний теплообмінміж газом і стінками циліндра викликає більш складний зв’язок між рівнемтемператури продуктів згоряння й інтенсивністю утворення NO. Він обов’язковопередбачає наявність градієнта температури в газі біля стінки. Причому безпосередньобіля стінки газ приймає її температуру. Якщо врахувати те, що температурастінки камери згоряння знаходяться в межах 450…500 К, а реакції утворення NOпротікають, починаючи з температури 2000 К та вище, те можна зробити висновокпро те, що поблизу стінок камери згоряння існує зона, у якій реакції утворенняNO через низьку температуру не протікають. Розміри цієї зони обмежені, з одногобоку, поверхнею камери та кришки циліндра, а, з іншого боку – умовноюізотермічною поверхнею з температурою 2000 К. Таким чином, ми приходимо дотрьох зонної моделі процесів у циліндрі, що передбачає існування зони свіжогозаряду, зони продуктів згоряння, у якій відбуваються реакції утворення NO(надалі активна зона), і зони продуктів згоряння поблизу стінки циліндра, деутворення NO не відбувається (надалі пасивна зона). Рух турбулентних моліввикликає безупинне перемішування газів в активній і в пасивній зонах. Томупоточні значення концентрації NO будемо в обох зонах вважати однаковими. Прицьому пасивна зона виконує роль буфера, у якому процеси, що протікають порівняннях (2.68)…(2.70), не відбуваються, але значення поточної концентрації NOу цій зоні змінюються за часом унаслідок перемішування з газом активної зони.
Виходячи зприведених вище уявлень про характер протікання процесів у зоні продуктівзгоряння, можна запропонувати математичну модель для розрахунку концентраціїтермічного оксиду азоту в циліндрі дизеля, що буде враховувати утворення NO пореакціях (2.68)…(2.70), зменшення концентрації внаслідок розведення зонипродуктів згоряння порціями газу не утримуючого NO і наявність пасивної зонибіля стінки.
Кількістьмолів NO значно менше, ніж кількість молів продуктів згоряння. Це даєможливість визначати концентрацію оксиду азоту в зоні продуктів згоряння поспрощеній залежності:
/>

е MANO(t), MPNO(t) –кількість молів оксиду азоту в активній і в пасивній зонах; МАПС(t), МАПС(t) –кількість молів продуктів згоряння в активній і в пасивній зонах.
/>

Тодіпохідна від концентрації за часом може бути виражена по формулі:
/>

або
Коефіцієнтy у рівнянні (2.74) являє собою відносне число молівпродуктів згоряння, що знаходяться в активній зоні.
Похідна (dMNOA /dt)МПС=const характеризує зміну концентрації NO вактивній зоні в результаті реакцій (2.68)…(2.70) при фіксованому числі молівпродуктів згоряння і цілком збігається з правою частиною рівняння (2.71). Іншийчлен рівняння (2.74) можна розглядати, як виправлення, що враховує змінуконцентрації NO у результаті розведення знову утвореними порціями продуктівзгоряння. Знак (-) перед цим виправленням підкреслює той факт, що розведеннязавжди викликає зменшення концентрації.
Далізробимо оцінку значення коефіцієнта y у формулі(2.74).
Відомо, щов турбулентному потоці, обмеженому двома рівнобіжними площинами, профільшвидкості в напрямку, перпендикулярному поверхні, визначається емпіричною формулою[16, c. 57]:
w(y) = wo×(y/d)1/m, (2.75)
де y і d — відповідно відстані від поверхні до точки в потоці і доосі симетрії потоку, wo – максимальна швидкість потоку, а саме,швидкість на осі симетрії потоку.
Приймемодля продуктів згоряння число Прандтля Pr=1. Тоді швидкість горіння і надлишковіщодо температури стінки ТСТ температури газу в потоці будуть міжсобою подібні. Надлишкову температуру газу в будь якій точці потоку можназнайти, як
q = qо×(y/d)1/m, (2.76)
де q = Т- ТСТ, qо =То-ТСТ
У формулі(1.76) замість максимальної надлишкової температури запишемо її вираз черезсередню по масі надлишкову температуру в зоні продуктів згоряння. У цьомувипадку будемо мати:
q = qСР×(ь+1)×(н.d)1.ь.ь = (ЕСЗ –ЕСЕ)×(ь+1)×(н.d)1.ь.ь (2ю77)
Відноснечисло молів продуктів згоряння в пасивній зоні буде залежати від відноснихрозмірів пасивної зони і від абсолютних значень середньої по масі температури впасивній зоні і середньої по масі температури всіх продуктів згоряння:
МПСР/(МПСР+ МПСА) =(yТ=2000/d)×(TCP/TCPP) (2.78)
У пасивнійзоні розподіл температури в напрямку, перпендикулярному до стінки, має характерблизький до лінійного. Тому приймемо:
ТСРР=0,5×(ТСТ+2000) (2.79)

Вирішуючи(1.77), (1.78) і (1.79) одержимо формулу для визначення коефіцієнта y:
/>
/>
Розрахунокпохідної (dMNOA /dt)МПС=const теперварто проводити, використовуючи не середню по масі температуру всіх продуктівзгоряння ТСР, а середню по масі температуру продуктів згоряння вактивній зоні, тому що саме від температури в активній зоні залежать значенняконстант швидкостей реакцій по рівняннях (2.68)…(2.70). Цю температуру можнавизначити по формулі:
Значення mу (2.75)…(2.81) для турбулентного потоку залежить від числа Рейнольдса Re.Збільшення Re приводить до збільшення m. У трубах при Re=1,1×105 m=7, а при Re=3,24×106m=10 [16, c.57]. За даними [17], у камерах згоряння дизелів різних типів числоRe у період згоряння знаходиться в межах 1×105…5×106… Виходячи з цього, можна прийнятиm=8…10. Інтегрування рівняння (1.74) при початкових умовах rNO(t)t=0=0дозволяє визначити поточну концентрацію оксиду азоту в зоні продуктів згоряння.
Поточнусередню концентрацію NO, а саме, число молів NO, віднесене до загальногочисла молів заряду в циліндрі, можна визначити по формулі:

/>
Зприведеної трьохзонної моделі, як окремий випадок випливає базова двохзоннамодель [14]. Для цього потрібно прийняти m® ¥ і припустити, що додаток у (2.74), що враховує розведеннязони продуктів згоряння новими порціями, дорівнює нулю.
Приведенавище модель реалізована в програмі розрахунку робочого процесу тепловозногодизеля типу Д80. Результати розрахунку викидів оксидів азоту приведені у видіграфіків у розділі 3.
математичнийтепловозний двигун дизель

 
3. ВИБІР РАЦІОНАЛЬНОЇТЕПЛОВОЗНОЇ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДИЗЕЛЯ 10Д80 ІЗ ДВОМА НОМІНАЛЬНИМИ ПОТУЖНОСТЯМИ 590КВТ ТА 883 КВТ ДЛЯ МАНЕВРОВОГО ТЕПЛОВОЗА ТЕМ103
Маневровітепловози з дизелями з номінальною потужністю Ne = 588 кВт (800к.с.) досить широко використовуються на промисловому транспорті й на“Укрзалізниці”. Це в основному тепловози ТГМ4М. Багато хто з них уже відробилисвій термін і застаріли як фізично, так і морально. Установлені на них дизелімають завищені витрати палива і не відповідають сучасним техніко-економічнимвимогам. Так, наприклад, сeредньоексплуатаційна витрата палива на тепловозахТГМ4 складає ge сер.е. = 0,265 кг/(кВт.год). Тому актуальним єрозробка нових вітчизняних маневрових тепловозів даної потужності з дизелямиукраїнського виробництва, зокрема з дизелями типу Д80.
Для дизеляманеврового тепловоза дуже важливим є його надійність і довговічність, паливнаекономічність і прийомистість. Тому для дизеля маневрового тепловоза бажаномати як можна меншу частоту обертання колінчатого вала на режимі номінальноїпотужності. Найбільш розповсюдженим значенням частоти обертання колінчатоговала для середньообертових дизелів маневрових тепловозів з електропередачею євеличина nном =750 хв-1. Рівень форсування номінального режимуроботи дизеля по середньому ефективному тиску з погляду довговічності інадійності роботи повинний бути нижче (ре= 8…9 бар), а з поглядупаливної економічності – вище (ре= 13…16 бар). У цьому планікомпромісним варіантом можна вважати ре= 11…14 бар. При виборідизеля на режим номінальної потужності Ne = 588 кВт можливі наступніваріанти:
1)  4ЧН26/27 (11Д80) з nном =1000хв-1, при цьому ре= 12,35 бар;
2)  4ЧН26/27 (11Д80) з nном =750хв-1, ре= 16,35 бар;
3)  6ЧН26/27 (10Д80) з nном =1000хв-1, ре= 8,23 бар;
4)  6ЧН26/27 (10Д80) з nном =750хв-1, ре= 10,98 бар;
При цьому 1-й та2-й варіанти це рядні чотирьохциліндрові дизелі, що мають незначну масу, щозбільшує масу баласту тепловоза. Крім того, у другого варіанта маються проблемиіз системою ГТН і дуже великих значень тиску згоряння при високому ступеніфорсування. Це зменшує надійність і довговічність роботи такого дизеля, вимагаєвисоких рівнів наддування (до 3…3,3 бар). До того ж чотирьохциліндрові дизеліпо потужності вже не можна форсувати до 880…1000 кВт, що суттєво з точки зорууніверсалізації перспективного тепловозу при різних потребних потужностях. Щостосується третього варіанта, то, як уже було сказано вище, для дизеляманеврового тепловоза небажано мати високу частоту обертання колінчатого валана режимі номінальної потужності, тому що це приводить до затягуванняперехідних процесів і до перевитрати палива на них. До того ж дуже малийступінь форсування при цьому приведе до поганої паливної економічності. Пристворенні нової серії вітчизняних маневрових тепловозів різного призначеннябажано розробити універсальний тепловоз з уніфікованими кузовами, але з дизель-генераторамирізної потужності. При цьому габаритні показники дизель-генераторів повиннібути однаковими, що здійсненно тільки при однакових по числу циліндрів дизелях.Тому, з огляду на створення варіантів тепловозів з дизелем 10Д80 із номінальноюпотужністю Ne = 883 кВт (1200 к.с.) необхідно здійснити четвертийваріант. Четвертий варіант з Ne = 588 кВт може бути здійснено привже досягнутому на дизелях Д80 рівні середнього ефективного тиску, а з Ne= 883 кВт при ре = 16,5 бар.
Мета дослідженняполягала у перевірці ефективності дизеля 10Д80 із сполученням вихіднихпараметрів, що повинні забезпечувати мінімальне значеннясередньоексплуатаційної витрати палива gе сер.е..
Дизель, якийрозглядався, має двох колекторну імпульсну випускну систему з двохзаходноютурбіною. Конструктивно цей варіант типовий для дизелів сімейства Д80 ізабезпечується заготівлями елементів колектора, що уже випускаються для дизелів4Д80 і 1Д80.
Для прийнятихвихідних основних конструктивних параметрів при перевірці ефективності посередньоексплуатаційній питомій витраті палива накладалися обмеження намаксимальний тиск згоряння рz і температуру газів перед турбіною ТТ.З огляду на середній рівень форсування дизеля 10Д80 и виходячи з забезпеченнянадійності і довговічності роботи для варіанта 10Д80 з Ne = 883 кВт ціобмеження були встановлені в розмірі рz =13 МПа і ТТ =823К. Численні випробування дизелів Д70 і Д80 підтвердили їх працездатність привищевказаних обмежувальних параметрах. Крім того, аналізувався отриманий рівеньмаксимальної частоти обертання ротора турбокомпресора ТК18С. У принципі можнадосягти отриманих при розрахунку значень nTКмах, застосувавшиспеціальні конструктивні заходи. Але для турбокомпресорів ТК18 виробництва«Пенздизельмаш» nTKmax=40000 хв-1.
Робочий процесдизеля з Ne = 590 кВт, nном =750 хв-1, ре=11 бар розраховувався на всіх дев’ятьох позиціях контролера машиніставідповідних наступним позиціям експлуатаційної характеристики з наступноювідносним тимчасовим завантаженням t на кожній позиції:
поз. 8: Ne=590 кВт, n = 750 хв-1, t = 1,5%;
поз. 7: Ne=500 кВт, n = 655 хв-1, t = 1,3%;
поз. 6: Ne=405 кВт, n = 560 хв-1, t = 1,2%;
поз. 5: Ne=335 кВт, n = 500 хв-1, t = 3,7%;
поз. 4: Ne=260 кВт, n = 450 хв-1, t = 4,4%;
поз. 3: Ne=185 кВт, n = 390 хв-1, t = 8,7%;
поз. 2: Ne=110 кВт, n = 350 хв-1, t = 8,8%;
поз. 1: Ne=37 кВт, n = 300 хв-1, t = 3%;
поз. 0: Ne=9 кВт, n = 300 хв-1, t = 45,6 %;
Ще трипозиції додаються по навантажувальній характеристиці при n = 750 хв-1:
поз. 11: Ne=883 кВт, n = 750 хв-1, t = 4,4%;
поз. 10: Ne=780 кВт, n = 750 хв-1, t = 8,7%;
поз. 9: Ne=670 кВт, n = 750 хв-1, t = 8,7%;
Придослідженні фази газорозподіли бралися штатними: кут відкриття випускнихклапанів jе = 130оп.к.в.; кут закриття випускних клапанів jе’ = 405оп.к.в.;кут відкриття впускних клапанів jd = 390оп.к.в.;кут закриття впускних клапанів jd’ = 584оп.к.в.
Кут початкуупорскування палива в циліндр jвпр= 713о п.к.в… Ступінь стискуe = 12.5. Площа мінімальногопрохідного перетину соплового апарата турбіни ТК18 Fca = 42 см2(2Ч21 см2).
Аналізефективності вихідного варіанта необхідний для оцінки можливості забезпеченняуніфікації елементів розподільного вала, поршнів і їхніх камер згоряння,елементів випускних колекторів дизеля 10Д80 с подібними елементами іншихдизелів сімейства Д80.
Результатирозрахунку робочого циклу дизеля 10Д80 с вихідними параметрами на режиміномінальної потужності приведені на рисунку 3.1. Тут і далі під такими жрисунками, що є копіями екрана монітора ПЕОМ, приведені основні показники роботидизеля. Ці показники означають наступне:
Ni – індикаторнапотужність у кВт;
Ne – ефективнапотужність у кВт;
Етк1 — ККДтурбокомпресора;
gi і ge — індикаторна й ефективна витрати палива, кг/(кВт·год);
Еvs – коефіцієнтнаповнення (hvs);
Рі і Ре –середній індикаторний і середній ефективний тиск в Па;
gam – коефіцієнтзалишкових газів (g );
Еі й Ееf — індикаторний (hі) і ефективний (hе) ККД дизеля;
Ац — коефіцієнтнадлишку повітря в циліндрі дизеля (a);
Рк і Рs — тискнаддувного повітря після компресора і перед
впускнимиклапанами (рк і рs) у Па;
Vпр — коефіцієнтвитоку продувного повітря (u);
Wog – відноснівтрати теплоти в робочому циклі через
стінки циліндра вохолоджуючу рідину й в масло (w);
Ртс – середній зацикл тиск газів перед турбіною в Па (рТср);
Рнх — середнійтиск насосних ходів у Па (рнх);
Тк і Тs — температури повітря після компресора і після охолоджувача
наддувногоповітря в К;
Ек1 – ККДкомпресора (hК) турбокомпресора;
Рz – максимальнийтиск згоряння в Па (рz);
Ттс – середнятемпература випускних газів перед турбіною, К (ТТср);
Del – відносне нев’язання масового балансу в %;
fng – кут початкугоріння палива (jн) в оп.к.в.;
nтк – частотаобертання ротора турбокомпресора, хв-1;
Вс – цикловаподача палива у циліндр дизеля на даному режимі роботи, кг,
fz – тривалістьгоріння палива (jz) в оп.к.в.;
Gs – витратаповітря через дизель у кг/с;
Gот – витратагазів через пропускний клапан, кг/с, (у нашому
випадку такогоклапану немає);
m – показник вемпіричній характеристиці згоряння Вібе;
Ет1 – ККД турбінитурбокомпресора;
gNO – питомий, уг/(кВт·год), викид оксидів азоту;
На самому рисункупоказані також криві зміни тиску по куті повороту колінчатого вала у випускнихколекторах Рт (суцільною лінією в одному колекторі, крапками – в іншому), увпускному ресивері Рs, у першому по порядку роботи циліндрі Р. Останнє показанов двох масштабах: по лівій шкалі в процесах стиску, горіння і розширення, а вперіод газообміну по правій шкалі, також як Рт і Рs. Також тут показані середнятемпература газів у циліндрі — t і частота обертання ротора ТК — ntk.
Аналізуючирезультати, отримані при моделюванні режиму номінальної потужності у вихідномуваріанті дизеля 10Д80, можна укласти, що питома ефективна витрата палива (ge= 0,2004 кг/(кВт·год)) є майже рекордною для дизеля сімейства Д80. При цьому індикаторнийККД досить високий (hі = 0,466), і завдяки невеликим насосним втратам (рнх=- 0,273 бар) маємо і непоганий механічний ККД дизеля (hм=0,907). При значенні площіпрохідного перетину соплового апарата турбіни ТК18С Fca= 42 см2виходить середній тиск наддування (рs=2,89 бар), який вище за середнійтиск випускних газів у випускному колекторі (рТср =2,65 бар). Прицьому інтенсивність продувки циліндрів достатня (u=0,063) с точки зоруохолодження випускних клапанів [20]. Це зв’язано з тим, що імпульс тиску випускнихгазів від сусіднього у даному колекторі циліндра не накладається на перекриттяклапанів, та не порушує продувку циліндрів. Це також сприяє великому значеннюкоефіцієнта наповнення (зvs = 0,975) і малому коефіцієнту залишковихгазів (г = 0,013). Достатньо інтенсивна продувка циліндрів приводить довідносно невеликої при даному рівні форсування температури випускних газів (ТТср=811К) чому сприяє також й високий коефіцієнт надлишку повітря (a= 2,11). Ця обставина, атакож припустимий максимальний тиск згоряння (рz = 129 бар) повиннізабезпечити достатню надійність роботи дизеля в експлуатації, що особливо важливов умовах кругло добової роботи маневрових тепловозів.
Результатирозрахунків робочого циклу дизеля 10Д80 с вихідними параметрами здвохколекторною випускною системою на всіх точках експлуатаційної характеристикипредставлені в таблицях 3.1 і 3.2 і на рисунках 3.2 і 3.3. Практично у всьомудіапазоні характеристики дизель працює з високими значеннями коефіцієнтанадлишку повітря a. Тільки на режимах 2…6 позиціях контролера машиніста (n = 350…560 хв –1)a
На рисунку 3.4приведена гістограма розподіли завантаження дизеля в експлуатації за часом(білі прямокутники). Там же показана частка палива, у відсотках, витрачена накожнім розглянутому режимі експлуатаційної характеристики (чорні прямокутники).Приведене також отримане значення середньо експлуатаційної питомої ефективноївитрати палива для 11-ти позиційного варіанту роботи з номінальною потужністю Ne= 883 кВт, яке склала gе сер.е.= 0,2131 кг/(кВт·год). Це надто нижченіж у тепловозів ТЕМ2М з дизелем ПДГ1М (gе сер.е.= 0,281кг/(кВт·год)). При роботі на 8-ми позиційному контролері з номінальною потужністюNe = 588 кВт gе сер.е.= 0,2374 кг/(кВт·год). Це значеннятеж значно менше ніж у прототипу дизеля 211Д-3М тепловоза ТГМ4М (gе сер.е.=0,265 кг/(кВт·год)).

 
/>
 
/>
 

 
/>
/>
 

 
/>
/>

/>
Врезультаті проведеного дослідження можна зробити наступні висновки:
1)  Тепловознийдизель 10Д80 (6ЧН26/27) при роботі у складі перспективного вітчизняноготепловозу ТЕМ103 має експлуатаційну паливну економічність на рівні кращихсвітових зразків і значно перевищує економічність прототипів, як за номінальноюпотужністю 588 кВт, так й при номінальній потужності 883 кВт;
2)  При роботіна 8-ми позиційному контролері машиніста температура випускних газів неперевищує 500оС, рівень утікання продувного повітря знаходиться умежах u = 0,05…0,11, що за данимиспеціальних випробувань попередника дизеля Д70 дозволяє стверджувати пронадійність роботи випускних клапанів. Максимальний тиск згоряння взагалі низькийі не перевершує 11 МПа. Все це сприяє надійній роботі дизеля у експлуатації;
3)  Принеобхідності отримання більших потужностей на окремих тепловозах ТЕМ103 можназабезпечити за допомогою 11-ти позиційного контролера машиніста ще трифорсовані режими 670, 780 та 890 кВт по навантажувальній характеристиці при 750хв-1. При цьому температура випускних газів зростає до 538оС,що не перевищує припустимих значень (550оС), рівень утіканняпродувного повітря u = 0,06, що сприяєнадійності роботи випускних клапанів. Максимальний тиск згоряння зростає до 13МПа, що за даними КБСД ДП “Завод ім. Малишева” не повинно привести до порушеннягазового стику.
4)  Дляуніверсалізації дизеля 10Д80, як для номінальної потужності 588 кВт, так й дляпотужності 883 кВт треба використати турбокомпресор ТК18 з площею прохідногоперерізу соплового апарата турбіни Fca = 42 см2 (2Ч21 см2).
5)  Викидиоксидів азоту дизелем 10Д80 у складі тепловоза ТЕМ103 на 4 г/(кВт.год) меншівстановленої норми по ГСТУ 32001-94.

4. СИСТЕМАЗМАЩУВАННЯ
4.1 Вихіднідані
— Тип маневровоготепловозу ТЕМ 103;
— номінальнаефективна потужність двигуна Ne =883 кВт;
— температурамасла на виході з дизеля t’м =86 С0;
— температура води на вході в систему охолодження масла t’В=66,7С0;
— густина масла /> 852 кг/м3;
— діаметр росточки корпуса />=0,32 м;
— відстань між перегородками />=0.1 м;
— довжина трубок L=0.8 м;
— кількість охолоджуючих трубок n=494 шт;
— витрата охолоджуючої води GВ=54 м3/ч;
— кількість ходів охолоджуючої води ZВ=2;
— внутрішній діаметр трубок dВН=0,008 м;
— відстань між зовнішніми твірними по трикутнику />=0,003 м;
— середньо експлуатаційна витрата палива gе =0,2131 кг/(кВт ч);
— частка теплоти, яка введена в циліндри двигуна з паливом,
втраченав масло/>%;
4.2 Розрахунок масло охолоджувача
 
Розрахунокмаслоохолоджувача виконаний для параметрів двигуна при температурінавколишнього середовища /> і номінальною потужністю />.Маслоохолоджувачвиконаний жорсткими трубними дошками.

 
4.2.1 Тепловий розрахунок
Годиннавитрата палива, кг/год:
/> (4.1)
деgе — з вихідних даних;
Ne — з вихідних даних;
Теплота,яка відведена у масло, кВт:
/> (4.2)
деqм — з вихідних даних;
ВГ — з формули (4.1);
Qрн — нижня теплота згоряння робочої маси палива (для
дизельногопалива />=42500 кДж/кг);
Температурамасла на виході з теплообмінника °С:
/> (4.3)
деQм — з формули (4.2);
t’м — з вихідних даних;
Срm-з вихідних даних;
/> з вихіднихданих;
Температураводи на виході °С:
/>(4.4)
деQм — з формули (4.2);
t’В — з вихідних даних;
СрВ-з вихідних даних;
Середнятемпература масла, °С:
/>(4.5)
деt”м— з формули (4.3);
t’м — з вихідних даних;
Середнятемпература води, °С:
/> (4.6)
деt”В — з формули (4.4);
t’В — з вихідних даних;
Швидкістьохолодження води в трубах, м/с:
/> (4.7)
деGВ — з вихідних даних;
ZВ-з вихідних даних;
n-з вихідних даних;
dВН-з вихідних даних;
Коефіцієнттепловіддачі від стінок трубок до охолоджуючої води кВт/м2 К:

/> (4.8)
/>=7177,49 />=8,345 кВт/м2К
де/> — зформули (4.1.6);
/> — з формули (4.1.7);
dВН-з вихідних даних;
Хордасегментної перегородки при центральному куту сегмента />, м:
/> (4.9)
де/> — звихідних даних;
Площаперегородки сегмента, м2:
/> (4.10)
де/> — звихідних даних;
Перерізпо ширині для проходу масла, м2 :
/> (4.11)
де/> — зформули (4.10);
/> — з вихіднихданих;
S-з формули (4.9);
Переріздля проходу масла, м2:
/> (4.12)
де/> — звихідних даних;
b-з вихідних даних;
/> — з вихідних даних;
Приt мсер визначаємо теплоємність масла, кДж/(кг·К):
/> (4.13)
деt мсер — з формули (4.6);
Циркуляційнавитрата масла через двигун, кг/с:
/> (4.14)
деСрm — з формули (4.13);
Qм-з формули (4.2);
дtм — перепад температур масла на масляному холодильнику (10…12°С).
Узв’язку з тим, що шестерінчастий масляний насос має погану герметичність міжємностями нагнітання та всмоктування, приймаємо розрахункову витрату масла в2… З рази вищою, ніж теоретичну за формулою:
/> (4.15)
деGмр — з формули (4.14);
Об’ємнациркуляційна витрата масла через двигун, м3/с:
/> (4.16)
/>
деGмр — з формули (4.14);
/> з вихіднихданих;
Швидкістьруху масла, м/с:
/> (4.17)
де/>-витратамасла через теплообмінник .
/> — з формули (4.12);
ЧислоРейнольдса для масла :
/> (4.18)
де/> — зформули (4.17);
/> — з вихіднихданих;
/> — з вихіднихданих;
ЧислоПрандля для масла :

/> (4.19)
де/> — звихідних даних;
Срm — з формули (4.13);
/> з вихіднихданих;
/> — з вихіднихданих;
ЧислоПрандля при середній температурі стінки tср=70 0С:
/> (4.20)
де/> — звихідних даних;
Срm — з формули (4.13);
/> з вихіднихданих;
/> — з вихіднихданих;
Коефіцієнттепловіддачі від масла до стінок трубок теплообмінника:
/> (4.21)
/>
де/> — зформули (4.18);
/> — з формули (4.19);
/> – з формули (4.20);
Коефіцієнттепловіддачі теплообмінника кВт:
/> (4.22)
де/> — зформули (4.8);
/> — з формули (4.21);
/> — з вихіднихданих;
/> — з вихіднихданих;
Середнятемпература стінки визначена розрахунком />:
/> (4.23)
де/> — зформули (4.6);
/> — з формули (4.5);
/> — з формули (4.8);
/> — з формули (4.21);
Середньологорифмічнарізниця температур />:
/> (4.24)
де/> – зформули (4.4);
/> — з формули (4.6);
/> – зформули (4.3);
/> з вихіднихданих;
Поверхняохолоджувача теплообмінника, м2:
/> (4.25)
де/> — звихідних даних;
L-з вихідних даних;
n-з вихідних даних;
Поверхняохолоджувача теплообмінника з урахуванням забруднення, м2:
/> (4.26)
Кількістьтеплоти відведене теплообмінником, кВт:
/> (4.27)
деК- з формули (4.22);
F3-з формули (4.26);
/> — з формули (4.24);
 
4.3 Розрахунокмасляного насоса
Маслянісистеми всіх тепловозних двигунів виконані циркуляційними проточними.Змащування підшипників в них виконується під тиском, а деталей ЦПГ — розпилюванням масла, що забезпечує високу надійність змащування і інтенсивнийтеплопідвід від деталей.
Необхіднакількість масла, яка витрачається через двигун в одиницю часу, залежить відциклу та розміру пар, які труться між собою, величини поверхні вузлів, омитихмаслом, та інтенсивності теплопідвода від охолоджування поршнів.
Запасмасла у дизелі, кг:
/> (4.28)
де/> =0,7…0,8 кг/кВт
Потужністьвитрачена на привід насоса, кВт:
/> (4.29)
де/> – зформули (4.16);
/> — з вихіднихданих;
/>/> — механічний к.к.д. насоса, який дорівнює0,85…0,9 та
враховуєвтрати потужності на тертя та гідравлічний опір;
/> — об’ємнийкоефіцієнт подачі від 0,7…0,8.
Розміришестірні насоса визначаються враховуючи те, що об’єм впадин дорівнює об’ємузуба шестерні, висота зуба дорівнює h=2,25m, та кожна шестірня подає маслокожними впадинами.
Діаметрпочаткової окружності, мм:

/> (4.30)
дет — прийнятий модуль зуба (для середньообертових дизелів 8…12 мм);
z- число зубців (9…12 шт.);
Частотаобертання зубчатого колеса, хв-1:
/> (4.31)
деU-обводова швидкість колеса (приймається 8ч10 м/с);
/> — з формули,(4.30) ;
Довжиназуба, мм:
/> (4.32)
де/> — зформули (4.16)
/> — з формули(4.30)
h- висота зуба, знаходиться як 2,25m, мм;
n- з формули (4.31);

 
5.СИСТЕМА АВТОМАТИЧНОГО РЕГУЛЮВАННЯ
До системи автоматичного регулювання входитьвсережимний регулятор частоти обертання та потужності та система автоматичногозахисту.
5.1 Регулятор частоти обертання
Дизель 10Д80 має всережимний ізодромнийрегулятор частоти обертання і навантаження (потужність) відцентрового типу завтоматичною масляною системою, а також з додатковими пристроями, якізабезпечують дистанційне управління зміни управління навантаження генератора.Призначення генератора – регулювати кількість палива, яке потрапляє доциліндрів дизеля, і збудження генератора таким чином, щоб підтримувати заданучастоту обертання колінчатого вала і дану потужність дизеля на кожному заданомурежимі навантаження.
Регулятор виповняє наступні функції:
–  управління подачею палива, при цьому змінюєположення рейок паливних насосів через важільну передачу і збудженнямгенератора, змінює положення якоря індуктивного датчика, який включений в ціпокуправління збудженням збудника електричного генератора;
–  забезпечує можливість використання повноїпотужності дизеля і обмежує його перевантаження при різних умовах завантаженняелектричної мережі, яка живиться енергокомплексом, а також при включенні івиключенні допоміжних агрегатів енергосекції;
–  автоматично за допомогою коректорів та тискунаддуву, які вбудовані в регулятор, обмежує подачу палива і збудженнягенератора (генератора енергосекції) при падінні тиску наддувного повітря;
–  забезпечує за допомогою електрогідравлічногопристрою дистанційного управління зміну навантаження дизель-генератора.
Регулятор частоти обертання складається ( див.рисунок 4.1) з:
–  чутливого елемента або вимірника частотиобертання;
–  сервомотора, який по сигналу чутливогоелемента управляє рейками паливних насосів;
–  зворотного зв’язку, який забезпечую стійкістьпроцесу.
Вимірник частоти обертання відцентрового типускладається з двох вантажів 19, які крутяться від привідного валу 1.
Відцентрова сила обертання вантажівурівноважується зусиллям всережимної пружини 18, яка має дану затяжку. Вантажірегулятора виповнені у вигляді кутових важелів, а вісь всережмної пружиниспівпадає з віссю обертання, що дає можливість на ходу змінювати затяжкупружини і тим самим встановлювати потрібну частоту обертання валу дизеля. Призміни навантаження частота обертання колінчатого валу дизеля змінюється і томувідцентрова сила вантажів змінюється теж. При цьому рівновага між всережимноюпружиною і вантажем порушується, вантажі розходяться або збігаються, і золотник20, зв’язаний з вимірником частоти обертання, переміщується вверх або вниз.Золотник 20 управляє рухом поршня сервомотора 3. Шток поршня сервомотора черезважільну передачу зв’язаний з рейками паливних насосів. Рух поршня вверх (назбільшення подачі палива) виробляється під дією тиску масла, а до низу (назменшення подачі палива) – під дією пружини. Сервомотор забезпе5чує посилення,яке необхідне для переміщення рейок паливних насосів.
Зворотній зв’язок – ізодромний, силового(буферного) тиску, забезпечує стійкість процесу регулювання дії на золотник 20.До ізодромного зворотного зв’язку 4 відноситься поршень, голка 2 з пружинами ікомпенсаційний поясок золотника 20.
При зміні навантаження на дизель поршеньсервомотора починає переміщуватися і викликає зміну подачі палива. Ця змінапродовжувалася б до відновлення частоти при новому навантаженні, але частотаобертання дизеля може змінюватися так швидко, як регулятор змінює подачу паливаі тому необхідно обмежити переміщення поршня сервомотора 25. Це обмеження рухупоршня 25 по відношенню із зміною навантаження здійснюється ізодромнимзворотнім зв’язком шляхом дії на поясок золотника 27. При переміщенні золотника20 донизу або доверху поршень ізодрома (буфера) 26 переміщується вліво абовправо, стискує одну з його пружин і звільнює іншу, при цьому з’являєтьсяперепад тисків масла на обох сторонах поршня з найбільш високим тиском настороні, протилежної стисненій пружині. Такий перепад тисків пропорційнийпереміщенню поршня ізодрома. Перепад тисків передається в порожнині над і підпояском золотника, що викликає направляючу вверх або вниз силу, яка діє назолотник. При цьому частота обертання стає попередньою, а поршень сервомоторазупиниться в положенні, яке відносне змінному навантаженню на дизель, і частотаобертання валу дизеля відновлюється.
Поршень ізодрома повертається в середнєположення під дією своїх пружин, при цьому масло перетікає з однієї порожнинипоршня в іншу через голку. Ступінь відкриття голки визначає швидкістьвирівнювання тиску в порожнинах над і під поясом золотника і повинно бутивідрегульовано так, щоб швидкість вирівнювання тисків була відповідна швидкостізміни частоти обертання вала дизеля.
Автономна масляна система складається змаслонасосу 23, акумуляторів 22 і масляної ванни 24. Масляний насос 22 нагнітаємасло в акумулятори, які служать для створення запасу масла постійного тиску.Зайве масло зливається до ванни. Із акумулятора масло потрапляє до золотниковоїчастини регулятора потужності 8, до золотникової частини регулятора частотиобертання 21 та до золотникової частини управління регулятором 17.
При роботі регулятора на установленому режиміпосилення пружини вимірювача 18 відновлюється відцентровою силою обертаннявантажів 19. Золотник 20 своїм пояском 27 перекриває вікно в золотниковійвтулці, закрив доступ масла від акумулятора до поршня сервомотора 25.
Поршень ізодрома 26 знаходитися в середньомуположенні під дією своїх пружин, тиск масла під поршнем сервомотора і в обохпорожнинах ізодрома однаковий. Шток сервомотора знаходиться в такому положенні,при якому подача палива відповідна даному навантаженню дизеля при заданійчастоті обертання.
При збільшені навантаження на дизель частотаобертання колінчатого вала зменшується, вантажі регулятора 19 сходяться до вісіобертання, золотник 20 опускається, відкрив доступ масла із акумулятора впорожнину зліва поршня ізодрома 26. Поршень 26 під дією масла зміщується всторону сервомотора, затиснув ліву пружину і послабив праву. При цьому поршеньвитісняє відносний об’єм масла під поршень 26 сервомотора 25, переміщує йоговверх і збільшує подачу палива до циліндра. При русі поршня 26 в направленніпотоку масла в порожнині, до сервомотора здійснюється проміжний тиск масла віншій порожнині на величину, пропорційну зміщенню поршня. При русі поршнязворотного зв’язку перепад тиску масла на обох сторонах поршня передається впорожнини над пояском 27 золотника 20 і під низ з більш високим тиском підпояском.
Тиск на цей поясок знизу збільшується до тихпір, поки сила тиску разом із силою від вантажів не переборе посилення пружинивимірювача 18 і не підніме золотник 20 до перекриття регулюючого вікна взолотниковій втулці. Як тільки регулююче вікно закриється, поршень 25сервомотора зупиниться в положенні збільшеної подачі палива, яка необхідна дляроботи дизеля при збільшеному навантажені. Поршень ізодрома 26 вертається всереднє положення під дією своїх пружин. Вирівнювання тисків проходе відповідноіз швидкістю відновлення частоти обертання вала.
При зменшені навантаження на дизель частотаобертання його вала збільшується; вантажі 19 розходяться та піднімаютьрегулюючий золотник 20, який відкриває вікно. Вікно з’єднує порожнину зізливом, що дає поршню сервомотора 25 під дією пружини опуститися і зменшуватиподачу палива в циліндри дизеля. При опусканні поршня 25 поршень ізодрома 26під тиском масла зміщується вправо, затиснув праву пружину і послабив ліву. Прирусі поршня 26 до золотника створюється проміжний тиск масла в іншу порожнинубільший тиск на величину, пропорційну зміщенню поршня ізодрома. При русі поршняізодрома перепад тисків масла на обох сторонах поршня ізодрома передається впорожнину над пояском 27 золотника 20 і під ним з більш високим по величіні тискомнад пояском.
Тиск на компенсаційний поясок зверху до тихпір зростає, доки разом з діючою вниз силою пружини 18 не урівноважує силувантажів і не опустить золотник 20 до перекриття пояском 27 вікна во втулцізолотника. Як тільки вікно закривається, поршень 25 сервомотора зупиняється вположенні, відноснім зменшеної подачі палива, необхідній для роботи дизеля призменшеному навантаженні поршень ізодрома 26 повертається в середнє положенняпід дією своїх пружин.
Регулятор працює при пуску дизеля. Пружинавимірювача 18 має попередню затяжку, яка відповідна мінімальній частоті обертанняхолостого хода вала дизеля в крайньому нижньому положенні. Поршень 25сервомотора знаходиться в крайньому положенні, відносно частоті обертання маслапід тиском маслонасосу 23 потрапляє в порожнину, зміщує поршень ізодрома 26,який витісняє деякий об’єм масла під поршень серводвигуна. Поршень 25 переборюєпосилення пружини і піднімається, переміщує рейки паливних насосів в положенняподачі палива; дизель запускається і зупиняється з мінімальної частотиобертання відносно попередньої затяжці пружини 18.
Система регулювання потужності забезпечуєтьсяза допомогою індуктивного датчика 6, сервомотора 7, який управляєтьсязолотниковою системою 8. Цей регулятор можна вимикати за допомогою вимикача 9.Система регулювання потужності на кожній позиції контролера машиніста діє черезіндуктивний датчик 6 сумісно із системою регулювання електричною передачею назбудження генератора для забезпечення відповідної постійної потужності накожному завданому положенні контролера при зміні умов руху або навантаженнявласних нестатків тепловозу. Останнє пов’язано наприклад з вмиканням чивимиканням вентилятора охолодження або повітряного компресора системи гальмування.
/>
Рисунок –Принципова схема регулятора частоти обертання та потужності
1- валик приводу;2- голка ізодрома; 3 – сервомотор силовий; 4 – система ізодромного зворотногозв’язку; 5- стоп – пристрій; 6 – індуктивний датчик регулятора потужності; 7 –сервомотор регулятора потужності; 8 – золотникова частина управлінням системоюрегулювання потужності; 9 – вимикач системи регулювання потужності; 10 –важільна система зворотного зв’язку; 11 – траверса; 12 – клапан; 13 – важіль; 14– сервомотор управління; 15 – важільна система; 16 – трикутна пластина; 17 –золотникова частина управління; 18 – пружина вимірника; 19 – вантажі вимірника;20 – золотник; 21 – золотникова частина регулятора частоти обертання; 22 –акумулятор масла; 23 – масляний насос; 24 – масляна ванна; 25 – поршеньсервомотора; 26 – поршень ізодрома; 27 – поясок золотника управліннясервомотором.
 

 
5.2 Системаавтоматичного захисту
Дизель 10Д80 облаштований системоюавтоматичного захисту, яка має електричні апарати, які необхідні длязабезпечення управління та захисту. Електричні апарати виконують наступніфункції:
1.  Автоматичне блокування пуску дизеля при:
— вмикненому валоповоротному пристрої БВУ;
— тиску масла нижче встановленому завдяки релетиску ДДМ4.
2.  Автоматичне зняттянавантаження:
– припадінні тиску масла на вході у дизель на верхніх позиціях контролера машиністанижче установки реле тиску ДДМ2;
– при ростітемператури води на виході з дизеля
3. Автоматичназупинка дизеля при:
– тискумасла нижче установки реле тиску ДДМ4;
– тискугазів у картері вище норми, відпрацьовує дифманометр КДМ.
4. Зупинка дизеляпо сигналу з пульта управління:
— зняття напругиіз стоп пристрою МР6;
— подаваннянапруги на вентиль аварійної зупинки ВАО.

 
6. ОХОРОНА ПРАЦІ
 
6.1 Аналіз потенційних небезпек
Під час роботи машиніст маневрового тепловозанаражається дії небезпечних і шкідливих факторів, до яких відносяться:небезпечний рівень напруги і струму електричних мереж, рухомих частиноснащення, звільнений рівень шуму і вібрації на робочих місцях, збільшеннятемператури і рухомість повітря робочої зони, недостатня освітленість іконтрастність на панелі управляння, нервово-психологічне навантаження,гіподинамія, пожежна небезпечність.
Ушкодження електричним струмом обслуговуючогоперсоналу частіше всього буває під час огляду і ремонту оснащення рухомогоскладу. З усього оснащення, розташованого в апаратній камері найбільшунебезпеку становить також обслуг допоміжних машин, розташованих не на апаратнійкамері тепловозів.
Аналіз захворювань серед машиністів показує,що значна їх частина викликана простудами, що залежить від мікроклімату вкабіні машиніста. При відкритих вікнах різко відрізняється температура всередині кабіни і в боковій стінці. Повітряне середовище в кабіні машиністатепловоза забруднюється продуктами неповного згорання дизельного палива –сірчаним ангідридом, оксидом азоту, оксидами вуглецю, вуглеводами водню.
На тепловозах система вентиляції повиннавиключати можливість потрапляння випускних газів в кабіну машиніста. В кабінімашиніста на маневрових тепловозах повинно подаватися не менше 100 м3/годсвіжого повітря при замкнених вікнах і дверях кабіни, згідно ДСН 3.3.642-99«Санітарні норми і правила». Створення доброго мікроклімату в нормальномуповітряному середовищі в кабіні машиніста покращує самопочуття машиніста,ізбільшує уважність й працездатність. В протилежному випадку можуть будуватисяпередумови для порушення процесу терморегуляції, які можуть приводить дофункціональних порушень в організмі людини.
До найбільш шкідливих для людини виробничихфакторів на маневрових тепловозах відносяться шум і вібрація. Внаслідок шуму івібрації в організмі людини може збільшитись артеріальний тиск, зміниться ритмсердечної діяльності і понизитись кислотність шлункового соку. Від шуму івібрації у машиніста може порушитись працездатність клітин головного мозку,зменшиться гострота зору і порушиться нормальне сприймання кольорів, причомусприйняття зеленого і голубого кольорів загострюється, а червоного послабиться.
Все це призводить до стомлення, зниження увагиі часу реакції машиніста, тобто до погіршення психологічних якостей, якінеобхідні для забезпечення чіткої безаварійної роботи .
Після зняття шумової дії і відпочинкуорганізму людини її фізіологічні функції повертаються до свого нормальногостану. Ці зворотні здвигни не приносять шкоди здоров’ю людини. Але, якщо часувідпочинку недостатньо, може приходити накопичення зміни фізіологічних функційі вони можуть прийняти незворотній характер. Таким чином норми допустимихрівнів шуму і вібрації на робочих місцях визначаються на основі медичнихіспитів, вони не повинні приносити шкоди здоров’ю людини. З метою забезпеченнянормативів і захисту машиніста від шуму і вібрації на тепловозах застосовуютьзвукоізоляцію, звукопоглинання, віброізоляцію, вібродемфування.
Умови зорової роботи машиніста протягомтемного часу доби різнобічні. При виконанні маневрової роботи машиністзобов’язаний з кабіни слідити за вільністю шляху, сигналами, людьми, якізнаходяться на коліях, положенням стрілок, а також за станом поїздів іманеврового складу. Також в цей час машиніст повинен слідкувати за показникамиприладів на пульті керування і вимірника швидкості, слідкувати за графікомруху. Інколи читати електричні і інші схеми і інструкції, причому яскравістьосвітлення різна. Кожному рівню яскравості відповідає дана чутливість зоровогоаналізатору до різних умов яскравості називають переадаптацією.
В процесі роботи око машиніста поступовоадаптується, то на яскравість шкіл приладів на пульту керування, то наяскравість об’єктів, які знаходяться на шляху слідування. Таким чином умовироботи зору машиніста характеризуються багатократною переадаптацією, яка принедоліках штучного освітлення в кабіні машиніста може призвести до втоми очей.
Дуже важливо, щоб планування кабіни,розміщення пульта і крісла машиніста дозволяло виконувати всі операції поуправлінню локомотивом, як в положенні сидячи, так і в положенні стоячи.Постійне сидяче положення машиніста з обмеженими і одноманітними рухами можеприводить до порушення функції організму (опорно-рухомого апарату, кровообіг,дихання, травлення) при обмеженій рухомій активності. Можливість змінити робочупозу дозволяє машиністу зняти порушення функції організму, статичну напругу істомлення .
При дефіциті енерговитрат в роботі машиністаспостерігається значна нервово-емоційна напруга. Вона пов’язана з високоювідповідальністю локомотивної бригади за безпечність руху поїздів з ціннимивантажами, а також за безпечність виробництва маневрової роботи.
Об’єктами уваги машиніста одночасно являютьсяшлях слідування і агрегати тепловоза. Машиніст здійснює управляння рухом іпідтримує оптимальні параметри роботи тепловоза. Найбільша частина часумашиністом витрачається за оглядом постійно перемінних ситуацій на шляхуслідування, де перш за все можливо виникнення екстремальних ситуацій. Багатомашиністів відмічають, що напруга їх роботи пов’язана в значній мірі знеобхідністю доброго спостереження за комплексом дорожніх умов, які потребуютьданих дій і рішень скорочується, що викликає збільшення нервово-емоційноїнапруги. Для успішного ведіння поїзду машиніст, окрім високої зовнішнійінформації повинен мати повідомлення про роботу агрегатів локомотива.
6.2 Заходи по створенню безпечних умов праці
Форма і конструкція пульта керування,розміщення органів управління і засобів відображення інформації повинназабезпечувати вільний рух рук і ніг машиніста, легку досяжність до головнихорганів управління і добре одночасне спостереження за попереду лежачим шляхом ііндикаторами як сидячи так і стоячи. На сучасних тепловозах рукоятку контролерамашиніста в зоні легкої досяжності моторного поля робочого місця а, йогорозміщують в оптимальній зоні моторного поля робочого місця перед машиністом.Рукоятка реверсу знаходиться зліва або перед машиністом.
6.3 Розробка заходів про попередження ігасіння пожеж
 
6.3.1 При прийомі тепловозів
Приймаючи тепловоз машиніст перевіряєнаявність та справність інверсних засобів пожежегасіння. У процесі прийманнятепловозів перевіряють дію сигналізації протипожежних приладів.
Машиніст повинен обов’язково перевірити:
–  відсутність мастила або палива на рамітепловозу, залишків обтирального матеріалу біля акумуляторної батареї,електричних апаратів і машин, і частин, які рухаються. Промаслені обтиральніматеріали збираються у спеціальних металевих ящиках;
–  кріплення і стан огороджень і з’єднувальнихмуфт;
–  кріплення дренажних труб і їх фланців, прицьому ніякої ізоляції на трубах неповинна бути, крім металевих захисних щитків.
Звертати увагу на: положення дренажних труб,стан ізоляції труб і обшивок глушителів; наявність і рівень рідини вдиференціальних манометрах і стан ізоляції на кабелях, які виходять із ящиківакумуляторної батареї, стан приборів і приладів. Причиною пожежі може бутинехтування правилами пожежної безпеки при прийомі тепловозу (паління, киданнянедокурок в дизельному приміщенні, в відсіках акумуляторної батареї, а такожвикористання відкритого вогню при огляді вузлів і агрегатів тепловозу).
На тепловозах встановлені повітряні протипожежніустановки. Після заповнення перекриваючі крани і кран резерву пломбують взакритому стані. При прийомні тепловозу бригада зобов’язана перевіритинаявність усіх приладів, перевірити чи закриті крани, окрім крану продувкиповітряної магістралі.
Перевіряють дію протипожежної сигналізаціїпісля вмикання акумуляторної батареї. Роботу протипожежної сигналізаціїперевіряють натисканням кнопки перевірки імітуючи спрацювання одного іздатчиків. При цьому вмикається сигнальна лампа „Пожежа” на пульті машиніста ізвуковий сигнал на обох секціях. Для зупинки дії протипожежної сигналізаціїкороткочасно вмикають автомат „Пожежна сигналізація” на стіні високовольтноїкамери.
6.3.2 При запуску дизеля
В початковий час пуску незадоволена якістьрозпилу палива до попадання його в змащувальне мастило, погіршує умови праціЦПТ. Крім того, пари палива скупчуються в випускних колекторах, що приводе дозапалення палива в колекторі, різкому підвищенні частоти обертання колінчатоговалу і тиску в циліндрах. В цих випадках відбуваються прориви газів в картерідизеля і виштовхування гарячого мастила в дизельне приміщення.
Після пуску дизеля треба перевірити показанняКВП на пульті машиніста і в дизельному приміщенні. Переконатися у відсутностіпропусків газу крізь глушник шуму, перевірити наявність підтікання палива абомасла в з’єднаннях, відсутність іскріння і диму в різних електричних з’єднанняхі особливу в містах під єднання проводів до електричних машин і апаратам вдизельному приміщенні.
Переходячи на максимальну позицію контролерумашиніста, локомотивна бригада перевіряє відсутність пробою газів крізь глушникв дизельному приміщенні, щільність зачинення індикаторних кранів і пробок ввипускних колекторах в містах установки термометру.
Перевіряють величину розрядження в картері нарізній частоті обертання вала дизеля.
6.3.3 При екіпіровці тепловозу
Під час заправки баків паливом не можнакористуватися факелами і палити. При заповнені паливом строго слідкувати зазаповненням баку. Заливну трубу або шланг від’єднують лише після повногоприпинення подачі палива. Баки наповнюють дизельним паливом, залишаючи не менше 5 см. до стелі баку, для можливого розширення палива при підвищенні йоготемператури, особливо при вмиканні паливопідігрівача. Після набору паливапробки баків щільно закривають.
6.3.4 Прироботі тепловоза на шляху слідування
Машиніст повинен безперервно контролюватипоказники протипожежних приладів і величину розрідження в картері дизеля,перевіряє стан вузлів і агрегатів в шляху слідування, повинен переконатись впожежній безпеці тепловозу. Для цього він повинен уважно оглянути місцеустановки глушника, не допускається подача палива і мастила на дренажну трубкуі глушник, крім того, в шляху слідування слідкувати щоб: обертаючі частини нечіпляли за нерухомі, викликали іскріння; не був витік палива і мастила, і булавиключена можливість пропалювання ізоляції проводів; проміжні і кардані вали немали великого биття.
В шляху слідування можливість спалахуутеплювальних чохлів жалюзі і брезенту міжсекційного з’єднання при поданнііскри.
6.4 Розрахунок установки глушителя
Для зменшення шуму усередині випускного трактуабо в кінці його встановлюються глушителі. Глушіння шуму досягається за рахуноксудини, яка виповняє роль ресивера, що згладжує хвилі (імпульси) тисків відвипусків робочих циліндрів.
Норма об’єму Vгл длясудин-глушителів коливається в межі від 10 до 30 робочих об’ємів циліндра.Акустична ефективність глушителів пропорційна ÖVгл. Величина відношення довжини глушителядо його діаметру а= Lгл / Dгл робить суттєвий вплив наступінь глушіння шуму. При малому а глушителі ефективні в вузькому діапазонічастот. Збільшення довжини Lгл дозволяє розширити полюси затуханнязвука. Збільшення діаметру Dгл при незмінній довжині Lглприводить в деяких випадках до інтенсивного затухання звука. Відношення а = 2¸4.
Об’єм глушителя для чотирьохтактного двигунаможна визначити по формулі:
Vгл=kгл·(S/n) / √z,(6.1)
де S – хід поршня, см;
n – частота обертання колінчатого вала дизеля,хв-1;
z – число робочих циліндрів двигуна;
kгл – коефіцієнт, якийдля маневрових машин – 30 х 103
Vгл = 30·103·(27/750)/√6=440дм3
Діаметр глушителя дорівнює:
Dгл=(4Vгл/р/а)1/3= (4·440/3,1416/2)0,333 = 5,9 ≈ 6, дм, (6.2)

де а=2 – прийнято згідно [34 c.247].
В запобіганні викиду іскор тліючого коксумасла глушителі часто включають в себе іскроуловлювачі, що є обов’язковоюумовою при установці ДВЗ в місцях, небезпечних в пожежному відношенні.
У нашому випадку обираємо двокамернийглушитель з гасінням іскор, схема якого наведена на рисунку 4.1.
Загальне (положення) живе січення вхіднихотворів апендиксу повинно задовольняти умові [34 c.248]: d12 Z = d2 B, де d1– діаметр отвору; Z – число отворів апендикса;
В=4¸5.Якщо В=4, то d1= 2·d /√Z = 2· 300 / √900= 20, мм (6.3)
Довжина глушника:
Lгл = Dгл · а = 5,9 ·2=11,98 ≈ 12, дм = 1,2, м (6.4)
/>
Рисунок 6.1 — Двохкамерний глушник із сухиміскроуловлювачем
1 – верхня камера; 2 – нижня камера; 3 –перфорований барабан іскроуловлювача; 4 – гвинтові направляючи лопатки; 5 –збірник сажі та золи, 6 – патрубки вивантаження сажі та золи із верхньої танижньої камер.

7. Розрахунок економії затрат на паливо
 
При проектуваннінових двигунів важливо визначити таке сполучення конструктивних і регулюючихпараметрів дизеля, що забезпечить надалі мінімальну середньоексплуатаційнувитрату палива. Природно, що при виборі конструктивних параметрів повиннівраховуватися обмеження, що накладаються на показники робочого циклу з розуміньміцності, надійності, ресурсу, токсичності і т.д.
Мета дипломногопроекта полягає у перевірці ефективності дизеля 10Д80 із сполученням вихіднихпараметрів, що повинні забезпечувати мінімальне значення середньоексплуатаційноївитрати палива /> В результаті проведених розрахунківпри 8-ми позиційному контролері з номінальною потужністю Ne = 588кВт середньоексплуатаційна витрати палива складає gе сер.е.= 0,2374кг/(кВт·год). За даними заводу, дизель-прототип 211Д-3М тепловоза ТГМ4М маєсередньоексплуатаційну витрату палива, котра складає (gе сер.е.=0,265 кг/(кВт·год)).
Оцінка технічного рівня створення дизеля потужністю 588 кВт виконана шляхомпорівняння середньоексплуатаційної витрати палива вихідного варіанта з середньоексплуатаційноювитратою палива дизеля 211Д-3М
Витрата палива за рік
/>
де Nе – номінальна потужність, кВт;
gе – середньоексплуатаційна витрата палива,/>;
t – число годин праці за рік, t = 5000 />;
k – коефіцієнт використання потужності, визначений задопомогою експериментальнихданих, k = 0,166.
/>
/>
Економія палива за рік
/>
/>
При вартості палива на 10.09.2007р. 4895 />, економія коштів на 1 />;
/>
де S – вартість палива.
/>.
У перерахунку на 1 маневровий тепловоз з двигуном 10Д80 з номінальноюпотужністю 588 кВт економія у затратах на паливо складає

/> грн/рік.
В масштабах Укрзалізниці в результаті отримаємо значну економію палива.

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ
1. ХомичА.З. Топливная эффективность и вспомогательные режимы тепловозных дизелей.М-Транспорт, 1987
2. СкалацкийП.И., Сергиенко Н.И. Определение экономической эффективности модернизациисуществующего тепловозного парка «Укрзалізниці» дизелями одного типоразмера //Залізничний транспорт України №3,1999.- С. 8-9.
3. КрушедольськийО.Г. Дослідження роботи тепловозного дизеля на змінних експлуатаційних режимахнавантаження // Міжвуз.зб.наук.праць. Харків-ХарДАЗТ, 1998 – Вип.32.-с.3-9.
4. СахаревичВ.Д. Оптимизация конструктивных параметров систем воздухоснабжения дизелей посреднеэксплуатационному расходу топлива. Дисс…докт. техн. наук: ХИИТ, Харьков,1985. – 520 с.
5. СимсонА.Э., Сахаревич В.Д. Оптимизация систем вохдухоснабжения посреднеэксплуатационному расходу топлива./ Двигателестроение, 1985, №3. – с.3-5.
6. ГлаголевН.М. Рабочие процессы двигателей внутреннего сгорания. – Киев: Машгиз, 1950.-480 с.
7. Нейман К.Кинетический анализ процессов сгорания в дизеле: Сб. монографий из иностраннойлитературы./ Двигатели внутреннего сгорания. – М.: Машгиз, 1938. – 231 с.
8. ГончарБ.М. Численное моделирование рабочего процесса дизелей. – Энергомашиностроение,1968, №7. – с.34-35.
9. Вибе И.И.Новое о рабочем цикле двигателей. – М.: Машгиз, 1962.- 270 с.
10.  Разлейцев Н.Ф. Моделированиеи оптимизация процесса сгорания в дизелях. – Харьков, Вища школа, 1980.-169 с.
11.  Вибе И.И., Ставров А.П.Влияние некоторых условий работы дизеля на кинематику процесса сгорания./Сб.научн. тр./ Автомобили, тракторы и двигатели. – Челябинск, №52.- с. 256-266.
12.  Шерстюк А.Н., Зарянкин А.Е.Радиально-осевые турбины малой мощности. — М.: Машиностроение, 1976, — 207 с.
13.  Сигал И.Я. Защита воздушногобассейна при сжигании топлива.- Л.: Недра, 1988.-312 с.
14.  Звонов В.А. Токсичность дизелейвнутреннего сгорания. – М.: Машиностроение, 1981, — 160 с.
15.  Зельдович Я.Б., СадовниковП.Я., Франк-Каменецкий Д.А. Окисление азота при горении. – М.: АН СССР, 1947 –147 с.
16.  Тепло- и массообмен.Технический эксперимент: Справочник / Под ред. В.А. Григорьева и В.М. Зорина. –М.: Энергоиздат, 1982. – 512 с.
17.  Розенблит Г.Б. Теплопередачав дизелях. – М.: Машиностроение, 1977. – 216 с.
18.  Таблицы планов экспериментадля факторных полиномных моделей. / Справочное издание. Под ред. В.В. Налимова.– М.: Металлургия, 1982. – 751 с.
19.  Рейлейтис Г., Рейвиндрян А.,Рэгсдейл К. Оптимизация в технике: в 2-х кн. Кн. 1.-М.: Мир, 1986. – 349 с.
20.  Крушедольский Г.И., ЗвоновВ.А. Влияние продувки камеры сгорания на температуру деталей двигателя Д70. /«Известия вузов. Энергетика», 1962, №10, с.80-85.
21.  Ерощенков С.А., КрушедольскийА.Г., Сергиенко Н.И. Результаты расчетного исследования показателейдесятицилиндрового V-образного дизеля типа Д80 по тепловозной характеристике.Труды третьего конгресса двигателестроителей с иностранным участием «Приоритетыи возможности», Киев-Харьков-Рыбачье 18-22 сентября 1998.
22.  Викиди забруднюючих речовин звідпрацьованими газами тепловозних дизелів. Норми та методи визначення. ГСТУ32001-94. Затверджено та введено у дію міністерством транспорту України від1994-10-06 №524.
23.  Техника безопасности приэксплуатации локомотивов и моторовагонного подвижного состава / А.А. Левицкий,Ю.Г. Сибаров. – М.: Транспорт, 1982.
24.  Должностная инструкциялокомотивной бригады. – М.: Транспорт, 1987.
25.  Правила и инструкции потехнике безопасности и производственной санитарии при эксплуатации тепловозов,электровозов и локомотивного подвижного состава. – М.: Транспорт, 1973.
26.  Прохоров А.А. Гигиена ифизиология труда на железнодорожном транспорте. – М.: Транспорт, 1976.
27.  Охрана труда нажелезнодорожном транспорте / Под ред. Ю.Г. Сибарова. – М.: Транспорт, 1988.
28.  Ливенцев Ф.Л. Силовыеустановки с двигателями внутреннего сгорания. – Л.: “Машиностроение”, 1969, 320с.
29.  Расчет технико-экономическогоэффекта от постановки на производство дизелей унифицированного мощностного рядаД80 для модернизации тепловозов 2ТЭ116, 2М62, ЧМЭ-3. Инструкция НТП КБСД ГП“Завод имени Малышева”, Харьков, 1995.