Моделювання робочого процесу чотирьохтактного дизеля (стр. 8 из 13)
Результати розрахунків робочого циклу дизеля 10Д80 с вихідними параметрами з двохколекторною випускною системою на всіх точках експлуатаційної характеристики представлені в таблицях 3.1 і 3.2 і на рисунках 3.2 і 3.3. Практично у всьому діапазоні характеристики дизель працює з високими значеннями коефіцієнта надлишку повітря a. Тільки на режимах 2…6 позиціях контролера машиніста (n = 350…560 хв –1) a <2. У результаті температура випускних газів tТ не перевершує припустимого значення 550оС. На основних робочих режимах мають місто малі коефіцієнти залишкових газів (г=0,01…0,04) та достатні з точки зору охолодження деталей циліндро-поршневої групи значення коефіцієнтів утікання повітря (u = 0,05…0,11). Це сприяє зменшенню димності випускних газів та охолодженню випускних клапанів. У діапазоні малих навантажень при n = 300…390 хв-1 наддування практично немає, у результаті чого падає індикаторний і механічний ККД дизеля і збільшується питома ефективна витрата палива. Цьому сприяє також збільшення коефіцієнта залишкових газів г і зменшення коефіцієнта наповнення зvs. Насосні втрати незначні, а на 5=ій позиції контролера машиніста навіть нульові і тому значення механічного ККД доходить до hм = 0,91. Середньоексплуатаційні питомі викиди оксидів азоту gNO =12,3 г/(кВт·год), що менше припустимих gNO =16 г/(кВт·год), тому згідно [22] дизель екологічно небезпечний.
На рисунку 3.4 приведена гістограма розподіли завантаження дизеля в експлуатації за часом (білі прямокутники). Там же показана частка палива, у відсотках, витрачена на кожнім розглянутому режимі експлуатаційної характеристики (чорні прямокутники). Приведене також отримане значення середньо експлуатаційної питомої ефективної витрати палива для 11-ти позиційного варіанту роботи з номінальною потужністю Ne = 883 кВт, яке склала gе сер.е.= 0,2131 кг/(кВт·год). Це надто нижче ніж у тепловозів ТЕМ2М з дизелем ПДГ1М (gе сер.е.= 0,281 кг/(кВт·год)). При роботі на 8-ми позиційному контролері з номінальною потужністю Ne = 588 кВт gе сер.е.= 0,2374 кг/(кВт·год). Це значення теж значно менше ніж у прототипу дизеля 211Д-3М тепловоза ТГМ4М (gе сер.е.= 0,265 кг/(кВт·год)).
В результаті проведеного дослідження можна зробити наступні висновки:
1) Тепловозний дизель 10Д80 (6ЧН26/27) при роботі у складі перспективного вітчизняного тепловозу ТЕМ103 має експлуатаційну паливну економічність на рівні кращих світових зразків і значно перевищує економічність прототипів, як за номінальною потужністю 588 кВт, так й при номінальній потужності 883 кВт;
2) При роботі на 8-ми позиційному контролері машиніста температура випускних газів не перевищує 500оС, рівень утікання продувного повітря знаходиться у межах u = 0,05…0,11, що за даними спеціальних випробувань попередника дизеля Д70 дозволяє стверджувати про надійність роботи випускних клапанів. Максимальний тиск згоряння взагалі низький і не перевершує 11 МПа. Все це сприяє надійній роботі дизеля у експлуатації;
3) При необхідності отримання більших потужностей на окремих тепловозах ТЕМ103 можна забезпечити за допомогою 11-ти позиційного контролера машиніста ще три форсовані режими 670, 780 та 890 кВт по навантажувальній характеристиці при 750 хв-1. При цьому температура випускних газів зростає до 538оС, що не перевищує припустимих значень (550оС), рівень утікання продувного повітря u = 0,06, що сприяє надійності роботи випускних клапанів. Максимальний тиск згоряння зростає до 13 МПа, що за даними КБСД ДП “Завод ім. Малишева” не повинно привести до порушення газового стику.
4) Для універсалізації дизеля 10Д80, як для номінальної потужності 588 кВт, так й для потужності 883 кВт треба використати турбокомпресор ТК18 з площею прохідного перерізу соплового апарата турбіни Fca = 42 см2 (2Ч21 см2).
5) Викиди оксидів азоту дизелем 10Д80 у складі тепловоза ТЕМ103 на 4 г/(кВт.год) менші встановленої норми по ГСТУ 32001-94.
4. СИСТЕМА ЗМАЩУВАННЯ
4.1 Вихідні дані
-Тип маневрового тепловозу ТЕМ 103;
-номінальна ефективна потужність двигуна Ne =883 кВт;
-температура масла на виході з дизеля t'м =86 С0;
- температура води на вході в систему охолодження масла t'В=66,7 С0;
- 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,
втрачена в масло
%;4.2 Розрахунок масло охолоджувача
Розрахунок маслоохолоджувача виконаний для параметрів двигуна при температурі навколишнього середовища
і номінальною потужністю 
.Маслоохолоджувач виконаний жорсткими трубними дошками.4.2.1 Тепловий розрахунок
Годинна витрата палива, кг/год:
(4.1)де gе - з вихідних даних;
Ne - з вихідних даних;
Теплота, яка відведена у масло, кВт:
(4.2)де qм- з вихідних даних;
ВГ - з формули (4.1);
Qрн - нижня теплота згоряння робочої маси палива (для
дизельного палива
= 42500 кДж/кг);Температура масла на виході з теплообмінника °С:
(4.3)де Qм- з формули (4.2);
t'м- з вихідних даних;
Срm- з вихідних даних;
з вихідних даних;Температура води на виході °С:
(4.4)де Qм- з формули (4.2);
t'В- з вихідних даних;
СрВ- з вихідних даних;
Середня температура масла, °С:
(4.5)де t''м - з формули (4.3);
t'м- з вихідних даних;
Середня температура води, °С:
(4.6)де t''В- з формули (4.4);
t'В- з вихідних даних;
Швидкість охолодження води в трубах, м/с:
(4.7)де GВ- з вихідних даних;
ZВ- з вихідних даних;
n- з вихідних даних;
dВН- з вихідних даних;
Коефіцієнт тепловіддачі від стінок трубок до охолоджуючої води кВт/м2 К:
(4.8) 
=7177,49 
=8,345 кВт/м2 Кде
- з формули (4.1.6); 
- з формули (4.1.7);dВН- з вихідних даних;
Хорда сегментної перегородки при центральному куту сегмента
, м: 
(4.9)де
- з вихідних даних;Площа перегородки сегмента, м2:
(4.10)де
- з вихідних даних;