Надлишок палива по трубопроводу через другий витратомір повертається в бак через клапан перепускної і підігрівач палива. Для підтримки тиску в трубопроводі перепускний клапан відрегульований на відкриття при тиску 13 кгс/см2.
Чисте паливо, що просочилося з форсунок, відводиться по дренажному трубопроводу в бак.
Передпускове прокачування системи паливом здійснюється автономним паливо підкачуючим агрегатом , який засмоктує паливо з бака через фільтр грубої очистки і нагнітає в трубопровід. Запобіжні клапани перешкоджають зворотному перетіканню палива при роботі помпи або паливо підкачуючого агрегату. Забруднене паливо (85% палива, 15% масла), що просочилося з насосів високого тиску відводиться в дренажний бак
У холодний час паливо підігрівається шляхом подачі гарячої води в підігрівач з системи охолоджування.
Манометри показують тиск до і після фільтру, тонкої очистки палива, тобто після підкачуючої помпи і перед насосами високого тиску.
2. МОДЕЛЮВАННЯ РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ ЧОТИРЬОХТАКТНОГО ДИЗЕЛЯ
Рішення задачі вибору конструктивних і регулювальних параметрів двигунів будь-якого призначення за яким-небудь критерієм може здійснюватися двома методами: експериментальним або розрахунковим. Можливо і їхнє сполучення. Експериментальний метод вимагає значних витрат матеріальних, енергетичних і трудових ресурсів на виготовлення натурних зразків двигунів і вузлів до них і проведення їхніх випробувань. Крім того, його реалізація виявляється дуже тривалою, а найкращий результат, може бути і не досягнутий.
Розрахунковий метод представляється кращим особливо на початковій стадії проектування. Він заснований на математичному моделюванні робочого процесу ДВЗ, однак, його реалізація вимагає наявності достовірної та адекватної математичної моделі процесів, які протікають у ДВЗ, а також проведення її адаптації до конкретної задачі оптимізації цих процесів за обраним критерієм.
У проведеному дослідженні, за критерій оптимізації конструктивних і регулювальних параметрів тепловозних ДВЗ обрана питома середньоексплуатаційна витрата ge сер.е [1], а для її визначення необхідно математичне моделювання робочого процесу (циклу) усього розгорнутого ДВЗ.
ge
Де Ne i , ge i ,ф i – відповідно ефективна потужність, питома ефективна витрата палива і відносний час роботи дизеля на i-тій позиції контролера машиніста, r- число позицій контролера, з урахуванням і тепловозного холостого хода, kп =1,05...1,1–коефіцієнт, що враховує перевитрату палива на перехідних процесах.
В даний час відома досить велика кількість математичних моделей робочого процесу (або циклу) ДВЗ. Усі їх можна розділити на газодинамічні й термодинамічні. Перші засновані на застосуванні системи рівнянь збереження маси, імпульсу, енергії й рівняння стану, які записані для кожної розрахункової зони двигуна. В основу других покладено рішення спрощеної системи рівнянь, що включають лише рівняння збереження маси, енергії й рівняння стану.
При безумовних перевагах (можливість простежити зміну параметрів газового потоку не тільки в часі, але і по координатах розрахункової зони) газодинамічні моделі не знайшли широкого поширення. Це викликано тим, що рішення системи нелінійних диференціальних рівнянь у частинних похідних, які покладанні в основу газодинамічних моделей, виявляється громіздким і працеємними, тому що вирішуються за методом кінцевих різниць, застосування якого до нелінійних систем вимагає спеціальних штучних прийомів для збіжності рішення: зміни різницевої схеми, зміни кроку розрахунку за часом і координатою. У результаті при користуванні загальнодоступними ЕОМ час розрахунку навіть одного варіанта виявляється досить тривалим. У нашому випадку кількість досліджуваних варіантів досягає сотень, а в кожнім варіанті розрахунок ведеться для 9...17 режимів.
Багаторічний досвід розрахунків робочого циклу ДВЗ за допомогою термодинамічних моделей показав, що вони добре працюють при відносно низьких швидкостях газових потоків і невеликій довжині розрахункових зон. Контроль довжини розрахункової зони, що забезпечує придатну для практичних цілей точність, варто вести по величині числа Струхаля [2]. У роботах [2,4,5] показано, що задовільна точність розрахунків досягається при
.(2.1)
У даній роботі була використана математична модель робочого циклу, що викладена в роботах [3,4,5]. Вибір цієї моделі порозумівається тим, що вона чуттєва до режиму роботи (n, Nе), зміні регулювальних і конструктивних параметрів двигуна, а також зміні зовнішніх умов (po, to). Вона відноситься до групи термодинамічних моделей, розрахункові схеми газоповітряного тракту якої побудовані на зонному принципі. Це значить, що весь цей тракт розбивається послідовно на ряд розрахункових зон, що представляють собою для реального двигуна елементи відповідного призначення: повітряний фільтр, трубопровід від фільтра до нагнітача, нагнітач, охолоджувач наддувного повітря, наддувний колектор від охолоджувача до випускних клапанів, циліндр, випускний колектор, перетворювачі імпульсів, турбіна, глушитель. Для кожної розрахункової зони складається своя система рівнянь, рішення якої дозволяє визначити параметри робочого тіла (газу) у ній. При термодинамічному підході ця система включає чотири рівняння. Це рівняння збереження енергії (2.2), маси (2.3), рівняння стану (2.4) і рівняння V=f (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 -площа контрольної поверхні, що обмежує зону, що перетинає потік маси;
і - число ділянок контрольної поверхні, через котру відбувається теплообмін;
n - число ділянок, що перетинає потік маси;
h - питома ентальпія газу, що перетинає контрольну поверхню й обумовлена по загальмованих параметрах;
V і dV - об’єм і диференціал об’єму розрахункової зони;
p і T - тиск газу і температура в розрахунковій зоні;
с - густина газу, що перетинає контрольну поверхню, через котру протікає потік газу;
dМ -кількість газу, що перетинає "i-у" контрольну поверхню;
с -миттєва швидкість поршня;
t -час.
Стикування зон проводиться з умови рівності потоків маси й енергії через контрольні поверхні роздягнула сусідніх зон. Нижче приведено короткий опис математичної моделі робочого циклу чотиритактного комбінованого двигуна, яка адаптована до двигунів Д80 і відповідна їй розрахункова схема (див. рисунок 1.1). Це зроблено для того, щоб показати які конкретно підходи використовувалися в даному дослідженні, тому що в базовій моделі [3,4,5] допускається моделювання окремих явищ та процесів у деяких розрахункових зонах різними методами з використанням різних рівнянь (згоряння, тепловіддача, період затримки запалення в циліндрі і т.д.).
При моделюванні процесів стиску й згоряння – розширення в циліндрі використовуються рівняння (2.2)…(2.5). Оскільки ці процеси протікають при закритих органах газорозподілу, то витоками газу зневажають. Тоді
(2.6)
і
,(2.7)
де В – циклова подача палива.
Параметри стану робочого тіла визначаються рівняннями (2.8) та (2.9).
(2.8)
(2.9)
У процесі стиску В = 0.
Рисунок 2.1 Розрахункова схема розгорнутого дизеля
Інтегрування рівнянь (2.8) і (2.9) у функції від dt проводиться модифікованим методом Ейлера, але не за часом t, а по куті обертання колінчатого вала двигуна ц, що зв'язаний з ф простим рівнянням:
(2.10)
де nД – частота обертання колінчатого вала.
Вхідні у рівняння (1.8) і (1.9) величини визначаються по відомих формулах.
Поточний об’єм циліндра і його збільшення обчислюється по формулах:
;(2.11)
.(2.12)
Кількість суміші в циліндрі можна визначити як:
(2.13)
а кількість молів суміші як:
(2.14)
Де
– коефіцієнт молекулярної зміни при aц = 1;
g– коефіцієнт залишкових газів;
aц – коефіцієнт надлишку повітря в циліндрі;
х– частка палива, що згоріла до даного моменту часу.
Удавана молекулярна маса суміші дорівнює
(2.15)
де
- молекулярна частка в суміші продуктів згоряння,
- молекулярна частка повітря в суміші.
Питомі мольні теплоємності повітря, продуктів згоряння і їхньої суміші визначаються з урахуванням їх залежності від температури по формулах:
(2.16)
(2.17)
(2.18)
а масова теплоємність по формулі:
(2.19)
Чисельні значення коефіцієнтів “а” і “b” у формулах (2.16) і (2.17) приведені в літературі, наприклад, у [6].
Аналогічно обчислюються mСр пов і mСр п.с. Інтенсивність внутрішнього джерела теплоти qv, обумовленого вигорянням палива, можна знайти по формулі:
(2.20)
При розрахунку стиску qv=0, тому що В=0.
Основні труднощі розрахунку qv зв'язані зі складністю визначення частки вигорілого до даного моменту часу палива х. Базова модель допускає застосування будь-яких відомих, або нових рівнянь, чи залежностей моделей для х. Найбільш відомі емпіричні залежності для визначення х, запропоновані Нейманом К. [7], Гончаром Б.М. [8], і Вибе І.І. [9]. Більш точна, але і складна модель розроблена Разлейцевим М.Ф. [10]. Однак, при користуванні нею приходиться виконувати великий обсяг попередніх розрахунків, у яких використовуються коефіцієнти, одержувані експериментальним шляхом для конкретного типу ДВЗ.
У даному дослідженні моделювання процесу вигоряння палива в циліндрі здійснювалося з використанням формули проф. Вибе І.І. [9,11]:
(2.21)
де цz – тривалість згоряння по куті повороту колінчатого вала (п.к.в.);
ц н – кут початку згоряння;
ц – поточний кут п.к.в.;
m – показник характеру згоряння.
Недоліком методу проф. Вибе І.І. є те, що він не враховував вплив на згоряння процесів сумішоутворення і режимних факторів [10]. Тому в даному дослідженні "m" і "цz" визначаються в залежності від aц, nД, В:
m = 0, якщо
і m = 0,61159 В 103 – 0,3914971, якщо
(2.22)
(2.23)
Кут початку згоряння палива в циліндрі двигуна визначається по формулі:
(2.24)
де ц впр - кут початку упорскування палива в циліндр (регулювальний параметр ДВЗ);
ц зад. - кут затримки запалення палива в циліндрі, о п.к.в. і обчислюється по формулі:
(2.25)
де р, Т – тиск і температура робочого тіла в циліндрі, Па і К.
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10
