Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 10)

i_дк – общее передаточное число силовой передачи от дизеля к колесам;

η_дк – общий к.п.д. силовой передачи от дизеля к колесам.

Значения i_дк и η_дк вычисляются в соответствии с каждой конкретной схемой силовой передачи для каждой ступени в отдельности и в зависимости от передаточного числа гидротрансформатора.

Значения Мд для формулы (3.31) берут по совмещенной характеристике дизеля и гидротрансформатора в точках пересечения кривых и М_д=f(n_д) при различных значениях 1/i. Для тех же значений 1/i берутся i_дп и η_дп. Зависимость Fk=f(v) строится по формулам (3.30) и (3.31) для всех ступеней скорости.

4 МЕРОПРИЯТИЯ ПОВЫШЕНИЯ ЭКСПЛУАТАЦИОННОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТЕПЛОВОЗОВ С ГИДРОПЕРЕДАЧЕЙ

4.1 Теоретические основы расчета режимов работы гидроагрегатов с учетом потерь

Основой теории расчета гидроагрегатов для неустановившихся режимов работы без учета механических и объемных потерь является уравнение баланса энергии, которое имеет следующий вид

, (4.1)

где соответственно напоры насосного и турбинного колес, суммарный напор гидравлических потерь, суммарный инерционный напор, м.

Путем изменения конструкционных параметров турбинного и реакторного колес, а также с использованием разных методов расчета уравнения баланса энергии (рисунок 4.1, а, б) значение КПД гидротрансформатора изменяет свое значение. В качестве изменяемых конструкционных параметров ГТР были приняты углы наклона лопастей при выходе из турбины β₂₂ и реактора β₃₂ оригинальные значения которых равны 15° и 59° соответственно.

В расчете ГТР использовано уравнение баланса энергии (4.1), включающее усовершенствованную методику определения гидравлических потерь.

Рисунок 4.1 – Гидравлический КПД ГТР

а) сравнение методик (1 – Ю. Н Лаптев; 2 – И. Ф. Семичастнов; 3 – усовершенствованная методика с учетом гидравлических потерь); б) изменение конструкционных параметров турбинного и реакторного колес

4.2 Оценка влияния удельного веса рабочей жидкости на характер переходного процесса гидромеханической системы во время переключения

Удельный вес рабочей жидкости зависит от её температуры и определяется с помощью известной зависимости

(4.2)

где _t - удельный вес жидкости при температуре t, °С,

₁₅ - удельный все жидкости при температуре 15°С, °С,

 - коэффициент объемного расширения жидкости, °С^-1.

Расчет гидромеханических систем выполнялся при равных и не равных удельных весах рабочих жидкостей наполняемого и опорожняемого ГА гидропередачи. Результаты расчета показали, что процесс переключения происходит эффективнее при разных значениях удельного веса рабочих жидкостей наполняемого и опорожняемого ГА (рисунок 4.2 а, б).

Рисунок 4.2 – Относительная мощность во время переключения ГА гидропередачи тепловоза ТГ16М в зависимости от величины смещения при разных значениях удельного веса рабочей жидкости

t₁ – температура рабочей жидкости опорожняемого ГА, °С; t₂ – температура рабочей жидкости наполняемого ГА, °С: а) переключение ГТР – ГТР ; б) переключение ГТР – ГМ

4.3 Практические рекомендации по модернизации существующей САУ гидропередачей тепловоза ТГ16М

Практические рекомендации позволят эффективно совмещать процессы опорожнения и наполнения ГА, а также регулировать величину смещения в зависимости от изменения удельного веса рабочей жидкости ГА, добиваясь максимального КПД гидравлической передачи мощности тепловоза.

Практическую ценность работы составляют:

• рекомендации по выбору оптимального соотношения выходных углов лопастной системы ГА, позволяющие повысить эксплуатационный КПД гидравлической передачи мощности тепловоза;

• рекомендации по улучшению динамики переключения ГА за счет совмещения процессов наполнения и опорожнения ГА гидропередачи с учетом изменения удельного веса рабочей жидкости;

• предложения по совершенствованию САУ гидропередачей, позволяющие улучшить динамические качества гидравлической передачи мощности тепловоза во время переключения ГА.

Улучшение динамики разгона локомотива с гидропередачей.

Нынешний парк дизель-поездов практически устарел и не отвечает современным требованиям пассажирских перевозок. В этой связи необходима его полная переукомплектовка подвижными единицами, обеспечивающими качественный уровень сервисных услуг для пассажиров, а также повышенные технические характеристики для пригородного и местного сообщений.

Отличительной особенностью дизель-поездов для местного сообщения (участки обслуживания – не более 500 км) является то, что их технические характеристики по сравнению с предыдущими сериями (ДР1А, Д1) повышены и составляют: скорость 140 км/ч, среднее ускорение до 20 км/ч не менее 0,8 м/с². В качестве передачи мощности от силовой установки к движущим колесным парам на разрабатываемом подвижном составе возможно применение гидродинамической передачи, которая по многим своим технико-экономическим показателям не уступает электрической.

Для обеспечения предъявляемого к тяговому подвижному составу современного требования – быстрого разгона, он должен проходить по тяговой характеристике, максимально приближенной к характеристике предела по сцеплению колес с реальными, не превышая ее, чтобы исключить боксование. Учитывая небольшую нагрузку на рельсы от колесных пар и достаточно большую мощность по передаче (у рассматриваемых составов удельная мощность силовой установки в продолжительном режиме 5,6 – 7,8 кВт/т), вполне возможно боксование движущих осей при кратковременном снижении коэффициента сцепления колес с рельсами. Это приводит к нестабильности реализации тяговой характеристики и, как следствие, к переходным процессам дизеля, вызывающим повышенный расход топлива.

На тепловозах с гидропередачей режимы трогания и разгона сопровождаются неконтролируемым процессом заполнения пускового гидротрансформатора маслом. При этом сила тяги локомотива растет как вследствие увеличения скорости вращения коленчатого вала дизеля, так и заполнения гидропередачи маслом. В случае срыва сцепления колесных пар с рельсами машинист уменьшает частоту вращения вала дизеля. Однако это действие совершается с некоторым запаздыванием и может оказаться недостаточно эффективным из-за продолжающегося заполнения гидропередачи маслом. В результате возможно разносное боксование, крайне нежелательное в период разгона поезда.

Уменьшить вероятность разносного боксования колесных пар тепловоза с гидропередачей при трогании его с места и разгоне можно разными путями. Во-первых, в противобоксовочную систему целесообразно ввести сигнал по заполнению гидропередачи маслом (например, по давлению масла в пусковом гидротрансформаторе). В соответствии с величиной этого сигнала должно быть скорректировано необходимое снижение частоты вращения коленчатого вала дизеля в случае срыва сцепления колесных пар с рельсами.

Во-вторых, снижение вероятности разносного боксования достигается ограничением темпа увеличения частоты вращения коленчатого вала дизеля при разгоне локомотива. Максимальный темп определяется с использованием известной методики расчета разгона поезда с заполняемой гидропередачей. Методикой учитывается, что в момент окончания заполнения пускового гидротрансформатора маслом сила тяги локомотива не должна оказываться в зоне значений, опасных для срыва сцепления колесных пар с рельсами.

Проверочные расчеты для дизель-поезда ДР1 показали, что максимальный темп увеличения частоты вращения коленчатого вала дизеля по условию обеспечения сцепления колесных пар с рельсами в процессе разгона с заполняемым пусковым гидротрансформатором составляет 56 мин^-1/с. При этом разгон состава займет около 15 с. Расчетный темп может быть обеспечен машинистом при переводе рукоятки контроллера с соответствующей временной выдержкой на каждой позиции (для поезда ДР1 – около 1 с) или автоматически системой управления дизелем, которая плавно изменить частоту вращения его коленчатого вала.

Наконец, уменьшение вероятности разносного боксования колесных пар тепловоза с гидропередачей при трогании и разгоне может создать временное ограничение сверху частоты вращения коленчатого вала дизеля до момента окончания заполнения пускового гидротрансформатора маслом. Или еще вариант: локомотив достигнет такой скорости движения, при которой его сила тяги становится меньше значений, которые вызывают срыв сцепления (12-15 км/ч – для маневровых тепловозов и 30-35 км/ч – для магистральных).

Рисунок 4.3 – Устройство управления тепловозом с гидропередачей при трогании и разгоне

1 – источник питания; 2 – контроллер машиниста; 3 – вентиль пускового гидротрансформатора; 4 – гидропередача; 5 – дизель; 6 – регулятор частоты вращения коленчатого вала дизеля; 7,8,9 – вентили регулятора дизеля; 10,11 – реле давления масла и его размыкающий контакт; 12,13 – реле скорости движения локомотива и его размыкающий контакт; 14,15 – вспомогательное электромагнитное реле и его катушка; 16,17 – размыкающий и замыкающий контакты вспомогательного реле.

Приведенное ограничение частоты вращения коленчатого вала обеспечивается введением в систему управления дизелем дополнительного электромагнитного реле, а также реле давления масла пускового гидротрансформатора и реле скорости движения локомотива. Схема данного устройства управления применительно к тепловозу с трехвентильным регулятором частоты вращения вала дизеля и восьмипозиционным контроллером машиниста (маневровые тепловозы) представлена на рисунке.

Устройство работает следующим образом. При переводе контроллера машиниста 2 с нулевой на первую позицию источник питания 1 подключается к вентилю 3 пускового гидротрансформатора гидропередачи 4. При этом гидротрансформатор начинает заполняться маслом. Дальнейшее увеличение позиций контроллера машиниста вызывает в определенном порядке подключение к источнику питания 1 вентилей 7 и 8 регулятора 6 дизеля 5. Регулятор 6, воздействуя на топливоподачу дизеля, увеличивает частоту вращения его коленчатого вала и связанного с ним муфтой входного вала гидропередачи 4.

В результате сила тяги тепловоза увеличивается, он трогается с места и разгоняется. При переводе контроллера машиниста 2 на пятую — восьмую позиции получает питание последний вентиль 9 регулятора 6 дизеля. Кроме того, собирается цепь на катушку 15 вспомогательного реле 14 (через замкнутые контакты 11 и 13 соответственно реле 10 давления масла пускового гидротрансформатора и реле скорости движения тепловоза 12).

Срабатывание вспомогательного реле 14 вызывает размыкание контакта 16 и замыкание контакта 17. При этом на какой бы из позиций (шестой, седьмой или восьмой) ни находился контроллер машиниста 2, частота вращения коленчатого вала дизеля будет соответствовать шестой позиции контроллера машиниста, так как питание получают первый 7 и третий 9 вентили регулятора дизеля

Представленное ограничение частоты вращения коленчатого вала дизеля будет происходить до тех пор, пока давление масла пускового гидротрансформатора или скорость движения локомотива не вырастут до значений срабатывания соответственно реле давления масла 10 или реле скорости 12. При этом контакты 11 или 13 реле 10 или 12 разомкнутся и обесточат катушку 15 вспомогательного реле 14. которое вернет в исходное состояние свои контакты 16 и 17. В результате снимается ограничение частоты вращения коленчатого вала.

Необходимо отметить, что временное ограничение частоты вращения вала приводного двигателя гидропередачи может быть аналогично выполнено и при использовании на тепловозе четырехвентильного регулятора дизеля, а также шестнадцати- или пятнадцатипозиционного контроллера машиниста, применяемых на магистральных тепловозах. Реализация предлагаемых вариантов совершенствования управления тепловозами с гидропередачей позволит уменьшить вероятность разносного боксования их колесных пар при трогании и разгоне поезда. А это позволит повысить стабильность тяговых характеристик этих локомотивов.

При монтаже рекомендуемой схемы управления частотой вращения коленчатого вала дизеля и заполнением гидротрансформатора гидропередачи маслом используется штатное оборудование локомотива и минимальное количество дополнительного. Достаточно простая и быстрая модернизация тепловозов типа ТГМ и дизель-поездов ДР1 данным устройством в условиях депо позволит автоматизировать и значительно улучшить динамику разгона тяговых единиц и составов, достичь экономии дизельного топлива.

В настоящее время САУ гидропередачей осуществляет частичное наполнение ГА смежных ступеней скорости во время переключения с помощью золотников наполнения [8] или жиклёров, установленных в каналах системы управления электрогидравлическими вентилями [12]. Однако данные способы частичного наполнения смежных ступеней скорости не имеют возможности регулировать опорожнение ГА. Серийная САУ гидропередачей УГП7501200 тепловоза предусматривает слив рабочей жидкости из одного ГА с одновременным наполнением другого ГА [8]. В других САУ гидравлической передачей тепловоза [12] наполнение и опорожнение предлагается регулировать с помощью золотника наполнения и дросселя только для переключения с первой ступени скорости на вторую. Общими недостатками данных систем являются низкий КПД гидропередачи в период переключения ГА и значительное снижение вращающего момента на выходном валу гидропередачи, что несомненно приведет к снижению тяговых усилий и скорости движения тепловоза, особенно при обратном переключении ГА.

Характеристики

Список файлов ВКР